JP4789882B2 - Brake control device - Google Patents
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Description
本発明は、目標減速度を達成するようにホイルシリンダ液圧を増減圧可能なブレーキ制御装置に関する。 The present invention relates to a brake control device capable of increasing and decreasing a wheel cylinder hydraulic pressure so as to achieve a target deceleration.
ブレーキ制御装置として特許文献１に記載の技術が知られている。このブレーキ制御装置には、ブレーキペダルの操作力や車両の状態などに応じてホイルシリンダ圧を発生させ、車両に制動力を付与するものである。このブレーキ液圧制御装置は、ホイルシリンダ内のブレーキ液の加圧を行う２つのポンプと、ホイルシリンダごとに設けられている増圧弁及び減圧弁と、更に、マスタシリンダとホイルシリンダの連通と遮断を行う遮断弁とを備えている。この遮断弁を閉じた場合、ホイルシリンダ圧は２つのポンプと増圧弁、減圧弁によって制御される。
As a brake control device, a technique described in
基本的には、ホイルシリンダの増圧は、少なくとも一つのポンプからホイルシリンダへブレーキ液を供給し、増圧弁を開き、減圧弁を閉じることで行われる。また、ホイルシリンダの減圧は、増圧弁を閉じ、減圧弁を開くことで行われる。このとき、ポンプ圧が全ての指令ホイルシリンダ圧の最大値、もしくは、その最大値に所定値を加えた圧力になるようにポンプを駆動制御するものである。
従来技術の構成において、ブレーキバイワイヤ制御中に、例えば、あるホイルシリンダの指令液圧が増加しているときに、何らかの要因でホイルシリンダ圧の指令値に対する偏差が大きくなってしまい、減圧を行う場合は増圧弁を閉じる。このとき、ポンプ吐出側の容量が減少するので、ポンプの応答が遅いと、ポンプ吐出圧が急増してしまう。その後、ホイルシリンダの減圧が終了し、ホイルシリンダの指令液圧は増加していると、再び増圧弁を開くことになる。しかしながら、ポンプ吐出圧が増加しているため、少なくともポンプ吐出圧センサを用いたフィードバック等を実行しない限り増圧弁開度の調整が難しい。増圧弁の開度の調整がうまくいかなかった場合、ホイルシリンダ圧が再度過剰に増加してしまい、これに伴って再度減圧をするというような繰り返しが起きてしまい、ホイルシリンダ圧が振動するおそれがあった。 In the configuration of the prior art, during brake-by-wire control, for example, when the command hydraulic pressure of a certain wheel cylinder is increasing, the deviation from the command value of the wheel cylinder pressure is increased for some reason, and pressure reduction is performed. Closes the booster valve. At this time, since the capacity on the pump discharge side is reduced, if the pump response is slow, the pump discharge pressure increases rapidly. Thereafter, when the decompression of the wheel cylinder is completed and the command hydraulic pressure of the wheel cylinder is increased, the pressure increasing valve is opened again. However, since the pump discharge pressure is increasing, it is difficult to adjust the pressure increase valve opening unless at least feedback using the pump discharge pressure sensor is executed. If adjustment of the opening of the booster valve is not successful, the wheel cylinder pressure will increase excessively again, and this may cause repeated pressure reduction, which may cause the wheel cylinder pressure to vibrate. was there.
本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、ポンプ吐出圧センサ等を用いることなく、ホイルシリンダ圧を安定させることが可能なブレーキ制御装置を提供することにある。 The present invention has been made paying attention to the above problem, and an object of the present invention is to provide a brake control device capable of stabilizing the wheel cylinder pressure without using a pump discharge pressure sensor or the like. .
上記目的を達成するため、本発明では、複数の車輪にそれぞれ設けられたホイルシリンダと、該ホイルシリンダ内のブレーキ液を加圧可能な液圧源と、前記液圧源と前記ホイルシリンダとの間に設けられ、前記液圧源側から前記ホイルシリンダ側へのブレーキ液の流れのみ許容するチェック弁と、前記液圧源から前記ホイルシリンダへ流入するブレーキ液の流量を調整する増圧弁と、前記ホイルシリンダからリザーバへ流出するブレーキ液の流量を調整する減圧弁と、前記各ホイルシリンダ内の目標液圧を演算する目標液圧演算手段と、前記各目標液圧に応じた前記増圧弁の目標流量を演算する目標流量演算手段と、前記ホイルシリンダ内の液圧を検出する実液圧検出手段と、前記目標液圧と前記実液圧に基づいて、前記減圧弁を全閉とし前記増圧弁を比例制御する増圧モード、前記増圧弁及び前記減圧弁を全閉とする保持モード、前記増圧弁を全閉とし前記減圧弁を比例制御する減圧モードのいずれかに決定する制御モード決定手段と、前記増圧モードとされたホイルシリンダの目標液圧のうちの最大値となるように前記液圧源の吐出液圧を制御する液圧源制御手段と、前記制御モードに基づいて、前記増圧弁及び前記減圧弁を全開・比例・全閉制御する電磁弁制御手段と、該電磁弁制御手段による制御指令に係わらず、前記増圧弁のうち少なくとも一つの増圧弁を全開とする増圧弁全開制御手段と、を備え、前記増圧弁全開制御手段は、あるホイルシリンダが、前記増圧モードであって、前記目標液圧及び前記目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、あるホイルシリンダが、前記保持モード又は前記減圧モードであって、前記目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、それ以外のときは、前記電磁弁制御手段により比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることを特徴とする。 To achieve the above object, according to the present invention, there are provided a wheel cylinder provided on each of a plurality of wheels, a hydraulic pressure source capable of pressurizing brake fluid in the wheel cylinder, the hydraulic pressure source, and the wheel cylinder. A check valve that is provided between the hydraulic pressure source side and the wheel cylinder side to allow only a brake fluid flow, and a pressure increasing valve that adjusts a flow rate of the brake fluid flowing from the hydraulic pressure source to the wheel cylinder; A pressure reducing valve for adjusting a flow rate of brake fluid flowing out from the wheel cylinder to the reservoir, target hydraulic pressure calculating means for calculating a target hydraulic pressure in each wheel cylinder, and a pressure increasing valve corresponding to each target hydraulic pressure. Based on the target fluid pressure detecting means for calculating the target flow rate, the actual fluid pressure detecting means for detecting the fluid pressure in the wheel cylinder, and the target fluid pressure and the actual fluid pressure, the pressure reducing valve is fully closed. Control mode determination for determining one of a pressure increasing mode for proportionally controlling the pressure increasing valve, a holding mode in which the pressure increasing valve and the pressure reducing valve are fully closed, and a pressure reducing mode in which the pressure increasing valve is fully closed and the pressure reducing valve is proportionally controlled. Based on the control mode, the hydraulic pressure source control means for controlling the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pressure source so as to be the maximum value of the target hydraulic pressure of the wheel cylinder in the pressure increasing mode, An electromagnetic valve control means for fully opening, proportionally and fully closing the pressure increasing valve and the pressure reducing valve, and a pressure increasing valve for fully opening at least one of the pressure increasing valves regardless of a control command by the electromagnetic valve control means A full-opening control means, wherein the pressure-increasing valve full-opening control means is configured such that when a certain wheel cylinder is in the pressure-increasing mode and both the target hydraulic pressure and the target flow rate are maximum among the plurality of wheel cylinders. The ho The pressure increase valve belonging to the wheel cylinder is fully opened, and when a certain wheel cylinder is in the holding mode or the pressure reduction mode and the target hydraulic pressure is the maximum among the plurality of wheel cylinders, the pressure increase valve belonging to the wheel cylinder is In other cases, the pressure increasing valve that is proportionally controlled by the electromagnetic valve control means is fully opened, among the pressure increasing valves that are proportionally controlled by the electromagnetic valve control means.
