JP4366818B2 - Brake hydraulic pressure source device and hydraulic brake system - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、マスタシリンダへの入力とされる形式のブレーキ液圧源装置と、そのブレーキ液圧源装置を備えた液圧ブレーキシステムとに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
運転者によりブレーキ操作部材に加えられるブレーキ操作力をバキュームブースタにより倍力し、その倍力した力でマスタシリンダを作動させることが広く行われている。また、本出願人は、特開平１０−２３６２９４号公報において、ポンプを備えた動力液圧源の液圧に基づいて、ブレーキシリンダの液圧を、ブレーキ操作力に対応する液圧より大きくする電気制御助勢装置を提案した。この電気制御助勢装置は、バキュームブースタが助勢限界に達した後に作動するものである。バキュームブースタは、ハウジング内に軸方向に移動可能に設けられたパワーピストンと、そのパワーピストンの前方に形成されてエンジンの吸気側に接続される低圧室と、パワーピストンの後方に形成された変圧室と、ブレーキ操作部材と連携させられる入力部材と、マスタシリンダの加圧ピストンと連携させられる出力部材と、入力部材と出力部材との相対移動に基づいて変圧室を低圧室に連通させる後退位置と大気に連通させる前進位置といずれからも遮断する中間位置とに切り換わる切換弁とを含むように構成される。したがって、変圧室の圧力が大気圧より低い間は入力部材に加えられる入力としてのブレーキ操作力の増大に伴って助勢力が増大し、助勢作用をなすが、変圧室の圧力が大気圧に等しくなれば、もはや助勢作用をなし得ない。この状態を助勢限界と称し、バキュームブースタが助勢限界に達した後は、電気制御助勢装置を作動させて、ブレーキ操作力の増分とマスタシリンダ圧の増分との関係をバキュームブースタの助勢限界以前と変わりなくするのである。
【０００３】
ブースタの助勢限界は上記のように一義的に決まるが、助勢限界時のブースタの助勢力、すなわち限界助勢力は一義的には決まらない。前述のようにブースタの助勢力は低圧室と変圧室との圧力差で決まるのに対して、低圧室の負圧はエンジンの吸気側負圧に依存しており、エンジンの作動状態に応じて変化するからである。エンジンの吸気側負圧はエンジンの制御のために必要であるため、吸気負圧センサにより検出されるのが普通であり、もし、吸気負圧センサが設けられていなくても、エンジン回転数とスロットル開度等他の検出値に基づいて比較的正確に推定することができる。それに対し、バキュームブースタの低圧室の負圧であるブースタ負圧の推定は容易ではない。バキュームブースタとエンジン吸気側との接続通路には逆止弁が設けられるのが普通であり、ブースタ負圧は、前回バキュームブースタが作動してから後の吸気側負圧の最大値に応じた大きさ、すなわち吸気側負圧の最大値から逆止弁の開弁圧を差し引いた大きさになっており、その上、バキュームブースタの作動に伴って変化するからである。逆止弁とバキュームブースタとの間に負圧を蓄えるバキュームタンクが設けられる場合には、バキュームブースタの作動に伴うブースタ負圧の変化は小さくなるが、近年はバキュームタンクが小形化されており、ブースタ負圧の変化は無視し得ないことが多い。
【０００４】
前述の電気制御助勢装置を制御するためには、バキュームブースタの状態、特にブースタ負圧を監視することが望ましく、少なくとも、バキュームブースタが助勢限界に達したこと、あるいは間もなく助勢限界に達することを検出することが必要である。また、バキュームブースタの状態あるいは助勢限界を知ることは、電気制御助勢装置の制御のため以外にも必要になる。バキュームブースタとの関連で液圧ブレーキシステムを制御する場合に一般的に必要になるのであり、その他、ブースタ負圧の異常あるいはバキュームブースタの助勢限界を運転者に報知する等の目的でも必要になる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題，課題解決手段および効果】
そこで本出願人は、前記特開平１０−２３６２９４号公報において、バキュームブースタの作動状態の監視あるいは助勢限界の検出のための手段をいくつか提案したが、本発明はさらに別の手段を得ることを課題としてなされたものである。本発明によって下記各態様のブレーキ液圧源装置および液圧ブレーキシステムが得られる。各態様は請求項と同様に、項に区分し、各項に番号を付し、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記載する。これは、あくまでも本発明の理解を容易にするためであり、本明細書に記載の技術的特徴およびそれらの組合わせが以下の各項に記載のものに限定されると解釈されるべきではない。また、一つの項に複数の事項が記載されている場合、それら複数の事項を常に一緒に採用しなければならないわけではない。一部の事項のみを選択して採用することも可能なのである。なお、特許請求の範囲の補正により、次段落の（１）項〜（３）項，（５）項〜（８）項，（１２）項および（３４）項にそれぞれ記載の態様は特許請求の範囲に記載の発明ではなくなり、（４）項，(９)項〜（１１）項および（３５）項にそれぞれ記載の態様は請求項に記載の発明の下位概念の態様ではなくなったが、補正後の請求項に係る発明の理解に有用であるため、記載を残すこととする。
【０００６】
（１）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置において、
前記マスタシリンダの出力の変化率が大きい場合に、変化率が小さい場合より前記バキュームブースタの負圧が大きいと推定する第１負圧推定部と、
前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率が大きい場合に、変化率が小さい場合より前記バキュームブースタの負圧が小さいと推定する第２負圧推定部と
の少なくとも一方を備えた負圧推定装置を設けたブレーキ液圧源装置。
ブレーキ操作部材には、例えば、運転者の足により操作されるブレーキペダルあるいは手によって操作されるレバーがある。
第１負圧推定部は以下の事実に基づいてバキュームブースタの負圧（ブースタ負圧と称する）を推定する。
同じ速度でブレーキ操作が行われた場合に、バキュームブースタの負圧（ブースタ負圧と称する）が大きい場合には小さい場合に比較してマスタシリンダ圧の増加勾配が大きくなる。これは、ブースタ負圧が大きい場合にはブースタの助勢遅れが小さいためであると考えられる。そして、通常のブレーキ操作においては、ブレーキ操作がほぼ一定の速度で行われるため、一般的に、マスタシリンダの出力状態の変化率が大きい場合に、変化率が小さい場合よりバキュームブースタの負圧が大きいと推定することは妥当なことである。特に、運転者各人では、緊急時以外はブレーキ操作部材の操作速度（ブレーキ操作速度と称する）がほぼ決まっているため、各運転者に対しては上記推定は一層妥当である。
また、ブレーキ操作速度が大きく変化する場合には、例えば、ブレーキ操作速度を複数段階に分け、各段階内では、マスタシリンダの出力の変化率が大きい場合に、変化率が小さい場合よりバキュームブースタの負圧が大きいと推定されるようにすればよい。
第２負圧推定部は以下の事実に基づいてブースタ負圧を推定する。
同じ速度でブレーキ操作が行われた場合に、ブースタ負圧が小さい場合には大きい場合に比較してブレーキ操作部材の操作力（ブレーキ操作力と称する）の増加勾配が大きくなる。これは、ブースタ負圧が小さい場合にはブースタの助勢遅れが大きいためであると考えられる。上述のブレーキ操作速度に関する説明はそのまま第２負圧推定部にも当てはまる。
バキュームブースタの負圧は、ブレーキ操作部材が操作され、マスタシリンダの出力の変化率あるいはブレーキ操作部材の操作力の変化率が得られる際の負圧が推定されるのであるが、推定時のブースタ負圧が大きければ、バキュームブースタの作動開始時においてもブースタ負圧は大きく、作動開始時の負圧の推定も可能である。
（２）前記第１負圧推定部が、前記バキュームブースタの負圧の推定に、前記マスタシリンダの出力自体を加味する出力加味部を含む (1)項に記載のブレーキ液圧源装置。
マスタシリンダ出力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定するに当たって、マスタシリンダ出力自体をも加味すれば、推定精度を向上させるとができる。
（３）前記第１負圧推定部が、前記バキュームブースタの負圧の推定に、前記ブレーキ操作部材の操作力を加味する操作力加味部を含む (1)項または (2)項に記載のブレーキ液圧源装置。
マスタシリンダ出力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定するに当たって、ブレーキ操作力をも加味すれば推定精度を向上させることができる。マスタシリンダ出力とブレーキ操作力とを共に加味すれば一層向上させることができる。
（４）前記出力加味部および前記操作力加味部が、前記ブレーキ操作部材の操作力と前記マスタシリンダの出力との関係を加味する入出力関係加味部を構成する(3)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（５）前記入出力関係加味部が、前記操作力が予め定められた設定操作力未満である期間中におけるマスタシリンダの出力の変化率を前記出力の変化率とする部分を含む (4)項に記載のブレーキ液圧源装置。
ブレーキ操作力が比較的小さい期間におけるマスタシリンダ出力の変化率とブースタ負圧との間には所定の関係があるため、ブレーキ操作力が設定操作力未満である期間中におけるマスタシリンダ出力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定することができる。
（６）前記入出力関係加味部が、前記操作力が予め定められた設定操作力以上である期間中におけるマスタシリンダ出力の変化率を前記出力の変化率とする部分を含む (4)項または (5)項に記載のブレーキ液圧源装置。
ブレーキ操作力が比較的大きい期間におけるマスタシリンダ出力の変化率とブースタ負圧との間には、上記 (5)項の場合とは異なる所定の関係があるため、ブレーキ操作力が設定操作力以上である期間中におけるマスタシリンダ出力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定することができる。本項における設定操作力は、 (5)項における設定操作力より大きくされることが望ましい。ブレーキ操作力が中間的な大きさである期間におけるマスタシリンダ出力の変化率とブースタ負圧との間の関係が一律ではないからである。本項の特徴が (5)項の特徴と共に採用される場合には、例えば、それぞれにおいて推定された負圧の平均値が負圧の推定値とされるようにしたり、また、推定結果の利用目的に応じていずれか一方の推定値が選択的に利用されるようにしたりすることができる。
（７）前記第１負圧推定部が、
前記ブレーキ操作部材の操作力が設定操作力以上である状態と設定操作力未満である状態とで出力信号が変化する操作力スイッチと、
その操作力スイッチの出力信号の変化時点以後における前記マスタシリンダの出力の変化率の最大値が大きいほど前記バキュームブースタの負圧を大きい値に推定する特定時点変化率依拠推定部と
を含む (1)項に記載のブレーキ液圧源装置。
本項の第１負圧推定部によれば、実施形態の項で詳述するように、ブースタ負圧を特に良好に推定することができる。本項は (4)項あるいは (6)項の一具体例であると言い得る。操作力スイッチの代わりに操作力センサを設け、特定時点変化率依拠推定部を、操作力センサの検出値が設定操作力に達した時点以降におけるマスタシリンダの出力の変化率の最大値が大きいほどバキュームブースタの負圧を大きい値に推定するものとすることも可能であり、その場合には、上記 (6)項の態様の一例となる。
（８）前記第２負圧推定部が、前記バキュームブースタの負圧の推定に、前記ブレーキ操作部材の操作力自体を加味するブレーキ操作力加味部を含む (1)項ないし (7)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源装置。
ブレーキ操作力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定するに当たって、ブレーキ操作力自体をも加味すれば、推定精度を向上させることができる。
（９）前記ブレーキ操作力加味部が、前記マスタシリンダ出力が予め定められた設定出力未満である期間中におけるブレーキ操作部材の操作力の変化率を前記操作力の変化率とする部分を含む (8)項に記載のブレーキ液圧源装置。
マスタシリンダ出力が比較的小さい期間におけるブレーキ操作力の変化率とブースタ負圧との間には所定の関係があるため、マスタシリンダ出力が設定出力未満である期間中におけるブレーキ操作力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定することができる。
（１０）前記ブレーキ操作力加味部が、前記マスタシリンダ出力が予め定められた設定出力以上である期間中における変化率を前記操作力の変化率とする部分を含む (8)項に記載のブレーキ液圧源装置。
マスタシリンダ出力が比較的大きい期間におけるブレーキ操作力の変化率とブースタ負圧との間には所定の関係があるため、マスタシリンダ出力が設定出力以上である期間中におけるブレーキ操作力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定することができる。本項における設定出力は、 (9)項における設定出力より大きくされることが望ましい。
（１１）前記第２負圧推定部が、設定マスタシリンダ圧到達時におけるブレーキ操作力と、その後のブレーキ操作力の増加勾配の最大値である最大操作力勾配とに基づいてブースタ負圧を推定する (8)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（１２）前記第２負圧推定部が、
前記マスタシリンダ圧が設定液圧以上である状態と設定液圧未満である状態とで出力信号が変化するマスタシリンダ圧スイッチと、
そのマスタシリンダ圧スイッチの出力信号の変化時点以降における前記操作力の変化率の最大値が大きいほど前記バキュームブースタの負圧を小さい値に推定する特定時点変化率依拠推定部と
を含む (1)項または (7)項に記載のブレーキ液圧源装置。
本項の第２負圧推定部によれば、実施形態の項で詳述するように、ブースタ負圧を特に良好に推定することができる。本項は (8)項あるいは(10)項の一具体例であると言い得る。マスタシリンダ圧スイッチの代わりにマスタシリンダ圧センサを設け、特定時点変化率依拠推定部を、マスタシリンダ圧センサの検出値が設定液圧に達した時点以降におけるブレーキ操作部材の操作力の変化率の最大値が大きいほどバキュームブースタの負圧を小さい値に推定するものとすることも可能であり、その場合には、上記(10)項の態様の一例となる。
（１３）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置において、
前記マスタシリンダの液圧であるマスタシリンダ圧の変化率と、前記ブレーキ操作部材の操作力が設定操作力まで増加した時点におけるマスタシリンダ圧とに基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する第１負圧推定部と、
前記ブレーキ操作部材の操作力であるブレーキ操作力の変化率と、前記マスタシリンダ圧が設定マスタシリンダ圧まで増加した時点における前記ブレーキ操作力とに基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する第２負圧推定部と
の少なくとも一方を備えた負圧推定装置を設けたブレーキ液圧源装置（請求項１）。
後に実施形態の項において詳細に説明するように、マスタシリンダ圧の変化率とブレーキ操作力が設定操作力まで増加した時点におけるマスタシリンダ圧との間、あるいはブレーキ操作力の変化率とマスタシリンダ圧が設定マスタシリンダ圧まで増加した時点におけるブレーキ操作力との間には、それぞれ一定の関係がある。したがって、これら両関係の各々に基づいてブースタ負圧を推定する第１負圧推定部と第２負圧推定部との少なくとも一方を有する負圧推定装置を設ければ、ブースタ負圧を良好に推定することができる。
（１４）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置において、
前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に基づいて前記バキュームブースタが助勢限界に達したことを検出する助勢限界検出装置を設けたブレーキ液圧源装置（請求項２）。
バキュームブースタの助勢限界到達前と後とではブレーキ操作力の増加勾配が異なるため、ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に基づいてバキュームブースタの助勢限界到達を検出することができる。
（１５）前記助勢限界検出装置が、前記操作力の増加勾配の急変時を助勢限界時として検出する(14)項に記載のブレーキ液圧源装置。
バキュームブースタの助勢限界到達時には、ブレーキ操作力の増加勾配が急変するため、その事実に基づいて助勢限界到達を検出することができる。上記増加勾配の急変時は、例えば、その時点の前と後とで増加勾配が設定量以上変化する時点として検出することができ、設定量は相前後する増加勾配の差で設定することも、比で設定することも可能である。
（１６）前記助勢限界検出装置が、前記操作力の増加勾配である操作力勾配をブレーキ操作力で割った無次元化操作力勾配の急変時を助勢限界時として検出する(14)項に記載のブレーキ液圧源装置（請求項３）。
上記無次元化操作力勾配の急変は、例えば、相前後する無次元化操作力勾配の差や比を、設定無次元化操作力勾配差や設定無次元化操作力勾配比と比較することによって検出することができる。ブレーキ操作力の増加勾配はブレーキ操作速度やブースタ負圧により変わるため、助勢限界到達前後における増加勾配の差や比もブースタ負圧に応じて変わる。そのため、(15)項に関連して説明した設定増加勾配差や設定増加勾配比を適切に設定することが難しく、その分だけ助勢限界到達の検出精度が低くなることを否めない。それに対し、無次元化操作力勾配はブレーキ操作速度やブースタ負圧の影響が小さいため、適切な設定無次元化勾配差や設定無次元化勾配比を設定することが容易であり、その分だけ助勢限界到達を正確に検出することが可能となる。
（１７）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置において、
前記ブレーキ操作部材の操作速度と前記マスタシリンダの出力変化速度との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する速度依拠負圧推定部を設けたブレーキ液圧源装置（請求項４）。
マスタシリンダを駆動する力とマスタシリンダの出力とはほぼ対応するが、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力変化速度とは対応するとは限らない。バキュームブースタには無視できない作動遅れがあり、その作動遅れは、ブースタ負圧が小さいほど大きく、ブレーキ操作部材の操作速度が大きいほど大きい。ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力変化速度とバキュームブースタの負圧との間には一定の関係があるのであり、したがって、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力変化速度とに基づいてバキュームブースタの負圧を推定することができる。
（１８）前記速度依拠負圧推定部が、第１基準時点における前記操作速度の同じ値に対する第２基準時点における前記出力変化速度が大きい場合に小さい場合に比較して前記負圧が大きいと推定する基準時点速度依拠負圧推定部を含む(17)項に記載のブレーキ液圧源装置。
バキュームブースタの負圧が大きいほど、バキュームブースタの作動遅れが小さく、ブレーキ操作部材の操作力の増大に対してマスタシリンダ圧は遅れ小さく増大し、操作速度が同じであれば、出力変化速度は、バキュームブースタの負圧が大きい場合に、小さい場合より大きくなる。
現実には、例えば、予め定められた第１基準時点における操作速度と、予め定められた第２基準時点における出力変化速度と、バキュームブースタの負圧との関係が、予めテーブルあるいは式によって表され、検出された操作速度および出力変化速度とテーブルあるいは式とを用いてバキュームブースタの負圧が推定される。これらテーブルあるいは式は、同じ操作速度に対して、負圧が大きいほど、出力変化速度が大きくなるように作成される。
あるいは、第２基準時点における出力変化速度を第１基準時点における操作速度で割ることにより、操作速度の大きさの影響を除いた無次元化出力勾配とでも称すべきものを求め、その値が大きいほどバキュームブースタの負圧が大きいと推定されるようにすることもできる。
（１９）前記基準時点速度依拠負圧推定部が、前記第１基準時点における前記操作速度の同じ値に対する前記第２基準時点における前記出力変化速度が大きい場合に小さい場合に比較して、前記負圧を大きい値に推定する基準時点速度依拠負圧値推定部を含む(18)項に記載のブレーキ液圧源装置（請求項５）。
本態様によれば、負圧が値で推定される。
（２０）前記第１基準時点と第２基準時点とが時間的に同じ時点である(17)項ないし(19)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源装置。
（２１）前記第１基準時点および前記第２基準時点が、前記ブレーキ操作部材の操作量が予め定められた基準操作量に達した時点である(20)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（２２）前記第１基準時点および前記第２基準時点が、前記マスタシリンダの出力が予め定められた基準出力値に達した時点である(20)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（２３）前記第１基準時点および前記第２基準時点が、前記ブレーキ操作部材の操作開始後予め定められた基準時間が経過した時点である(20)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（２４）前記第１基準時点と第２基準時点とが時間的に互いに異なる時点である(17)項ないし(19)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源装置。
本項においては、第１基準時点と第２基準時点とが時間的に互いに異なる時点とされ、時を異にして取得される操作速度と出力変化速度とに基づいてブースタ負圧が推定される。(18)項について説明したブースタ負圧を推定するためのテーブルあるいは式は、第１，第２基準時点の設定に応じてブースタ負圧が推定されるように構成される。同じ操作速度と同じ出力変化速度との組合わせであっても、第１，第２基準時点の設定に応じてブースタ負圧は異なる大きさに推定されるのである。操作速度および出力変化速度に基づいて無次元化出力勾配を求めてブースタ負圧を推定する場合も同じであり、無次元化出力勾配の値が同じであっても、第１，第２基準時点の設定に応じてブースタ負圧は異なる大きさに推定される。
（２５）前記第１基準時点が、前記ブレーキ操作部材の操作量、前記マスタシリンダの出力、および前記ブレーキ操作部材の操作開始後の経過時間のうちの１つが予め定められた設定値に達した時点である(24)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（２６）前記第２基準時点が、前記操作量，前記出力および前記経過時間のうちの前記１つが、第１設定値としての前記設定値とは異なる第２設定値に達した時点である(25)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（２７）前記第２基準時点が、前記操作量，前記出力および前記経過時間のうちの前記１つとは別の１つが、第１設定値としての前記設定値とは異なる第２設定値に達した時点である(25)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（２８）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置において、
前記ブレーキ操作部材の操作速度と、前記マスタシリンダの出力の前記ブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する遅れ量依拠負圧推定部を設けたブレーキ液圧源装置（請求項６）。
ブレーキ操作部材の操作に対するマスタシリンダ圧の出力の遅れは、バキュームブースタの負圧が小さいほど大きくなるとともに、ブレーキ操作部材の操作速度が大きいほど大きくなる。上記マスタシリンダの出力の遅れ量とブレーキ操作部材の操作速度とバキュームブースタの負圧との間には一定の関係があるのであり、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力の遅れ量とに基づいてバキュームブースタの負圧を推定することができる。
（２９）前記遅れ量が、前記ブレーキ操作部材の操作量が予め定められた設定操作量に達した時点に、遅れがない理想状態においてその操作量に対応する前記マスタシリンダの出力値と、実際の出力値との差である(28)項に記載のブレーキ液圧源装置。
遅れ量は、本項の態様の他、例えば、(30)項に記載のように、時間により得られ、あるいはブレーキ操作部材の操作ストロークにより得られる。
（３０）前記遅れ量が、遅れがない理想状態において基準出力値に対応する基準操作量に、前記ブレーキ操作部材の操作量が達した第１時点と、実際の出力値が前記基準出力値に達した第２時点との間の経過時間である(28)項に記載のブレーキ液圧源装置。
（３１）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置と、
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
前記バキュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始時期決定装置と
を含む液圧ブレーキシステム（請求項７）。
バキュームブースタ作動開始時のブースタ負圧が判っている場合には、そのブースタ負圧とブレーキ操作力の変化率とに基づいて、バキュームブースタの助勢限界に対応するブレーキ操作力を推定することができ、電気制御助勢装置の作動開始時期を適切に決定することができる。
なお、上記「ブレーキシリンダの液圧をブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる」ための装置として、後に実施形態の項において詳述するように、バキュームブースタとマスタシリンダとの間に配設され、バキュームブースタと並列に加圧ピストンを駆動する電気制御液圧ブースタと称すべきものがあり、この装置は正に電気制御助勢装置と称し得る。それに対し、同じく実施形態の項において後述するように、マスタシリンダから供給される作動液をポンプにより加圧してブレーキシリンダに供給する形式の装置もあり、この装置は作動原理からすれば電気制御助勢装置とは称しにくい。しかし、「ブレーキシリンダの液圧をブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる」という機能の面から観れば、この装置も電気制御助勢装置と称し得る。
