JP3521605B2 - Anti-skid control device - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 【０００１】 【発明の属する技術分野】 この発明は、アンチスキッ
ド制御装置に関するものである。 【０００２】 【従来の技術】 従来のアンチスキッド制御装置にあっ
ては、ＯＮ／ＯＦＦ弁タイプＡＢＳの多くは、アンチス
キッド制御から算出された目標増減圧量を達成するため
に、弁の開閉時間をどれだけにすれば良いかを決定する
液圧サーボ系を持っている。上記液圧サーボは、ハード
システムの持つ増減圧特性を例えばマップの形で持って
おり、ある時点でのマスターシリンダ圧（以下Ｍ／Ｃ圧
と記す）とホイールシリンダ圧（以下、Ｗ／Ｃ圧と記
す）を入力として弁の開閉時間をまたその逆に弁の開閉
時間から達成されるであろうＷ／Ｃ圧変化量を演算する
ためのものである。従って、この対応を高い精度でとる
ためには、入力となるＭ／Ｃ圧とＷ／Ｃ圧を正確に与え
る必要がある。そのためには圧力ピックアップセンサを
用いた検出を行なえば最も正確な値を得ることが可能だ
が、アンチスキッド制御装置の普及に伴いより安価なシ
ステムが望まれる中コスト的に非常に不利なものとなっ
てしまうため、Ｍ／Ｃ圧のみセンサを用い他の圧力は上
記液圧サーボから推定演算値を算出し使用するなどして
いる。一方、センサから取り込まれるＭ／Ｃ圧入力値に
は、ノイズ、ＡＢＳ作動時のポンプモータの脈圧振動、
弁が開閉することによって発生するの脈圧やリザーバか
ら油が還流されることによって生じるＭ／Ｃ圧液圧振動
などさまざまな液圧の変動があり、センサ出力値にはフ
ィルタをかける必要性がある。 【０００３】これらの変動を抑えることを目的に用いら
れるフィルタに、移動平均がある。例えば１０ｍｓ×４
の移動平均を取る場合、４０ｍｓ前から現在にいたるま
でに入力されたセンサ出力値の平均値をフィルタ値とす
る。図７に示す例では、時刻ｔｄでの移動平均値＝（Ａ
＋Ｂ＋Ｃ＋Ｄ）／４、時刻ｔｃでの移動平均値＝（Ｂ＋
Ｃ＋Ｄ＋Ｅ）／４となるのである。この方法は図７のよ
うに変動の大きな入力に対して用いた場合は、本来の値
から大きく離れたものが除外されることになり、各点の
平均的な値が連続的に得られることから、ノイズ等の高
周波の波形整形を行なうために用いられる。しかし、過
去の情報から現在の値を算出しているため、その値には
遅れが含まれることになってしまう。特に図８のように
変化量が一定方向の入力に対しては、その遅れが大きく
現れる結果となる。 【０００４】次にＷ／Ｃ圧の推定方法について簡単に説
明すると、通常ブレーキ時Ｗ／Ｃ圧はＭ／Ｃ圧と等しい
ためその推定圧も推定Ｗ／Ｃ圧＝Ｍ／Ｃ圧として与える
ことが出来るが、アンチスキッド制御が開始するとＷ／
Ｃには制御圧が送られＭ／Ｃ圧≧Ｗ／Ｃ圧の関係を持つ
ようになる。よって制御中の推定Ｗ／Ｃ圧の算出方法
は、通常ブレーキから制御に移行する時点でのＷ／Ｃ圧
（＝Ｍ／Ｃ圧）を初期値として、アンチスキッド制御か
ら算出した目標増減圧量を上記液圧サーボを用いて算出
した弁の開閉時間により実際に達成出来ているとして、
制御周期ごとに相対的に加減して求めていくのである。 【０００５】 【発明が解決しようとする課題】 しかしながら、移動
平均を用いたフィルタをかけると、そこから算出された
値には必ず遅れが生じてしまうため、Ｍ／Ｃ圧に常時こ
のフィルタをかけた場合、通常ブレーキから制御に移行
する時点ｔ２では推定Ｗ／Ｃ圧の初期値に誤差Ｅが出て
しまう。また上記推定Ｗ／Ｃ圧の算出方法に従い相対的
に演算を行っていくと、この誤差Ｅは随時付加されたま
まとなり不正確な推定圧を持ち続けることになる（図
６）という問題がでてくる。 【０００６】 【課題を解決するための手段】 この発明は、このよう
な従来の問題点に着目してなされたもので、本発明のア
ンチスキッド制御装置は、上記目的を達成するために、
その人出力基本概念図は、図１に示すようになってい
る。車輪速センサからの出力より車輪速Ｖｗを演算し、
更に車輪加速度と推定車体速を演算し、それらから増減
圧量を演算するアンチスキッド制御手段ａや、駆動パル
スを出力する駆動パルス出力手段ｂや、マスタシリンダ
圧センサｇや、電磁弁駆動パルスのオン／オフに応じた
減圧時の減圧量推定または増圧時の増圧量推定を行うこ
とで、各周期ごとの液圧を推定しながら電磁弁駆動パル
スのデューティ比を演算する液圧サーボｃなどを備えた
アンチスキッド装置において、マスタシリンダ圧センサ
ｇからの生波形値とノイズやポンプモータによる液圧振
動をカットするための高周波用液圧フィルタｄと、制御
周期に従って行われる電磁弁の開閉によって発生する液
圧変動を滑らかにするための低周波用液圧フィルタｅと
を、アンチスキッド作動状況、または電磁弁の開閉に応
じて切り換えるマスタシリンダ圧用フィルタ切り換え判
断手段ｆを設けた。以上の構成により、通常ブレーキか
らアンチスキッド制御への切り換え時の液圧推定におい
て、実Ｗ／Ｃ圧と推定Ｗ／Ｃ圧との誤差を生ずることな
く、またその後のソレノイドバルブ駆動パルス・デユー
ティ比演算も、より正確にＷ／Ｃ圧を推定しながら任意
の液圧への制御を行うことが可能となる。 【０００７】 【発明の実施の形態】 以下、この発明の実施の形態を
図面に基づいて説明する。図２は、この発明の一実施の
形態の構成を示す図である。簡単化のためシステムの１
ｃｈ分の構成のみを示してある。図中の１０は車輪であ
り、そこにはホイルシリンダ１１が備えられている。１
はブレーキペダル、２はブースタ、３はリザーバで、４
はマスタシリンダである。マスタシリンダ４にはその出
力圧を検出するマスタシリンダ圧センサ２２が設けられ
ている。マスタシリンダ４と各ホイルシリンダ１１の間
にはアンチスキット装置ＡＢＳが備わっている。このア
ンチスキット装置ＡＢＳにおいて、１２はインレットバ
ルブ、１３はアウトレットバルブで、各バルブ１２，１
３は電磁弁であり、増圧時には上記インレットバルブ１
２が、減圧時には上記アウトレットバルブ１３が制御さ
れて駆動する。減圧によってリサーバ８に溜まったブレ
ーキ液はモータ６によって駆動されるポンプ７によって
インレットバルブ１２の上流に戻される。 【０００８】アンチスキット装置ＡＢＳの各バルブ１
２，１３はコントローラ２０の出力信号によって制御さ
れる。コントローラ２０には車輪速センサ２１からの信
号Ｖｗが入力される。ブレーキスイッチ２３の信号やマ
スタシリンダ圧センサ２２からのセンサ出力値もコント
ローラ２０に入力される。 【０００９】次に、実施の形態の作用を説明する。図１
がコントローラ２０によって実行される制御プログラ
ム、すなわち本発明の入出力概念図であり、その１例と
なる制御フローチャートを図３に示す。この処理は制御
時間５０ｍｓに対し、例えば１ループ５ｍｓごとに計算
されて遂行される。まず、ステップｓ１００にて、車輪
速センサ２１からの信号である車輪速Ｖｗｉ（ｉ＝１〜
４）を読み込む。次に、ステップｓ１０１において、車
輪速Ｖｗｉより車輪加速度Ｖｗｄを算出する。本実施の
形態では、例えば３０ｍｓｅｃ間の速度差から求めるこ