このように、目標流量を考慮しつつ、少なくとも一つの増圧弁が全開とされることで、液圧源側の容量が十分に確保され、液圧源の圧力が安定し、ホイルシリンダ圧を安定的に制御することができる。また、増圧弁が全開となっているホイルシリンダの圧力が液圧源の圧力とほぼ等しいと予測することができるため、液圧源に付属した圧力センサを用いることなく制御系を構成することができる。また、容量や配管の長さが異なるホイルシリンダを一つの液圧源で制御する場合であっても、ホイルシリンダ圧を指令値通りに制御することができる。また、温度、ブレーキ液の粘性などの環境が変化した場合、ブレーキ液圧制御装置ごとのばらつきがある場合にも、ホイルシリンダ圧の振動を抑制することができる。 In this way, considering the target flow rate, by fully opening at least one pressure increasing valve, the capacity on the hydraulic pressure source side is sufficiently secured, the pressure of the hydraulic pressure source is stabilized, and the wheel cylinder pressure is stabilized. Can be controlled. Further, since it can be predicted that the pressure of the wheel cylinder with the pressure increasing valve fully opened is substantially equal to the pressure of the hydraulic pressure source, the control system can be configured without using the pressure sensor attached to the hydraulic pressure source. it can. Further, even when the wheel cylinders having different capacities and pipe lengths are controlled by one hydraulic pressure source, the wheel cylinder pressure can be controlled according to the command value. Further, when the environment such as the temperature and the viscosity of the brake fluid changes, even when there is a variation for each brake fluid pressure control device, the vibration of the wheel cylinder pressure can be suppressed.
以下、本発明の最良の実施形態について図面に基づいて説明する。 Hereinafter, the best embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
〔ブレーキバイワイヤシステム構成〕
図１はブレーキバイワイヤシステムの全体ブロック図である。液圧式ブレーキバイワイヤシステムとは、電動モータによってポンプを駆動し、このポンプ液圧（もしくはアキュムレータに蓄圧された液圧）によってホイルシリンダ内の液圧を制御し、これにより制動力を発生させるシステムを言う。
[Brake-by-wire system configuration]
FIG. 1 is an overall block diagram of a brake-by-wire system. The hydraulic brake-by-wire system is a system in which a pump is driven by an electric motor, and the hydraulic pressure in the wheel cylinder is controlled by the pump hydraulic pressure (or the hydraulic pressure accumulated in the accumulator), thereby generating a braking force. To tell.
実施例１のブレーキバイワイヤシステムには、２つの液圧ユニットHU1及びHU2が備えられている。液圧ユニットHU1は、左前輪FLと右後輪RRの液圧を制御する液圧ユニットであり、液圧ユニットHU2は、右前輪FRと左後輪RLの液圧を制御する液圧ユニットである。これら２つの液圧ユニットHU1,2によりX配管構造を構成している。 The brake-by-wire system according to the first embodiment includes two hydraulic units HU1 and HU2. The hydraulic unit HU1 is a hydraulic unit that controls the hydraulic pressure of the left front wheel FL and the right rear wheel RR, and the hydraulic unit HU2 is a hydraulic unit that controls the hydraulic pressure of the right front wheel FR and the left rear wheel RL. is there. These two hydraulic units HU1,2 constitute the X piping structure.
メインECUは、各種車両状態を検出するセンサの入力信号及び運転者のブレーキペダル操作状態等に基づいて、運転者の操作に従う通常ブレーキ制御の演算と、アンチスキッドブレーキ制御（以下、ABS）や、車両挙動制御（以下、VDC）や、車間距離制御、障害物回避制御等車両の情報を用いてタイヤのスリップや車両挙動を制御する為の演算を行い、車両として必要な制動力（全ての輪）を算出し、各輪に必要な制動力目標値を演算する。 The main ECU is based on the input signals of the sensors that detect various vehicle conditions and the driver's brake pedal operation state, etc., and the normal brake control calculation according to the driver's operation, anti-skid brake control (hereinafter, ABS), Performs calculations to control tire slip and vehicle behavior using vehicle information such as vehicle behavior control (hereinafter referred to as VDC), inter-vehicle distance control, obstacle avoidance control, etc., and the braking force required for the vehicle (all wheels ) To calculate the braking force target value required for each wheel.
各液圧ユニットHU1,HU2には、それぞれコントローラECU1,ECU2が機電一体に取り付けられており、メインECUと通信線を介して接続されている。各コントローラECU1,ECU2は、メインECUで演算された制動力目標値を受信し、各輪の液圧が制動力目標値を達成可能な目標液圧を演算し、ホイルシリンダ圧が目標液圧となるようにホイルシリンダ液圧を制御する。ここで、各種車両状態を検出するセンサとは、例えば、前後加速度センサ、横加速度センサ、ヨーレイトセンサ、舵角センサ、車輪速センサ、CCDカメラ、レーザレーダ、ミリ波レーダ等が挙げられる。 Controllers ECU1 and ECU2 are attached to the hydraulic units HU1 and HU2 respectively, and are connected to the main ECU via a communication line. Each controller ECU1, ECU2 receives the braking force target value calculated by the main ECU, calculates the target hydraulic pressure at which the hydraulic pressure of each wheel can achieve the braking force target value, and the wheel cylinder pressure becomes the target hydraulic pressure. The wheel cylinder hydraulic pressure is controlled so that Here, examples of the sensors that detect various vehicle states include a longitudinal acceleration sensor, a lateral acceleration sensor, a yaw rate sensor, a rudder angle sensor, a wheel speed sensor, a CCD camera, a laser radar, and a millimeter wave radar.
マスタシリンダM/CにはストロークセンサS/Sen及びストロークシミュレータS/Simが設けられている。ブレーキペダルBPの踏み込みに伴ってマスタシリンダM/C内に液圧が発生するとともに、ブレーキペダルBPのストローク信号SがコントロールユニットCUへ出力される。 The master cylinder M / C is provided with a stroke sensor S / Sen and a stroke simulator S / Sim. As the brake pedal BP is depressed, hydraulic pressure is generated in the master cylinder M / C, and the stroke signal S of the brake pedal BP is output to the control unit CU.