（３２）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置と、
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増圧勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
前記バキュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の、前記ブレーキ操作部材の操作力の増加に対する前記ブレーキシリンダの液圧の増加勾配である電気制御助勢サーボ比を決定するサーボ比決定装置と
を含む液圧ブレーキシステム（請求項８）。
バキュームブースタ作動開始時のブースタ負圧が判っている場合には、そのブースタ負圧とブレーキ操作力の変化率とに基づいて、バキュームブースタが助勢限界に達した後における電気制御助勢装置の所要助勢サーボ比を適切に決定することができる。
（３３）前記バキュームブースタの負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始時期決定装置を含む(32)項に記載の液圧ブレーキシステム（請求項９）。
本項の態様によれば、(32)項の態様による効果と(31)項の態様による効果との両方を享受することができる。
（３４）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置と、
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記ブレーキ操作部材の操作力が予め定められた設定操作力以上で、かつ、車両の減速度が予め定められた設定減速度未満である場合に、前記ブレーキシリンダの液圧を、前記ブレーキ液圧源装置の液圧による場合に比較して高くする電気制御助勢装置と
を含む液圧ブレーキシステム。
ブレーキ操作力が設定操作力以上であるにもかかわらず、車両の減速度が設定減速度未満である場合には、何らかの事情で、ブレーキシリンダの液圧不足、ブレーキ摩擦材とブレーキ回転体との摩擦係数不足等が発生したと推測される。その場合には、電気制御助勢装置の助勢力を増すことにより、それらの不足を補うことができ、電気制御助勢装置の利用価値を高めることができる。
（３５）前記設定減速度が、理論上期待し得る最大の減速度である最大減速度であり、前記設定操作力が、当該液圧ブレーキシステムが標準状態において前記最大減速度を発生させるために必要な最大操作力であって、前記電気制御助勢装置が、前記ブレーキシリンダの液圧を前記最大減速度が発生するまで増加させるものである(34)項に記載の液圧ブレーキシステム。
乾燥したアスファルト路面上においては最大約１Ｇの減速度を発生させることができ、この１Ｇが理論上車両に発生させることができる最大の減速度である。したがって、ブレーキシリンダの液圧を減速度１Ｇに相当する最大所要液圧より高くすることは無駄であり、この最大減速度を発生させるために必要な最大マスタシリンダ圧および最大ブレーキ操作力は液圧ブレーキシステムごとに決まっている。ただし、これは各液圧ブレーキシステム全体が標準状態にある場合のことであって、実際には、ブースタ負圧，ブレーキ摩擦材の摩擦係数の不足等により、液圧ブレーキシステム全体が標準状態にあるとは限らず、最大ブレーキ操作力が加えられたからといって最大減速度が得られるとは限らない。それに対し、電気制御助勢装置を、最大ブレーキ操作力が加えられた場合には、最大減速度が得られる高さまでマスタシリンダ圧を増加させるものとすれば、液圧ブレーキシステムは状態のいかんを問わず最大減速度を生じさせるに足るものとなり、完全である。なお、路面の摩擦係数が低い場合には、アンチロック制御装置によりマスタシリンダ圧が路面の摩擦係数に見合った大きさに制御されるようにすればよい。
（３６）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置と、
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
その電気制御助勢装置の作動中に前記ブレーキ操作部材の操作力に対して減速度が不足している場合に、電気制御助勢装置の助勢特性を高める助勢機能増大装置と
を含む液圧ブレーキシステム。
電気制御助勢装置は、バキュームブースタが助勢限界に達した後にバキュームブースタに変わって助勢機能を果たすたものであるが、本項においてはさらに、ブレーキ操作力に対して車両の減速度が不足している場合には、助勢機能増大装置により電気制御助勢装置の助勢特性が高められ、減速度の不足が補われる。
（３７）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置と、
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記ブレーキ操作部材の操作速度と前記マスタシリンダの出力変化速度との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する速度依拠負圧推定部と、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
前記速度依拠負圧推定部により推定されるバキュームブースタの負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始時期決定装置と、速度依拠負圧推定部により推定されるバキュームブースタの負圧と、ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、電気制御助勢装置の、ブレーキ操作部材の操作力の増加に対する前記ブレーキシリンダの液圧の増加勾配である電気制御助勢サーボ比を決定するサーボ比決定装置との少なくとも一方と
を含む液圧ブレーキシステム。
（３８）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタによって倍力され、その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装置と、
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記ブレーキ操作部材の操作速度と、前記マスタシリンダの出力の前記ブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する遅れ量依拠負圧推定部と、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
前記遅れ量依拠負圧推定部により推定されるバキュームブースタの負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始時期決定装置と、遅れ量依拠負圧推定部により推定されるバキュームブースタの負圧と、ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、電気制御助勢装置の、ブレーキ操作部材の操作力の増加に対するブレーキシリンダの液圧の増加勾配である電気制御助勢サーボ比を決定するサーボ比決定装置との少なくとも一方と
を含む液圧ブレーキシステム。
【０００７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
図１に示す液圧ブレーキシステムは、左，右の前輪１０，１２と左，右の後輪１４，１６とを備えた四輪自動車に搭載されている。この液圧ブレーキシステムにおいて、ブレーキペダルの踏込みに基づいてマスタシリンダの加圧室に液圧を発生させ、ブレーキペダルの踏力をマスタシリンダとは別に発生させた液圧によって助勢する構成、ならびにアンチロック制御を行うための構成は、未だ公開されていないが、本出願人の出願に係る特願平１１−１２３６０４号の明細書に記載の液圧ブレーキシステムと同じであり、簡単に説明する。
【０００８】
本液圧ブレーキシステムは、ブレーキ操作部材としてブレーキペダル１８を備えており、そのブレーキペダル１８はバキュームブースタ２０（以下、ブースタ２０と略称する）を介してタンデム型のマスタシリンダ２２に連結されている。ブースタ２０は、図２に示すように、中空のハウジング３０を備えている。ハウジング３０内の空間は、パワーピストン３２によりマスタシリンダ２２の側の低圧室３４とブレーキペダル１８の側の変圧室３６とに仕切られている。低圧室３４は、負圧源としてのエンジンの吸気側であって、本実施形態では、インテークマニホルド（図示省略）であって、スロットルバルブと複数のインテークバルブ側へエアを供給するために分岐させられた部分との間の部分に接続されている。本実施形態においては、低圧室３４の負圧がブースタ負圧である。
【０００９】
パワーピストン３２は、マスタシリンダ２２の側において、ゴム製のリアクションディスク３８を介してブースタピストンロッド４０と連携させられている。ブースタピストンロッド４０は、後述するように、パワーピストン３２の作動力をマスタシリンダ２２の第１加圧ピストンに伝達する。
【００１０】
低圧室３４と変圧室３６との間に切換弁４２が設けられている。切換弁４２は、オペレーティングロッド４４とパワーピストン３２との相対移動に基づいて作動するものであり、コントロールバルブ４６，エアバルブ４８，バキュームバルブ５０およびコントロールバルブスプリング５２を備えている。エアバルブ４８は、コントロールバルブ４６と共同して変圧室３６の大気に対する連通・遮断を制御するものであり、オペレーティングロッド４４と連携させられている。エアバルブ４８は、オペレーティングロッド４４により前記リアクションディスク３８に押しつけられる入力ピストン５４と一体に形成されているのである。オペレーティングロッド４４のエアバルブ４８側とは反対側の端部は、図１に示すように、前記ブレーキペダル１８に回動可能に連結されている。コントロールバルブ４６はコントロールバルブスプリング５２により、オペレーティングロッド４４に対してエアバルブ４８に着座する向きに付勢されている。バキュームバルブ５０は、コントロールバルブ４６と共同して変圧室３６の低圧室３４に対する連通・遮断を制御するものであり、パワーピストン３２と一体的に移動可能に設けられている。
【００１１】
このように構成されたブースタ２０においては、非作動状態では、コントロールバルブ４６が、エアバルブ４８に着座する一方、バキュームバルブ５０から離間し、それにより、変圧室３６が大気から遮断されて低圧室３４に連通させられる。したがって、この状態では、低圧室３４も変圧室３６も共に等しい高さの負圧（大気圧以下の圧力）となる。それに対して、作動状態では、オペレーティングロッド４４がパワーピストン３２に対して相対的に前進し、コントロールバルブ４６がバキュームバルブ５０に着座して変圧室３６が低圧室３４から遮断される。その後、オペレーティングロッド４４がパワーピストン３２に対してさらに前進させられれば、エアバルブ４８がコントロールバルブ４６から離間し、それにより、変圧室３６が大気に連通させられる。この状態では、変圧室３６の負圧が減少して（大気圧に接近して）低圧室３４と変圧室３６との間に差圧が発生し、その差圧によってパワーピストン３２が作動させられる。このパワーピストン３２の作動力はブースタピストンロッド４０を介してマスタシリンダ２２の第１加圧ピストンに伝達され、第１加圧ピストンからの反力がリアクションディスク３８によりパワーピストン３２と入力ピストン５４とに分配され、運転者は入力ピストン５４に分配された反力をオペレーティングロッド４４を介して、マスタシリンダ２２からの反力として知覚することができる。オペレーティングロッド４４ないし入力ピストン５４がブースタ２０の入力部材、ブースタピストンロッド４０が出力部材なのである。
【００１２】
図１に示すように、前記マスタシリンダ２２のハウジング６０は有底円筒状をなし、ハウジング６０内には、それぞれ直径が異なる３つの円形穴６２，６４，６６が直列にかつ同心に設けられ、最も直径が小さい円形穴６４に第１加圧ピストン６８および第２加圧ピストン７０が互いに直列に配列されている。これら加圧ピストン６８，７０は円形穴６４に摺動可能かつ液密に嵌合され、それぞれの前方に第１，第２加圧室７２，７４が形成されている。第１，第２加圧ピストン６８，７０は有底円筒状をなし、それらの内部に配設された弾性部材としての圧縮コイルスプリング７６，７８により、図示の後退端位置に向かって付勢されている。
【００１３】
ハウジング６０の開口部には、閉塞部材８０が液密に取り付けられ、スナップリング等の固定部材によりハウジング６０に着脱可能に固定されてハウジング６０の開口を閉塞している。閉塞部材８０は、第１加圧ピストン６８と当接することにより、第１加圧ピストン６８の後退限度を規定する。また、第２加圧ピストン７０の後退限度は、第１加圧ピストン６８の後退限度の規定と、図示しない部材によるスプリング７６の初期長さおよび初期荷重の規定との共同により規定されている。
【００１４】
第１加圧ピストン６８の後端面から後方へ中空円筒状のピストンロッド８２が延び出させられており、閉塞部材８０を実質的に液密かつ摺動可能に貫通してブースタ２０側に臨まされている。前記ブースタ２０のブースタピストンロッド４０の先端部は、ピストンロッド８２の内部に軸方向に相対移動可能に嵌合されており、ブースタピストンロッド４０からピストンロッド８２にパワーピストン３２の作動力が伝達され、その作動力に基づいて第１，第２加圧室７２，７４にそれぞれ互いに等しい高さの液圧が発生させられる。
【００１５】
閉塞部材８０がハウジング６０に嵌合されることにより、その閉塞部材８０と第１加圧ピストン６８との間に補助加圧室９０が形成されている。この補助加圧室９０に圧力が発生させられると、第１加圧ピストン６８が前進する向きに押され、それにより、第１加圧室７２に圧力が発生させられる。第１加圧室７２に圧力が発生させられると、第２加圧ピストン７０が前進する向きに押され、それにより第２加圧室７４にも圧力が発生させられる。
【００１６】
第１，第２加圧室７２，７４は、第１，第２加圧ピストン６８，７０が後退端位置にある状態において、ハウジング６０に設けられた２個のリザーバ用ポート９２および第１，第２加圧ピストン６８，７０にそれぞれ設けられた連通路９４により、リザーバ９６に連通させられる。第１，第２加圧ピストン６８，７０が、後退端位置から小距離前進すれば、２個のリザーバ用ポート９２が遮断され、それにより第１，第２加圧室７２，７４が第１，第２加圧ピストン６８，７０の前進により昇圧可能となる。
【００１７】
第１加圧室７２は、ハウジング６０に設けられたホイールシリンダ用ポート９８および主通路１００により、左，右前輪１０，１２の各回転をそれぞれ抑制する２個のブレーキ１０２，１０４を作動させるブレーキシリンダたるフロントホイールシリンダ１０６，１０８に接続されている。主通路１００は、基幹通路１１０および２本の分岐通路１１２を有し、各分岐通路１１２の先端にそれぞれフロントホイールシリンダ１０６，１０８が接続されている。
【００１８】
また、第２加圧室７４は、ハウジング６０に設けられたホイールシリンダ用ポート１１４および主通路１１６により、左，右後輪１４，１６の各回転をそれぞれ抑制する２個のブレーキ１１８，１２０を作動させるブレーキシリンダたるリヤホイールシリンダ１２２，１２４に接続されている。主通路１１６は、基幹通路１２６および２本の分岐通路１２８を有し、各分岐通路１２８の先端にそれぞれリヤホイールシリンダ１２２，１２４が接続されている。本実施形態の液圧ブレーキシステムは前後２系統式であるのである。
【００１９】
本実施形態の液圧ブレーキシステムには、アンチロック制御を行うべく、ホイールシリンダ１０６，１０８，１２２，１２４の各々について電磁弁装置１３０が設けられている。電磁弁装置１３０はそれぞれ、常開の電磁開閉弁である増圧弁１３２および常閉の電磁開閉弁である減圧弁１３４を有し、これら増圧弁１３２，減圧弁１３４の開閉の組合わせにより、ホイールシリンダ圧１０６，１０８，１２２，１２４の液圧であるホイールシリンダ圧が増大，減少，保持される。ホイールシリンダ１０６，１０８，１２２，１２４から減圧弁１３４を経てリザーバ１３６に排出された作動液は、ポンプモータ１３８により駆動されるＡＢＳ用ポンプ１４０により汲み上げられて主通路１００，１１６に戻される。符号１４２はダンパ室、符号１４４はオリフィスであり、それらによりＡＢＳ用ポンプ１４０の脈動が軽減される。アンチロック制御は、本発明とは直接関係がないため、更なる説明は省略する。
【００２０】
前記補助加圧室９０は、ハウジング６０に設けられた増圧用ポート１５０によって常時増圧装置１５２に連通させられている。増圧装置１５２は、ポンプの一種であるギヤポンプにより構成された増圧用ポンプ１５４と、その増圧用ポンプ１５４を駆動するポンプモータ１５６と、圧力制御弁１６０とを含んでいる。増圧用ポンプ１５４は、リザーバ９６の作動液を汲み上げて補助加圧室９０に圧送する。増圧用ポンプ１５４の吐出側には、作動液が増圧用ポンプ１５４側へ逆流することを防止する逆止弁１６２が設けられている。
【００２１】
増圧装置１５２には、さらに、増圧用ポンプ１５４および圧力制御弁１６０をバイパスするバイパス通路１６４が設けられ、バイパス通路１６４の途中には逆止弁１６６が設けられている。逆止弁１６６は、リザーバ９６から補助加圧室９０に向かう作動液の流れは常時許容する一方、その逆向きの流れは常時阻止する。ブレーキペダル１８が素早く踏み込まれたとき、リザーバ９６内の作動液が逆止弁１６６を経て補助加圧室９０に補給され、負圧の発生が防止される。
【００２２】
図３に圧力制御弁１６０を拡大して示す。圧力制御弁１６０は、補助加圧室９０の液圧を電磁的に制御する。圧力制御弁１６０は、図示しないハウジングと、補助加圧室９０とリザーバ９６との間における作動液の流通状態を制御する弁子１７０およびそれが着座すべき弁座１７２と、それら弁子１７０および弁座１７２の相対移動を制御する磁気力を発生させるソレノイド１７４とを有している。
【００２３】
ソレノイド１７４が励磁されない非作用状態（ＯＦＦ状態）では、図３（ａ）に示すように、スプリング１７６の弾性力によって弁子１７０が弁座１７２から離間させられ、それによって補助加圧室９０とリザーバ９６との間における双方向の作動液の流れが許容される。その結果、ブレーキ操作が行われて第１加圧ピストン６８が移動させられ、それに伴って補助加圧室９０の容積が変化すれば、それに伴い、補助加圧室９０に対する作動液の流入および流出が許容される。そのために圧力制御弁１６０は常開弁とされている。
【００２４】
それに対し、ソレノイド１７４が励磁された作用状態（ＯＮ状態）では、図３（ｂ）に示すように、ソレノイド１７４の磁気力によりアーマチュア１７８が吸引され、弁子１７０が弁座１７２に着座させられる。補助加圧室９０の液圧が小さい間は、圧力制御弁１６０は閉じているが、補助加圧室９０の液圧が増大し、ソレノイド１７４の磁気力に基づくソレノイド吸引力Ｆ1 が、補助加圧室９０の液圧に基づく力Ｆ2 とスプリング１７６の弾性力Ｆ3 との和より小さくなれば、弁子１７０が弁座１７２から離間し、増圧用ポンプ１５４からの作動液がリザーバ９６に逃がされ、補助加圧室９０の液圧のそれ以上の増加が阻止される。スプリング１７６の弾性力Ｆ3 を無視すれば、補助加圧室９０にはソレノイド吸引力Ｆ1 に応じてリニアに増加する液圧が発生させられることになる。
【００２５】
本液圧ブレーキシステムは、図４に示す電子制御ユニット１９０（以下、ＥＣＵ１９０と称する）を備えている。ＥＣＵ１９０はコンピュータ１９２を備え、このコンピュータ１９２は、ＰＵ（プロセッシングユニット）１９４，ＲＯＭ１９６，ＲＡＭ１９８，Ｉ／Ｏポート２００を備えている。Ｉ／Ｏポート２００には、踏力スイッチ２０２，マスタシリンダ圧センサ２０４および車輪速センサ２０６が接続されるとともに、前記ポンプモータ１３８を始めとする各種アクチュエータが駆動回路２０８を介して接続されている。これら駆動回路２０８とコンピュータ１９２とによりＥＣＵ１９０が構成されている。
【００２６】
踏力スイッチ２０２は、操作量の一種である操作力たる踏力に応じて作動する操作力スイッチである。踏力が設定踏力未満の状態と設定踏力以上の状態とで出力信号が変化するように構成されているのであり、ここでは設定踏力未満の状態でＯＦＦ信号、設定踏力以上の状態でＯＮ信号を発するものとする。具体的には、図１に示すように、ブレーキペダル１８に固定のケーシング２１２から作動子２１０が突出させられており、作動レバー２１４により作動させられる。作動レバー２１４は、長手方向の一端部においてブレーキペダル１８に回動可能に取り付けられ、中間部に前記オペレーティングロッド４４が回動可能に連結されている。したがって、ブレーキペダル１８が踏み込まれ、踏力が設定踏力に達したとき、作動レバー２１４が作動子２１０を図示しないスプリング等の付勢装置の付勢力に抗してケーシング２１２内に押し込む。それにより、踏力スイッチ２０２の出力信号がＯＦＦからＯＮに変化する。
【００２７】
マスタシリンダ圧センサ２０４は、第１加圧室７２とホイールシリンダ１０６，１０８とを接続する主通路１００の基幹通路１１０に設けられており、マスタシリンダ圧に応じたマスタシリンダ圧信号を出力する。車輪速センサ２０６は、左，右の各前輪１０，１２および各後輪１４，１６の各々について設けられ、各輪の車輪速に応じた車輪速信号を出力する。
【００２８】
コンピュータ１９２のＲＯＭ１９６には、助勢制御ルーチン，アンチロック制御ルーチン等が記憶されており、それらルーチンがＰＵ１９４によりＲＡＭ１９８を使用しつつ実行されることによって、助勢制御，アンチロック制御等が実行される。助勢制御は、ブースタ２０が助勢限界に達した後も、それ以前と変わりない比率（ブレーキペダル１８の踏力に対する比率）でマスタシリンダ圧およびホイールシリンダ圧が増加させられるように増圧装置１５２を制御するものであり、ブースタ２０が助勢限界に達した後、補助加圧室９０に液圧を発生させ、その液圧に基づく作動力により、ブースタ２０を介して伝達される踏力を倍力することにより実現される。
【００２９】
この助勢制御を行うために、前記ＲＯＭ１９６には図７に示す助勢制御ルーチンが記憶されている。この助勢制御ルーチンにおいては、ブースタ２０が助勢限界に達するまでにステップ２（以下、Ｓ２で表す。他のステップについても同様とする）のブースタ負圧推定ルーチンの実行により、ブースタ負圧が推定され、その推定されたブースタ負圧に基づいて、助勢限界時におけるマスタシリンダ圧である助勢限界時圧が、助勢限界時圧決定ルーチンＳ４の実行により決定される。その後、動的サーボ比決定ルーチンＳ６においてブースタ２０の動的サーボ比が決定され、補助加圧室圧制御ルーチンＳ８において、マスタシリンダ圧センサ２０４により検出される実マスタシリンダ圧が助勢限界時圧に達した時点から、決定された動的サーボ比と増圧装置１５２による助勢サーボ比とが等しくなるように補助加圧室９０の増圧制御が行われる。
【００３０】
まず、ブースタ負圧推定ルーチンＳ２の内容を詳細に説明する。
ブースタ２０の作動開始時におけるブースタ負圧と、踏力Ｆp が設定踏力に達した時点におけるマスタシリンダ出力と、設定踏力到達後におけるマスタシリンダ出力の最大変化率との間には、所定の関係があることが実験により判明した。そこで、本実施形態においては、踏力スイッチ２０２の出力信号がＯＦＦからＯＮに変化した時点（踏力Ｆp が設定踏力に達した時点）にマスタシリンダ圧センサ２０４により検出されたマスタシリンダ圧Ｐmcfon と、踏力Ｆp が設定踏力に達した後におけるマスタシリンダ出力の変化率の最大値としての最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax と、作動開始時ブースタ負圧との関係が予め調べられ、図５のグラフで表される関係が取得されて、テーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されている。
【００３１】
マスタシリンダ圧Ｐmcfon と最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax と作動開始時ブースタ負圧との間に図５の関係が成立する理由は、図６に基づいて次のように推測される。ブレーキペダル１８が小さい速度で踏み込まれる場合には、踏力とマスタシリンダ圧との間には図６に実線と破線とで表される関係が成立する。実線が作動開始時ブースタ負圧が大きい場合であり、破線が作動開始時ブースタ負圧が小さい場合である。それに対し、ブレーキペダル１８が大きい速度で踏み込まれる場合には、踏力とマスタシリンダ圧との間の関係は、それぞれ図６において細線および二点鎖線で表されるものに変化する。この図から明らかなように、作動開始時ブースタ負圧が大きいほど踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon が大きく、同じ作動開始時ブースタ負圧に対しては、踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon が小さいほど踏力スイッチＯＮ後における最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax が大きくなる。前者は自明のことであるが、後者は、同じ作動開始時ブースタ負圧（例えば５００mmHg）に対して、踏込速度が大きいほどブースタ２０の作動遅れが大きくなり、踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon が小さくなるとともに、後にブースタ２０の作動遅れが急激に回復して最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax が大きくなるためであると推測される。この推測が妥当であるか否かは現時点では不明であるが、図５の関係が成立することは実験により確かめられているので、本実施形態においては、図５のグラフで表されるテーブルと、図８のフローチャートで表されるブースタ負圧推定ルーチンの実行により、作動開始時ブースタ負圧が推定される。
【００３２】
ブースタ負圧推定ルーチンの実行時には、ステップ１０（Ｓ１０で表す。他のステップについても同様とする）において踏力スイッチ２０２の出力信号がＯＮであるか否かが判定され、当初はＯＦＦであるためＳ１２の推定終了処理が行われて１回のブースタ負圧推定ルーチンの実行が終了する。推定終了処理においては、後述のフラグＦ１，Ｆ２のリセット、踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon を記憶するＯＮ時圧メモリおよび最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax を記憶する最大勾配メモリのクリア等が行われる。フラグＦ１，Ｆ２，ＯＮ時圧メモリおよび最大勾配メモリは前記ＲＡＭ１９８に設けられている。
【００３３】
上記Ｓ１０およびＳ１２の実行が繰り返されているうちに踏力スイッチ２０２の出力信号がＯＮになれば、Ｓ１０の判定がＹＥＳとなり、Ｓ１４においてフラグＦ１がＯＮにセットされているか否かが判定されるが、Ｓ１２においてＯＦＦにリセットされているため、当初は判定がＮＯとなり、Ｓ１６においてその時点におけるマスタシリンダ圧が踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon としてＯＮ時圧メモリに記憶された後、Ｓ１８においてフラグＦ１がＯＮにされる。