とにする。 【００１０】次に、ステップｓ１０２にて、擬似車体速
Ｖｉを算出する。本実施の形態では、通常のＡＢＳで用
いられる方法で擬似車体速Ｖｉを算出することにする。
すなわち、各輪１０の車輪速Ｖｗにフィルタをかけ、よ
り車体速度に近いＶｗｆｉ（ｉ＝１一４）を各輪１０で
算出し、制動時／非制動時などの条件により、各Ｖｗｆ
ｉから最も大きいものを選択するなどして最も車体速度
に近いＶｗｆ（車体速中間値と呼ぶ）を算出し、さらに
この車体速中間値Ｖｗｆをもとに擬似車体速度Ｖｉを求
めている。 【００１１】次に、ステップｓ１０３にて目標増減圧量
△Ｐ＊を算出する。本実施の形態では、アンチスキッド
制御は、ＰＤ制御とする。簡単に説明すると、各輪の車
輪速Ｖｗと擬似車体速Ｖｉと車輪加速度Ｖｗｄより、次
式にしたがって目標増減圧量△Ｐ＊を算出する。 △Ｐ＊＝ｋｐ＊（Ｖｗ＊−Ｖｗ）＋ｋｄ＊（Ｖｗｄ＊−
Ｖｗｄ） ここでｋｐ，ｋｄは制御ゲインであり、走行状態に応じ
て変更される。また、Ｖｗ＊は車輪速の目標値であり、
例えば、Ｖｗ＊＝Ｖｉ＊α（αは目標スリップ率）など
で求める。また、Ｖｗｄ＊は車輪加速度の目標値であ
り、例えばＶｗｄ＊＝１．２ｇ＋β（βは路面μ判断に
より変更される）などとして求める。達成Ｗ／Ｃ圧＝現
在のＷ／Ｃ圧十△Ｐ＊として求めた達成Ｗ／Ｃ圧は、実
Ｗ／Ｃ圧が必ず零または正値をとることから、もしこれ
が負値となる場合は△Ｐ＊＝０と補正する。 【００１２】次に、ステップｓ１０４にてＡＢＳの開始
判断を行なう。例えば、算出した上記目標増減圧量△P
＊または車輪のスリップ率（１−V ｗ／Ｖｉ）が設定し
たしきい値を越えることを条件に、通常ブレーキからＡ
ＢＳ制御に切り換えを行なう。 【００１３】ステップｓ１０５では、制御周期カウンタ
が零か否か、つまり、現在の演算ループが制御周期上に
あるか否かを判断する。制御周期上にないのならば、ス
テップｓ１０８で制御周期カウンタをインクリメントし
て再びこのループの上流に戻す。制御周期上にある場合
は、ステップｓ１０７で、ソレノイドバルブ駆動パルス
デューティ比演算を行う。 【００１４】液圧サーボであるソレノイドバルブ駆動パ
ルスーデューティ比演算ルーティンを説明したものが図
４である。まず、ステップｓ２００にて後述する方法で
算出されたマスタシリンダ圧を入力する。 【００１５】次に、ステップｓ１０７にてＷ／Ｃ圧の推
定を行う。本実施の形態では、後述する方法で算出され
た前回のパルスデューティ比よりＷ／Ｃ圧を推定するも
のとする。（次のステップ以降参照）そして、ステップ
ｓ２０１以降でソレノイドバルブ駆動パルスーデューテ
ィ比を算出する。 【００１６】詳しく説明すると、まず、ステップｓ２０
１でパルス・デューティ比ＤＴの初期値を設定する。本
実施の形態では、ＤＴ＝０とする。（ＤＴはパルス出力
周期Ｔ、例えば５０ｍｓｅｃ中のバルブを開いている時
間。例えばＤＴ＝１０ｍｓｅｃなどとして定義する。） 次に、ステップｓ２０２では目標増減圧量△Ｐ＊の正負
を判断し、△Ｐ＊＞０の場合は増圧なので、ステップｓ
２０３に進み、増圧特性アクチュエータモデルによりＭ
／Ｃ圧と現在のＷ／Ｃ圧とデューティ比ＤＴより増圧量
△Ｐｉｎｃを算出する。本実施の形態では、例えばＤＴ
＝５ｍｓｅｃの時の特性を基本として、そのアクチュエ
ータモデル（特性）を持ち、Ｍ／Ｃ圧と現在のＷ／Ｃ圧
よりＤＴ＝５ｍｓｃｃの時の減圧量△Ｐｉｎｃを算出
し、例えば、ＤＴ＝１０ｍｓｃｃの時は、その２倍とす
るなどしてモデルの簡略化を行っている。また△Ｐ＊＜
０の場合は、ステップｓ２０４に進み、減圧特性アクチ
ュエータモデルにより、Ｍ／Ｃ圧と現在のＷ／Ｃ圧とデ
ューティ比ＤＴより増圧量△Ｐｄｅｃを算出する。減圧
時も増圧時と同様にモデルの簡略化を行って算出してい
る。また△Ｐ＊＝０の場合は、保持を行うため、この時
点でインレットバルブ１２及びアウトレットバルブ１３
の開弁時問ＤＴはそれぞれ０ｍｓと決定される。 【００１７】次に、ステップｓ２０５以降では、現在の
デューティ比が適切がどうかを判断する。まず、ステッ
プｓ２０５では、目標増減圧量△ｐ＊と上記ステップで
算出した△Ｐｄｅｃまたは△Ｐｉｎｃとの差である△Ｐ
ｎを計算する。増圧時は△Ｐｎ＝△Ｐ＊−△Ｐｉｎｃ、
減圧時は△Ｐｎ＝△Ｐｄｅｃ−△Ｐ＊と設定する。 【００１８】ステップｓ２０６では、この△Ｐｎの正負
を判断する。つまり、△Ｐｎが正の場合は、現在のデュ
ーティ比では目標の増減圧量まで増減圧されていないこ
とになるため、ステップｓ２０７に進み、ＤＴ＜Ｔ、つ
まり、増減圧時間がパルス出力周期に達しておらず、ま
だ増減圧分を増やせる状態ならば、ステップｓ２０８に
進み、デューティ比をインクリメントしてステップｓ２
０２の上流に戻し、もう一度推定し直す。（ここで１だ
けインクリメントしているが、アクチュエータモデルの
基本をＤＴ＝５ｍｓｅｃとした場合には５インクリメン
トするようにする。ステップｓ２１０のデクリメントも
同様）ＤＴ＝Ｔならば、これ以上ＤＴは大きくできない
ので、ＤＴ＝Ｔに決定される。 【００１９】逆に△Ｐｎが負となった場合は、現在のデ
ューティで十分に目標の増減圧量が可能であると判断で
きるために、ステップｓ２０９に進み一つ前の△Ｐｎ−
１と現在の△Ｐｎの絶対値を比較して、小さいほうを選
択する。 【００２０】つまり、｜△Ｐｎ｜≧｜△Ｐｎ−１｜の場
合は、前回のデューティ比を選択するようにステップｓ
２１０にてＤＴをデクリメントする。目標増圧量△Ｐ＊
に対し、｜△Ｐｎ｜≧｜△Ｐｎ−１｜となるために一つ
前のデューティ比が選択したほうが目標増圧量△Ｐ＊に
近い値に制御できるからである。逆に｜△Ｐｎ｜＜｜△
Ｐｎ−１｜の場合は今回のデューティ比を選択するため
にデクリメントは行わずに、ステップｓ１０７に進む。
次に、ステップｓ１０７では、算出されたデューティ比
より、実際にバルブを駆動させた場合Ｗ／Ｃ圧がどれだ
け変化するかを上記ソレノイドバルブ駆動パルス・デュ
ーティ比演算ルーティンと同様、アクチュエータモデル
を用いて算出する。基本的にはステップｓ２０３からス
テップｓ２０５で行ったものと同様に増圧量△Ｐｉｎ
ｃ．と減圧量△Ｐｄｅｃ．を算出したデューティ比に応
じた割合で足し合わせ、それを現在の推定Ｗ／Ｃ圧に加
算することで次の（制御周期５０ｍｓ後の）推定Ｗ／Ｃ
圧が相対的に求められる。 【００２１】次に、ステップｓ１０８で制御周期カウン
タをインクリメントしてこのルーチンの上流にもどす。 【００２２】次に、ステップｓ２００におけるマスタシ
リンダ圧センサ入力値演算ルーティンを説明したものが
図５である。まず、ステップｓ３００では、ＡＢＳ制御
中であるかどうかを判断する。これは前記ステップｓ１
０４で行った判断をそのまま用いて行なう。通常ブレー
キ時の場合はステップｓ３０１に進み、ＡＢＳ制御中で
あればステップｓ３０２に進む。 【００２３】次に、ステップｓ３０１では、フィルタを
用いずにセンサ出力値をそのまま使用することとする。
この場合、ノイズ等が液圧に乗ったままとなるが、フィ
ルタをかけることによって発生してしまう遅れを最大の
懸念としており、ノイズよりも遅れが出ないことを最優
先に考えている。 【００２４】次に、ステップｓ３０２では、ＡＢＳ制御