ここで、ストロークシミュレータS/Simとは、運転者のブレーキペダルストローク及びブレーキペダル踏力を確保するための構成である。ブレーキバイワイヤシステムでは、運転者のブレーキペダル操作量と実際のホイルシリンダ圧との関係を独立に制御するため、マスタシリンダ側とホイルシリンダ側との液圧回路を遮断するからである。 Here, the stroke simulator S / Sim is a configuration for ensuring a driver's brake pedal stroke and brake pedal depression force. This is because, in the brake-by-wire system, the hydraulic circuit between the master cylinder side and the wheel cylinder side is shut off in order to independently control the relationship between the driver's brake pedal operation amount and the actual wheel cylinder pressure.
マスタシリンダM/Cは２つのシリンダ室を備えたタンデム型である。一つのシリンダ室から油路Ａ（FR,RL）を介して液圧ユニットHU1に供給され、もう一つのシリンダ室から油路Ａ(FL，RR)を介して液圧ユニットHU2に供給される。尚、液圧ユニットHU1と液圧ユニットHU2とは、対象とする輪が異なるのみであり、他の構成は同じである。よって、以下液圧ユニットHU1についてのみ説明する。コントロールユニットECU1により液圧ユニットHU1を駆動して液圧制御が施された後、油路Ｄ(FL,RR)を介して対角輪に属するホイルシリンダW/C(FL,RR)に供給される。 The master cylinder M / C is a tandem type with two cylinder chambers. The oil is supplied from one cylinder chamber to the hydraulic unit HU1 through the oil passage A (FR, RL), and is supplied from the other cylinder chamber to the hydraulic unit HU2 through the oil passage A (FL, RR). The hydraulic unit HU1 and the hydraulic unit HU2 are the same except for the target wheels. Therefore, only the hydraulic unit HU1 will be described below. The hydraulic unit HU1 is driven by the control unit ECU1 and hydraulic pressure control is performed, and then supplied to the wheel cylinder W / C (FL, RR) belonging to the diagonal wheel via the oil passage D (FL, RR). The
メインECUは、要求制動力を達成しつつ、バッテリSOC（State Of Charge）等の制限やアクチュエータ応答性の制限を考慮して回生制動力と摩擦ブレーキ力を演算し、回生制動力にあっては回生ブレーキ装置MGBにより制動力を発生させ、摩擦ブレーキ力にあっては、ＦＲ,ＦＬ輪目標液圧P*fr，P*flを演算して両コントロールユニットECU1,2へ送信する。これにより両液圧ユニットHU1,2を駆動し、ホイルシリンダW/C(FL，FR)の液圧を制御することで制動力を発生させる。 The main ECU calculates the regenerative braking force and the friction brake force in consideration of limitations such as battery SOC (State Of Charge) and actuator response while achieving the required braking force. The braking force is generated by the regenerative braking device MGB, and in the case of the friction braking force, the FR and FL wheel target hydraulic pressures P * fr and P * fl are calculated and transmitted to both control units ECU1 and ECU2. As a result, both hydraulic units HU1, 2 are driven, and the braking force is generated by controlling the hydraulic pressure of the wheel cylinders W / C (FL, FR).
液圧ユニットHU1は、ブレーキバイワイヤシステムにおける通常制動時はマスタシリンダとホイルシリンダW/C(FL，RR)との連通を遮断する。一方、ポンプＰによりホイルシリンダW/C(FL，RR)に液圧を供給し、制動力を発生させる。 The hydraulic unit HU1 cuts off the communication between the master cylinder and the wheel cylinders W / C (FL, RR) during normal braking in the brake-by-wire system. On the other hand, a hydraulic pressure is supplied to the wheel cylinder W / C (FL, RR) by the pump P to generate a braking force.
そして、減圧用のバルブを適宜駆動することで、前輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)内の液圧を減圧する。また、ブレーキバイワイヤ機能故障時には、液圧ユニットHU1にあってはマスタシリンダ圧をＦＬ輪ホイルシリンダW/C(FL)に供給し、液圧ユニットHU2にあってはマスタシリンダ圧をＦＲ輪ホイルシリンダW/C（FR）に供給して制動力を得る。 Then, the hydraulic pressure in the front wheel cylinder W / C (FL, RR) is reduced by appropriately driving a pressure reducing valve. Also, when the brake-by-wire function fails, the master cylinder pressure is supplied to the FL wheel wheel cylinder W / C (FL) in the hydraulic unit HU1, and the master cylinder pressure is supplied to the FR wheel cylinder in the hydraulic unit HU2. Supply to W / C (FR) to obtain braking force.
〔油圧回路〕
図２は実施例１の液圧ユニットHU1における油圧回路図である。尚、液圧ユニットHU2においても同様であるため、液圧ユニットHU1についてのみ示す。ポンプＰの吐出側は油路Ｃ(FL，RR)、油路Ｄ(FL，RR)を介してそれぞれＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)と接続し、吸入側は油路Ｂを介してリザーバRSVと接続する。油路Ｃ(FL，RR)はそれぞれ油路Ｅ(FL，RR)を介して油路Ｂと接続する。
[Hydraulic circuit]
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic unit HU1 according to the first embodiment. Since the same applies to the hydraulic unit HU2, only the hydraulic unit HU1 is shown. The discharge side of the pump P is connected to the FL and RR wheel wheel cylinders W / C (FL, RR) via the oil passage C (FL, RR) and the oil passage D (FL, RR), respectively, and the suction side is the oil passage. Connect to reservoir RSV via B. The oil passage C (FL, RR) is connected to the oil passage B via the oil passage E (FL, RR).
また、油路Ｃ(FL)と油路Ｅ(FL)の接続点Ｉ(FL)は油路Ａ(FL,RR)を介してマスタシリンダM/Cと接続する。油路Ｃ(RR)と油路Ｅ(RR)の接続点Ｉ(RR)は油路Ｃ(RR)を介してポンプＰと接続する。さらに、油路Ｃ(FL，RR)の接続点Ｊは油路Ｇを介して油路Ｂと接続する。 The connection point I (FL) between the oil passage C (FL) and the oil passage E (FL) is connected to the master cylinder M / C via the oil passage A (FL, RR). A connection point I (RR) between the oil passage C (RR) and the oil passage E (RR) is connected to the pump P through the oil passage C (RR). Further, the connection point J of the oil passage C (FL, RR) is connected to the oil passage B through the oil passage G.
シャットオフバルブS．OFF/V(FL)は常開電磁弁であり、油路Ａ(FL，RR)上に設けられてマスタシリンダM/Cと接続点Ｉ(FL)との連通／遮断を行う。 Shut-off valve S. OFF / V (FL) is a normally open solenoid valve, which is provided on the oil passage A (FL, RR) and communicates / cuts off the master cylinder M / C and the connection point I (FL).