【００３４】
したがって、次にＳ１４が実行される際には判定がＹＥＳとなり、Ｓ２０においてマスタシリンダ圧勾配が演算される。この演算の最も単純なものは、相前後する２つのマスタシリンダ圧の差を求めるものである。本ブースタ負圧推定ルーチンは、助勢制御ルーチンの一部として一定時間ごとに実行されるようになっているため、相前後する２つのマスタシリンダ圧の差は上記一定時間内におけるマスタシリンダ圧の変化量であって、時間に対するマスタシリンダ圧勾配の一種である。マスタシリンダ圧勾配は、マスタシリンダ圧に含まれるノイズの影響を低減するためのステップを含む方法により演算されるようにしてもよい。
【００３５】
続いて、Ｓ２２において今回演算されたマスタシリンダ圧勾配が前回演算されたマスタシリンダ圧勾配より大きいか否かにより、マスタシリダ圧勾配が増大中であるか否かの判定が行われ、増大中であれば、Ｓ２４において、今回のマスタシリンダ圧勾配が前回のマスタシリンダ圧勾配の代わりに最大勾配メモリに記憶される。
【００３６】
Ｓ１０，１４，２０，２２，２４が繰り返されているうちに、マスタシリンダ圧勾配が減少に転じるため、Ｓ２２の判定がＮＯとなり、Ｓ２６においてフラグＦ２がＯＮにセットされているか否かが判定されるが、Ｓ１２においてＯＦＦにリセットされているため、当初は判定がＮＯとなり、Ｓ２８において、作動開始時ブースタ負圧の推定演算が行われ、Ｓ３０においてフラグＦ２がＯＮにセットされる。フラグＦ２は、マスタシリンダ圧勾配が減少に転じた後１回だけＳ２８が実行されるようにするために設けられているのである。
【００３７】
上記Ｓ２８における作動開始時ブースタ負圧の演算は、Ｓ１６において取得された踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon と、Ｓ２４において取得された踏力スイッチＯＮ後における最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax と、前記図５のグラフで表されるテーブルとに基づいて行われる。図５において、マスタシリンダ圧Ｐmcfon と最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax とに対応する点のブースタ負圧が、テーブルのデータ（上記点を囲む４点のデータ）に基づく比例計算により求められるのである。
【００３８】
次に助勢限界時圧決定ルーチンＳ４について説明する。
上記のようにして求められる作動開始時ブースタ負圧と、最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax と、助勢限界時におけるマスタシリンダ圧である助勢限界時圧Ｐmcs との間には、図９に示すように、各液圧ブレーキシステムに特有の関係がある。作動開始時ブースタ負圧と助勢限界時におけるブースタ負圧との間にも、また、助勢限界時ブースタ負圧と同時期におけるマスタシリンダ圧との間にも、各液圧ブレーキシステムに特有の関係があるからである。そこで、本実施形態においては、作動開始時ブースタ負圧と最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax と助勢限界時圧Ｐmcs との間の関係が予め調べられ、テーブル化されたものが前記ＲＯＭ１９６に記憶されており、このテーブルと、作動開始時ブースタ負圧と上記最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax とから、比例計算により助勢限界時圧Ｐmcs が演算される。
【００３９】
続いて、動的サーボ比決定ルーチンＳ６および補助加圧室圧制御ルーチンＳ８について説明する。
補助加圧室圧制御ルーチンＳ８においては、補助加圧室９０の液圧である補助加圧室圧が、マスタシリンダ圧勾配が助勢限界到達前と後とで変化しないように制御される。そのために、まず、動的サーボ比決定ルーチンＳ６において、助勢限界到達前におけるブースタ２０の動的サーボ比αが決定される。この動的サーボ比αは次式で表されるものである。
α＝Ａmc×ΔＰmc／ΔＦb
ただし、Ａmcは第１加圧ピストン６８の第１加圧室７２側の受圧面積、ΔＰmcはマスタシリンダ圧の増分、ΔＦb はブースタ２０の作動力の増分である。
低速のブレーキ操作が行われる場合のブースタ２０のサーボ比、すなわち静的サーボ比は、パワーピストン３２と入力ピストン５４とのリアクションディスク３８に対する接触面積に基づいて一義的に決まるが、通常のブレーキ操作時における動的サーボ比αは、変圧室３６への大気の流入遅れと低圧室３４の負圧変化とに起因して静的サーボ比より小さくなる。この動的サーボ比αと最大マスタシリンダ圧勾配と作動開始時ブースタ負圧との関係も、各液圧ブレーキシステムにおいてほぼ決まっており、本実施形態においては、これらの図１０に示す関係も予め調べられてテーブル化され、ＲＯＭ１９６に記憶されている。したがって、動的サーボ比決定ルーチンＳ６においては、ブースタ負圧推定ルーチンＳ２において推定された作動開始時ブースタ負圧および最大マスタシリンダ圧勾配と、上記テーブルとにより、動的サーボ比αが決定され、これが後に助勢サーボ比として使用される。
【００４０】
以上の準備が完了した後、マスタシリンダ圧センサ２０４により検出されたマスタシリンダ圧が、Ｓ４で決定された助勢限界時圧に達すれば、ブースタ２０が助勢限界に達したものとして、補助加圧室圧制御ルーチンＳ８が実行される。ポンプモータ１５６が起動されて増圧用ポンプ１５４により作動液が補助加圧室９０に向かって圧送されるとともに、圧力制御弁１６０のソレノイド１７４の励磁電流が、次式が満たされるように制御されるのである。
Ｐassist＝｛（Ｐmc−Ｐmcs ）／α´｝×｛（α´−１）×Ａmc／Ａassist｝
ただし、Ｐassistは補助加圧室圧、Ｐmcはマスタシリンダ圧、Ｐmcs は助勢限界時圧、Ａassistは第１加圧ピストン６８の補助加圧室９０側の受圧面積であり、α´は増圧装置１５２および補助加圧室９０による助勢サーボ比であって、助勢限界到達前のバキュームブースタの動的サーボ比αに等しい。
【００４１】
上記励磁電流の制御は、例えば、次のようにして行われる。上式により目標加圧量Ｐassistが決定されたならば、その目標加圧量Ｐassistに応じて、圧力制御弁１６０のソレノイド１７４に供給すべき励磁電流である目標電流値が決定される。目標加圧量とソレノイド電流値との関係が、例えばテーブル化されてＲＯＭ１９６に記憶されており、その関係に従って目標加圧量に対応する目標電流値が決定され、ソレノイド１７４に供給される。
【００４２】
以上の制御が行われることにより、本実施形態においてはブースタ２０が助勢限界に到達すると同時に増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制御助勢が開始され、しかも、この電気制御助勢の助勢サーボ比α´が助勢限界到達前におけるブースタ２０による動的サーボ比αと等しくされるため、マスタシリンダ圧は助勢限界到達前と後とで変わらない勾配で増加し、入力ピストン５４およびオペレーティングロッド４４に対する反力も一定の勾配で増加する。そのため、運転者にはブースタ２０による倍力と、増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制御助勢との交替が殆どわからず、良好なブレーキ操作フィーリングが得られる。
【００４３】
また、ブースタ２０の助勢限界到達時点を決定するための検出装置として、マスタシリンダ圧センサ２０４と踏力スイッチ２０２とを必要とするのみであり、しかも、マスタシリンダ圧センサ２０４はブレーキ液圧制御のために殆ど不可避的に設けられるものであるため、実際に付加すべきものは踏力センサ２０２のみであって、安価に目的を達し得る利点もある。
【００４４】
さらに、ブースタ２０の助勢限界到達時点を決定するために、ブースタ２０の作動開始時におけるブースタ負圧の推定が行われるのであるが、この推定が、作動開始時におけるブースタ負圧と、踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon および踏力スイッチＯＮ後の最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax との関係に着目することにより、ブースタ２０の作動遅れをも考慮する新規な方法で行われるため、助勢限界到達時点が正確に決定できる効果もある。
【００４５】
本発明の別の実施形態を説明する。この実施形態におけるハード構成は上記実施形態におけるそれと殆ど同じであり、図１１に示すように、踏力スイッチ２０２が踏力センサ２２０（例えば、踏力スイッチ２０２の作動子をロードセルに変更したもの）に、また、マスタシリンダ圧センサ２０４がマスタシリンダ圧スイッチ２２２に変更されている点が相違点である。それに対し、制御プログラムは図１２，１３に示すように変更されている。図１２の助勢制御ルーチンおよび図１３のブースタ負圧推定ルーチンの流れは、前記図７の助勢制御ルーチンおよび図８のブースタ負圧推定ルーチンと酷似しているので、対応するステップを、ダッシュ付きの同じステップ番号で示して重複した説明は省略し、異なる部分のみを以下に説明する。
【００４６】
まず、ブースタ負圧の推定を説明する。
ブレーキ操作が行われてマスタシリンダ２２の液圧が増加させられる場合に、マスタシリンダ圧スイッチ２２２がＯＦＦ状態からＯＮ状態に変わる時点の踏力である圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon と、その後の踏力の最大増加勾配である最大踏力勾配ＤＦmax と、作動開始時ブースタ負圧との間には、図１４に示す関係がある。その理由は図１５に基づいて次のように推測される。図１５に、作動開始時ブースタ負圧が５００mmHg，３００mmHgで、踏込速度が大，中，小である場合における踏力Ｆp とマスタシリンダ圧Ｐmcとの関係を示す。この図から明らかなように、ブースタ２０の助勢限界到達前には、作動開始時ブースタ負圧が小さいほど、また、踏込速度が大きいほど、ブースタの作動遅れが大きいため、同じマスタシリンダ圧Ｐmcに対する踏力Ｆp が大きくなる。そして、マスタシリンダ圧Ｐmcがある大きさ（ここではマスタシリンダ圧スイッチがＯＦＦ状態からＯＮ状態に変わる大きさ）に達した時点の踏力Ｆp （Ｆpmcon ）が中程度の大きさＦpm2 である場合について見れば、作動開始時ブースタ負圧が５００mmHgである場合は「踏込速度大」であるのに対し、作動開始時ブースタ負圧が３００mmHgである場合は「踏込速度中」であり、作動開始時ブースタ負圧が大きい場合の方が小さい場合に比較して踏込速度が大きくなっている。そして、踏込速度が大きければ踏力Ｆp の時間に対する増加勾配ＤＦp が大きくなり、当然最大踏力勾配ＤＦmax も大きくなる。また、同じ作動開始時ブースタ負圧（例えば５００mmHg）について見れば、最大踏力勾配ＤＦmax が大きいほどマスタシリンダ圧スイッチＯＮ時の踏力Ｆpmcon が大きくなる。したがって、圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon ，最大踏力勾配ＤＦmax および作動開始時ブースタ負圧の間には、図１４に示す関係が成立すると推測される。
そこで、本実施形態においては、図１４に示す関係がテーブル化されてＲＯＭ１９６に記憶されており、このテーブルと、マスタシリンダ圧スイッチ２２２の出力信号と、踏力センサ２２０により検出される踏力とに基づいて、図１３のブースタ負圧推定ルーチンが実行され、作動開始時ブースタ負圧が推定される。
【００４７】
ブースタ負圧推定ルーチンは、Ｓ１０´，１４´および１６´において圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon が取得され、Ｓ２０´，２２´および２４´において圧力スイッチＯＮ後の最大踏力勾配ＤＦmax が取得される点と、Ｓ２８´において使用されるテーブルが図１４に示す圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon と最大踏力勾配ＤＦmax との関係をテーブル化したものである点とにおいて図８のブースタ負圧推定ルーチンと異なり、他の点は同じである。
【００４８】
上記ブースタ負圧推定ルーチンＳ２´の実行に続いて、助勢限界時踏力決定ルーチンＳ４´が実行される。このルーチンにおいては、ブースタ負圧推定ルーチンＳ２´で取得された最大踏力勾配ＤＦmax および作動開始時ブースタ負圧と、図１６のグラフで表されるテーブルとに基づいて助勢限界時踏力Ｆpsが決定される。次に、動的サーボ比決定ルーチンＳ６´において、最大踏力勾配ＤＦmax および作動開始時ブースタ負圧と図１７に示すグラフで表されるテーブルとに基づいて動的サーボ比αが決定される。
【００４９】
以上の準備が終了した後、踏力センサ２２０により検出される踏力が助勢限界時踏力決定ルーチンＳ４´で決定された助勢限界時踏力Ｆpsに達すれば、補助加圧室圧制御ルーチンＳ８´が実行される。ポンプモータ１５６が起動されて増圧用ポンプ１５４により作動液が補助加圧室９０に向かって圧送されるとともに、圧力制御弁１６０のソレノイド１７４の励磁電流が、次式が満たされるように制御されるのである。
Ｐassist＝（Ｆp −Ｆps）×Ｒp ×（α´−１）／Ａmc
ただし、Ｐassistは補助加圧室圧、Ｆp は踏力、Ｆpsは助勢限界時踏力、Ｒp はブレーキペダル１８のレバー比、Ａmcは第１加圧ピストン６８の第１加圧室７２側の受圧面積であり、α´は増圧装置１５２および補助加圧室９０による助勢サーボ比であって、助勢限界到達前のバキュームブースタの動的サーボ比αに等しい。このように制御されれば、運転者にはブースタ２０による倍力と、増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制御助勢との交替が殆どわからず、良好なブレーキ操作フィーリングが得られる。
【００５０】
また、ブースタ２０の助勢限界到達時点を決定するための検出装置として、踏力センサ２２０とマスタシリンダ圧スイッチ２２２とを必要とするのみであり、安価に目的を達し得る利点もある。さらに、ブースタ２０の助勢限界到達時点を決定するために、ブースタ２０の作動開始時におけるブースタ負圧の推定が行われるのであるが、この推定が、作動開始時におけるブースタ負圧と、圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon および圧力スイッチＯＮ後の最大踏力勾配ＤＦmax との関係に着目することにより、ブースタ２０の作動遅れをも考慮する新規な方法で行われるため、助勢限界到達時点が正確に決定できる効果もある。
【００５１】
以上の説明から明らかなように、図１ないし１０に記載の実施形態における踏力スイッチ２０２およびマスタシリンダ圧センサ２０４と、コンピュータ１９２の図８のブースタ負圧推定ルーチンを実行する部分とが入出力関係加味部を含む第１負圧推定部を構成しており、そのうち、コンピュータ１９２のＳ１６およびＳ２８を実行する部分が出力加味部を構成し、踏力スイッチ２０２とコンピュータ１９２のＳ１０を実行する部分が操作力加味部を構成し、踏力スイッチ２０２とコンピュータ１９２のＳ１０，Ｓ１４，Ｓ１６，Ｓ１８，Ｓ２０を実行する部分が、操作力が設定操作力以上である期間におけるマスタシリンダ圧の増加勾配を出力の変化率として採用する部分を構成している。さらに、踏力スイッチ２０２が操作力スイッチを構成し、コンピュータ１９２のＳ１４，Ｓ２０，Ｓ２２，Ｓ２４，Ｓ２８を実行する部分が特定時点変化率依拠推定部を構成している。
【００５２】
また、図１１ないし１７に記載の実施形態における踏力センサ２２０およびマスタシリンダ圧スイッチ２２２と、コンピュータ１９２の図１３のブースタ負圧推定ルーチンを実行する部分とが入出力関係加味部を含む第２負圧推定部を構成しており、そのうちコンピュータ１９２のＳ１６´およびＳ２８´を実行する部分が操作力加味部を構成し、マスタシリンダ圧スイッチ２２２とコンピュータ１９２のＳ１０´を実行する部分がマスタシリンダ出力加味部を構成し、マスタシリンダ圧スイッチ２２２とコンピュータ１９２のＳ１０´，Ｓ１４´，Ｓ１６´，Ｓ１８´，Ｓ２０´を実行する部分が、マスタシリンダ出力としてのマスタシリンダ圧がが設定マスタシリンダ圧以上である期間におけるブレーキ操作力としての踏力の増加勾配を操作力の変化率として採用する部分を構成している。さらに、マスタシリンダ圧スイッチ２２２とコンピュータ１９２のＳ１４´，Ｓ２０´，Ｓ２２´，Ｓ２４´，Ｓ２８´を実行する部分が特定時点変化率依拠推定部を構成している。
【００５３】
そして、ブースタ２０と、補助加圧室９０を備えたマスタシリンダ２２と、増圧装置１５２と、上記各実施形態における負圧推定装置とがブレーキ液圧源装置を構成している。各負圧推定装置は、それぞれ第１負圧推定部，第２負圧推定部の一方のみから成るのであるが、第１負圧推定部と第２負圧推定部との両方を備えた負圧推定装置を構成することも可能である。
【００５４】
上記実施形態においては、踏力とマスタシリンダ圧とに基づいてブースタ２０の助勢限界到達が推定ないし検出されるようになっていたが、踏力センサ２２０を備えた液圧ブレーキシステムにおいては、踏力センサ２２０の出力信号のみからブースタ２０の助勢限界到達を検出することも可能である。その一例を以下に説明する。ハード構成は図１および図１１に記載のものを使用する。
【００５５】
いま、増圧装置１５２および補助加圧室９０が設けられていないと仮定して、ブレーキペダル１８がほぼ一定の速度で踏み込まれたとすれば、時間ｔの経過に従って踏力Ｆp は図１８に示すように変化する。ブースタ２０が助勢限界に達すれば、助勢力が増加しなくなるため踏力Ｆp の増加勾配が急変する。この増加勾配の急増を検出すればブースタ２０の助勢限界到達を検出することができる。この方法によれば、マスタシリンダ圧の勾配変化に基づいてブースタ２０の助勢限界到達を検出する場合に比較して、信頼性が向上する効果が得られる。マスタシリンダ圧Ｐmcの増加勾配ＤＰmcも、図１９に示すように、ブースタ２０の助勢限界点Ｂを境にして変化するため、この変化に基づいてブースタ２０の助勢限界到達を検出することができる。しかし、図１９から明らかなように、マスタシリンダ圧Ｐmcの変化は減少であって、運転者が、所望の減速度が得られるようになったためにブレーキペダル１８の踏込みを止めた場合と似た変化である。そのため、この場合のマスタシリンダ圧の変化と、ブースタ２０の助勢限界到達に基づく変化とを区別することが必要となり、それだけ助勢限界到達の検出が難しくなり、あるいは助勢限界到達検出の信頼性が低くなることを避け得ないのであるが、踏力Ｆp の急変は、図１８から明らかなように急増であるため、運転者がブレーキペダル１８の踏込みを止めた場合とは逆向きの変化であり、それだけ助勢限界到達の検出が容易であり、あるいは助勢限界到達検出の信頼性が高くなる。
【００５６】
踏力自体の急増、すなわち踏力の増加勾配ＤＦp （＝ｄＦp ／ｄｔ）の急増を検出することにより、助勢限界到達を検出することも可能である。
しかし、踏力の増加勾配ＤＦp を踏力Ｆp で割った無次元化踏力勾配に基づけば、助勢限界到達の検出が一層容易となる。具体的には、例えば、図１８において、設定時間毎に踏力Ｆｐを検出し、相前後して検出された踏力Ｆn-1 ，Ｆn の差ＤＦn ＝（Ｆn −Ｆn-1 ）を踏力Ｆn で割った無次元化踏力勾配ＤＦn ／Ｆn を求め、その無次元化踏力勾配ＤＦn ／Ｆn の急増を検出すれば、確実に勢限界到達を検出できるのである。
【００５７】
さらに具体的には、図１８において、助勢限界点Ａに跨がる時期、すなわち一定間隔の時点ｔ0 〜ｔ4 の各時点にそれぞれ取得された４つの無次元化踏力勾配ＤＦ1 ／Ｆ1 ，ＤＦ2 ／Ｆ2 ，ＤＦ3 ／Ｆ3 ，ＤＦ4 ／Ｆ4 の間に、
（ＤＦ3 ／Ｆ3 ）／（ＤＦ1 ／Ｆ1 ）＞Ｊ
（ＤＦ4 ／Ｆ4 ）／（ＤＦ3 ／Ｆ3 ）＜Ｋ
の２つの不等式が成立すれば、無次元化踏力勾配ＤＦ2 ／Ｆ2 が助勢限界点Ａに対応する無次元化踏力勾配であり、時点ｔ1 またはｔ2 が助勢限界到達時点であるとするのである。踏力勾配ＤＦn 自体は、ブースタ負圧やブレーキ操作速度の大小の影響を受けるが、無次元化踏力勾配ＤＦn ／Ｆn はそれらの影響を受けることが少ない。そのため、上記しきい値Ｊ，Ｋを互いに相当異なる大きさに設定しても、助勢限界点Ａ近傍で上記２つの不等式が確実に成立するようにすることができ、助勢限界点Ａを確実に検出することができるのである。
【００５８】
無次元化踏力勾配ＤＦn ／Ｆn は上記のようにブースタ負圧やブレーキ操作速度の大小の影響を受けることが少ないため、
（ＤＦ3 ／Ｆ3 ）−（ＤＦ1 ／Ｆ1 ）＞Ｌ
（ＤＦ4 ／Ｆ4 ）−（ＤＦ3 ／Ｆ3 ）＜Ｍ
の２つの不当式が成立した場合に，無次元化踏力勾配ＤＦ2 ／Ｆ2 が助勢限界点Ａに対応する無次元化踏力勾配であり、時点ｔ1 またはｔ2 が助勢限界到達時点であるとすることも可能である。
【００５９】
以上の説明から明らかなように、本実施形態において、踏力センサ２２０とコンピュータのブースタ２０の助勢限界を検出する部分とが、請求項２および３にいう助勢限界検出装置を構成している。上記２つの実施形態は、増圧装置１５２および補助加圧室９０が設けられていないと仮定して説明したが、これら助勢限界検出装置により助勢限界到達が検出されるまでは増圧装置１５２を作動させず、検出後に作動させることとすれば、本実施形態の助勢限界検出装置と増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制御助勢とを共に採用することができる。
【００６０】
本発明のさらに別の実施形態を説明する。この実施形態も、上記２つの実施形態と同様に踏力センサ２２０の出力信号のみからブースタ２０の助勢限界到達を検出するものである。本実施形態のハード構成は、増圧装置１５２，補助加圧室９０およびマスタシリンダ圧センサ２０４が設けられない点以外は、図１の実施形態と同じである。
【００６１】
図２０に作動開始時ブースタ負圧が異なる場合の踏力Ｆp とマスタシリンダ圧Ｐmcとの関係を示し、図２１に経過時間ｔと踏力Ｆp および踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔとの関係を示す。図２１は運転者が同じ減速度を得ることを意図した場合に、作動開始時ブースタ負圧が異なることによって踏力Ｆp および踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔが変わる状態を示している。図２１から明らかなように、助勢限界を超えてブレーキ操作が行われる場合には、作動開始時ブースタ負圧の大きさによって踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの変化状態が異なり、作動開始時ブースタ負圧が小さいほど踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの最大値が大きくなる。
【００６２】
したがって、例えば、踏力Ｆp の設定値である設定踏力Ｆpkを助勢限界時における踏力近傍の大きさに設定しておけば、実際の踏力Ｆp が設定踏力Ｆpkに達した時点における踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔである設定時踏力変化勾配ｄＦpk／ｄｔの大きさから作動開始時ブースタ負圧を推定することができる。その一例を図２２に示す。図示の例は、設定時踏力変化勾配ｄＦpk／ｄｔの大きさを３領域に分け、実際の設定時踏力変化勾配ｄＦpk／ｄｔがどの領域に属するかにより作動開始時ブースタ負圧を大，中，小の３段階に推定するものである。勿論、段階数を２段階に減ずることも、４段階以上に増すことも、連続的な値として推定することも可能である。本実施形態は、第２負圧推定部の実施形態の１つである。
【００６３】
なお、踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの大きさは、それの取得時期により変わり、一定の設定踏力Ｆpkに対して、図２１に示すように、作動開始時ブースタ負圧が異なる各々の場合に、それぞれ特徴的な大きさとして取得できない場合がある。その場合には、例えば、制動開始時におけるエンジン回転数，スロットル開度，車速等、作動開始前ブースタ負圧に影響を与える別の量の少なくとも１つあるいはそれらの適宜の組み合わせに基づいて、設定踏力Ｆpkが自動的に変更されるようにすることが望ましい。例えば、制動開始時におけるスロットル開度と、適切な設定踏力Ｆpkとの関係を予め調べてテーブル化あるいは式化しておき、それらテーブルあるいは式に基づいて設定踏力Ｆpkが自動的に設定されるようにするのである。適切な設定踏力Ｆpkとしては、例えば、各作動開始時ブースタ負圧において、踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの最大値に対応する踏力、踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの変化勾配ｄ2 Ｆp ／ｄｔ2 が最大になる時期の踏力等を選ぶことができる。
【００６４】
また、踏力Ｆp とマスタシリンダ圧Ｐmcとの関係は、実際にはブレーキペダル１８の踏込速度によっても変わる。そこで、ブレーキ操作開始時期から一定時間経過後の踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔ等に基づいて踏込速度を取得し、その取得した勾配に応じて設定踏力Ｆpkが自動的に設定されるようにすることが望ましい。このようにすれば、作動開始時ブースタ負圧の推定に対する踏込速度の影響を軽減することができる。
【００６５】
以上の実施形態において、液圧ブレーキシステム全体が正常であれば、車両の減速度が不足することはないが、例えば、ウォータフェード，ヒートフェード等が発生してブレーキ摩擦材とブレーキ回転体との摩擦係数が低下し、あるいは２系統のブレーキ装置の一方が失陥し、あるいはブースタ２０とエンジン吸気側を接続する負圧ホースが外れる等の異常が発生した場合には、減速度が不足することがある。その場合には、ハード構成は図１および図１１に記載のものを使用し、増圧装置１５２を正常時とは異なる特性で制御することにより、減速度の不足を補うことができる。
【００６６】
その一例は、図２３に示すものである。この実施形態は、上記異常が生じても、通常は特別な制御を行わず、ブースタ２０が助勢限界に達した後に増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制御助勢を行うのみとし、踏力が予め定められた設定踏力に達したにもかかわらず、実際の減速度が設定減速度に達しない場合に、増圧装置１５２の増圧機能を向上させて実際の減速度を設定減速度まで高めるものである。
【００６７】
具体的には、例えば、上記設定減速度を乾燥アスファルト路上で期待し得る最大の減速度０．８Ｇ以上の値、あるいは理論上期待し得る最大の減速度１．０Ｇである最大減速度Ｇmax に設定し、設定踏力を液圧ブレーキシステムが標準状態にあるときにそれら最大減速度Ｇmax を得ることができる最大踏力Ｆpmaxに設定しておき、最大踏力Ｆpmaxでブレーキ操作が行われているにもかかわらず実際の減速度が最大減速度Ｇmax に達しない場合には、増圧装置１５２の増圧機能を向上させて（本実施形態では圧力制御弁１６０の励磁電流を大きくして）、実際の減速度が最大減速度Ｇmax に等しくなるようにすればよい。この場合、前記図１および図１１の装置に、車両の減速度を実際に検出する減速度センサ、あるいは車輪回転速度や車体の路面に対する相対移動速度を検出する速度検出装置から供給される速度から減速度を演算する手段、あるいは他の装置から減速度のデータを読み込む手段等を付加し、制御プログラムに上記制御を可能にする設定減速度保証ルーチンを追加すればよい。