において第１回目の増圧以降であるか否かを判断する。
ＡＢＳ制御が開始されると油を還流させるためのポンプ
７のモータ６が回り始めるため、Ｍ／Ｃ圧にもその高周
波の振動が乗ってしまう。またそれとは別にＭ／Ｃ圧は
Ｗ／Ｃ圧の増減圧にあわせて低周波で振幅の大きな液圧
変動を発生する。よって、通常ブレーキから制御に入っ
て第１回目の増圧が行われるまでは、Ｍ／Ｃ圧に乗る振
動はノイズとモータ６の高周波なものであり、第１回目
の増圧以降はその後の制御によってＷ／Ｃ圧が大きく振
動したり、またバルブ１２，１３の機械的な開閉によっ
て生じる脈圧のため、その時の液圧振動は上記高周波振
動に加えて低周波で振幅の大きなものとなる。まだ第１
回目の増圧を行っていなければステップｓ３０３に行
き、第１回目の増圧以降であればステップｓ３０４に行
く。 【００２５】次にステッブｓ３０３では、ノイズとモー
タ６のによる振動を消すために高周波フィルタを用い
る。前記移動平均を用いた場合、変動の小さい高周波が
対象である方が遅れも小さいため、この領域で発生する
Ｍ／Ｃ圧の遅れは小さく前記液圧サーボによる開弁時問
の演算も正確に行なうことが出来る。 【００２６】次にステップｓ３０４では、ＡＢＳ制御に
よってＷ／Ｃ圧の大きな増減圧が開始されるため、Ｍ／
Ｃ圧に乗る振動は上記高周波振動に加えて低周波で振幅
の大きなものとなる。よってこの領域では、遅れよりも
その大きな圧変動を抑えることを最大の目的として低周
波用フィルタを用いる。制御開始時の１回目の減圧量は
それ以降に比べて液圧変動が大きく、その問はずっとＭ
／Ｃ圧が昇圧し続けることになるため、上記移動平均値
の特性から誤差が大きく発生してしまう。よって、この
遅れが大きく出る低周波用フィルタはここから使用する
ことにする。 【００２７】図６に上記フローチャートに記述したフィ
ルタの切り換え行程を改めて時系列で説明する。時刻ｔ
１から時刻ｔ２までの通常ブレーキ領域では、時刻ｔ２
での誤差発生が起こらないようにマスタシリンダ圧セン
サ２２入力値をそのまま使用する。次に時刻ｔ２から時
刻ｔ３の、ＡＢＳ制御には入ったがＭ／Ｃ圧がまだ上昇
し続けている間では、電気的ノイズに加えてポンプモー
タの振動が乗るだけなので遅れの小さな高周波用フィル
タをかける。時刻ｔ３以降の制御による液圧変動の影響
がＭ／Ｃ圧にも発生する領域では、低周波用フィルタを
使用して電磁弁の作動による脈圧や、更には弁の開閉か
ら油の還流によって生じる液圧変動を抑える。 【００２８】以上の通り、フィルタの必要性や種類をＡ
ＢＳの作動状況、または弁の開閉に応じてフィルタを使
い分けることにより、実Ｗ／Ｃ圧と推定Ｗ／Ｃ圧との間
に誤差が生じることなく、また液圧サーボにおいてより
適切なデューティ比を選択することが可能となる。 【００２９】このように、マスタシリンダ圧センサ２２
からの生波形値と、ノイズやモータ６による液圧振動を
カットするための高周波用液圧フィルタと、制御周期に
従って行われる各バルブ１２，１３の開閉によって発生
する液圧変動を滑らかにするための低周波用液圧フィル
タとを、ＡＢＳの作動状況、またはバルブ１２，１３の
開閉に応じて切り換えるマスタシリンダ圧用フィルタ切
り換え判断手段を備えることで、通常ブレーキからＡＢ
Ｓ制御への切り換え時の液圧推定において、実Ｗ／Ｃ圧
と推定Ｗ／Ｃ圧との誤差を生ずることなく、またその後
のソレノイドバルブ駆動パルス・デユーティ比演算も、
より正確に液圧を推定しながら任意の液圧への制御を行
うことが可能となる。 【００３０】以上、本考案の実施の形態を図面により詳
述してきたが、具体的な構成はこの実施の形態に限られ
るものではなく、本考案の要旨を逸脱しない範囲におけ
る設計の変更等があっても、本考案に含まれる。 【００３１】 【発明の効果】 以上説明してきたように、この発明に
よれば、マスタシリンダ圧センサからの生波形値とノイ
ズやポンプモータによる液圧振動をカットするための高
周波用液圧フィルタと、制御周期に従って行われる電磁
弁の開閉によって発生する液圧変動を滑らかにするため
の低周波用液圧フィルタとを、ＡＢＳの作動状況、また
は電磁弁の開閉に応じて切り換えるマスタシリンダ圧用
フィルタ切り換え判断手段を設けた構成としたため、通
常ブレーキからアンチスキッド制御に移行した際に、実
ホイールシリンダ圧と推定ホイールシリンダ圧との誤差
を生じることが無く、また、その後においても正確にホ
イールシリンダ圧を推定しながら電磁弁によるブレーキ
液圧制御を的確に行うことができるという効果が得られ
る。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an anti-skid control device. 2. Description of the Related Art In a conventional anti-skid control device, most of the ON / OFF valve type ABSs have a valve opening / closing time to achieve a target pressure increase / decrease amount calculated from the anti-skid control. Has a hydraulic servo system that determines how much should be set. The hydraulic servo has a pressure increasing / decreasing characteristic of a hardware system, for example, in the form of a map, and a master cylinder pressure (hereinafter referred to as M / C pressure) and a wheel cylinder pressure (hereinafter referred to as W / C pressure) at a certain point in time. ) To calculate the amount of change in W / C pressure that would be achieved from the opening and closing time of the valve and vice versa. Therefore, in order to take this measure with high accuracy, it is necessary to accurately supply the input M / C pressure and W / C pressure. For this purpose, the most accurate value can be obtained by performing detection using a pressure pickup sensor.However, with the spread of anti-skid control devices, a more inexpensive system is desired, which is very disadvantageous in terms of cost. Therefore, only the M / C pressure sensor is used, and for other pressures, an estimated operation value is calculated from the hydraulic servo and used. On the other hand, the M / C pressure input value taken from the sensor includes noise, pulse pressure vibration of the pump motor during ABS operation,