ＦＬ，ＲＲ輪増圧弁IN/V(FL，RR)はそれぞれ油路Ｃ(FL，RR)上に設けられた常開比例弁であり、ポンプＰの吐出圧を比例制御してＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)に供給する。また、油路Ｃ(FL，RR)上であってＦＬ，ＲＲ輪増圧弁IN/V(FL，RR)の間にはポンプＰ側への逆流防止用のチェック弁C/V(FL，RR)が設けられている。 The FL and RR wheel booster valves IN / V (FL, RR) are normally open proportional valves provided on the oil passage C (FL, RR), respectively, and the discharge pressure of the pump P is proportionally controlled to control the FL and RR wheels. Supply to wheel cylinder W / C (FL, RR). In addition, a check valve C / V (FL, RR) on the oil passage C (FL, RR) and between the FL and RR wheel booster valves IN / V (FL, RR) for preventing backflow to the pump P side. ) Is provided.
ＦＬ，ＲＲ輪減圧弁OUT/V(FL，RR)は常閉比例弁であり、それぞれ油路Ｅ(FL，RR)上に設けられている。また、接続点Ｊと油路Ｂを接続する油路Ｇ上にはリリーフ弁Ref/Vが設けられている。 The FL and RR wheel pressure reducing valves OUT / V (FL, RR) are normally closed proportional valves and are provided on the oil passages E (FL, RR), respectively. A relief valve Ref / V is provided on the oil passage G connecting the connection point J and the oil passage B.
シャットオフバルブS．OFF/V(FL)とマスタシリンダM/Cとの間の油路Ａ(FL)には第１M/C圧センサMC/Sen1が設けられ、M/C圧PM1をコントロールユニットECU1へ出力する。また、液圧ユニットHU1内であって油路Ｄ(FL，RR)上にはＦＬ，ＲＲ輪液圧センサWC/Sen(FL，RR)が設けられ、検出値PflおよびPrrをコントロールユニットECU1へ出力する。 Shut-off valve S. The oil path A (FL) between the OFF / V (FL) and the master cylinder M / C is provided with a first M / C pressure sensor MC / Sen1, and outputs the M / C pressure PM1 to the control unit ECU1. Also, FL and RR wheel hydraulic pressure sensors WC / Sen (FL, RR) are provided in the hydraulic unit HU1 and on the oil passage D (FL, RR), and the detected values Pfl and Prr are sent to the control unit ECU1. Output.
〔ブレーキバイワイヤ制御における通常ブレーキ〕
（増圧時）
ブレーキバイワイヤ制御における通常ブレーキ増圧時にはシャットオフバルブS．OFF/V(FL)を閉弁、増圧弁IN/V(FL，RR)を開弁、減圧弁OUT/V(FL，RR)を閉弁し、モータＭを駆動し、増圧弁IN/V(FL，RR)により液圧制御を行って増圧を行う。
[Normal brake in brake-by-wire control]
(When pressure is increased)
Shut-off valve S during normal brake pressure increase in brake-by-wire control. OFF / V (FL) is closed, booster valve IN / V (FL, RR) is opened, decompression valve OUT / V (FL, RR) is closed, motor M is driven, booster valve IN / V Increase the pressure by controlling the fluid pressure with (FL, RR).
（減圧時）
通常ブレーキ減圧時には所定の増圧弁IN/V(FL，RR)を閉弁、減圧弁OUT/V(FL，RR)を開弁して液圧をリザーバRSVに排出し、減圧を行う。なお、後述する増圧弁全開制御を行う増圧弁については閉弁しない。
(At reduced pressure)
During normal brake pressure reduction, the predetermined pressure increase valve IN / V (FL, RR) is closed, the pressure reduction valve OUT / V (FL, RR) is opened, the hydraulic pressure is discharged to the reservoir RSV, and pressure reduction is performed. Note that the booster valve that performs full-opening control of the booster valve described later is not closed.
（保持時）
通常ブレーキ保持時には所定の増圧弁IN/V(FL，RR)および減圧弁OUT/V(FL，RR)を閉弁し、液圧を保持する。減圧時と同様に、後述する増圧弁全開制御を行う増圧弁については閉弁しない。
(When holding)
When holding the normal brake, the predetermined pressure increasing valve IN / V (FL, RR) and pressure reducing valve OUT / V (FL, RR) are closed to maintain the hydraulic pressure. As in the case of the pressure reduction, the pressure increasing valve that performs the pressure increasing valve full open control described later is not closed.
〔マニュアルブレーキ〕
マニュアルブレーキ時には常開のシャットオフバルブS．OFF/Vおよび増圧弁IN/V(FL，RR)が開弁、常閉の減圧弁OUT/V(FL，RR)が閉弁される。したがってＦＬ輪ホイルシリンダW/C(FL)にマスタシリンダ圧Pmが作用する状態となる。これによりマニュアルブレーキを確保する。すなわち、前輪側にのみ制動力を発生させる。
[Manual brake]
Normally open shut-off valve S. OFF / V and pressure increase valve IN / V (FL, RR) are opened, and normally closed pressure reducing valve OUT / V (FL, RR) is closed. Therefore, the master cylinder pressure Pm acts on the FL wheel wheel cylinder W / C (FL). This ensures a manual brake. That is, the braking force is generated only on the front wheel side.
〔ブレーキバイワイヤにおける増圧弁全開制御〕
装置のコンパクト化を図るためポンプ吐出側から増圧弁に至るまでの油路体積を小さく設けた場合、増圧弁閉弁時にはポンプ脈動を吸収する油路体積も小さくなり、ポンプ吐出側の圧力変動が大きくなって制御性が悪化する。そのため本願実施例１では、油圧ブレーキを用いたホイルシリンダW/C(FL，RR)のうち、目標液圧P*が高い側の増圧弁IN/V_Hを全開（流路面積を最大）とする。
[Brake-by-wire booster valve fully open control]
If the oil passage volume from the pump discharge side to the booster valve is set small to reduce the size of the device, the oil passage volume that absorbs pump pulsation will be reduced when the booster valve is closed, and pressure fluctuation on the pump discharge side will be reduced. It becomes larger and the controllability deteriorates. Therefore, in Example 1 of the present application, among the wheel cylinders W / C (FL, RR) using the hydraulic brake, the pressure increasing valve IN / V_H on the side with the higher target hydraulic pressure P * is fully opened (the flow path area is maximized). .
実施例１の油圧回路は１つのポンプＰでＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)を増圧するため、増圧輪が存在する場合、ポンプ吐出圧Ppは最低でも高圧側ホイルシリンダの目標液圧P*_H以上とする必要がある。一方、低圧側ホイルシリンダの目標液圧P*_Lは、吐出圧Ppを増圧弁IN/Vによって比例制御することにより得ればよい。 Since the hydraulic circuit of the first embodiment increases the pressure of the FL and RR wheel cylinders W / C (FL, RR) with a single pump P, the pump discharge pressure Pp is at least the high pressure wheel cylinder when there is a pressure increasing wheel. The target hydraulic pressure of P * _H must be exceeded. On the other hand, the target hydraulic pressure P * _L of the low pressure side wheel cylinder may be obtained by proportionally controlling the discharge pressure Pp by the pressure increasing valve IN / V.