【００６８】
以上の説明から明らかなように、本実施形態における電気制御助勢装置が段落〔０００６〕に記載の（３４）項にいう電気制御助勢装置に相当する。
【００６９】
異常発生時に減速度の不足を補う別の実施形態は、図２４に示すものである。この実施形態は、上記図２３の実施形態におけると同様に、踏力と車両減速度とを取得する手段を備えた液圧ブレーキシステムにおいて、踏力と車両減速度とを２座標軸とする座標面を失陥領域，電気制御助勢領域および特別増圧領域に分け、踏力と車両減速度とを座標とする座標点がこれら３領域のいずれにあるかにより、液圧ブレーキシステムの制御特性を変更するものである。すなわち、上記座標点が電気制御助勢領域にある場合には、液圧ブレーキシステム全体が正常であるとして、前述の通常制御を行い、特別増圧領域にある場合には、増圧装置１５２および補助加圧室９０を通常の電気制御助勢のためではなく、その時点における踏力に見合った減速度にできる限り近い減速度が得られるようにする特別増圧制御のために作動させるのである。座標点が失陥領域にある場合には、運転者にブザー，ランプ，ディスプレイ等により液圧ブレーキシステムの失陥を報知し、かつ、車両を走行不能の状態にするか、あるいは設定速度以下でのみ走行できる状態にする。座標点が特別増圧領域にある場合にもその事実を運転者に知らせることが望ましい。
【００７０】
上記異常発生時に減速度の不足を補う２つの実施形態において、増圧装置１５２の作動中にアンチロック制御が開始された場合に、増圧装置１５２の作動が継続されるようにすることも可能であるが、消費エネルギ低減の観点からは作動を停止させることが望ましい。
【００７１】
以上の各実施形態においては、電気制御助勢が増圧装置１５２および補助加圧室９０により行われるようになっていたが、ポンプによってアンチロック制御用のリザーバあるいはマスタシリンダから作動液を汲み出してホイールシリンダに供給する形式の増圧装置によって行われるようにすることも可能である。その一例を図２５，２６に示す。
【００７２】
本実施形態の液圧ブレーキシステムにおいて、ブレーキペダル４００の踏力は、ブースタ４０２により倍力され、その倍力された踏力に応じた液圧が液圧源たるマスタシリンダ４０４に発生させられる。ブースタ４０２はバキュームブースタであり、前記ブースタ２０と同様に構成されている。また、マスタシリンダ４０４は、ハウジングに第１，第２加圧ピストン４０６，４０８が互いに直列にかつ個別に摺動可能に嵌合されることにより、ハウジング内に２つの互いに独立の加圧室が形成されたタンデム型である。このマスタシリンダ４０４は、前記マスタシリンダ２２とは異なり、補助加圧室は有さず、ブースタ４０２のブースタピストンロッドは、第１加圧ピストン４０６に軸方向に相対移動可能に嵌合され、ブースタ４０２により倍力されたブレーキペダル４００の踏力は、第１加圧ピストン４０６に伝達される。
【００７３】
マスタシリンダ４０４の一方の加圧室に発生させられた液圧は、主通路４１０により、左前輪４１２および右後輪４１４をそれぞれ制動するブレーキ４１６，４１８を作動させるブレーキシリンダたるフロントホイールシリンダ４２０，リヤホイールシリンダ４２２に供給され、他方の加圧室に発生させられた液圧は、主通路４２６により、右前輪４２８および左後輪４３０をそれぞれ制動するブレーキ４３２，４３４を作動させるブレーキシリンダたるフロントホイールシリンダ４３６，リヤホイールシリンダ４３８に供給される。本実施形態の液圧ブレーキシステムは、ダイアゴナル２系統式なのである。これら２つの系統は同様に構成されており、左前輪−右後輪系統を代表的に説明し、右前輪−左後輪系統については、その構成要素に左前輪−右後輪系統の構成要素と同じ符号を付して対応関係を示し、説明を省略する。
【００７４】
上記主通路４１０は、基幹通路４４０と２本の分岐通路４４２とを有し、各分岐通路４４２の先端にホイールシリンダ４２０，４２２が接続されており、これら分岐通路４４２の途中にはそれぞれ、アンチロック制御を行うべく、電磁弁装置４４４が設けられている。これら電磁弁装置４４４はそれぞれ、常開の電磁開閉弁である増圧弁４４６および常閉の電磁開閉弁である減圧弁４４８を有し、これら増圧弁４４６，減圧弁４４８の開閉の組合わせにより、ホイールシリンダ圧が増大，減少，保持される。ホイールシリンダ４２０，４２２から減圧弁４４８を経てリザーバ４５０に排出された作動液は、ポンプモータ４５２により駆動されるポンプ４５４により汲み上げられて主通路４１０に戻される。
【００７５】
リザーバ４５０は、作動液を付勢手段としてのスプリングによって圧力下に収容するものであり、ポンプ通路４６０により、ポンプ４５４の吸入側に接続されている。ポンプ４５４の吸入側には逆止弁である吸入弁４６２、吐出側には逆止弁である吐出弁４６４がそれぞれ設けられている。ポンプ４５４の吐出側を主通路４１０に接続する補助通路４６６には、絞りとしてのオリフィス４６８と固定ダンパ４７０とがそれぞれ設けられており、それらにより、ポンプ４５４の脈動が軽減される。ポンプ４５４は、アンチロック制御中、作動液をリザーバ４５０から汲み上げて主通路４１０に還流させる。
【００７６】
前記主通路４１０には、補助通路４６６との接続点とマスタシリンダ４０４との間の部分に圧力制御弁４８０が設けられており、ホイールシリンダ４２０，４２２にマスタシリンダ圧より高い液圧を発生させ、電気制御助勢が行われるようにされている。圧力制御弁４８０の構成は、前記圧力制御弁１６０と同じであり、詳細な図示および構成の説明を省略し、作用を簡単に説明する。
【００７７】
この圧力制御弁４８０においては、ソレノイドが励磁されない非作用状態では、スプリングの弾性力によって弁子が弁座から離間させられ、それにより、主通路４１０においてマスタシリンダ側とホイールシリンダ側との間での双方向の作動液の流れが許容され、その結果、ブレーキ操作が行われれば、ホイールシリンダ圧がマスタシリンダ圧と共に変化させられる。圧力制御弁４８０は、常開弁とされているのである。
【００７８】
ソレノイドが励磁される作用状態では、弁子が弁座に着座させられる。ポンプ４５４の吐出圧、すなわちホイールシリンダ圧が小さい間は圧力制御弁４８０は閉じており、ポンプ４５４からの作動液がマスタシリンダ４０４に逃げることが阻止され、ポンプ４５４の吐出圧が増加し、ホイールシリンダ４２０，４２２にマスタシリンダ圧より高い液圧が発生させられる。ポンプ４５４の吐出圧、すなわちホイールシリンダ圧が更に増加すれば、圧力制御弁４８０が開き、ポンプ４５４からの作動液がマスタシリンダ４０４に逃がされ、その結果、ポンプ４５４の吐出圧、すなわちホイールシリンダ圧がそれ以上増加することが防止される。ホイールシリンダ４２０，４２２には、マスタシリンダ４０４に対して、ソレノイドの励磁により弁子を弁座に着座させる力に基づく差圧分、高い液圧が発生させられることになる。本実施形態においては、圧力制御弁４８０，ポンプ４５４，ポンプモータ４５２を含んで増圧装置が構成されている。ポンプ４５４およびポンプモータ４５２は、アンチロック制御と増圧との両方に用いられるのである。
【００７９】
圧力制御弁４８０には、図２５に示すようにバイパス通路４８６が設けられており、そのバイパス通路４８６の途中に逆止弁４８８が設けられている。万が一、ブレーキペダル４００の踏込み時に圧力制御弁４８０内の可動部材に生ずる流体力によって圧力制御弁４８０が閉じることがあっても、マスタシリンダ４０４からホイールシリンダ４２０，４２２へ向かう作動液の流れが確保されるようにするためである。圧力制御弁４８０にはさらに、それに並列にリリーフ弁４９０も設けられており、ポンプ４５４による吐出圧が過大となることが防止される。
【００８０】
ポンプ４５４は、アンチロック制御中，助勢制御中に作動し、助勢制御の実行中であれば、リザーバ４５０から作動液を汲み上げ、その作動液を各ホイールシリンダ４２０，４２２に吐出することによって各ホイールシリンダ４２０，４２２を増圧する。しかし、アンチロック制御が実行されていない場合には、リザーバ４５０に汲み上げるべき作動液が存在しないのが普通であり、助勢制御の実行を確保するためには、アンチロック制御の実行の有無を問わず、リザーバ４５０に作動液を補給することが必要となる。そのため、本実施形態においては、基幹通路４４０のうちマスタシリンダ４０４と圧力制御弁４８０との間の部分から延びてリザーバ４５０に至る補給通路４９４が設けられている。
【００８１】
補給通路４９４の途中に流入制御弁４９６が設けられている。流入制御弁４９６は、マスタシリンダ４０４からリザーバ４５０への作動液の補給が必要であるときには開状態となり、マスタシリンダ４０４からリザーバ４５０への作動液の流れを許容し、一方、マスタシリンダ４０４からリザーバ４５０への作動液の補給が必要ではないときには閉状態となり、マスタシリンダ４０４からリザーバ４５０への作動液の流れを阻止し、マスタシリンダ４０４による昇圧を可能とする。本実施形態においては、流入制御弁４９６が常閉の電磁開閉弁とされている。助勢制御が行われるとき、流入制御弁４９６は、アンチロック制御が行われていなければ開かれ、アンチロック制御が行われていてもリザーバ４５０に作動液がなければ開かれ、リザーバ４５０に作動液があれば開かれないようにされる。
【００８２】
また、ポンプ通路４６０のうち補給通路４９４との接続点とリザーバ４５０との接続点との間の部分に、補給通路４９４からリザーバ４５０に向かう作動液の流れを阻止し、その逆向きの流れを許容する逆止弁４９８が設けられている。そのため、主通路４１０のうち、圧力制御弁４８０より上流側の部分内の高圧の作動液は、リザーバ４５０により低圧にされずに、ポンプ４５４により汲み上げられ、比較的少ない電気エネルギによりホイールシリンダ４２０，４２２の液圧を十分に高くすることができる。
【００８３】
本液圧ブレーキシステムのＥＣＵ５００は、図２６に示すように、前記ＥＣＵ１９０と同様に構成されており、同じ作用を為す部分には同一の符号を付して説明を省略する。コンピュータ１９２のＩ／Ｏポート２００には、踏力スイッチ５０２，マスタシリンダ圧センサ５０４および車輪速センサ５０６が接続されている。これらはそれぞれ、前記踏力スイッチ２０２，マスタシリンダ圧センサ２０４および車輪速センサ２０６と同様に構成されている。Ｉ／Ｏポート２００にはまた、駆動回路２０８を介して増圧弁４４６等の各種アクチュエータが接続されている。
【００８４】
コンピュータ１９２のＲＯＭ１９６には、助勢制御ルーチン，アンチロック制御ルーチン等が記憶されており、ＰＵ１９４はＲＡＭ１９８を使用しつつ、これらルーチンを実行する。本実施形態において助勢制御は、ブースタ４０２が助勢限界に達した状態で行われる。例えば、前述のようにして推定されたブースタ負圧に基づいて、マスタシリンダ圧の助勢限界値である助勢限界時圧が求められ、マスタシリンダ圧センサ５０４により検出される実マスタシリンダ圧が助勢限界時圧以上になれば、電気制御による助勢が開始される。
【００８５】
この助勢制御において、ホイールシリンダ圧とマスタシリンダ圧との差圧（助勢用差圧と称する）が、ブースタ４０２が助勢限界に達した後も達する前と同じ勾配でホイールシリンダ圧が増大させられる大きさに制御される。この助勢制御は、例えば、前記実施形態におけると同様にブースタ２０のブースタ負圧，動的サーボ比，助勢限界到達等の推定に基づいて、圧力制御弁４８０への励磁電流を制御することにより行われるようにすることができる。
【００８６】
また、助勢制御が、図１８を用いて説明したブースタ２０の助勢限界到達検出に基づいて行われるようにすることも、ブースタ２０の低圧室３４と変圧室３６との少なくとも一方の圧力を検出する圧力センサ、あるいは低圧室３４と変圧室３６との差圧を検出する差圧検出装置等の検出結果に基づいて助勢限界到達を検出し、その検出結果に基づいて行われるようにすることも可能である。これらの場合には、例えば、次のようにして助勢制御を行うことができる。マスタシリンダ圧と助勢用差圧との間、助勢用差圧とソレノイド１７４の励磁電流との間等にはそれぞれ特定の関係があるため、それらの関係をそれぞれテーブル化してコンピュータ１９２のＲＯＭ１９６に記憶させておき、マスタシリンダ圧センサ５０４により検出されるマスタシリンダ圧に基づいて上記助勢用差圧，励磁電流等が決定され、ポンプモータ４５２が起動されるとともに圧力制御弁４８０のソレノイド１７４が励磁され、ホイールシリンダ４２０，４２２，４３６，４３８に作動液が供給されるようにするのである。
【００８７】
上記助勢制御は、図２５の液圧ブレーキシステムのみならず、図１の液圧ブレーキシステムを始め、他の形式のものにおいても実施することができる。
また、マスタシリンダあるいはリザーバから作動液を汲み上げてホイールシリンダに供給し、ホイールシリンダ圧をマスタシリンダ圧に対して増大させることにより助勢制御が行われる液圧ブレーキシステムにおいて、踏力スイッチに代えて踏力センサを設けるとともに、マスタシリンダ圧センサに代えてマスタシリンダ圧スイッチを設け、踏力センサにより検出される踏力に基づいて助勢用差圧を求め、その助勢用差圧に基づいて圧力制御弁のソレノイドの励磁電流を求めて助勢制御を行うようにしてもよい。
【００８８】
本発明のさらに別の実施形態を図２７ないし図３３に基づいて説明する。本実施形態は、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力速度との関係に基づいてバキュームブースタの負圧を推定する態様の一例である。本実施形態の液圧ブレーキシステムのハード構成は、図１ないし図１０に示す実施形態のそれと殆ど同じであり、図２７に電子制御ユニット５５０（以下、ＥＣＵ５５０と称する）のみを示す。ＥＣＵ５５０は、前記ＥＣＵ１９０と同様にコンピュータ１９２を主体として構成されており、ＥＣＵ１９０の構成要素と同じ作用を為す構成要素には同一の符号を付して対応関係を示し、説明を省略する。
【００８９】
コンピュータ１９２のＩ／Ｏポート２００には、ブレーキスイッチ５５２，踏力センサ５５４，マスタシリンダ圧センサ５５６および車輪速センサ５５８が接続されている。ブレーキスイッチ５５２は、ブレーキペダル１８が踏み込まれず、非踏込位置ないし非作動位置に位置する状態と、踏み込まれた状態とで出力信号が変わるように構成されている。ブレーキペダル１８は、本実施形態においては、車体との間に配設されたリターンスプリングによって後退方向へ付勢されており、車体に設けられたストッパに当接し、リターンスプリングの付勢による回動を規制された位置が非踏込位置である。ブレーキスイッチ５５２は、本実施形態においては、ブレーキペダル１８が非踏込位置に位置する状態においてＯＦＦ信号を出力し、踏み込まれた状態においてＯＮ信号を出力するように構成されている。踏力センサ５５４，マスタシリンダ圧センサ５５６および車輪速センサ５５８はそれぞれ、前記各実施形態の踏力センサ２２０，マスタシリンダ圧センサ２０４，車輪速センサ２０６と同様に構成されている。コンピュータ１９２のＲＯＭ１９６には、図２８に示す助勢制御ルーチン，図２９に示すブースタ負圧推定ルーチンおよび図３０に示す最大踏力変化速度取得ルーチン等が記憶されており、ＲＡＭ１９８には、図示は省略するが、これら助勢制御ルーチン等を実行するためのフラグ，メモリ等が設けられている。
【００９０】
助勢制御ルーチンは、Ｓ４０のブースタ負圧推定ルーチンの実行により推定された作動開始時におけるブースタ負圧と、Ｓ４２の最大踏力変化速度取得ルーチンの実行により取得された最大踏力変化速度とに基づいてＳ４４，Ｓ４６が実行され、助勢限界時踏力および動的サーボ比が決定され、それらに基づいてＳ４８の補助加圧室圧制御ルーチンが実行される。
【００９１】
ブースタ負圧推定ルーチンを説明する。
ブレーキ操作が行われてマスタシリンダ２２の液圧が増加させられる場合、ブースタ２０の作動遅れがないとすれば、踏力Ｆとマスタシリンダ圧Ｐmcとの間には図３１に示す関係が成立する。また、踏力Ｆとマスタシリンダ圧Ｐmcおよび操作速度たるブレーキペダル１８の踏込速度を表す踏力変化速度ｄＦとマスタシリンダ２２の出力変化速度であるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcの時間に対する変化の一例を図３２に示す。そして、マスタシリンダ圧が予め定められた基準出力値たる基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達した時点に取得される踏力変化速度ｄＦpmckと、踏力が予め定められた基準操作量たる基準踏力Ｆk に達した時点に取得されるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkと、作動開始時ブースタ負圧との間には、図３３のグラフで表される関係が成立する。ブースタ２０には無視できない作動遅れがあり、その作動遅れは、作動開始時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化速度ｄＦが大きいほど大きい。ブースタ２０の作動遅れによりマスタシリンダ圧Ｐmcの増加が遅れ、その遅れは作動開始時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化速度ｄＦが大きいほど大きいのである。そのため、踏力変化速度ｄＦpmckが同じであれば、マスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkは、作動開始時ブースタ負圧が大きい場合に、小さい場合より大きくなり、踏力変化速度ｄＦpmckに対して遅れがないマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcを基準とすれば、基準に近いマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkが得られる。図３３のグラフで表される関係は予め実験により調べられ、テーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されており、このテーブルと、基準マスタシリンダ圧到達時における踏力変化速度ｄＦpmckと、基準踏力到達時におけるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkとに基づいて作動開始時ブースタ負圧が推定される。
【００９２】
ブースタ負圧推定ルーチンのＳ５０においては、ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮ信号であるか否か、すなわちブレーキペダル１８が踏み込まれたか否かの判定が行われる。ブレーキペダル１８が踏み込まれておらず、ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＦＦ信号であれば、Ｓ５０の判定はＮＯになってＳ８０が実行され、推定終了処理が行われる。フラグＦ１１〜Ｆ１３のリセット，マスタシリンダ圧メモリ等のクリア等の処理が行われるのである。
【００９３】
上記Ｓ５０，Ｓ８０の実行が繰り返されているうちにブレーキペダル１８が踏み込まれ、ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮ信号になれば、Ｓ５０の判定がＹＥＳになり、Ｓ５２においてフラグＦ１１がＯＮにセットされているか否かの判定が行われる。フラグＦ１１はＯＮにセットされることにより、作動開始時ブースタ負圧が推定されたことを記憶するが、Ｓ８０においてＯＦＦにリセットされているため、当初は判定がＮＯとなり、Ｓ５４が実行されてマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcおよび踏力変化速度ｄＦが演算される。マスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcは、本実施形態では、Ｓ５４が実行される毎に、マスタシリンダ圧センサ５５６の検出信号に基づいて得られるマスタシリンダ圧が読み込まれて、ＲＡＭ１９８に設けられたマスタシリンダ圧メモリに記憶されるとともに、マスタシリンダ圧メモリに記憶された複数のマスタシリンダ圧のうち、最新のマスタシリンダ圧から最も古いマスタシリンダ圧を引くことにより得られるマスタシリンダ圧差を時間で除することにより求められる。この時間は、最古のマスタシリンダ圧が得られてから、最新のマスタシリンダ圧が得られるまでの時間であり、ブースタ負圧推定ルーチンの実行サイクルタイムに基づいて得られる。なお、最新のマスタシリンダ圧がマスタシリンダ圧メモリに記憶されるとき、最古のマスタシリンダ圧は消去され、マスタシリンダ圧メモリには、常に予め定められた数のマスタシリンダ圧が記憶されるようにされ、新たな最古のマスタシリンダ圧と最新のマスタシリンダ圧との差が求められる。踏力変化速度ｄＦも同様に、踏力センサ５５４の検出信号に基づいて得られる踏力が読み込まれ、踏力メモリに記憶された複数の踏力のうち、最新の踏力から最古の踏力を引くことにより得られる差を時間で除することにより求められる。演算されたマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcおよび踏力変化速度ｄＦはそれぞれ、ＲＡＭ１９８に設けられたマスタシリンダ圧変化速度メモリ，踏力変化速度メモリに記憶される。
【００９４】
次いでＳ５６が実行され、フラグＦ１２がＯＮにセットされているか否かの判定が行われる。フラグＦ１２はＯＮにセットされることにより、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達した時点での踏力変化速度ｄＦpmckが取得されたことを記憶するが、Ｓ８０においてリセットされており、Ｓ５６の判定は当初はＮＯになってＳ５８が実行され、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したか否かの判定が行われる。マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達していなければ、Ｓ５８の判定はＮＯになってＳ６４が実行される。そして、フラグＦ１３がＯＮにセットされているか否かの判定が行われる。フラグＦ１３は、ＯＮにセットされることにより、踏力Ｆが基準踏力Ｆk に達した時点のマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkが取得されたことを記憶するが、Ｓ８０においてリセットされており、Ｓ６４の判定は当初はＮＯになってＳ６６が実行され、踏力Ｆが基準踏力Ｆk に到達したか否かが判定される。踏力Ｆが基準踏力Ｆk に達していなければ、Ｓ６６の判定はＮＯになってＳ７２が実行され、フラグＦ１２がＯＮにセットされているか否かの判定が行われる。フラグＦ１２がセットされていなければ、Ｓ７２の判定はＮＯになってルーチンの実行は終了する。
【００９５】
例えば、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達するよりも、ｄｔ時間早く、踏力Ｆが基準踏力Ｆk に達したとすれば、Ｓ５８の判定がＹＥＳになる前にＳ６６の判定がＹＥＳになってＳ６８が実行され、Ｓ５４において演算された最新のマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcが、踏力Ｆが基準踏力Ｆk に達した時点におけるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkであって、ブースタ負圧を推定するためのマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkとして、ブースタ負圧推定用マスタシリンダ圧変化速度メモリに記憶される。そして、Ｓ７０においてフラグＦ１３がセットされる。しかし、フラグ１２がセットされていないため、Ｓ７２の判定はＮＯになり、ブースタ負圧の推定は行われず、ルーチンの実行は終了する。
【００９６】
以後、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達するまで、Ｓ５０〜Ｓ５８，Ｓ６４，Ｓ７２が繰り返し実行される。マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達すれば、Ｓ５８の判定がＹＥＳになってＳ６０が実行され、Ｓ５４において演算された最新の踏力変化速度ｄＦが、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達した時点における踏力変化速度ｄＦpmckであって、ブースタ負圧を推定するための踏力変化速度ｄＦpmckとして、ブースタ負圧推定用踏力変化速度メモリに記憶される。これら前記ブースタ負圧推定用踏力変化速度メモリおよびブースタ負圧推定用マスタシリンダ圧変化速度メモリは、ＲＡＭ１９８に設けられている。そして、Ｓ６２においてフラグＦ１２がＯＮにセットされる。
【００９７】
フラグＦ１２，Ｆ１３の両方がセットされれば、Ｓ７２，Ｓ７４の判定がいずれもＹＥＳになってＳ７６が実行され、ブースタ負圧が推定される。この推定は、Ｓ６０，Ｓ６８においてそれぞれ、ブースタ負圧推定用の踏力変化速度メモリおよびマスタシリンダ圧変化速度メモリに記憶された踏力変化速度ｄＦpmck，マスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkおよびＲＯＭ１９６に記憶されたテーブルに基づいて行われる。図３３において、踏力変化速度ｄＦpmckとマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkとに対応する点のブースタ負圧が、テーブルのデータ（上記点を囲む４点のデータ）に基づく比例計算により求められるのである。そして、Ｓ７８が実行され、フラグＦ１１がＯＮにセットされる。そのため、次にＳ５２が実行されるとき、その判定はＹＥＳになってルーチンの実行は終了する。ブースタ負圧の推定は、ブレーキペダル１８の１回の踏込みにつき、１回のみ行われるようにされているのである。
【００９８】
最大踏力変化速度取得ルーチンを説明する。
まず、Ｓ９０においてブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮ信号であるか否かが判定され、ＯＮ信号でなければＳ１０４が実行され、最大踏力変化速度取得終了処理が行われる。フラグＦ１４のリセット等が行われるのである。ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮ信号になれば、Ｓ９０の判定がＹＥＳになってＳ９２が実行され、踏力の変化速度が演算される。この演算は、Ｓ５４の踏力変化速度の演算と同様に行われ、演算後、Ｓ９４が実行され、踏力変化速度が増大中であるか否かの判定が行われる。この判定は、図１３に示すブースタ負圧推定ルーチンのＳ２２´におけると同様に、今回演算された踏力変化速度が前回演算された踏力変化速度より大きいか否かにより行われる。増大中であれば、Ｓ９４の判定はＹＥＳになり、Ｓ９６において、今回の踏力変化速度が前回の踏力変化速度の代わりに最大踏力変化速度メモリに記憶された後、Ｓ９８においてフラグＦ１４がＯＦＦにリセットされる。フラグＦ１４は、ＯＮにセットされることにより、最大踏力変化速度が取得されたことを記憶する。