There are various fluid pressure fluctuations such as the pulse pressure generated by opening and closing the valve and the M / C pressure hydraulic vibration caused by the recirculation of oil from the reservoir, and it is necessary to filter the sensor output value. is there. [0003] A moving average is one of the filters used to suppress these fluctuations. For example, 10ms × 4
When the moving average is obtained, the average value of the sensor output values input from 40 ms before to the present is set as the filter value. In the example shown in FIG. 7, the moving average value at time td = (A
+ B + C + D) / 4, moving average value at time tc = (B +
C + D + E) / 4. When this method is used for an input with large fluctuations as shown in FIG. 7, the one that is far from the original value is excluded, and the average value of each point is continuously obtained. Therefore, it is used for shaping a high-frequency waveform such as noise. However, since the current value is calculated from the past information, the value includes a delay. In particular, as shown in FIG. 8, when the change amount is input in a constant direction, the delay is large. Next, the method of estimating the W / C pressure will be briefly described. Since the W / C pressure during normal braking is equal to the M / C pressure, the estimated pressure is also given as the estimated W / C pressure = M / C pressure. However, when the anti-skid control starts, W /
Control pressure is sent to C so that M / C pressure ≧ W / C pressure. Therefore, the method of calculating the estimated W / C pressure during control is based on the target pressure increase / decrease amount calculated from the anti-skid control using the W / C pressure (= M / C pressure) at the time of transition from the normal brake to the control as an initial value. Is actually achieved by the opening and closing time of the valve calculated using the hydraulic servo,
The value is relatively adjusted for each control cycle. [0005] However, if a filter using a moving average is applied, a value calculated therefrom is always delayed, so that this filter is always applied to the M / C pressure. In this case, an error E appears in the initial value of the estimated W / C pressure at time t2 when the control shifts from the normal brake to the control. Further, if the calculation is performed relatively in accordance with the above-mentioned method of calculating the estimated W / C pressure, the error E is added as needed and the inaccurate estimated pressure is maintained (FIG. 6). Come. The present invention has been made in view of such a conventional problem, and an anti-skid control device of the present invention has been developed in order to achieve the above object.