したがって、目標液圧P*が高い側の増圧弁IN/V_Hを全開とし、ポンプ吐出圧Ppによって目標液圧P*が高い側のホイルシリンダW/C_Hを直接制御する。これにより、ポンプＰの吐出側と目標液圧P*が高い側のホイルシリンダW/C_Hとを連通状態とし、ポンプ吐出側の油路体積を増大させてポンプ吐出側における作動油の振動を低減する。また、ポンプ吐出圧Ppによって目標液圧P*が高い側のホイルシリンダW/C_Hを直接制御するため、ポンプＰの吐出圧Ppは必要最低限でよい。 Therefore, the pressure increasing valve IN / V_H on the side with the higher target hydraulic pressure P * is fully opened, and the wheel cylinder W / C_H on the side with the higher target hydraulic pressure P * is directly controlled by the pump discharge pressure Pp. As a result, the discharge side of the pump P and the wheel cylinder W / C_H on the side with the higher target hydraulic pressure P * are in communication with each other, and the oil passage volume on the pump discharge side is increased to reduce the vibration of the hydraulic oil on the pump discharge side. To do. Further, since the wheel cylinder W / C_H on the side where the target hydraulic pressure P * is higher is directly controlled by the pump discharge pressure Pp, the discharge pressure Pp of the pump P may be the minimum necessary.
ここで、ポンプＰの吐出圧Ppをフィードバック制御するには、ポンプ吐出圧を検出するポンプ吐出圧センサを設ける必要がある。実施例１では、高目標液圧P*_H側の増圧弁IN/V_Hを全開とするため、ポンプ吐出圧Ppと高目標液圧P*_H側の液圧P_Hがほぼ等圧となる。したがって高目標液圧側の液圧センサWC/Sen_Hでポンプ吐出圧Ppを検出することにより、ポンプ吐出圧センサを省略することができる。すなわち、実施例１では、複数の車輪のうち、流路面積を最大とした車輪の液圧を選択し、この液圧を液圧源の圧力として推定することにより、液圧源の吐出圧を検出する液圧センサを省略している。 Here, in order to feedback control the discharge pressure Pp of the pump P, it is necessary to provide a pump discharge pressure sensor for detecting the pump discharge pressure. In the first embodiment, since the pressure increasing valve IN / V_H on the high target hydraulic pressure P * _H side is fully opened, the pump discharge pressure Pp and the hydraulic pressure P_H on the high target hydraulic pressure P * _H side are substantially equal. Therefore, the pump discharge pressure sensor can be omitted by detecting the pump discharge pressure Pp with the hydraulic sensor WC / Sen_H on the high target hydraulic pressure side. That is, in the first embodiment, the hydraulic pressure of the wheel that maximizes the flow path area among the plurality of wheels is selected, and this hydraulic pressure is estimated as the pressure of the hydraulic pressure source, thereby reducing the discharge pressure of the hydraulic pressure source. The hydraulic pressure sensor to be detected is omitted.
すなわち、実施例１のブレーキバイワイヤにおける増圧弁全開制御にあっては、最大液圧を必要とする車輪を選択し、この車輪のホイルシリンダ圧とポンプＰとの間でフィードバックループを構成し（以下、第１フィードバックループと記載する）、他の車輪は、それぞれ独立にホイルシリンダ圧と増圧弁IN/Vとの間でフィードバックループを構成している（以下、第２フィードバックループと記載する）。 That is, in the pressure-increasing valve full-opening control in the brake-by-wire according to the first embodiment, a wheel that requires the maximum hydraulic pressure is selected, and a feedback loop is configured between the wheel cylinder pressure of the wheel and the pump P (hereinafter referred to as the following). The other wheels independently form a feedback loop between the wheel cylinder pressure and the pressure increasing valve IN / V (hereinafter referred to as a second feedback loop).
通常、増圧弁IN/Vの開度が変わると、増圧弁IN/Vの下流側の液圧を制御できる一方で、増圧弁IN/Vの上流側の液圧も変化してしまう。よって、第２フィードバックループの影響が他の車輪の第２フィードバックループに影響を及ぼすおそれがあり、制御系が発散する虞がある。これに対し、実施例１では、第１フィードバックループが第２フィードバックループにおける増圧弁IN/Vの上流側に与える影響を吸収するように作用することで、安定した制御系を構成している。 Normally, when the opening degree of the booster valve IN / V changes, the hydraulic pressure downstream of the booster valve IN / V can be controlled, while the hydraulic pressure upstream of the booster valve IN / V also changes. Therefore, the influence of the second feedback loop may affect the second feedback loop of other wheels, and the control system may diverge. On the other hand, in the first embodiment, a stable control system is configured by acting so as to absorb the influence of the first feedback loop on the upstream side of the pressure increasing valve IN / V in the second feedback loop.
ここで、単に目標液圧が最大のホイルシリンダに付属する増圧弁を全開とすることの問題点について説明する。一般に、車両の前輪と後輪とでは、要求される制動力の最大値が異なり、また、最大値に関わらず適正な制動力配分比が存在する。制動時の荷重移動や車両重量配分によってμが異なるからである。 Here, the problem of fully opening the pressure increasing valve attached to the wheel cylinder having the maximum target hydraulic pressure will be described. Generally, the maximum value of the required braking force differs between the front wheel and the rear wheel of the vehicle, and an appropriate braking force distribution ratio exists regardless of the maximum value. This is because μ varies depending on load movement and vehicle weight distribution during braking.
この制動力配分比は、通常の車両では、例えば、前輪側：後輪側で７：３程度に配分される。よって、当然必要とされる最大制動力が異なり、ブレーキパッドを押圧するキャリパのサイズが異なることから、ホイルシリンダの容積も前輪側は後輪側に比べて大きく構成されている。 In a normal vehicle, this braking force distribution ratio is distributed to about 7: 3 on the front wheel side: rear wheel side, for example. Accordingly, naturally, the required maximum braking force is different and the size of the caliper that presses the brake pad is different, so that the volume of the wheel cylinder is configured larger on the front wheel side than on the rear wheel side.
実施例１のように、液圧源として一つのポンプＰを持ち、ホイルシリンダ毎に増圧弁と減圧弁を備え、容量の大きい車両前輪側のホイルシリンダと、容量の小さい車両後輪側のホイルシリンダとを一つの液圧ユニットで制御する場合において、前輪と後輪に同圧に増圧することを考える。 As in the first embodiment, one pump P is provided as a hydraulic pressure source, each wheel cylinder is provided with a pressure increasing valve and a pressure reducing valve, a wheel cylinder on the front wheel side having a large capacity, and a wheel on the vehicle rear wheel side having a small capacity. In the case where the cylinder is controlled by a single hydraulic unit, it is considered that the front wheel and the rear wheel are increased to the same pressure.