【００９９】
Ｓ９０〜Ｓ９８が繰り返されているうちに、踏力変化速度が減少に転ずるため、Ｓ９４の判定がＮＯになってＳ１００が実行され、フラグＦ１４がＯＮにセットされているか否かが判定される。フラグＦ１４はＳ１０４等においてＯＦＦにリセットされており、Ｓ１００の判定はＮＯになってＳ１０２が実行され、フラグＦ１４がセットされる。
【０１００】
このようにブースタ負圧が推定され、Ｓ９６において最大踏力変化速度が取得されたならば、それらを用いてＳ４４，Ｓ４６が実行され、助勢限界時踏力および動的サーボ比が決定される。ブースタ負圧が推定され、最大踏力変化速度が取得されたことは、フラグＦ１１，Ｆ１４のセットによりわかる。助勢限界時踏力および動的サーボ比の決定は、図１１ないし図１７に示す実施形態におけると同様に行われる。それらの決定は、本実施形態では、最大踏力変化速度を用いて行われるが、最大踏力変化速度と助勢限界時踏力と作動開始時ブースタ負圧との間には、図１６に示す最大踏力勾配と助勢限界時踏力と作動開始時ブースタ負圧との間に成立する関係と同じ傾向の関係が成立し、その関係が予め実験により調べられ、テーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されており、最大踏力変化速度，作動開始時ブースタ負圧およびテーブルを用いて助勢限界時踏力が決定される。動的サーボ比についても同様である。なお、最大踏力変化速度の取得は、助勢限界時踏力決定ルーチンおよび動的サーボ比決定ルーチンにおいてそれぞれ行われるようにしてもよい。そして、助勢限界時踏力および動的サーボ比が決定されたならば、Ｓ４８の補助加圧室圧制御ルーチンが、例えば、図１２に示す実施形態と同様に実行される。
【０１０１】
以上の説明から明らかなように、本実施形態においては、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達した時点が第１基準時点であり、踏力が基準踏力に達した時点が第２基準時点であり、コンピュータ１９２のＳ６０，Ｓ６８，Ｓ７６を実行する部分が基準時点速度依拠負圧値推定部を構成している。
【０１０２】
なお、上記実施形態において最大踏力変化速度を取得する際、フラグＦ１４のリセットは、Ｓ１０４においてのみ行うようにしてもよい。また、踏力変化速度が増大から減少に転じ、最大踏力変化速度が得られたならば、以後、踏力変化速度の演算等は行われないようにしてもよい。例えば、ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮになった後、踏力変化速度が演算される前にフラグＦ１４がＯＮにセットされているか否かの判定を行うようにする。Ｓ９２の実行前にＳ１００の判定を行うのである。また、マスタシリンダの出力変化速度，ブレーキペダルの踏込速度として、図１ないし図１７に示す各実施形態におけると同様に、一定時間内におけるマスタシリンダ圧の変化量，踏力の変化量を取得するようにしてもよい。さらに、最大踏力変化速度に代えて、最大マスタシリンダ圧変化速度を取得し、ブースタ負圧，最大マスタシリンダ圧変化速度に基づいて助勢限界時圧，動的サーボ比を取得し、補助加圧室圧の制御を行うようにしてもよい。
【０１０３】
第１基準時点および第２基準時点は、時間的に同じ時点でもよく、ブレーキペダル１８の踏込み開始後、予め定められた基準時間が経過した時点としてもよい。その例を図３４に示すブースタ負圧推定ルーチンに基づいて説明する。
本実施形態のブースタ負圧推定ルーチンのＳ１１０〜Ｓ１１４は、上記実施形態のＳ５０〜Ｓ５４と同様に実行される。そして、Ｓ１１６において、ブレーキペダル１８の踏込みが開始されてから、すなわちＳ１１０の判定がＹＥＳになってから予め定められた基準時間が経過したか否かの判定が行われる。この判定は、本実施形態では、コンピュータ１９２に設けられたタイマを用いて行われるが、Ｓ１１６の判定は当初はＮＯであり、ルーチンの実行は終了する。
【０１０４】
ブレーキペダル１８の踏込みが開始されてから基準時間が経過すれば、Ｓ１１６の判定はＹＥＳになってＳ１１８が実行され、ブースタ負圧が推定される。この推定は、Ｓ１１６の判定がＹＥＳになる直前のＳ１１４において演算されたマスタシリンダ圧変化速度および踏力変化速度であって、マスタシリンダ圧変化速度メモリおよび踏力変化速度メモリにそれぞれ記憶されている変化速度とテーブルとを用いて行われる。本実施形態においては、第１基準時点と第２基準時点とが時間的に同じ時点であり、予め設定された基準時間が経過した時点において得られるマスタシリンダ圧変化速度と踏力変化速度と作動開始時ブースタ負圧との間には、図示は省略するが、図２７ないし図３３に示す実施形態におけるマスタシリンダ圧変化速度と踏力変化速度と作動開始時ブースタ負圧との間に成立する関係と同じ傾向の関係が成立し、その関係は予め調べられてテーブルとしてＲＯＭに記憶されている。ブースタ負圧の推定後、Ｓ１１８においてフラグＦ１５がセットされ、ブースタ負圧が推定されたことが記憶される。そして、推定されたブースタ負圧を用いて助勢限界時踏力，動的サーボ比が推定され、それらを用いて補助加圧室圧の制御が行われる。
【０１０５】
第１基準時点および第２基準時点は、ブレーキ操作部材の操作量が予め定められた基準操作量に達した時点、あるいはマスタシリンダの出力が予め定められた基準出力値に達した時点でもよい。例えば、図３４に示す実施形態において、Ｓ１１６において基準時間が経過したか否かを判定するのに代えて、ブレーキ操作部材の操作量が予め定められた基準操作量に達したか否か、あるいはマスタシリンダの出力が予め定められた基準出力値に達したか否かの判定を行い、達したならば、ブースタ負圧を推定するようにすればよい。
【０１０６】
本発明のさらに別の実施形態を図３５ないし図３７に基づいて説明する。本実施形態は、ブレーキ操作部材の操作速度と、マスタシリンダの出力のブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量との関係に基づいてブースタ負圧を推定する態様の一例であり、遅れ量は、ブレーキペダルの踏込開始から、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達するのに要した時間の基準時間に対する差である遅れ時間を取得することにより取得される。本実施形態の液圧ブレーキシステムのハード構成は、図２７ないし図３３に示す実施形態のそれと同じであり、図３５に示すブースタ負圧推定ルーチンはコンピュータ１９２のＲＯＭ１９６に記憶されている。
【０１０７】
遅れ時間ｄｔと、踏力変化速度ｄＦと、作動開始時ブースタ負圧との間には、図３６のグラフで表される関係が成立する。遅れ時間を取得するための基準となる時間である基準時間は、図３７に実線で示すように、ブースタ２０の低圧室３４に正規の負圧がある状態において、ブレーキペダル１８が基準速度で踏み込まれたときに、踏込開始から、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達するのに要する時間である。正規の負圧は、通常の状態においてブースタ２０に得られる最大の負圧であり、基準速度は低い速度である。したがって、このように基準時間を設定すれば、ブースタ負圧が小さくても、踏力変化速度が大きくても、図３７に二点鎖線で示すように、マスタシリンダ圧の出力に遅れが生じ、遅れ時間は、作動開始時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化速度が大きいほど大きくなり、これら遅れ時間，作動開始時ブースタ負圧および踏力変化速度の間に図３６に示す関係が成立する。このグラフで表される関係は、予め調べられてテーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されており、このテーブルと、遅れ時間と、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したときの踏力変化速度ｄＦpmckとに基づいて作動開始時ブースタ負圧が推定される。
【０１０８】
ブースタ負圧推定ルーチンのＳ１３０，Ｓ１３２は、前記実施形態のＳ５０，Ｓ５２と同様に実行され、ブレーキペダル１８が踏み込まれれば、Ｓ１３４において踏力変化速度が演算される。この演算は、前記ブースタ負圧推定ルーチンのＳ５４の踏力変化速度の演算と同様に行われる。また、ＲＡＭ１９８に設けられたカウンタのカウント値Ｃが１増加させられ、ブレーキペダル１８が踏み込まれてからの時間が計測される。なお、カウンタは、Ｓ１４４においてリセットされる。演算後、Ｓ１３６が実行されてマスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したか否かの判定が行われる。この判定は当初はＮＯであり、ルーチンの実行は終了する。
【０１０９】
マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達すれば、Ｓ１３６の判定はＹＥＳになってＳ１３８が実行され、遅れ時間ｄｔが取得される。遅れ時間ｄｔは、ブレーキペダル１８が踏み込まれてから、すなわちＳ１３０の判定がＹＥＳになってから、Ｓ１３６の判定がＹＥＳになるまでに要する時間から、基準時間をひくことにより求められる。ブレーキペダル１８が踏み込まれてから、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達するまでの時間は、本実施形態では、カウンタのカウント値Ｃから得られる。コンピュータ１９２に設けられたタイマを用いて取得するようにしてもよい。ブレーキペダル踏込み時の時間をＲＡＭ１９８に記憶し、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したときの時間から引くのである。そして、Ｓ１４０が実行され、遅れ時間ｄｔと、Ｓ１３４において演算された踏力変化速度ｄＦpmckであって、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したときの踏力変化速度とＲＯＭ１９６に記憶された前記テーブルとに基づいてブースタ負圧が推定される。推定後、Ｓ１４２が実行され、フラグＦ１６がセットされてルーチンの実行が終了する。
本実施形態においては、コンピュータ１９２のＳ１３０，Ｓ１３４〜Ｓ１４０を実行する部分が遅れ量依拠負圧推定部を構成している。
【０１１０】
ブースタ負圧の推定にマスタシリンダの出力のブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量を用いる別の態様を図３８ないし図４０に基づいて説明する。本実施形態においては、ブレーキペダル１８の操作量である踏力が、予め設定された設定操作量である設定踏力に達した時点における理想マスタシリンダ圧と実マスタシリンダ圧との差が遅れ量とされる。理想マスタシリンダ圧は、図４０に実線で示すように、遅れがない理想状態において踏力に対して得られるマスタシリンダ圧であり、ブースタ２０の作動遅れやブレーキペダル１８の踏込速度が大きいことによりマスタシリンダ圧の増加が遅れれば、二点鎖線で示すように、踏力に対して得られる実際のマスタシリンダ圧が理想マスタシリンダ圧より小さくなる。このマスタシリンダ圧の増加遅れ量は、作動開始時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化速度が大きいほど大きく、マスタシリンダ圧の増加遅れ量と、踏力変化速度と、作動開始時ブースタ負圧との間には図３９のグラフに示す関係が成立し、この関係は予め調べられてテーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されている。また、ＲＯＭ１９６には、図３８に示すブースタ負圧推定ルーチン等が記憶されている。
【０１１１】
ブースタ負圧推定ルーチンのＳ１５０，Ｓ１５２は、図３５に示すブースタ負圧推定ルーチンのＳ１３０，Ｓ１３２と同様に実行され、Ｓ１５４において踏力変化速度が演算された後、Ｓ１５６において踏力Ｆが設定踏力Ｆk に達したか否かの判定が行われる。踏力Ｆが設定踏力Ｆk に達していなければ、Ｓ１５６の判定はＮＯになってルーチンの実行は終了する。踏力Ｆが設定踏力Ｆk に達していれば、Ｓ１５６の判定はＹＥＳになってＳ１５８が実行され、マスタシリンダ圧の増加遅れ量が取得される。踏力Ｆが設定踏力Ｆk 以上になったときのマスタシリンダ圧が読み込まれ、その実マスタシリンダ圧を、設定踏力Ｆk に対して予め取得されてＲＯＭ１９６に記憶されている理想マスタシリンダ圧から引くことにより、マスタシリンダ圧の増加遅れ量が取得されるのである。次いでＳ１６０が実行され、ブースタ負圧の推定が行われる。この推定は、Ｓ１５８において取得されたマスタシリンダ圧の増加遅れ量，踏力Ｆが設定踏力Ｆk に達したときの踏力変化速度ｄＦk （Ｓ１５６がＹＥＳになる直前に演算されて踏力変化速度メモリに記憶されている最新の踏力変化速度）およびＲＯＭ１９６に記憶された前記テーブルを用いて行われ、ブースタ負圧が推定されたならばＳ１６２が実行され、フラグＦ１７がセットされる。
【０１１２】
ブースタ負圧の推定にマスタシリンダの出力のブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量を用いるさらに別の態様を図４１ないし図４３に基づいて説明する。本実施形態においては、遅れ量として、出力遅れによってブレーキペダル１８の踏込みに生ずる余分なストロークである作動遅れストロークが用いられる。図４３に示すように、ブレーキペダル１８の踏込に対してマスタシリンダ圧が遅れなく増加する理想状態において、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達したときのストロークを基準ストロークとすれば、実際のブレーキペダル１８の踏込み時にマスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達したときのストロークである実ストロークの基準ストロークに対する差が作動遅れストロークである。ブレーキペダル１８の踏込みに対してマスタシリンダ圧の増加に遅れがあり、減速度の増加に遅れがあれば、運転者は意図する減速度を得るべく、マスタシリンダ圧の増加に遅れがない場合より多くブレーキペダル１８を踏み込むため、踏込ストロークが大きくなり、作動遅れストロークが生ずる。作動開始時ブースタ負圧が小さいほど、また、踏力変化速度が大きいほど、マスタシリンダ圧の出力遅れは大きく、作動遅れストロークは大きくなり、作動遅れストロークと、踏力変化速度ｄＦpmckと、作動開始時ブースタ負圧との間には、図４２にグラフで表す関係が得られる。この関係は予め調べられ、テーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されている。ＲＯＭ１９６にはまた、図４１に示すブースタ負圧推定ルーチンが記憶されている。さらに、本実施形態においては、図示は省略するが、コンピュータ１９２のＩ／Ｏポート２００に、ブレーキペダル１８の操作量の一種である踏込ストロークを検出するストロークセンサがブレーキスイッチ５５２等と共に接続されている。ストロークセンサは、操作量検出装置の一種であり、例えば、エンコーダを含んで構成され、ブレーキペダル１８の回動角度の検出に基づいて踏込ストロークが検出されるものとされる。
【０１１３】
ブースタ負圧推定ルーチンのＳ１７０〜Ｓ１７４は、前記実施形態のＳ１５０〜Ｓ１５４と同様に実行される。そして、Ｓ１７６においてマスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したか否かの判定が行われる。マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達していなければ、Ｓ１７６の判定はＮＯになってルーチンの実行は終了する。マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達すれば、Ｓ１７６の判定はＹＥＳになってＳ１７８が実行され、作動遅れストロークが取得される。ストロークセンサの検出信号に基づいて得られるブレーキペダル１８の踏込ストロークが読み込まれ、その実踏込ストロークから理想踏込ストロークを引くことにより、作動遅れストロークが取得される。ここでは、理想踏込ストロークは、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に遅れなく達したときのストロークであり、予め取得されてＲＯＭ１９６に記憶されている。次いでＳ１８０が実行され、作動遅れストローク，Ｓ１７４において演算された踏力変化速度およびＲＯＭ１９６に記憶された前記テーブルに基づいてブースタ負圧が推定され、推定後、Ｓ１８２が実行され、フラグＦ１８がＯＮにセットされる。
なお、作動遅れストロークは、踏力が設定踏力に達したときに取得するようにしてもよい。
【０１１４】
以上説明したいくつかの実施形態においては、マスタシリンダ圧と踏力との一方の検出装置が、設定値を境にして出力状態が変わるスイッチとされているため、安価で済む利点があるが、マスタシリンダ圧と踏力との両方の検出装置を、それら両方の値を連続的に検出可能なセンサとすることも可能であり、そうすればブースタ２０の作動状態（時々刻々のブースタ負圧，動的サーボ比，助勢限界到達等）に関する一層多くの情報を得ることが可能となり、一層正確な電気制御助勢を行うことが可能となる。また、センサは、検出対象量を無段階に検出することが可能であり、当然スイッチの機能を果たさせることも可能である。
【０１１５】
前記各実施形態においては、複数種類の量の間の関係がテーブル化されていたが、式で表しておき、それらの式の演算により目的とする量が取得されるようにすることも可能である。
【０１１６】
また、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力変化速度との関係に基づいてバキュームブースタの負圧を推定するにあたり、第１基準時点と第２基準時点とを時間的に互いに異なる時点とする場合、第２基準時点を、ブレーキ操作部材の操作量，マスタシリンダの出力，ブレーキ操作部材の操作開始後の経過時間のうちの１つが、第１設定値とは異なる第２設定値に達した時点としてもよい。例えば、図２７ないし図３３に示す実施形態のブースタ負圧推定ルーチンにおいて、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達したか否かを判定するのに代えて、ブレーキペダル１８の踏力が第１設定踏力に達したか否かを判定し、達したのであれば踏力変化速度を取得し、ブレーキペダル１８の踏力が設定踏力に達したか否かを判定するのに代えて、第１設定踏力とは異なる設定踏力であって、第１設定踏力より大きい第２設定踏力に達したか否かを判定し、達したのであればマスタシリンダの出力変化速度を取得し、それら踏力変化速度およびマスタシリンダの出力変化速度に基づいてブースタ負圧を推定するのである。
【０１１７】
さらに、ブースタ負圧を推定するとともに、ブースタ負圧センサにより検出するようにしてもよい。推定と検出との両方を行えば、例えば、推定値と検出値との不一致によりブースタ負圧センサの故障を検出することができる。
また、通常制動時にブレーキ操作部材の操作に対して、ブースタの助勢量が不足する際にブースタが助勢限界に達した場合と同様に助勢制御を行って減速度の不足を補う制御を行う場合、ブースタ負圧を推定する代わりにブースタ負圧センサにより検出するようにしてもよい。
【０１１８】
さらに、前後２系統式液圧ブレーキシステムであって、マスタシリンダあるいはリザーバから作動液を汲み上げてホイールシリンダに供給し、ホイールシリンダ圧をマスタシリンダ圧に対して増大させることにより助勢制御が行われる液圧ブレーキシステム，そのブレーキ液圧源装置に本発明を適用してもよく、ダイアゴナル２系統式液圧ブレーキシステムにおいて、マスタシリンダに補助加圧室を設け、その補助加圧室に液圧を発生させることにより助勢制御が行われる液圧ブレーキシステム，そのブレーキ液圧源装置に本発明を適用してもよい。
【０１１９】
以上、本発明のいくつかの実施形態を詳細に説明したが、これらは例示に過ぎず、本発明は、前記〔発明が解決しようとする課題，課題解決手段および効果〕の項に記載された態様を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した形態で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態であるブレーキ液圧源装置を含み、自身も本発明の一実施形態である液圧ブレーキシステムの液圧回路部を示す回路図である。
【図２】上記ブレーキ液圧源装置の構成要素であるバキュームブースタの正面断面図である。
【図３】上記ブレーキ液圧源装置の構成要素である圧力制御弁を概略的に示す図である。
【図４】上記液圧ブレーキシステムの電気制御部を示すブロック図である。
【図５】上記ブレーキ液圧源装置におけるブースタ負圧の推定を説明するためのグラフである。
【図６】上記グラフを説明するためのグラフである。
【図７】前記図４の電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行される助勢制御ルーチンを表すフローチャートである。
【図８】上記フローチャートにおけるブースタ負圧推定ルーチンの詳細を示すフロチャートである。
【図９】前記図７のフローチャートによる制御を説明するためのグラフである。
【図１０】前記図７のフローチャートによる制御を説明するための別のグラフである。
【図１１】本発明の別の実施形態である液圧ブレーキシステムの電気制御部を示すブロック図である。
【図１２】上記図１１の電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行される助勢制御ルーチンを表すフローチャートである。
【図１３】上記フローチャートにおけるブースタ負圧推定ルーチンの詳細を示すフロチャートである。
【図１４】上記ブースタ負圧推定ルーチンによるブースタ負圧の推定を説明するためのグラフである。
【図１５】図１４の関係が成立する理由を説明するための図である。
【図１６】前記図１２のフローチャートによる制御を説明するためのグラフである。
【図１７】前記図１２のフローチャートによる制御を説明するための別のグラフである。
【図１８】本発明のさらに別の実施形態であるブレーキ液圧源装置におけるバキュームブースタの助勢限界の検出原理を説明するためのグラフである。
【図１９】上記図１８に示す助勢限界の検出原理の利点を説明するためのグラフである。
【図２０】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムにおける液圧制御を説明するためのグラフである。
【図２１】図２０と同じ実施形態を説明するための図である。
【図２２】図２０と同じ実施形態を説明するための図である。
【図２３】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムにおける液圧制御を説明するためのグラフである。
【図２４】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムにおける液圧制御を説明するためのグラフである。
【図２５】本発明のさらに別の実施形態であるブレーキ液圧源装置を含み、自身も本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムの液圧回路部を示す回路図である。
【図２６】上記液圧ブレーキシステムの電気制御部を示すブロック図である。
【図２７】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムの電気制御部を示すブロック図である。
【図２８】図２７に示す電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行される助勢制御ルーチンを表すフローチャートである。
【図２９】図２８に示すフローチャートにおけるブースタ負圧推定ルーチンの詳細を示すフロチャートである。
【図３０】図２８に示すフローチャートにおける最大踏力変化速度取得ルーチンの詳細を示すフロチャートである。
【図３１】図２７に示す電気制御部を有する液圧ブレーキシステムにおける踏力とマスタシリンダ圧との関係を示すグラフである。
【図３２】上記踏力およびマスタシリンダ圧ならびに踏力変化速度およびマスタシリンダ圧変化速度の時間に対する変化を示すグラフである。
【図３３】図２８に示すルーチンの実行によるブースタ負圧の推定を説明するためのグラフである。
【図３４】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示すフラグである。
【図３５】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示すフラグである。
【図３６】図３５に示すルーチンの実行によるブースタ負圧の推定を説明するためのグラフである。
【図３７】マスタシリンダの出力遅れにより生ずる遅れ時間を説明するグラフである。
【図３８】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示すフラグである。
【図３９】図３８に示すルーチンの実行によるブースタ負圧の推定を説明するためのグラフである。
【図４０】マスタシリンダの出力遅れによる生ずるマスタシリンダ圧の増加遅れを説明するグラフである。
【図４１】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュータによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示すフラグである。
【図４２】図４１に示すルーチンの実行によるブースタ負圧の推定を説明するためのグラフである。
【図４３】マスタシリンダの出力遅れによる生ずる作動遅れストロークを説明するグラフである。
【符号の説明】
１８：ブレーキペダル ２０：バキュームブースタ ２２：マスタシリンダ
３２：パワーピストン ３４：低圧室 ３６：変圧室 ４２：切換弁
６８：第１加圧ピストン ７０：第２加圧ピストン ８２：補助ピストン ９０：補助加圧室 １０６，１０８：フロントホイールシリンダ １２２，１２４：リヤホイールシリンダ １３０：電磁弁装置 １６０：圧力制御弁 １９０：電子制御ユニット ２０２：踏力スイッチ ２０４：マスタシリンダ圧センサ ２２０：踏力センサ ２２２：マスタシリンダ圧スイッチ ５００：電子制御ユニット ５０２：踏力スイッチ ５０４：マスタシリンダ圧センサ ５５０：電子制御ユニット ５５４：踏力センサ
５５６：マスタシリンダ圧センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention includes a brake fluid pressure source device of a type in which an operation force of a brake operation member is boosted by a vacuum booster operated by a negative pressure and is input to a master cylinder, and the brake fluid pressure source device. The present invention relates to a hydraulic brake system.