The basic concept diagram of the human output is as shown in FIG. Calculate the wheel speed Vw from the output from the wheel speed sensor,
Further, anti-skid control means a for calculating the wheel acceleration and the estimated vehicle speed and calculating the pressure increase / decrease amount from them, a drive pulse output means b for outputting a drive pulse, a master cylinder pressure sensor g, and a solenoid valve drive pulse A hydraulic servo c that calculates the duty ratio of the solenoid valve drive pulse while estimating the hydraulic pressure in each cycle by estimating the amount of pressure reduction during pressure reduction or the amount of pressure increase during pressure increase according to ON / OFF. In the anti-skid device equipped with a high frequency, a high frequency hydraulic filter d for cutting off a raw waveform value and noise from the master cylinder pressure sensor g and a hydraulic vibration by a pump motor, and opening and closing of an electromagnetic valve according to a control cycle And a low-frequency hydraulic filter e for smoothing hydraulic pressure fluctuations caused by the anti-skid operating condition or opening and closing of the solenoid valve. Provided Tashirinda pressure filter switching determination unit f. With the above configuration, in estimating the hydraulic pressure at the time of switching from the normal brake to the anti-skid control, the error between the actual W / C pressure and the estimated W / C pressure does not occur, and the solenoid valve drive pulse duty ratio is thereafter reduced. In the calculation, it is possible to perform control to an arbitrary hydraulic pressure while estimating the W / C pressure more accurately. Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 2 is a diagram showing a configuration of an embodiment of the present invention. System 1 for simplicity
Only the configuration for ch is shown. Reference numeral 10 in the drawing denotes wheels, on which a wheel cylinder 11 is provided. 1
Is a brake pedal, 2 is a booster, 3 is a reservoir, 4
Is a master cylinder. The master cylinder 4 is provided with a master cylinder pressure sensor 22 for detecting the output pressure. An anti-skid device ABS is provided between the master cylinder 4 and each wheel cylinder 11. In this anti-skid device ABS, 12 is an inlet valve, 13 is an outlet valve, and each valve 12, 1
Numeral 3 denotes a solenoid valve, and when the pressure is increased, the inlet valve 1
When the pressure is reduced, the outlet valve 13 is controlled and driven. The brake fluid accumulated in the reservoir 8 due to the pressure reduction is returned to the upstream of the inlet valve 12 by the pump 7 driven by the motor 6. Each valve 1 of the anti-skid device ABS
2 and 13 are controlled by the output signal of the controller 20. The controller 20 receives a signal Vw from the wheel speed sensor 21. A signal from the brake switch 23 and a sensor output value from the master cylinder pressure sensor 22 are also input to the controller 20. Next, the operation of the embodiment will be described. FIG.