各ホイルシリンダの目標液圧が等しいために、ホイルシリンダ毎に付属している増圧弁を同様に全開にしていると、後輪側のホイルシリンダ容量が小さいことから、結果として後輪ホイルシリンダが前輪ホイルシリンダよりも早く増圧してしまい、前後ホイルシリンダ圧に差を生じる。この差は流量が大きいほど大きく、ステップ状の目標液圧を出力したような場合、更に顕著となる。すなわち、弁の流量は圧力損失と弁開度から決定されるため、増圧弁開度はその増圧弁が付属しているホイルシリンダの目標液圧だけではなく、目標流量も考慮することが必要である。 Since the target hydraulic pressure of each wheel cylinder is the same, if the pressure increasing valve attached to each wheel cylinder is fully opened in the same manner, the wheel cylinder capacity on the rear wheel side is small. The pressure is increased faster than the front wheel cylinder, resulting in a difference between the front and rear wheel cylinder pressures. This difference increases as the flow rate increases, and becomes more significant when a step-like target hydraulic pressure is output. In other words, since the flow rate of the valve is determined from the pressure loss and the valve opening, it is necessary to consider not only the target hydraulic pressure of the wheel cylinder to which the pressure increasing valve is attached, but also the target flow rate. is there.
また、ホイルシリンダ圧制御モードが高圧側で保持又は減圧、低圧側で急増圧のとき、厳密には低圧側の増圧弁を全開とし、高圧側増圧弁を全閉とするべき場合もある。しかし、単に目標液圧の最大値を選択して増圧弁を全開とするだけでは、このような増圧弁制御を達成できない。 When the wheel cylinder pressure control mode is maintained or reduced on the high pressure side and suddenly increased on the low pressure side, strictly speaking, the low pressure side pressure increasing valve may be fully opened and the high pressure side pressure increasing valve may be fully closed. However, such booster control cannot be achieved by simply selecting the maximum target hydraulic pressure and fully opening the booster.
ここで、高圧側ホイルシリンダの保持中のリーク量が大きい場合や高圧側ホイルシリンダの減圧が目標液圧に対して大きすぎてしまった場合、高圧側のホイルシリンダ圧制御モードが保持又は減圧と増圧を短い周期で繰り返すことがある。このような時にも増圧弁制御モードが変化しないほうが液圧源の圧力、ホイルシリンダ圧が安定する。 Here, if the amount of leakage during holding of the high-pressure side wheel cylinder is large or if the pressure reduction of the high-pressure side wheel cylinder is too large relative to the target hydraulic pressure, the high-pressure side wheel cylinder pressure control mode is The pressure increase may be repeated in a short cycle. Even in such a case, if the pressure increasing valve control mode does not change, the pressure of the hydraulic pressure source and the wheel cylinder pressure are stabilized.
また、低圧側の増圧弁を全開とするべきなのは、低圧側の増圧勾配が非常に大きく、高圧側との液圧差が非常に小さいという限られた場合であり、更にこのような場合、低圧側が高圧側の目標液圧を超えるまでの時間は非常に短い。 The pressure increase valve on the low pressure side should be fully opened in a limited case where the pressure increase gradient on the low pressure side is very large and the hydraulic pressure difference from the high pressure side is very small. The time until the side exceeds the target hydraulic pressure on the high pressure side is very short.
そこで、増圧モードで、かつ、目標液圧の最大値であったとしても、目標流量が最大値の場合のみ増圧弁を全開とした。一方、保持もしくは減圧モードの場合は、チェック弁C/Vが存在することから、目標液圧の最大値の場合は増圧弁を全開とすることとした。 Therefore, the pressure increasing valve is fully opened only when the target flow rate is the maximum value even in the pressure increasing mode and the target fluid pressure is the maximum value. On the other hand, since the check valve C / V exists in the holding or pressure reducing mode, the pressure increasing valve is fully opened when the target hydraulic pressure is the maximum value.
ここで、上記論理に沿って、増圧弁を全開制御すると、例えば、増圧モードで後輪の目標液圧が高いものの、流量としては前輪の方が大きい場合のように、どの増圧弁においても全開とされず、両方とも比例制御となる場合が発生する。そこで、そのときは、比例制御の目標電流のうち、全開時電流に最も近い目標電流に相当する増圧弁を全開制御とするように制御モードの修正を行うこととした。以下、上記論理構成に基づく具体的なフローチャートについて説明する。 Here, if the booster valve is fully opened in accordance with the above logic, for example, the target hydraulic pressure of the rear wheel is higher in the booster mode, but the flow rate is higher in the booster valve as in the case of the front wheel being larger. There is a case where both are not fully opened and both are proportionally controlled. Therefore, at that time, the control mode is corrected so that the booster valve corresponding to the target current closest to the fully opened current among the target currents of the proportional control is set to the fully opened control. Hereinafter, a specific flowchart based on the logical configuration will be described.
〔ブレーキバイワイヤ制御処理〕
図３は、ブレーキバイワイヤ制御処理の流れを示すフローチャートである。以下、各ステップにつき説明する。
[Brake-by-wire control processing]
FIG. 3 is a flowchart showing the flow of the brake-by-wire control process. Hereinafter, each step will be described.
ステップＳ１０では目標液圧モードを増圧、保持、減圧のいずれとするかを決定し、ステップＳ２０へ移行する。
ステップＳ２０Ａでは、ステップＳ１０において決定された目標液圧モードに基づいて増圧閾値及び減圧閾値の補正処理を実行する。
ステップＳ２０では、ステップＳ２０Ａで設定された増圧閾値及び減圧閾値と、ホイルシリンダ液圧偏差に基づいて、W/C液圧制御モードを増圧、保持、減圧のいずれとするかを決定する。
In step S10, it is determined whether the target hydraulic pressure mode is increased, held, or reduced, and the process proceeds to step S20.
In step S20A, correction processing for the pressure increase threshold value and the pressure reduction threshold value is executed based on the target hydraulic pressure mode determined in step S10.
In step S20, based on the pressure increase threshold value and pressure reduction threshold value set in step S20A and the wheel cylinder hydraulic pressure deviation, it is determined whether the W / C hydraulic pressure control mode is to be increased, held, or reduced.
ステップＳ３０では増圧弁制御モードを全開、全閉、比例制御（中間開度）のいずれとするかを決定し、ステップＳ３０Ａへ移行する。
ステップＳ３０Ａでは減圧弁制御モードを全開、全閉、比例制御（中間開度）のいずれとするかを決定し、ステップＳ４０へ移行する。
In step S30, it is determined whether the pressure increasing valve control mode is fully opened, fully closed, or proportional control (intermediate opening), and the process proceeds to step S30A.
In step S30A, it is determined whether the pressure reducing valve control mode is fully open, fully closed, or proportional control (intermediate opening), and the process proceeds to step S40.
ステップＳ４０ではW/C液圧制御モードが増圧であるW/Cが少なくとも１つ存在するかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ５０へ移行し、ＮＯであればステップＳ６０へ移行する。 In step S40, it is determined whether or not there is at least one W / C whose W / C hydraulic pressure control mode is increased. If YES, the process proceeds to step S50, and if NO, the process proceeds to step S60.