[0002]
[Prior art]
It is widely practiced to boost a brake operation force applied to a brake operation member by a driver using a vacuum booster and operate a master cylinder with the boosted force. In addition, in the Japanese Patent Laid-Open No. 10-236294, the applicant of the present invention is based on the electric pressure that makes the hydraulic pressure of the brake cylinder larger than the hydraulic pressure corresponding to the brake operating force based on the hydraulic pressure of the power hydraulic pressure source provided with the pump. A control assist device was proposed. This electric control assist device operates after the vacuum booster reaches the assist limit. The vacuum booster includes a power piston provided in the housing so as to be movable in the axial direction, a low pressure chamber formed in front of the power piston and connected to the intake side of the engine, and a transformer formed in the rear of the power piston. A reversing position for communicating the variable pressure chamber with the low-pressure chamber based on relative movement between the input member and the output member, the input member associated with the chamber, the input member associated with the brake operation member, the output member associated with the pressure piston of the master cylinder And a switching valve that switches to a forward position that communicates with the atmosphere and an intermediate position that blocks from both. Therefore, while the pressure in the variable pressure chamber is lower than the atmospheric pressure, the assisting force increases with the increase of the brake operation force applied to the input member, and the assisting action is performed, but the pressure in the variable pressure chamber is equal to the atmospheric pressure. If it becomes, it can no longer help. This state is called the assisting limit.After the vacuum booster reaches the assisting limit, the electric control assisting device is activated, and the relationship between the brake operating force increment and the master cylinder pressure increment is the same as before the assisting limit of the vacuum booster. It does not change.
[0003]
The booster's assistance limit is uniquely determined as described above, but the booster's assistance power at the assistance limit, that is, the limit assistance power is not uniquely determined. As described above, the booster's assisting force is determined by the pressure difference between the low pressure chamber and the variable pressure chamber, whereas the negative pressure in the low pressure chamber depends on the negative pressure on the intake side of the engine. Because it changes. Since the intake side negative pressure of the engine is necessary for engine control, it is usually detected by an intake negative pressure sensor, and even if no intake negative pressure sensor is provided, the engine speed and It can be estimated relatively accurately based on other detected values such as the throttle opening. On the other hand, it is not easy to estimate the booster negative pressure that is the negative pressure in the low pressure chamber of the vacuum booster. Normally, a check valve is provided in the connection passage between the vacuum booster and the engine intake side, and the booster negative pressure is large according to the maximum value of the intake side negative pressure after the vacuum booster has been activated last time. That is, it is the magnitude obtained by subtracting the valve opening pressure of the check valve from the maximum value of the intake-side negative pressure, and in addition, it changes with the operation of the vacuum booster. When a vacuum tank that stores negative pressure is provided between the check valve and the vacuum booster, the change in the booster negative pressure associated with the operation of the vacuum booster is reduced, but recently the vacuum tank has been downsized. The change in booster negative pressure is often not negligible.
[0004]
In order to control the aforementioned electric control assist device, it is desirable to monitor the state of the vacuum booster, especially the booster negative pressure, and at least detect that the vacuum booster has reached the assist limit or will soon reach the assist limit. It is necessary to. In addition, it is necessary to know the state of the vacuum booster or the assist limit other than for controlling the electric control assist device. This is generally required when controlling a hydraulic brake system in relation to a vacuum booster. In addition, it is also required for notifying the driver of abnormal booster negative pressure or the vacuum booster's assistance limit. .
[0005]
[Problems to be solved by the invention, means for solving problems and effects]
Therefore, the present applicant has proposed several means for monitoring the operating state of the vacuum booster or detecting the assist limit in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-236294. However, the present invention provides another means. It was made as an issue. According to the present invention, the brake hydraulic pressure source device and the hydraulic brake system of the following aspects are obtained. As with the claims, each aspect is divided into sections, each section is numbered, and is described in a form that cites the numbers of other sections as necessary. This is for the purpose of facilitating understanding of the present invention, and should not be construed as limiting the technical features described in the present specification and the combinations thereof to those described in the following sections. . In addition, when a plurality of items are described in one section, it is not always necessary to employ the plurality of items together. It is also possible to select and employ only some items.By amending the claims, the aspects described in the following paragraphs (1) to (3), (5) to (8), (12) and (34) are claimed. However, the embodiments described in paragraphs (4), (9) to (11) and (35) are no longer subordinate aspects of the invention described in the claims. Since it is useful for understanding the claimed invention after the amendment, the description will be left.
[0006]
(1) In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
A first negative pressure estimator that estimates that the negative pressure of the vacuum booster is greater when the rate of change of the output of the master cylinder is greater than when the rate of change is small;
A second negative pressure estimator that estimates that the negative pressure of the vacuum booster is smaller when the rate of change of the operating force of the brake operating member is larger than when the rate of change is small;
Brake hydraulic pressure source device provided with a negative pressure estimation device having at least one ofPlace.
Examples of the brake operation member include a brake pedal operated by a driver's foot or a lever operated by a hand.
The first negative pressure estimating unit estimates the negative pressure of the vacuum booster (referred to as booster negative pressure) based on the following facts.
When the brake operation is performed at the same speed, when the negative pressure of the vacuum booster (referred to as booster negative pressure) is large, the increasing gradient of the master cylinder pressure becomes larger than when it is small. This is considered to be because when the booster negative pressure is large, the assist delay of the booster is small. In normal braking operation, since the braking operation is performed at a substantially constant speed, generally, when the change rate of the output state of the master cylinder is large, the negative pressure of the vacuum booster is lower than when the change rate is small. It is reasonable to assume that it is large. In particular, for each driver, the operation speed of the brake operation member (referred to as the brake operation speed) is almost determined except in an emergency, so the above estimation is more appropriate for each driver.
When the brake operation speed changes greatly, for example, the brake operation speed is divided into a plurality of stages. Within each stage, when the change rate of the output of the master cylinder is large, the vacuum booster What is necessary is just to make it estimate that a negative pressure is large.
The second negative pressure estimating unit estimates the booster negative pressure based on the following facts.
When the brake operation is performed at the same speed, when the booster negative pressure is small, the increasing gradient of the operation force (referred to as brake operation force) of the brake operation member becomes larger than when the booster negative pressure is large. This is considered to be because when the booster negative pressure is small, the assistance delay of the booster is large. The description regarding the brake operation speed described above also applies to the second negative pressure estimation unit as it is.
The negative pressure of the vacuum booster is estimated as the negative pressure when the brake operating member is operated and the rate of change of the output of the master cylinder or the rate of change of the operating force of the brake operating member is obtained. If the negative pressure is large, the booster negative pressure is large even when the vacuum booster starts operating, and the negative pressure at the start of operation can be estimated.
(2) The first negative pressure estimating unit includes an output adding unit that adds an output of the master cylinder to the estimation of the negative pressure of the vacuum booster.Place.
In estimating the booster negative pressure based on the rate of change of the master cylinder output, the estimation accuracy can be improved if the master cylinder output itself is also taken into account.
(3) The first negative pressure estimation unit includes an operation force addition unit that adds an operation force of the brake operation member to the estimation of the negative pressure of the vacuum booster. (1) or (2) Brake fluid pressure sourcePlace.
In estimating the booster negative pressure based on the rate of change of the master cylinder output, the estimation accuracy can be improved if the brake operation force is also taken into account. If both the master cylinder output and the brake operation force are taken into account, it can be further improved.
(4) The brake according to (3), wherein the output addition unit and the operation force addition unit constitute an input / output relationship addition unit that considers a relationship between an operation force of the brake operation member and an output of the master cylinder. Hydraulic pressure source device.
(5) The input / output relation adding unit includes a portion in which a change rate of the output of the master cylinder during a period in which the operation force is less than a predetermined set operation force is used as the output change rate. Brake fluid pressure source as described inPlace.
Since there is a predetermined relationship between the change rate of the master cylinder output and the booster negative pressure when the brake operation force is relatively small, the change rate of the master cylinder output during the period when the brake operation force is less than the set operation force Based on this, the booster negative pressure can be estimated.
(6) The input / output relation considering unit includes a portion in which a change rate of the master cylinder output during a period in which the operation force is equal to or greater than a predetermined set operation force is used as the change rate of the output (4) or Brake fluid pressure source as described in paragraph (5)Place.
Since there is a predetermined relationship between the change rate of the master cylinder output and the booster negative pressure during a period when the brake operating force is relatively high, the brake operating force exceeds the set operating force. The booster negative pressure can be estimated based on the rate of change of the master cylinder output during a certain period. It is desirable that the setting operation force in this section is greater than the setting operation force in section (5). This is because the relationship between the change rate of the master cylinder output and the booster negative pressure during a period in which the brake operation force is intermediate is not uniform. When the features in this section are adopted together with the features in (5), for example, the average value of the negative pressure estimated in each case may be used as the estimated value of the negative pressure, or the estimation result may be used. Either one of the estimated values can be selectively used according to the purpose.
(7) The first negative pressure estimator is
An operation force switch for changing an output signal between a state where the operation force of the brake operation member is equal to or greater than a set operation force and a state where the operation force is less than the set operation force;
A specific time change rate dependence estimation unit that estimates the negative pressure of the vacuum booster to be a larger value as the maximum value of the change rate of the output of the master cylinder after the change time of the output signal of the operating force switch is larger;
The brake fluid pressure source device described in (1)Place.
According to the first negative pressure estimator of this section, the booster negative pressure can be estimated particularly well as described in detail in the section of the embodiment. This term can be said to be a specific example of (4) or (6). An operating force sensor is provided in place of the operating force switch, and the specific time change rate dependence estimation unit is configured so that the maximum value of the change rate of the output of the master cylinder after the detection value of the operating force sensor reaches the set operating force It is also possible to estimate the negative pressure of the vacuum booster to a large value, and in that case, this is an example of the aspect of the above item (6).
(8) The second negative pressure estimating unit includes a brake operation force adding unit that adds the operation force of the brake operation member itself to the estimation of the negative pressure of the vacuum booster. Brake fluid pressure source as described in any onePlace.
In estimating the booster negative pressure based on the rate of change of the brake operation force, the estimation accuracy can be improved if the brake operation force itself is also taken into account.
(9) The brake operation force adding unit includes a portion in which a change rate of the operation force of the brake operation member during a period in which the master cylinder output is less than a predetermined set output is the change rate of the operation force. The brake fluid pressure source device according to item 8).
Since there is a predetermined relationship between the rate of change in brake operating force and the booster negative pressure during periods when the master cylinder output is relatively small, the rate of change in brake operating force during periods when the master cylinder output is less than the set output Based on this, the booster negative pressure can be estimated.
(10) The brake according to (8), wherein the brake operation force addition unit includes a portion in which a change rate during a period in which the master cylinder output is equal to or greater than a predetermined set output is the change rate of the operation force. Hydraulic pressure source device.
Since there is a predetermined relationship between the rate of change in brake operating force and the booster negative pressure during periods when the master cylinder output is relatively large, the rate of change in brake operating force during the period when the master cylinder output is equal to or greater than the set output Based on this, the booster negative pressure can be estimated. The setting output in this section should be larger than the setting output in section (9).
(11) The second negative pressure estimating unit estimates the booster negative pressure based on the brake operation force when the set master cylinder pressure is reached and the maximum operation force gradient that is the maximum value of the subsequent increase in the brake operation force. The brake fluid pressure source device according to item (8).
(12) The second negative pressure estimator is
A master cylinder pressure switch in which an output signal changes between a state where the master cylinder pressure is equal to or higher than a set hydraulic pressure and a state where the master cylinder pressure is lower than the set hydraulic pressure;
A specific time change rate dependence estimation unit that estimates the negative pressure of the vacuum booster to be a smaller value as the maximum value of the change rate of the operating force after the change time of the output signal of the master cylinder pressure switch is larger;
The brake fluid pressure source device described in (1) or (7)Place.
According to the second negative pressure estimator of this section, the booster negative pressure can be estimated particularly well as described in detail in the section of the embodiment. This term can be said to be a specific example of the term (8) or (10). A master cylinder pressure sensor is provided in place of the master cylinder pressure switch, and the specific time change rate dependence estimation unit is used to determine the change rate of the operating force of the brake operating member after the time when the detected value of the master cylinder pressure sensor reaches the set hydraulic pressure. It is also possible to estimate the negative pressure of the vacuum booster to a smaller value as the maximum value is larger. In that case, this is an example of the aspect of the above item (10).
(13) In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
The negative pressure of the vacuum booster is estimated based on the rate of change of the master cylinder pressure, which is the hydraulic pressure of the master cylinder, and the master cylinder pressure at the time when the operating force of the brake operating member increases to the set operating force. A negative pressure estimator;
A second pressure that estimates the negative pressure of the vacuum booster based on the rate of change of the brake operating force, which is the operating force of the brake operating member, and the brake operating force at the time when the master cylinder pressure increases to a set master cylinder pressure. Negative pressure estimator and
Brake fluid pressure source device provided with a negative pressure estimating device comprising at least one of1).
As will be described in detail later in the section of the embodiment, between the change rate of the master cylinder pressure and the master cylinder pressure when the brake operation force increases to the set operation force, or the change rate of the brake operation force and the master cylinder pressure. There is a certain relationship between the brake operating force at the time when the pressure increases to the set master cylinder pressure. Therefore, if a negative pressure estimating device having at least one of the first negative pressure estimating unit and the second negative pressure estimating unit for estimating the booster negative pressure based on each of these two relationships is provided, the booster negative pressure can be improved. Can be estimated.
(14) In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
A brake fluid pressure source device provided with an assisting limit detecting device for detecting that the vacuum booster has reached the assisting limit based on an increasing gradient of the operating force of the brake operating member.2).
Since the increasing gradient of the brake operating force is different before and after reaching the assisting limit of the vacuum booster, the reaching of the assisting limit of the vacuum booster can be detected based on the increasing gradient of the operating force of the brake operating member.
(15) The brake hydraulic pressure source device according to (14), wherein the assist limit detecting device detects a sudden change in the increase gradient of the operating force as an assist limit.
When the assistance limit of the vacuum booster is reached, the increasing gradient of the brake operation force changes suddenly, so that the achievement of the assistance limit can be detected based on that fact. The sudden change of the increasing slope can be detected, for example, as a time when the increasing slope changes more than a set amount before and after that time, and the set amount can be set by the difference between the increasing slopes before and after, It is also possible to set the ratio.
(16) In the item (14), the assist limit detecting device detects a sudden change in the non-dimensional operation force gradient obtained by dividing the operation force gradient, which is the increase gradient of the operation force, by the brake operation force as the assist limit time. Brake fluid pressure source device (claim)3).
The sudden change in the non-dimensional operation force gradient is, for example, by comparing the difference or ratio of successive non-dimensional operation force gradients with the set non-dimensional operation force gradient difference or the set non-dimensional operation force gradient ratio. Can be detected. Since the increase gradient of the brake operation force varies depending on the brake operation speed and the booster negative pressure, the difference or ratio of the increase gradient before and after reaching the assist limit also varies depending on the booster negative pressure. For this reason, it is difficult to appropriately set the set increase gradient difference and the set increase gradient ratio described in connection with the item (15), and it cannot be denied that the detection accuracy for reaching the assist limit is lowered accordingly. On the other hand, the dimensionless operating force gradient is less affected by brake operation speed and booster negative pressure, so it is easy to set an appropriate set dimensionless gradient difference and set dimensionless gradient ratio. It is possible to accurately detect reaching the assist limit.
(17) In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
A brake fluid pressure source device provided with a speed-dependent negative pressure estimation unit that estimates a negative pressure of the vacuum booster based on a relationship between an operation speed of the brake operation member and an output change speed of the master cylinder.4).
The force for driving the master cylinder and the output of the master cylinder substantially correspond, but the operation speed of the brake operation member and the output change speed of the master cylinder do not always correspond. The vacuum booster has an operation delay that cannot be ignored. The operation delay increases as the booster negative pressure decreases and increases as the operation speed of the brake operation member increases. There is a certain relationship among the operation speed of the brake operation member, the output change speed of the master cylinder, and the negative pressure of the vacuum booster. Therefore, based on the operation speed of the brake operation member and the output change speed of the master cylinder. Thus, the negative pressure of the vacuum booster can be estimated.
(18) The speed-dependent negative pressure estimator estimates that the negative pressure is larger than when the output change speed at the second reference time is large with respect to the same value of the operation speed at the first reference time as compared with a small case. The brake fluid pressure source device according to item (17), further including a reference time point speed-dependent negative pressure estimator.
The greater the negative pressure of the vacuum booster, the smaller the delay in operation of the vacuum booster, the smaller the master cylinder pressure increases with increasing operating force of the brake operating member, and if the operating speed is the same, the output change speed is When the negative pressure of the vacuum booster is large, it becomes larger than when it is small.
In reality, for example, the relationship between the predetermined operation speed at the first reference time, the output change speed at the predetermined second reference time, and the negative pressure of the vacuum booster is expressed in advance by a table or an expression. The negative pressure of the vacuum booster is estimated using the detected operation speed and output change speed and a table or expression. These tables or expressions are created so that the output change speed increases as the negative pressure increases with respect to the same operation speed.
Alternatively, by dividing the output change speed at the second reference time by the operation speed at the first reference time, a non-dimensional output gradient excluding the influence of the magnitude of the operation speed is obtained, and the value is large. It can also be estimated that the negative pressure of the vacuum booster is large.