Is a control program executed by the controller 20, that is, an input / output conceptual diagram of the present invention, and a control flowchart as an example thereof is shown in FIG. This process is calculated and executed for every control loop time of 5 ms, for example, every 5 ms. First, in step s100, the wheel speed Vwi (i = 1 to 1) which is a signal from the wheel speed sensor 21 is used.
Read 4). Next, in step s101, a wheel acceleration Vwd is calculated from the wheel speed Vwi. In the present embodiment, it is determined from the speed difference between, for example, 30 msec. Next, at step s102, a pseudo vehicle speed Vi is calculated. In the present embodiment, the pseudo vehicle speed Vi is calculated by a method used in normal ABS.
That is, the wheel speed Vw of each wheel 10 is filtered, and Vwfi (i = 1-14) closer to the vehicle speed is calculated for each wheel 10, and each Vwf is determined according to conditions such as braking / non-braking.
Vwf (referred to as the vehicle body speed intermediate value) closest to the vehicle body speed is calculated by selecting the largest vehicle speed from i, and the pseudo vehicle body speed Vi is obtained based on the vehicle body speed intermediate value Vwf. Next, at step s103, a target pressure increase / decrease amount ΔP * is calculated. In the present embodiment, the anti-skid control is PD control. In brief, a target pressure increase / decrease amount ΔP * is calculated from the wheel speed Vw of each wheel, the pseudo vehicle body speed Vi, and the wheel acceleration Vwd according to the following equation. ΔP * = kp * (Vw * −Vw) + kd * (Vwd * −
Vwd) Here, kp and kd are control gains, which are changed according to the running state. Vw * is a target value of the wheel speed,
For example, it is obtained by Vw * = Vi * α (α is a target slip ratio). Vwd * is a target value of the wheel acceleration, and is obtained as, for example, Vwd * = 1.2 g + β (β is changed by the road surface μ judgment). Achieved W / C pressure = Current W / C pressure △ P * The achieved W / C pressure is always zero or a positive value because the actual W / C pressure takes a negative value. Correct as ΔP * = 0. Next, at step s104, the start of ABS is determined. For example, the calculated target pressure increase / decrease amount △ P
* Or, if the wheel slip ratio (1-Vw / Vi) exceeds the set threshold, A
Switch to BS control. In step s105, it is determined whether or not the control cycle counter is zero, that is, whether or not the current operation loop is on the control cycle. If it is not on the control cycle, the control cycle counter is incremented in step s108, and the flow returns to the upstream of this loop again. If it is on the control cycle, a solenoid valve drive pulse duty ratio calculation is performed in step s107. FIG. 4 illustrates a routine for calculating a solenoid valve driving pulse-duty ratio as a hydraulic servo. First, at step s200, a master cylinder pressure calculated by a method described later is input. Next, at step s107, the W / C pressure is estimated. In the present embodiment, it is assumed that the W / C pressure is estimated from the previous pulse duty ratio calculated by a method described later. (Refer to the following steps) The solenoid valve driving pulse-duty ratio is calculated in step s201 and subsequent steps. More specifically, first, step s20
1 sets the initial value of the pulse duty ratio DT. In the present embodiment, DT = 0. (DT is the pulse output period T, for example, the time during which the valve is open during 50 msec. For example, DT is defined as 10 msec.) Next, in step s202, it is determined whether the target pressure increase / decrease amount ΔP * is positive or negative. If *> 0, the pressure is increased, so step s
Proceeding to 203, M
The pressure increase amount ΔPinc is calculated from the / C pressure, the current W / C pressure, and the duty ratio DT. In the present embodiment, for example, DT
= 5 msec, the actuator model (characteristic) is used, and the pressure reduction amount △ Pinc when DT = 5 mscc is calculated from the M / C pressure and the current W / C pressure, for example, DT = 10 mscc In this case, the model is simplified by, for example, doubling it. Also △ P * <
If the value is 0, the process proceeds to step s204, and the pressure increase amount △ Pdec is calculated from the M / C pressure, the current W / C pressure, and the duty ratio DT using the pressure reduction characteristic actuator model. Also at the time of pressure reduction, calculation is performed by simplifying the model as in the case of pressure increase. When △ P * = 0, the inlet valve 12 and the outlet valve 13
Are determined to be 0 ms, respectively. Next, after step s205, it is determined whether the current duty ratio is appropriate. First, in step s205, ΔP *, which is the difference between the target pressure increase / decrease amount Δp * and ΔPdec or ΔPinc calculated in the above step.
Calculate n.圧 Pn = △ P *-△ Pinc during pressure increase,
At the time of pressure reduction, △ Pn = △ Pdec- △ P * is set. In step s206, it is determined whether this ΔPn is positive or negative. In other words, when ΔPn is positive, it means that the pressure has not been increased or decreased to the target amount of increase or decrease in pressure at the current duty ratio. If it has not been reached and the increase / decrease amount can still be increased, the process proceeds to step s208, where the duty ratio is incremented and step s2 is performed.