ステップＳ５０ではポンプ制御処理を実行し、ステップＳ６０へ移行する。
ステップＳ６０では増圧弁制御モードは比例制御であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ７０へ移行し、ＮＯであれば制御を終了する。
In step S50, a pump control process is executed, and the process proceeds to step S60.
In step S60, it is determined whether the pressure increasing valve control mode is proportional control. If YES, the process proceeds to step S70, and if NO, the control is terminated.
ステップＳ７０では増圧弁制御処理として比例制御に応じた増圧弁の目標電流を決定する。 In step S70, the target current of the pressure increasing valve corresponding to the proportional control is determined as the pressure increasing valve control processing.
ステップＳ８０では増圧弁制御モードの修正処理を実行する（図８参照）。 In step S80, the pressure increasing valve control mode is corrected (see FIG. 8).
ステップＳ９０では修正された増圧弁制御モードに応じて最終的な増圧弁の目標電流を出力して制御を終了する。例えば、ステップＳ６０において比例制御であると判断されたとしても、全開制御をすべき場合がある。このときは、全開制御に応じた増圧弁の目標電流を出力し、そうでなければステップＳ７０で決定された増圧弁の目標電流を出力する。
ステップＳ６０Ａでは減圧弁制御モードは比例制御であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ７０Ａへ移行し、ＮＯであれば制御を終了する。
ステップＳ７０Ａでは減圧弁制御処理として比例制御に応じた減圧弁の目標電流を決定する。
In step S90, the final target pressure of the booster valve is output according to the corrected booster valve control mode, and the control is terminated. For example, even if it is determined in step S60 that proportional control is to be performed, there is a case where full open control should be performed. At this time, the target current of the pressure increasing valve corresponding to the full open control is output, and otherwise, the target current of the pressure increasing valve determined in step S70 is output.
In step S60A, it is determined whether the pressure reducing valve control mode is proportional control. If YES, the process proceeds to step S70A, and if NO, the control is terminated.
In step S70A, the target current of the pressure reducing valve corresponding to the proportional control is determined as the pressure reducing valve control process.
ステップＳ９０Ａでは、減圧弁の目標電流を出力して制御を終了する。 In step S90A, the target current of the pressure reducing valve is output and the control is terminated.
〔目標液圧モード決定処理〕
図４は、目標液圧モード決定処理（図３：ステップＳ１０）の流れを示すフローチャートである。
ステップＳ１１では目標液圧P*の勾配ΔP*≧増圧指令閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ１３へ移行し、ＮＯであればステップＳ１２へ移行する。
ステップＳ１２では目標液圧勾配ΔP*≦減圧指令閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ１４へ移行し、ＮＯであればステップＳ１５へ移行する。
[Target hydraulic pressure mode decision processing]
FIG. 4 is a flowchart showing the flow of the target hydraulic pressure mode determination process (FIG. 3: step S10).
In step S11, it is determined whether or not the gradient ΔP * of the target hydraulic pressure P * is equal to or greater than the pressure increase command threshold. If YES, the process proceeds to step S13, and if NO, the process proceeds to step S12.
In step S12, it is determined whether or not the target hydraulic pressure gradient ΔP * ≦ the pressure reduction command threshold value. If YES, the process proceeds to step S14, and if NO, the process proceeds to step S15.
ステップＳ１３では目標液圧モードを増圧とし、制御を終了する。
ステップＳ１４では目標液圧モードを減圧とし、制御を終了する。
ステップＳ１５では目標液圧モードを保持とし、制御を終了する。
In step S13, the target hydraulic pressure mode is increased and the control is terminated.
In step S14, the target hydraulic pressure mode is reduced, and the control is terminated.
In step S15, the target hydraulic pressure mode is maintained and the control is terminated.
〔閾値補正処理〕
図５は、閾値補正処理（図３：ステップＳ２０Ａ）の関係を示す補正テーブルである。目標液圧モード決定処理により増圧とされると、増圧閾値にあっては予め設定された基準増圧閾値よりも小さくなるように補正され、減圧閾値にあっては予め設定された基準減圧閾値よりも大きくなるように補正される。これにより、増圧されやすく、減圧されにくい閾値が設定されることとなる。
[Threshold correction processing]
FIG. 5 is a correction table showing the relationship of threshold correction processing (FIG. 3: step S20A). When the pressure is increased by the target hydraulic pressure mode determination process, the pressure increase threshold is corrected to be smaller than a preset reference pressure increase threshold, and the pressure reduction threshold is set to a preset reference pressure reduction. Correction is made to be larger than the threshold value. As a result, a threshold value that is easy to increase in pressure and difficult to decrease in pressure is set.
同様に、目標液圧モード決定処理により減圧とされると、増圧閾値にあっては予め設定された基準増圧閾値よりも大きくなるように補正され、減圧閾値にあっては予め設定された基準減圧閾値よりも小さくなるように補正される。これにより、減圧されやすく、増圧されにくい閾値が設定されることとなる。尚、目標液圧モード決定処理により保持とされたときは、特に閾値の補正は実行しない。 Similarly, when the pressure is reduced by the target hydraulic pressure mode determination process, the pressure increase threshold is corrected to be larger than a preset reference pressure increase threshold, and the pressure reduction threshold is set in advance. Correction is made to be smaller than the reference decompression threshold. As a result, a threshold value that is easy to be depressurized and difficult to increase is set. Note that when the target hydraulic pressure mode is determined to be retained, the threshold value is not particularly corrected.
〔W/C液圧制御モード決定処理〕
図６は、W/C液圧制御モード決定処理（図３：ステップＳ２０）の流れを示すフローチャートである。尚、本ステップにおける閾値は、ステップＳ２０Ａにより補正された増減圧閾値が用いられる。
ステップＳ２１ではW/Cの目標液圧P*と実液圧の偏差ΔP≧増圧閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ２３へ移行し、ＮＯであればステップＳ２２へ移行する。
ステップＳ２２ではW/Cの目標液圧P*と実液圧の偏差ΔP≦減圧閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ２４へ移行し、ＮＯであればステップＳ２５へ移行する。
[W / C fluid pressure control mode decision processing]
FIG. 6 is a flowchart showing the flow of the W / C hydraulic pressure control mode determination process (FIG. 3: step S20). As the threshold value in this step, the increasing / decreasing threshold value corrected in step S20A is used.
In step S21, it is determined whether or not the deviation ΔP of the W / C target hydraulic pressure P * and the actual hydraulic pressure is equal to or greater than the pressure increase threshold. If YES, the process proceeds to step S23, and if NO, the process proceeds to step S22. .
In step S22, it is determined whether or not the deviation ΔP between the target hydraulic pressure P * of W / C and the actual hydraulic pressure is equal to or less than the pressure reduction threshold. If YES, the process proceeds to step S24, and if NO, the process proceeds to step S25.
ステップＳ２３ではW/C液圧制御モードを増圧とし、制御を終了する。
ステップＳ２４ではW/C液圧制御モードを減圧とし、制御を終了する。
ステップＳ２５ではW/C液圧制御モードを保持とし、制御を終了する。
In step S23, the W / C hydraulic pressure control mode is increased and the control is terminated.