(19) The reference time speed-dependent negative pressure estimator is more negative than when the output change speed at the second reference time with respect to the same value of the operation speed at the first reference time is small. The brake fluid pressure source device according to (18), which includes a reference point speed-dependent negative pressure value estimation unit that estimates a pressure to a large value (claim)5).
According to this aspect, the negative pressure is estimated by the value.
(20) The brake hydraulic pressure source device according to any one of (17) to (19), wherein the first reference time point and the second reference time point are the same time point in time.
(21) The brake hydraulic pressure source device according to (20), wherein the first reference time point and the second reference time point are times when the operation amount of the brake operation member has reached a predetermined reference operation amount.
(22) The brake hydraulic pressure source device according to (20), wherein the first reference time and the second reference time are times when the output of the master cylinder has reached a predetermined reference output value.
(23) The brake hydraulic pressure source device according to (20), wherein the first reference time point and the second reference time point are points when a predetermined reference time has elapsed after the operation of the brake operation member is started.
(24) The brake fluid pressure source device according to any one of (17) to (19), wherein the first reference time point and the second reference time point are different from each other in time.
In this section, the first reference time point and the second reference time point are different from each other in time, and the booster negative pressure is estimated based on the operation speed and the output change speed acquired at different times. . The table or equation for estimating the booster negative pressure described in the item (18) is configured so that the booster negative pressure is estimated according to the setting of the first and second reference time points. Even with a combination of the same operation speed and the same output change speed, the booster negative pressure is estimated to be different depending on the setting of the first and second reference time points. The same applies to the case where the booster negative pressure is estimated by obtaining the non-dimensional output gradient based on the operation speed and the output change speed, and the first and second reference time points even if the non-dimensional output gradient value is the same. Depending on the setting, the booster negative pressure is estimated to be different.
(25) The first reference time point has reached a predetermined set value, one of the operation amount of the brake operation member, the output of the master cylinder, and the elapsed time after the operation start of the brake operation member. The brake fluid pressure source device according to item (24), which is a time point.
(26) The second reference time point is a time point when the one of the manipulated variable, the output, and the elapsed time has reached a second set value different from the set value as the first set value ( The brake fluid pressure source device according to item 25).
(27) The second reference time point reaches a second set value different from the set value as the first set value, wherein one of the manipulated variable, the output, and the elapsed time is different from the set value. The brake fluid pressure source device according to item (25), at which
(28) In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force.
Brake provided with a delay amount-based negative pressure estimation unit that estimates the negative pressure of the vacuum booster based on the relationship between the operation speed of the brake operation member and the delay amount of the output of the master cylinder with respect to the operation of the brake operation member Hydraulic pressure source device (Claims)6).
The delay in the output of the master cylinder pressure with respect to the operation of the brake operation member increases as the negative pressure of the vacuum booster decreases, and increases as the operation speed of the brake operation member increases. There is a fixed relationship between the output delay of the master cylinder, the operating speed of the brake operating member, and the negative pressure of the vacuum booster. The operating speed of the brake operating member and the output delay of the master cylinder Based on this, the negative pressure of the vacuum booster can be estimated.
(29) When the amount of delay reaches the preset set amount of operation of the brake operation member, the output value of the master cylinder corresponding to the amount of operation in an ideal state with no delay, The brake fluid pressure source device according to item (28), which is a difference from the output value of
In addition to the mode of this section, the delay amount is obtained by time as described in, for example, section (30) or by the operation stroke of the brake operation member.
(30) The first time point when the operation amount of the brake operation member reaches the reference operation amount corresponding to the reference output value in an ideal state where there is no delay, and the actual output value becomes the reference output value. The brake fluid pressure source device according to item (28), which is an elapsed time from the reached second time point.
(31) A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
An electric control assisting device for increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient greater than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member after the vacuum booster reaches the assisting limit;
An electric control assist start timing determining device for determining an operation start timing of the electric control assist device based on a negative pressure at the start of operation of the vacuum booster and a rate of change in operating force of the brake operating member;
Hydraulic brake system comprising (claim)7).
If the booster negative pressure at the start of vacuum booster operation is known, the brake operating force corresponding to the assist limit of the vacuum booster can be estimated based on the booster negative pressure and the rate of change of the brake operating force. In addition, it is possible to appropriately determine the operation start timing of the electric control assist device.
In addition, as described in detail later in the section of the embodiment, a vacuum booster is used as the device for “increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient larger than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member”. There is what should be referred to as an electrically controlled hydraulic booster that is disposed between the cylinder and the master cylinder and drives the pressurizing piston in parallel with the vacuum booster, and this device can be called an electrically controlled assist device. On the other hand, as will be described later in the section of the embodiment, there is also a device of a type in which the hydraulic fluid supplied from the master cylinder is pressurized by the pump and supplied to the brake cylinder. It is hard to call it a device. However, from the viewpoint of the function of “increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient larger than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member”, this device can also be called an electric control assist device.
(32) A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
An electric control assist device that increases the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient larger than the pressure increase gradient corresponding to the increase gradient of the operation force of the brake operation member after the vacuum booster reaches the assist limit;
Based on the negative pressure at the start of operation of the vacuum booster and the rate of change in operating force of the brake operating member, the hydraulic pressure of the brake cylinder with respect to the increase in operating force of the brake operating member of the electric control assisting device Servo ratio determination device for determining an electric control assist servo ratio that is an increasing gradient of
Hydraulic brake system comprising (claim)8).
If the booster negative pressure at the start of vacuum booster operation is known, the required assistance of the electric control assist device after the vacuum booster reaches the assist limit based on the booster negative pressure and the rate of change of the brake operating force The servo ratio can be determined appropriately.
(33) An electric control assist start timing determining device that determines an operation start timing of the electric control assist device based on a negative pressure of the vacuum booster and a change rate of the operating force of the brake operating member (32) Hydraulic brake system according to claim9).
According to the aspect of this section, both the effect of the aspect of (32) and the effect of the aspect of (31) can be enjoyed.
(34) A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that is operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
When the operation force of the brake operation member is greater than or equal to a predetermined set operation force and the vehicle deceleration is less than the predetermined set deceleration, the hydraulic pressure of the brake cylinder is set to the brake hydraulic pressure. An electric control assisting device which is higher than the case of due to the hydraulic pressure of the source device
Hydraulic brake system includingMu.
If the vehicle deceleration is less than the set deceleration even though the brake operating force is greater than or equal to the set operating force, for some reason, the brake cylinder is under insufficient fluid pressure, the brake friction material and the brake rotating body It is estimated that a friction coefficient deficiency has occurred. In that case, by increasing the assisting force of the electric control assisting device, it is possible to make up for the shortage, and it is possible to increase the utility value of the electric control assisting device.
(35) The set deceleration is a maximum deceleration that is the maximum deceleration that can be theoretically expected, and the set operating force is used for the hydraulic brake system to generate the maximum deceleration in a standard state. The hydraulic brake system according to item (34), which is a required maximum operating force, and wherein the electric control assisting device increases the hydraulic pressure of the brake cylinder until the maximum deceleration occurs.
On dry asphalt roads, a maximum deceleration of about 1G can be generated, and this 1G is the maximum deceleration that can theoretically be generated by the vehicle. Therefore, it is useless to make the hydraulic pressure of the brake cylinder higher than the maximum required hydraulic pressure corresponding to the deceleration 1G, and the maximum master cylinder pressure and the maximum brake operating force necessary to generate the maximum deceleration are the hydraulic pressure. It is determined for each brake system. However, this is the case when the entire hydraulic brake system is in the standard state. Actually, the entire hydraulic brake system is in the standard state due to the booster negative pressure, insufficient friction coefficient of the brake friction material, etc. It does not necessarily exist, and the maximum deceleration is not always obtained just because the maximum brake operation force is applied. On the other hand, if the electric control assisting device increases the master cylinder pressure to the height at which the maximum deceleration can be obtained when the maximum brake operating force is applied, the hydraulic brake system can be in any state. It is sufficient to produce maximum deceleration and is complete. When the road surface friction coefficient is low, the master cylinder pressure may be controlled by the anti-lock control device so as to match the road surface friction coefficient.
(36) A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
An electric control assisting device for increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient greater than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member after the vacuum booster reaches the assisting limit;
An assisting function increasing device for enhancing the assisting characteristic of the electric control assisting device when the deceleration is insufficient with respect to the operating force of the brake operating member during the operation of the electric control assisting device;
Including hydraulic brake system.
The electric control assist device performs the assist function by changing to the vacuum booster after the vacuum booster reaches the assist limit, but in this section, the deceleration of the vehicle is insufficient for the brake operation force. If so, the assist function increasing device enhances the assist characteristic of the electric control assist device, and compensates for the lack of deceleration.
(37) A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
A speed-dependent negative pressure estimation unit that estimates a negative pressure of the vacuum booster based on a relationship between an operation speed of the brake operation member and an output change speed of the master cylinder;
An electric control assisting device for increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient greater than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member after the vacuum booster reaches the assisting limit;
An electric control assist start timing for determining an operation start timing of the electric control assist device based on the negative pressure of the vacuum booster estimated by the speed-dependent negative pressure estimation unit and the change rate of the operating force of the brake operation member Based on the negative pressure of the vacuum booster estimated by the determination device, the speed-dependent negative pressure estimator, and the rate of change of the operating force of the brake operating member, the electric control assisting device responds to an increase in the operating force of the brake operating member. At least one of a servo ratio determining device for determining an electric control assist servo ratio that is an increasing gradient of the hydraulic pressure of the brake cylinder;
Including hydraulic brake system.
(38) A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster operated by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
A delay amount-based negative pressure estimation unit that estimates the negative pressure of the vacuum booster based on the relationship between the operation speed of the brake operation member and the delay amount of the output of the master cylinder with respect to the operation of the brake operation member;
An electric control assisting device for increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient greater than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member after the vacuum booster reaches the assisting limit;
Electric control assist start for determining the operation start timing of the electric control assist device based on the negative pressure of the vacuum booster estimated by the delay amount dependent negative pressure estimation unit and the change rate of the operation force of the brake operation member Based on the negative pressure of the vacuum booster estimated by the timing determination device, the delay amount-dependent negative pressure estimation unit, and the rate of change of the operating force of the brake operating member, the operating force of the brake operating member of the electric control assisting device At least one of a servo ratio determining device for determining an electric control assist servo ratio that is an increasing gradient of the hydraulic pressure of the brake cylinder with respect to the increase;
Including hydraulic brake system.
[0007]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
The hydraulic brake system shown in FIG. 1 is mounted on a four-wheeled vehicle including left and right front wheels 10 and 12 and left and right rear wheels 14 and 16. In this hydraulic brake system, the hydraulic pressure is generated in the pressurizing chamber of the master cylinder based on the depression of the brake pedal, and the pedaling force of the brake pedal is assisted by the hydraulic pressure generated separately from the master cylinder, and the anti-lock The configuration for performing the control is not disclosed yet, but is the same as the hydraulic brake system described in the specification of Japanese Patent Application No. 11-123604 relating to the application of the present applicant, and will be described briefly.
[0008]
The hydraulic brake system includes a
[0009]
The
[0010]
A switching
[0011]
In the
[0012]
As shown in FIG. 1, the
[0013]
A closing
[0014]
A hollow
[0015]
By fitting the closing
[0016]
The first and
[0017]
The
[0018]
The
[0019]
In the hydraulic brake system of the present embodiment, an
[0020]
The
[0021]
The
[0022]
FIG. 3 shows an enlarged view of the
[0023]
When the
[0024]
On the other hand, when the
[0025]
The hydraulic brake system includes an electronic control unit 190 (hereinafter referred to as ECU 190) shown in FIG. The
[0026]
The
[0027]
The master
[0028]
The
[0029]
In order to perform this assist control, the
[0030]
First, the contents of the booster negative pressure estimation routine S2 will be described in detail.
There is a predetermined relationship between the booster negative pressure at the start of operation of the
[0031]
The reason why the relationship of FIG. 5 is established among the master cylinder pressure Pmcfon, the maximum master cylinder pressure gradient DPmcmax, and the booster negative pressure at the start of operation is estimated as follows based on FIG. When the
[0032]
When the booster negative pressure estimation routine is executed, it is determined in step 10 (represented by S10; the same applies to other steps) as to whether or not the output signal of the
[0033]
If the output signal of the
[0034]
Therefore, the next time S14 is executed, the determination is YES, and the master cylinder pressure gradient is calculated in S20. The simplest of these operations is to find the difference between two master cylinder pressures that follow each other. Since this booster negative pressure estimation routine is executed at regular intervals as part of the assist control routine, the difference between the two master cylinder pressures before and after the change is the change in the master cylinder pressure within the regular time. A quantity, a kind of master cylinder pressure gradient over time. The master cylinder pressure gradient may be calculated by a method including steps for reducing the influence of noise included in the master cylinder pressure.
[0035]
Subsequently, in S22, it is determined whether or not the master cylinder pressure gradient is increasing depending on whether or not the master cylinder pressure gradient calculated this time is larger than the master cylinder pressure gradient calculated last time. For example, in S24, the current master cylinder pressure gradient is stored in the maximum gradient memory instead of the previous master cylinder pressure gradient.
[0036]
While S10, 14, 20, 22, and 24 are repeated, the master cylinder pressure gradient starts to decrease, so the determination in S22 is NO, and it is determined in S26 whether or not the flag F2 is set to ON. However, since it is reset to OFF in S12, the determination is initially NO, and in S28, the booster negative pressure at the start of operation is estimated and the flag F2 is set to ON in S30. The flag F2 is provided so that S28 is executed only once after the master cylinder pressure gradient starts to decrease.
[0037]
The calculation of the booster negative pressure at the start of operation in S28 includes the master cylinder pressure Pmcfon at the time when the pedaling force switch is turned on acquired in S16, the maximum master cylinder pressure gradient DPmcmax after the pedaling force switch is turned on acquired in S24, and FIG. Based on the table represented by the graph. In FIG. 5, the booster negative pressure at the point corresponding to the master cylinder pressure Pmcfon and the maximum master cylinder pressure gradient DPmcmax is obtained by proportional calculation based on table data (data of four points surrounding the above point).
[0038]
Next, the assistance limit time pressure determination routine S4 will be described.
As shown in FIG. 9, the booster negative pressure at the start of operation, the maximum master cylinder pressure gradient DPmcmax, and the assist limit time pressure Pmcs, which is the master cylinder pressure at the assist limit, are obtained as described above. Each hydraulic brake system has a unique relationship. The relationship between the booster negative pressure at the start of operation and the booster negative pressure at the assist limit, and between the booster negative pressure at the assist limit and the master cylinder pressure at the same time, are unique to each hydraulic brake system. Because there is. Therefore, in this embodiment, the relationship between the booster negative pressure at the start of operation, the maximum master cylinder pressure gradient DPmcmax, and the assist limit time pressure Pmcs is examined in advance, and the table is stored in the
[0039]
Next, the dynamic servo ratio determination routine S6 and the auxiliary pressurizing chamber pressure control routine S8 will be described.
In the auxiliary pressurizing chamber pressure control routine S8, the auxiliary pressurizing chamber pressure, which is the hydraulic pressure of the
α = Amc × ΔPmc / ΔFb
However, Amc is a pressure receiving area of the
The servo ratio of the
[0040]
After the above preparation is completed, if the master cylinder pressure detected by the master
Passist = {(Pmc−Pmcs) / α ′} × {(α′−1) × Amc / Aassist}
Where Passist is the auxiliary pressurizing chamber pressure, Pmc is the master cylinder pressure, Pmcs is the pressure at the assisting limit, Aassist is the pressure receiving area of the
[0041]
The excitation current is controlled as follows, for example. If the target pressurization amount Passist is determined by the above equation, a target current value that is an excitation current to be supplied to the
[0042]
By performing the above control, in the present embodiment, the
[0043]
Further, only a master
[0044]
Further, in order to determine the
[0045]
Another embodiment of the present invention will be described. The hardware configuration in this embodiment is almost the same as that in the above-described embodiment. As shown in FIG. 11, the
[0046]
First, estimation of booster negative pressure will be described.
When the brake operation is performed and the hydraulic pressure in the
Therefore, in the present embodiment, the relationship shown in FIG. 14 is tabulated and stored in the
[0047]
In the booster negative pressure estimation routine, the pedaling force Fpmcon when the pressure switch is ON is acquired in S10 ', 14' and 16 ', and the maximum pedaling force gradient DFmax after the pressure switch is ON is acquired in S20', 22 'and 24'. The table used in S28 'differs from the booster negative pressure estimation routine of FIG. 8 in that the table shows the relationship between the pedaling force Fpmcon when the pressure switch is ON and the maximum pedaling force gradient DFmax shown in FIG. The point is the same.
[0048]
Subsequent to the execution of the booster negative pressure estimation routine S2 ', an assisting limit pedaling force determination routine S4' is executed. In this routine, the assisting limit pedaling force Fps is determined based on the maximum pedaling force gradient DFmax and the booster negative pressure at the start of operation acquired in the booster negative pressure estimation routine S2 ′ and the table shown in the graph of FIG. The Next, in the dynamic servo ratio determination routine S6 ′, the dynamic servo ratio α is determined based on the maximum pedaling force gradient DFmax, the operation start booster negative pressure, and the table shown in the graph shown in FIG.
[0049]
After the above preparation is completed, if the pedaling force detected by the pedaling
Passist = (Fp−Fps) × Rp × (α′−1) / Amc
Where Passist is the auxiliary pressurizing chamber pressure, Fp is the pedaling force, Fps is the pedaling force at the assisting limit, Rp is the lever ratio of the
[0050]
Further, only the
[0051]
As is clear from the above description, the
[0052]
Further, the
[0053]
The
[0054]
In the embodiment described above, reaching the assist limit of the
[0055]
Assuming that the
[0056]
It is also possible to detect the reaching of the assisting limit by detecting a sudden increase in the pedaling force itself, that is, a sudden increase in the increasing gradient DFp (= dFp / dt) of the pedaling force.
However, based on the non-dimensional pedaling force gradient obtained by dividing the pedaling force increasing gradient DFp by the pedaling force Fp, detection of the assisting limit is further facilitated. Specifically, for example, in FIG. 18, the pedaling force Fp is detected at each set time, and the difference DFn = (Fn−Fn-1) between the pedaling forces Fn−1 and Fn detected in succession is divided by the pedaling force Fn. If the non-dimensional pedaling force gradient DFn / Fn is obtained and a sudden increase in the non-dimensional pedaling force gradient DFn / Fn is detected, it is possible to reliably detect the arrival of the force limit.
[0057]
More specifically, in FIG. 18, four non-dimensional pedaling force gradients DF1 / F1, DF2 / F2 respectively acquired at the time over the assisting limit point A, that is, at each of the time points t0 to t4 at regular intervals. , DF3 / F3, DF4 / F4,
(DF3 / F3) / (DF1 / F1)> J
(DF4 / F4) / (DF3 / F3) <K
If the two inequalities are established, the non-dimensional pedaling force gradient DF2 / F2 is the non-dimensional pedaling force gradient corresponding to the assisting limit point A, and the time point t1 or t2 is the assisting point reaching point. The pedaling force gradient DFn itself is affected by the magnitude of the booster negative pressure and the brake operation speed, but the non-dimensional pedaling force gradient DFn / Fn is hardly affected by them. Therefore, even if the threshold values J and K are set to be considerably different from each other, the above two inequalities can be reliably established in the vicinity of the assisting limit point A, and the assisting limit point A can be reliably set. It can be detected.
[0058]
The dimensionless pedal force gradient DFn / Fn is not affected by the magnitude of the booster negative pressure and brake operation speed as described above.
(DF3 / F3)-(DF1 / F1)> L
(DF4 / F4)-(DF3 / F3) <M
When the two inequality formulas are established, the non-dimensional pedaling force gradient DF2 / F2 is a non-dimensional pedaling force gradient corresponding to the assisting limit point A, and the time point t1 or t2 may be the assisting point reaching point. Is possible.
[0059]
As is apparent from the above description, in the present embodiment, the
[0060]
Still another embodiment of the present invention will be described. In this embodiment as well, the reaching of the assist limit of the
[0061]
FIG. 20 shows the relationship between the pedaling force Fp and the master cylinder pressure Pmc when the booster negative pressure at the start of operation is different, and FIG. 21 shows the relationship between the elapsed time t, the pedaling force Fp, and the pedaling force change gradient dFp / dt. FIG. 21 shows a state where the pedaling force Fp and the pedaling force change gradient dFp / dt change due to the difference in booster negative pressure at the start of operation when the driver intends to obtain the same deceleration. As is clear from FIG. 21, when the braking operation is performed exceeding the assist limit, the change state of the pedal force change gradient dFp / dt differs depending on the magnitude of the booster negative pressure at the start of operation, and the booster negative pressure at the start of operation. The smaller the is, the larger the maximum value of the pedaling force change gradient dFp / dt is.
[0062]
Therefore, for example, if the set pedaling force Fpk, which is the set value of the pedaling force Fp, is set to a magnitude in the vicinity of the pedaling force at the assisting limit, the pedaling force change gradient dFp / dt when the actual pedaling force Fp reaches the setting pedaling force Fpk. The booster negative pressure at the start of operation can be estimated from the magnitude of the set pedaling force change gradient dFpk / dt. An example is shown in FIG. The illustrated example divides the magnitude of the setting pedaling force change gradient dFpk / dt into three regions, and increases the booster negative pressure at the start of operation depending on which region the actual setting pedaling force change gradient dFpk / dt belongs to. It is estimated in three small stages. Of course, the number of steps can be reduced to two, increased to four or more, and can be estimated as a continuous value. This embodiment is one of the embodiments of the second negative pressure estimation unit.
[0063]
The magnitude of the pedaling force change gradient dFp / dt varies depending on the acquisition timing thereof, and in each case where the booster negative pressure at the start of operation is different with respect to a constant set pedaling force Fpk as shown in FIG. It may not be acquired as a characteristic size. In that case, for example, the engine speed at the start of braking, the throttle opening, the vehicle speed, etc. are set based on at least one of other amounts that affect the booster negative pressure before the start of operation or an appropriate combination thereof. It is desirable to automatically change the pedaling force Fpk. For example, the relationship between the throttle opening at the start of braking and the appropriate set pedaling force Fpk is examined in advance and tabulated or formulated, and the set pedaling force Fpk is automatically set based on the table or formula. To do. As an appropriate set pedaling force Fpk, for example, at each start-up booster negative pressure, the pedaling force corresponding to the maximum value of the pedaling force change gradient dFp / dt and the change gradient d2Fp / dt2 of the pedaling force change gradient dFp / dt are maximized. You can choose the pedaling force of the time.
[0064]
Further, the relationship between the depression force Fp and the master cylinder pressure Pmc actually varies depending on the depression speed of the
[0065]
In the above embodiment, if the entire hydraulic brake system is normal, the deceleration of the vehicle will not be insufficient. For example, a water fade, a heat fade, etc. may occur and the brake friction material and the brake rotor If the friction coefficient decreases, or one of the two brake systems fails, or if an abnormality such as disconnection of the negative pressure hose connecting the
[0066]
One example is shown in FIG. In this embodiment, even if the abnormality occurs, usually, no special control is performed, and after the
[0067]
Specifically, for example, the set deceleration is set to a value greater than or equal to the maximum deceleration 0.8G that can be expected on a dry asphalt road, or to the maximum deceleration Gmax that is the maximum deceleration 1.0G that can be theoretically expected. Although the set pedaling force is set to the maximum pedaling force Fpmax that can obtain the maximum deceleration Gmax when the hydraulic brake system is in the standard state, the brake pedal is operated with the maximum pedaling force Fpmax. If the actual deceleration does not reach the maximum deceleration Gmax, the pressure increasing function of the
[0068]
As is clear from the above description, the electric control assist device in the present embodiment isParagraph (34) in Paragraph [0006]Corresponds to the electric control assisting device.