Return to the upstream of 02 and estimate again. (Here, the increment is incremented by 1. However, when DT = 5 msec is used as the basis of the actuator model, the increment is incremented by 5. The same applies to the decrement in step s210.) If DT = T, DT cannot be increased any further. Therefore, DT = T is determined. On the other hand, if ΔPn is negative, it can be determined that the target duty increase / decrease amount can be sufficiently achieved with the current duty, and the process proceeds to step s209, where the immediately preceding ΔPn−
1 is compared with the current absolute value of △ Pn, and the smaller one is selected. That is, when | △ Pn | ≧ | △ Pn−1 |, the step s is performed so that the previous duty ratio is selected.
At 210, DT is decremented. Target pressure increase amount △ P *
On the other hand, if | △ Pn | ≧ | △ Pn−1 | is satisfied, it is possible to control the value closer to the target pressure increase amount ΔP * by selecting the previous duty ratio. Conversely, | △ Pn | <| △
In the case of Pn-1 |, the process proceeds to step s107 without decrementing to select the current duty ratio.
Next, in step s107, based on the calculated duty ratio, how much the W / C pressure changes when the valve is actually driven is determined using an actuator model in the same manner as in the solenoid valve driving pulse / duty ratio calculation routine. And calculate. Basically, the pressure increase amount △ Pin is similar to that performed in steps s203 to s205.
c. And the reduced pressure amount {Pdec. Are added at a rate corresponding to the calculated duty ratio, and the result is added to the current estimated W / C pressure to obtain the next estimated W / C (after a control cycle of 50 ms).
Pressure is relatively determined. Next, in step s108, the control cycle counter is incremented and the process returns to the upstream of this routine. FIG. 5 illustrates the routine for calculating the input value of the master cylinder pressure sensor in step s200. First, in step s300, it is determined whether the ABS control is being performed. This corresponds to step s1
The determination is made using the determination made in step 04 as it is. In the case of normal braking, the process proceeds to step s301. If the ABS control is being performed, the process proceeds to step s302. Next, in step s301, the sensor output value is used as it is without using a filter.
In this case, noise or the like remains on the hydraulic pressure, but the delay caused by applying the filter is of greatest concern, and the highest priority is given to the fact that there is no delay beyond the noise. Next, in step s302, it is determined whether or not it is after the first pressure increase in the ABS control.
When the ABS control is started, the motor 6 of the pump 7 for recirculating the oil starts to rotate, so that the high-frequency vibration is also applied to the M / C pressure. In addition, the M / C pressure generates a low-frequency, large-amplitude hydraulic pressure fluctuation in accordance with the increase / decrease of the W / C pressure. Therefore, the vibration applied to the M / C pressure is the noise and the high frequency of the motor 6 until the first pressure increase is performed after the control is started from the normal brake. Due to the control, the W / C pressure greatly vibrates, or the pulse pressure generated by the mechanical opening and closing of the valves 12, 13 causes the hydraulic vibration at that time to have a large amplitude at a low frequency in addition to the high frequency vibration. . Still first
If the first pressure increase has not been performed, the process proceeds to step s303. If the first pressure increase is performed, the process proceeds to step s304. Next, at step s303, a high-frequency filter is used to eliminate noise and vibration caused by the motor 6. In the case of using the moving average, since the delay is smaller in the case of a high frequency having a small fluctuation, the delay of the M / C pressure generated in this region is small, and the calculation of the valve opening time by the hydraulic servo can be accurately performed. You can do it. Next, at step s304, since the W / C pressure is greatly increased / decreased by the ABS control, M / C
The vibration riding on the C pressure has a large amplitude at a low frequency in addition to the high frequency vibration. Therefore, in this region, a low-frequency filter is used for the greatest purpose of suppressing the pressure fluctuation larger than the delay. The first pressure reduction amount at the start of the control has a larger fluid pressure fluctuation than that after that,
Since the / C pressure continues to increase, a large error occurs due to the characteristics of the moving average value. Therefore, a low-frequency filter that causes a large delay will be used here. FIG. 6 is a time-series description of the filter switching process described in the above flowchart. Time t
In the normal braking region from 1 to time t2, at time t2
In this case, the input value of the master cylinder pressure sensor 22 is used as it is so that the error does not occur. Next, during the period from time t2 to time t3, when the ABS control is started but the M / C pressure is still increasing, only the vibration of the pump motor is added in addition to the electrical noise, so the high-frequency filter with a small delay is used. multiply. In a region in which the influence of the fluid pressure fluctuation due to the control after time t3 also occurs in the M / C pressure, a pulse for the operation of the solenoid valve using a low-frequency filter or a return of oil from opening and closing of the valve is used. Reduce the resulting hydraulic pressure fluctuations. As described above, the necessity and type of the filter
By properly using the filter according to the operation state of the BS or the opening and closing of the valve, an error does not occur between the actual W / C pressure and the estimated W / C pressure, and a more appropriate duty ratio can be obtained in the hydraulic servo. It becomes possible to select. As described above, the master cylinder pressure sensor 22
And a high-frequency hydraulic filter for cutting noise and hydraulic vibration caused by the motor 6, and for smoothing hydraulic pressure fluctuations generated by opening and closing the valves 12 and 13 in accordance with the control cycle. The master cylinder pressure filter switching determination means for switching between the low frequency hydraulic filter and the low frequency hydraulic filter according to the ABS operating condition or the opening and closing of the valves 12 and 13 is provided.