[0069]
Another embodiment that compensates for the lack of deceleration when an abnormality occurs is shown in FIG. As in the embodiment of FIG. 23 described above, this embodiment loses the coordinate plane having the pedal force and vehicle deceleration as two coordinate axes in a hydraulic brake system having means for acquiring the pedal force and vehicle deceleration. The control characteristics of the hydraulic brake system are changed according to which of these three areas the coordinate points with the pedaling force and the vehicle deceleration as coordinates are divided into a recessed area, an electric control assist area and a special pressure increasing area. is there. That is, when the coordinate point is in the electric control assisting region, the above-described normal control is performed on the assumption that the entire hydraulic brake system is normal. The pressurizing
[0070]
In the two embodiments for compensating for the lack of deceleration when the abnormality occurs, the operation of the
[0071]
In each of the above embodiments, the electric control assistance is performed by the
[0072]
In the hydraulic brake system of the present embodiment, the depressing force of the brake pedal 400 is boosted by the booster 402, and the hydraulic pressure corresponding to the boosted depressing force is generated in the master cylinder 404 as the hydraulic pressure source. The booster 402 is a vacuum booster and is configured in the same manner as the
[0073]
The hydraulic pressure generated in one of the pressurizing chambers of the master cylinder 404 is converted into a
[0074]
The
[0075]
The
[0076]
The
[0077]
In this
[0078]
In the operating state in which the solenoid is excited, the valve element is seated on the valve seat. While the discharge pressure of the
[0079]
The
[0080]
The
[0081]
An
[0082]
Further, the flow of hydraulic fluid from the
[0083]
As shown in FIG. 26, the
[0084]
The
[0085]
In this assist control, the wheel cylinder pressure is increased at the same gradient as before the pressure difference between the wheel cylinder pressure and the master cylinder pressure (referred to as assist differential pressure) reaches after the booster 402 reaches the assist limit. It is controlled. This assist control is performed, for example, by controlling the excitation current to the
[0086]
Further, the assist control may be performed based on the detection of reaching the assist limit of the
[0087]
The assist control can be implemented not only in the hydraulic brake system of FIG. 25 but also in other types including the hydraulic brake system of FIG.
Also, in a hydraulic brake system in which assisting control is performed by pumping hydraulic fluid from a master cylinder or reservoir and supplying it to the wheel cylinder and increasing the wheel cylinder pressure with respect to the master cylinder pressure, a pedal force sensor is used instead of the pedal force switch In addition to the master cylinder pressure sensor, a master cylinder pressure switch is provided to determine the assisting differential pressure based on the pedaling force detected by the pedaling force sensor, and the solenoid of the pressure control valve is excited based on the assisting differential pressure. You may make it perform assist control by calculating | requiring an electric current.
[0088]
Still another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The present embodiment is an example of a mode in which the negative pressure of the vacuum booster is estimated based on the relationship between the operation speed of the brake operation member and the output speed of the master cylinder. The hardware configuration of the hydraulic brake system of this embodiment is almost the same as that of the embodiment shown in FIGS. 1 to 10, and FIG. 27 shows only the electronic control unit 550 (hereinafter referred to as ECU 550). Similar to the
[0089]
The I /
[0090]
The assist control routine is based on the booster negative pressure at the start of operation estimated by the execution of the booster negative pressure estimation routine of S40 and the maximum pedal force change speed acquired by the execution of the maximum pedal force change speed acquisition routine of S42. , S46 are executed, the assisting force pedaling force and the dynamic servo ratio are determined, and the auxiliary pressurizing chamber pressure control routine of S48 is executed based on them.
[0091]
A booster negative pressure estimation routine will be described.
When the brake operation is performed and the hydraulic pressure of the
[0092]
In S50 of the booster negative pressure estimation routine, it is determined whether or not the signal of the
[0093]
If the
[0094]
Next, S56 is executed, and it is determined whether or not the flag F12 is set to ON. When the flag F12 is set to ON, the fact that the pedal force change speed dFpmck at the time when the master cylinder pressure reaches the reference master cylinder pressure is acquired is stored. However, the flag F12 is reset in S80, and the determination in S56 is Initially, the determination is NO and S58 is executed, and it is determined whether or not the master cylinder pressure Pmc has reached the reference master cylinder pressure Pmck. If the master cylinder pressure Pmc has not reached the reference master cylinder pressure Pmck, the determination in S58 is NO and S64 is executed. Then, it is determined whether or not the flag F13 is set to ON. The flag F13 is set to ON to store that the master cylinder pressure change speed dPmcFk at the time when the pedaling force F reaches the reference pedaling force Fk is acquired. However, the flag F13 is reset in S80, and the determination in S64 is made. Initially, the determination is NO and S66 is executed, and it is determined whether or not the pedal effort F has reached the reference pedal effort Fk. If the pedal effort F has not reached the standard pedal effort Fk, the determination in S66 is NO and S72 is executed to determine whether or not the flag F12 is set to ON. If the flag F12 is not set, the determination in S72 is NO and the execution of the routine ends.
[0095]
For example, if the pedal force F reaches the reference pedal force Fk dt time earlier than the master cylinder pressure Pmc reaches the reference master cylinder pressure Pmck, the determination in S66 becomes YES before the determination in S58 becomes YES. S68 is executed, and the latest master cylinder pressure change speed dPmc calculated in S54 is the master cylinder pressure change speed dPmcFk when the pedaling force F reaches the reference pedaling force Fk, and is used for estimating the booster negative pressure. The master cylinder pressure change speed dPmcFk is stored in the booster negative pressure estimation master cylinder pressure change speed memory. In S70, the flag F13 is set. However, since the flag 12 is not set, the determination in S72 is NO, the booster negative pressure is not estimated, and the execution of the routine ends.
[0096]
Thereafter, S50 to S58, S64, and S72 are repeatedly executed until the master cylinder pressure Pmc reaches the reference master cylinder pressure Pmck. If the master cylinder pressure Pmc reaches the reference master cylinder pressure Pmck, the determination in S58 is YES and S60 is executed, and the latest pedal force change speed dF calculated in S54 becomes the master cylinder pressure Pmc as the reference master cylinder pressure Pmck. Is stored in the booster negative pressure estimation pedal force change speed memory as the pedal force change speed dFpmck for estimating the booster negative pressure. The booster negative pressure estimation pedal force change speed memory and the booster negative pressure estimation master cylinder pressure change speed memory are provided in the
[0097]
If both the flags F12 and F13 are set, the determinations in S72 and S74 are both YES and S76 is executed, and the booster negative pressure is estimated. In S60 and S68, this estimation is performed in the pedal force change speed dFpmck, the master cylinder pressure change speed dPmcFk stored in the pedal force change speed memory and the master cylinder pressure change speed memory for booster negative pressure estimation, and the table stored in the
[0098]
A maximum pedaling force change speed acquisition routine will be described.
First, in S90, it is determined whether or not the signal of the
[0099]
While S90 to S98 are repeated, the pedaling force change speed starts to decrease. Therefore, the determination in S94 is NO, S100 is executed, and it is determined whether the flag F14 is set to ON. The flag F14 is reset to OFF in S104 or the like, the determination in S100 is NO, S102 is executed, and the flag F14 is set.
[0100]
When the booster negative pressure is estimated in this way and the maximum pedaling force change speed is acquired in S96, S44 and S46 are executed using them, and the assisting limit pedaling force and the dynamic servo ratio are determined. It can be seen from the set of flags F11 and F14 that the booster negative pressure is estimated and the maximum pedaling force change speed is acquired. The determination of the assisting force stepping force and the dynamic servo ratio is performed in the same manner as in the embodiment shown in FIGS. In the present embodiment, these determinations are made using the maximum pedaling force change speed. The maximum pedaling force gradient shown in FIG. 16 is between the maximum pedaling force changing speed, the assisting limit pedaling force, and the booster negative pressure at the start of operation. The relationship of the same tendency as the relationship established between the pedaling force at the assisting limit and the booster negative pressure at the start of operation is established, and the relationship is examined beforehand by experiment and stored in the
[0101]
As is clear from the above description, in the present embodiment, the time point when the master cylinder pressure reaches the reference master cylinder pressure is the first reference time point, and the time point when the pedal effort reaches the reference pedal force is the second reference time point. The portion of the
[0102]
In the above embodiment, when the maximum pedaling force change speed is acquired, the flag F14 may be reset only in S104. Further, if the pedaling force changing speed is changed from increasing to decreasing and the maximum pedaling force changing speed is obtained, the pedaling force changing speed may not be calculated thereafter. For example, after the signal of the
[0103]
The first reference time point and the second reference time point may be the same time point in time, or may be a time point when a predetermined reference time has elapsed after the start of depression of the
S110 to S114 of the booster negative pressure estimation routine of the present embodiment are executed in the same manner as S50 to S54 of the above embodiment. Then, in S116, it is determined whether or not a predetermined reference time has elapsed since the start of depression of the
[0104]
If the reference time elapses after the depression of the
[0105]
The first reference time and the second reference time may be a time when the operation amount of the brake operation member reaches a predetermined reference operation amount, or a time when the output of the master cylinder reaches a predetermined reference output value. For example, in the embodiment shown in FIG. 34, instead of determining whether or not the reference time has elapsed in S116, whether or not the operation amount of the brake operation member has reached a predetermined reference operation amount, It is determined whether or not the output of the master cylinder has reached a predetermined reference output value. If the output is reached, the booster negative pressure may be estimated.
[0106]
Still another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The present embodiment is an example of a mode in which the booster negative pressure is estimated based on the relationship between the operation speed of the brake operation member and the delay amount of the output of the master cylinder with respect to the operation of the brake operation member. Is acquired by acquiring a delay time which is a difference from the reference time of the time required for the master cylinder pressure to reach the reference master cylinder pressure. The hardware configuration of the hydraulic brake system of this embodiment is the same as that of the embodiment shown in FIGS. 27 to 33, and the booster negative pressure estimation routine shown in FIG. 35 is stored in the
[0107]
The relationship represented by the graph of FIG. 36 is established among the delay time dt, the pedaling force change speed dF, and the booster negative pressure at the start of operation. As shown by a solid line in FIG. 37, the reference time, which is a reference time for acquiring the delay time, is depressed by the
[0108]
The booster negative pressure estimation routines S130 and S132 are executed in the same manner as S50 and S52 in the above embodiment, and when the
[0109]
If the master cylinder pressure Pmc reaches the reference master cylinder pressure Pmck, the determination in S136 is YES, S138 is executed, and the delay time dt is acquired. The delay time dt is obtained by subtracting the reference time from the time required from when the
In this embodiment, the part which performs S130, S134-S140 of the
[0110]
Another mode in which the delay amount of the output of the master cylinder with respect to the operation of the brake operating member is used to estimate the booster negative pressure will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, the difference between the ideal master cylinder pressure and the actual master cylinder pressure when the pedaling force, which is the operation amount of the
[0111]
The booster negative pressure estimation routines S150 and S152 are executed in the same manner as the booster negative pressure estimation routines S130 and S132 shown in FIG. A determination is made whether or not it has been reached. If the pedal effort F has not reached the set pedal effort Fk, the determination in S156 is NO and the execution of the routine ends. If the pedaling force F has reached the set pedaling force Fk, the determination in S156 is YES and S158 is executed, and the increase delay amount of the master cylinder pressure is acquired. The master cylinder pressure when the pedaling force F becomes equal to or greater than the set pedaling force Fk is read, and the actual master cylinder pressure is subtracted from the ideal master cylinder pressure previously acquired for the set pedaling force Fk and stored in the
[0112]
Still another mode in which the delay amount of the output of the master cylinder with respect to the operation of the brake operation member is used for estimating the booster negative pressure will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, an operation delay stroke, which is an extra stroke generated when the
[0113]
The booster negative pressure estimation routines S170 to S174 are executed in the same manner as S150 to S154 in the above embodiment. In S176, it is determined whether or not the master cylinder pressure Pmc has reached the reference master cylinder pressure Pmck. If the master cylinder pressure Pmc has not reached the reference master cylinder pressure Pmck, the determination in S176 is NO and the execution of the routine ends. If the master cylinder pressure Pmc reaches the reference master cylinder pressure Pmck, the determination in S176 is YES, S178 is executed, and an operation delay stroke is acquired. The depression stroke of the
The operation delay stroke may be acquired when the pedal effort reaches the set pedal effort.
[0114]
In some of the embodiments described above, one of the detection devices for the master cylinder pressure and the pedaling force is a switch that changes its output state with a set value as a boundary. It is also possible to make both the cylinder pressure and the pedaling force detection device a sensor capable of continuously detecting both values, so that the operating state of the booster 20 (booster booster negative pressure, dynamic pressure every moment) It is possible to obtain more information regarding the servo ratio, reaching the assist limit, etc., and it is possible to perform more accurate electrical control assist. Further, the sensor can detect the detection target amount steplessly, and can naturally perform the function of a switch.
[0115]
In each of the above embodiments, the relationship between a plurality of types of amounts is tabulated. However, it is also possible to represent the relationship with a formula and obtain the target amount by calculating those formulas. is there.
[0116]
Further, when estimating the negative pressure of the vacuum booster based on the relationship between the operation speed of the brake operation member and the output change speed of the master cylinder, the first reference time point and the second reference time point are different from each other in time. In this case, when the second reference time point is reached, one of the operation amount of the brake operation member, the output of the master cylinder, and the elapsed time after the start of the operation of the brake operation member has reached a second set value different from the first set value. It may be a point in time. For example, in the booster negative pressure estimation routine of the embodiment shown in FIGS. 27 to 33, instead of determining whether or not the master cylinder pressure has reached the reference master cylinder pressure, the depression force of the
[0117]
Further, the booster negative pressure may be estimated and detected by a booster negative pressure sensor. If both estimation and detection are performed, for example, a failure of the booster negative pressure sensor can be detected due to a mismatch between the estimated value and the detected value.
In addition, when performing the control to compensate for the lack of deceleration by performing the assist control in the same manner as when the booster reaches the assist limit when the assist amount of the booster is insufficient for the operation of the brake operation member during normal braking, Instead of estimating the booster negative pressure, it may be detected by a booster negative pressure sensor.
[0118]
Furthermore, it is a two-system front and rear hydraulic brake system, in which hydraulic fluid is pumped from the master cylinder or reservoir and supplied to the wheel cylinder, and the assist control is performed by increasing the wheel cylinder pressure with respect to the master cylinder pressure. The present invention may be applied to a pressure brake system and a brake fluid pressure source device. In a diagonal two-system hydraulic brake system, an auxiliary pressurizing chamber is provided in a master cylinder, and hydraulic pressure is generated in the auxiliary pressurizing chamber. The present invention may be applied to a hydraulic brake system in which the assist control is performed by making it, and the brake hydraulic pressure source device.
[0119]
As mentioned above, although some embodiment of this invention was described in detail, these are only illustrations and this invention was described in the above-mentioned section of [the subject which invention intends to solve, a problem-solving means, and an effect]. The present invention can be implemented in various forms including various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit unit of a hydraulic brake system that includes a brake hydraulic pressure source device that is an embodiment of the present invention and that is itself an embodiment of the present invention;
FIG. 2 is a front sectional view of a vacuum booster which is a component of the brake fluid pressure source device.
FIG. 3 is a diagram schematically showing a pressure control valve which is a component of the brake fluid pressure source device.
FIG. 4 is a block diagram showing an electric control unit of the hydraulic brake system.
FIG. 5 is a graph for explaining estimation of a booster negative pressure in the brake fluid pressure source device.
FIG. 6 is a graph for explaining the graph.
7 is a flowchart showing an assist control routine executed by a computer that is a component of the electric control unit of FIG. 4; FIG.
FIG. 8 is a flowchart showing details of a booster negative pressure estimation routine in the flowchart.
FIG. 9 is a graph for explaining control according to the flowchart of FIG. 7;
FIG. 10 is another graph for explaining the control according to the flowchart of FIG. 7;
FIG. 11 is a block diagram showing an electric control unit of a hydraulic brake system according to another embodiment of the present invention.
12 is a flowchart showing an assist control routine executed by a computer which is a component of the electric control unit of FIG.
FIG. 13 is a flowchart showing details of a booster negative pressure estimation routine in the flowchart.
FIG. 14 is a graph for explaining booster negative pressure estimation by the booster negative pressure estimation routine;
15 is a diagram for explaining the reason why the relationship of FIG. 14 is established.
16 is a graph for explaining the control according to the flowchart of FIG. 12. FIG.
FIG. 17 is another graph for explaining the control according to the flowchart of FIG. 12;
FIG. 18 is a graph for explaining a detection principle of an assist limit of a vacuum booster in a brake hydraulic pressure source device according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a graph for explaining the advantages of the principle of detecting the assist limit shown in FIG. 18;
FIG. 20 is a graph for explaining hydraulic pressure control in a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 21 is a diagram for explaining the same embodiment as FIG. 20;
22 is a diagram for explaining the same embodiment as FIG. 20. FIG.
FIG. 23 is a graph for explaining hydraulic pressure control in a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 24 is a graph for explaining hydraulic pressure control in a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 25 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit portion of a hydraulic brake system that includes a brake hydraulic pressure source device that is still another embodiment of the present invention and that is itself still another embodiment of the present invention.
FIG. 26 is a block diagram showing an electric control unit of the hydraulic brake system.
FIG. 27 is a block diagram showing an electric control unit of a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 28 is a flowchart showing an assist control routine executed by a computer that is a component of the electric control unit shown in FIG. 27;
FIG. 29 is a flowchart showing details of a booster negative pressure estimation routine in the flowchart shown in FIG. 28;
30 is a flowchart showing details of a maximum pedal force change speed acquisition routine in the flowchart shown in FIG. 28. FIG.
31 is a graph showing the relationship between the pedal effort and the master cylinder pressure in the hydraulic brake system having the electric control unit shown in FIG. 27. FIG.
FIG. 32 is a graph showing changes of the pedaling force and master cylinder pressure, pedaling force change speed and master cylinder pressure change speed with respect to time;
33 is a graph for illustrating estimation of booster negative pressure by execution of the routine shown in FIG. 28. FIG.
FIG. 34 is a flag showing a booster negative pressure estimation routine executed by a computer that is a component of an electric control unit of a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 35 is a flag showing a booster negative pressure estimation routine executed by a computer that is a component of an electric control unit of a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 36 is a graph for explaining estimation of booster negative pressure by execution of the routine shown in FIG. 35;
FIG. 37 is a graph for explaining a delay time caused by an output delay of the master cylinder.
FIG. 38 is a flag showing a booster negative pressure estimation routine executed by a computer that is a component of an electric control unit of a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 39 is a graph for explaining estimation of booster negative pressure by execution of the routine shown in FIG. 38;
FIG. 40 is a graph illustrating an increase delay in master cylinder pressure caused by output delay of the master cylinder.
FIG. 41 is a flag showing a booster negative pressure estimation routine executed by a computer that is a component of an electric control unit of a hydraulic brake system according to still another embodiment of the present invention.
42 is a graph for explaining estimation of booster negative pressure by execution of the routine shown in FIG. 41. FIG.
FIG. 43 is a graph for explaining an operation delay stroke caused by an output delay of the master cylinder.
[Explanation of symbols]
18: Brake pedal 20: Vacuum booster 22: Master cylinder
32: Power piston 34: Low pressure chamber 36: Transformer chamber 42: Switching valve
68: First pressurizing piston 70: Second pressurizing piston 82: Auxiliary piston 90:
556: Master cylinder pressure sensor
Claims (9)
前記マスタシリンダの液圧であるマスタシリンダ圧の変化率と、前記ブレーキ操作部材の操作力が設定操作力まで増加した時点におけるマスタシリンダ圧とに基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する第１負圧推定部と、
前記ブレーキ操作部材の操作力であるブレーキ操作力の変化率と、前記マスタシリンダ圧が設定マスタシリンダ圧まで増加した時点における前記ブレーキ操作力とに基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する第２負圧推定部と
の少なくとも一方を備えた負圧推定装置を設けたことを特徴とするブレーキ液圧源装置。In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
The negative pressure of the vacuum booster is estimated based on the rate of change of the master cylinder pressure, which is the hydraulic pressure of the master cylinder, and the master cylinder pressure at the time when the operating force of the brake operating member increases to the set operating force. A negative pressure estimator;
A second pressure for estimating the negative pressure of the vacuum booster based on the rate of change of the brake operation force, which is the operation force of the brake operation member, and the brake operation force at the time when the master cylinder pressure increases to a set master cylinder pressure A brake fluid pressure source device provided with a negative pressure estimation device provided with at least one of a negative pressure estimation unit.
前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に基づいて前記バキュームブースタが助勢限界に達したことを検出する助勢限界検出装置を設けたことを特徴とするブレーキ液圧源装置。In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
A brake fluid pressure source device comprising an assisting limit detecting device for detecting that the vacuum booster has reached an assisting limit based on an increasing gradient of the operating force of the brake operating member.
前記ブレーキ操作部材の操作速度と前記マスタシリンダの出力変化速度との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する速度依拠負圧推定部を設けたことを特徴とするブレーキ液圧源装置。In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
A brake fluid pressure source device comprising a speed-dependent negative pressure estimation unit that estimates a negative pressure of the vacuum booster based on a relationship between an operation speed of the brake operation member and an output change speed of the master cylinder.
前記ブレーキ操作部材の操作速度と、前記マスタシリンダの出力の前記ブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する遅れ量依拠負圧推定部を設けたことを特徴とするブレーキ液圧源装置。In the brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force,
A delay amount-based negative pressure estimation unit for estimating a negative pressure of the vacuum booster based on a relationship between an operation speed of the brake operation member and a delay amount of the output of the master cylinder with respect to the operation of the brake operation member; Brake fluid pressure source device.
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
前記バキュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始時期決定装置と
を含むことを特徴とする液圧ブレーキシステム。A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
An electric control assisting device for increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient greater than the increasing gradient corresponding to the increasing gradient of the operating force of the brake operating member after the vacuum booster reaches the assisting limit;
An electric control assist start timing determining device that determines an operation start timing of the electric control assist device based on a negative pressure at the start of operation of the vacuum booster and a rate of change in operating force of the brake operating member. Hydraulic brake system characterized by
そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキシリンダと、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増圧勾配より大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、
前記バキュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御助勢装置の、前記ブレーキ操作部材の操作力の増加に対する前記ブレーキシリンダの液圧の増加勾配である電気制御助勢サーボ比を決定するサーボ比決定装置と
を含むことを特徴とする液圧ブレーキシステム。A brake hydraulic pressure source device in which the operating force of the brake operating member is boosted by a vacuum booster that operates by negative pressure, and the master cylinder is driven by the boosted force;
A brake cylinder that is operated by the hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source device;
An electric control assist device that increases the hydraulic pressure of the brake cylinder with a gradient larger than the pressure increase gradient corresponding to the increase gradient of the operation force of the brake operation member after the vacuum booster reaches the assist limit;
Based on the negative pressure at the start of operation of the vacuum booster and the rate of change in operating force of the brake operating member, the hydraulic pressure of the brake cylinder with respect to the increase in operating force of the brake operating member of the electric control assisting device And a servo ratio determining device for determining an electric control assist servo ratio which is an increasing gradient of the hydraulic brake system.
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