In the estimation of the hydraulic pressure at the time of switching to the S control, no error occurs between the actual W / C pressure and the estimated W / C pressure, and the subsequent operation of the solenoid valve driving pulse duty ratio is also performed.
It is possible to perform control to an arbitrary hydraulic pressure while estimating the hydraulic pressure more accurately. Although the embodiment of the present invention has been described in detail with reference to the drawings, the specific configuration is not limited to this embodiment, and a design change or the like may be made without departing from the gist of the present invention. Anything is included in the present invention. As described above, according to the present invention, there is provided a high-frequency hydraulic filter for cutting a noise and a hydraulic vibration caused by a pump motor with a raw waveform value from a master cylinder pressure sensor. A master cylinder pressure filter for switching between a low frequency hydraulic filter for smoothing a hydraulic pressure fluctuation caused by opening and closing of an electromagnetic valve performed in accordance with a control cycle in accordance with an ABS operating condition or opening and closing of an electromagnetic valve. Because of the configuration provided with the judgment means, when shifting from normal braking to anti-skid control, there is no error between the actual wheel cylinder pressure and the estimated wheel cylinder pressure. The effect that the brake fluid pressure control by the solenoid valve can be accurately performed while estimating is obtained.

【図面の簡単な説明】 【図１】本発明の入出力基本概念を示す図である。 【図２】本発明の一実施の形態の構成を示す図である。 【図３】本発明の一実施の形態の作用を示すフローチャ
ートである。 【図４】本発明の一実施の形態の作用を示すフローチャ
ートである。 【図５】本発明の一実施の形態の作用を示すフローチャ
ートである。 【図６】本発明の実施の形態の作用を説明する特性図で
ある。 【図７】従来の問題点を説明する図である。 【図８】従来の問題点を説明する図である。 【符号の説明】 ａ アンチスキッド制御手段 ｂ 駆動パルス出力手段 ｃ 液圧サーボ ｄ 高周波用液圧フィルタ ｅ 低周波用液圧フィルタ ｆ フィルタ切り換え判断手段 ｇ マスタシリンダ圧センサ １ ブレーキペダル ２ ブースタ ３ リザーバ ４ マスタシリンダ ６ モータ ７ ポンプ １０ 車輪 １１ ホイールシリンダ １２ インレットバルブ（電磁弁） １３ アウトレットバルブ（電磁弁） ２０ コントローラ ２１ 車輪速センサ ２２ マスタシリンダ圧センサ ２３ ブレーキスイッチBRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a diagram showing the basic concept of input / output of the present invention. FIG. 2 is a diagram showing a configuration of an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a flowchart showing the operation of the embodiment of the present invention. FIG. 4 is a flowchart showing the operation of the embodiment of the present invention. FIG. 5 is a flowchart showing the operation of the embodiment of the present invention. FIG. 6 is a characteristic diagram illustrating the operation of the embodiment of the present invention. FIG. 7 is a diagram illustrating a conventional problem. FIG. 8 is a diagram illustrating a conventional problem. [Description of Signs] a Anti-skid control means b Drive pulse output means c Hydraulic servo d High frequency hydraulic filter e Low frequency hydraulic filter f Filter switching determination means g Master cylinder pressure sensor 1 Brake pedal 2 Booster 3 Reservoir 4 Master cylinder 6 Motor 7 Pump 10 Wheel 11 Wheel cylinder 12 Inlet valve (solenoid valve) 13 Outlet valve (solenoid valve) 20 Controller 21 Wheel speed sensor 22 Master cylinder pressure sensor 23 Brake switch

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 マスタシリンダ圧センサと、前記センサ
入力値のノイズ除去や液圧変動の整形を行なうためのフ
ィルタ手段と、電磁弁駆動パルスのオン／オフに応じた
減圧時の減圧量推定または増圧時の増圧量推定を行うこ
とで、各周期ごとの液圧を推定しながら電磁弁駆動パル
スのデューティ比を演算しそれに応じて制御を行う液圧
制御手段とを備えたアンチスキッド装置において、マス
タシリンダ圧入力値に使用する値として、マスタシリン
ダ圧センサから入力した生波形と、ノイズやポンプモー
タによる液圧振動をカットして波形整形を行うための高
周波用液圧フィルタによって算出されたフィルタ値と、
制御周期に従って行われる電磁弁の開閉によって発生す
る液圧変動を滑らかにするための低周波用液圧フィルタ
によって算出されたフィルタ値とをアンチスキッド作動
状況、または電磁弁の開閉に応じて使い分けを行うマス
タシリンダ圧用フィルタ切り換え判断手段を設けたこと
を特徴とするアンチスキッド制御装置。(57) [Claim 1] A master cylinder pressure sensor, filter means for removing noise from the sensor input value and shaping fluid pressure fluctuations, and for turning on / off a solenoid valve drive pulse. By estimating the amount of pressure reduction during pressure reduction or the amount of pressure increase during pressure increase, the duty ratio of the solenoid valve drive pulse is calculated while estimating the hydraulic pressure in each cycle, and the hydraulic pressure is controlled accordingly. In the anti-skid device provided with the control means, as a value to be used for the master cylinder pressure input value, the waveform shaping is performed by cutting the raw waveform input from the master cylinder pressure sensor, the noise and the hydraulic vibration by the pump motor. Filter value calculated by the high-frequency hydraulic filter of
The filter value calculated by the low-frequency hydraulic filter for smoothing the hydraulic pressure fluctuation caused by the opening and closing of the solenoid valve performed according to the control cycle can be used properly according to the anti-skid operation status or the opening and closing of the solenoid valve. An anti-skid control device comprising a master cylinder pressure filter switching determining means for performing the switching.