In step S24, the W / C hydraulic pressure control mode is reduced, and the control is terminated.
In step S25, the W / C hydraulic pressure control mode is maintained and the control is terminated.
〔増圧弁制御モード決定処理〕
図７は、増圧弁制御モード決定処理（図３：ステップＳ３０）の流れを示すフローチャートである。
[Pressure increase valve control mode decision processing]
FIG. 7 is a flowchart showing the flow of the booster valve control mode determination process (FIG. 3: step S30).
ステップＳ３１ではW/C液圧制御モードが増圧か否かを判断し、増圧のときはステップＳ３２に進み、それ以外のときはステップＳ３６に進む。 In step S31, it is determined whether or not the W / C hydraulic pressure control mode is increased. If the pressure is increased, the process proceeds to step S32. Otherwise, the process proceeds to step S36.
ステップＳ３２では目標W/C液圧P*（例えばＦＬ輪）が各W/C目標液圧P*fl，P*rrのうち最大値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ３３へ移行し、ＮＯであればステップＳ３２へ移行する。 In step S32, it is determined whether or not the target W / C hydraulic pressure P * (for example, the FL wheel) is the maximum value among the respective W / C target hydraulic pressures P * fl and P * rr. If YES, the process proceeds to step S33. If NO, the process proceeds to step S32.
ステップＳ３３では目標流量Q*vfl,Q*vrrのうち最大であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ３４に進み、それ以外のときはステップＳ３５に進む。 In step S33, it is determined whether the target flow rate Q * vfl or Q * vrr is the maximum. If YES, the process proceeds to step S34, and otherwise, the process proceeds to step S35.
ステップＳ３４では増圧弁制御モードを全開とし、制御を終了する。
ステップＳ３５では増圧弁制御モードを比例制御とし、制御を終了する。
In step S34, the pressure increasing valve control mode is fully opened, and the control is terminated.
In step S35, the pressure increasing valve control mode is set to proportional control, and the control is terminated.
ステップＳ３６では目標W/C液圧P*（例えばＦＬ輪）が各W/C目標液圧P*fl，P*rrのうち最大値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ３４へ移行し、ＮＯであればステップＳ３７へ移行する。
ステップＳ３７では増圧弁制御モードを全閉とし、制御を終了する。
In step S36, it is determined whether or not the target W / C hydraulic pressure P * (for example, the FL wheel) is the maximum value among the respective W / C target hydraulic pressures P * fl and P * rr. If YES, the process proceeds to step S34. If NO, the process proceeds to step S37.
In step S37, the pressure increasing valve control mode is fully closed, and the control is terminated.
〔増圧弁制御修正処理〕
ステップＳ４１では、増圧弁制御モードとして全開となるホイルシリンダが存在しないか否かを判断し、存在しないときはステップＳ４２に進み、それ以外のときは本制御処理を終了する。
[Intensification valve control correction processing]
In step S41, it is determined whether or not a wheel cylinder that is fully opened as the pressure increasing valve control mode is present. If not, the process proceeds to step S42, and otherwise, the present control process is terminated.
ステップＳ４２では、増圧弁制御モードが比例制御か否かを判断し、比例制御のときはステップＳ４３に進み、それ以外のときは全閉制御であるため本制御フローを終了する。 In step S42, it is determined whether or not the pressure increasing valve control mode is proportional control. If proportional control is performed, the process proceeds to step S43. Otherwise, the control flow is terminated because full-closed control is performed.
ステップＳ４３では、比例制御による増圧弁目標電流が各ホイルシリンダの中で最大か否かを判断し、最大のときはステップＳ４４に進み、それ以外のときは本制御フローを終了する。 In step S43, it is determined whether or not the pressure increase valve target current by proportional control is the maximum in each wheel cylinder. If it is the maximum, the process proceeds to step S44, and otherwise, the control flow ends.
ステップＳ４４では、増圧弁制御モードを全開として修正し、本制御フローを終了する。 In step S44, the pressure increasing valve control mode is corrected to be fully open, and this control flow is terminated.
〔増圧弁目標電流決定処理〕
ステップＳ５１では、増圧弁制御モードが全開か否かを判断し、全開のときはステップＳ５２に進み、それ以外のときはステップＳ５３に進む。
[Pressure booster valve target current determination processing]
In step S51, it is determined whether or not the pressure increasing valve control mode is fully open. If fully open, the process proceeds to step S52. Otherwise, the process proceeds to step S53.
ステップＳ５２では、増圧弁の目標電流を全開電流に設定して本制御を終了する。 In step S52, the target current of the pressure increasing valve is set to a fully open current, and this control is terminated.
ステップＳ５３では、増圧弁制御モードが全閉か否かを判断し、全閉のときはステップＳ５４に進み、それ以外のときはステップＳ５５に進む。 In step S53, it is determined whether or not the pressure increasing valve control mode is fully closed. If it is fully closed, the process proceeds to step S54. Otherwise, the process proceeds to step S55.
ステップＳ５４では、増圧弁目標電流を全閉電流に設定して本制御を終了する。 In step S54, the booster valve target current is set to a fully closed current, and this control is terminated.
ステップＳ５５では、増圧弁目標電流を増圧弁制御モード決定処理で設定された目標電流に設定して本制御を終了する。 In step S55, the booster valve target current is set to the target current set in the booster valve control mode determination process, and this control is terminated.
［減圧弁制御モード決定処理］
図１０は、減圧弁制御モード決定処理（図３：ステップＳ３０Ａ）の流れを示すフローチャートである。
[Pressure reducing valve control mode determination process]
FIG. 10 is a flowchart showing the flow of the pressure reducing valve control mode determination process (FIG. 3: step S30A).
ステップＳ２０１では、W/C液圧制御モードが減圧かどうかを判断し、減圧のときはステップＳ２０２へ進み、それ以外のときはステップＳ２０３へ進む。 In step S201, it is determined whether or not the W / C hydraulic pressure control mode is reduced pressure. If the pressure is reduced, the process proceeds to step S202. Otherwise, the process proceeds to step S203.
ステップＳ２０２では、減圧弁制御モードを比例制御に設定する。
ステップＳ２０３では、減圧弁制御モードを全閉とする。
In step S202, the pressure reducing valve control mode is set to proportional control.
In step S203, the pressure reducing valve control mode is fully closed.
［ポンプ制御処理ブロック図］
図１１は、図３のステップＳ５０において実行されるポンプ制御処理のブロック図である。ポンプ制御はコントロールユニットECU1,2内のポンプ制御ユニットP．CUにおいて実行されるものとする。
[Pump control processing block diagram]
FIG. 11 is a block diagram of the pump control process executed in step S50 of FIG. The pump control is controlled by the pump control unit P.1 in the control unit ECU1,2. It shall be executed in CU.
ポンプ制御ユニットP．CUは、目標量算出部110、目標ポンプ圧演算部111、W/C液量偏差FB（フィードバック）演算部112、ポンプリーク量演算部113、モータ目標回転数演算部114、ロストルク演算部115、目標回転数微分演算部116、および回転数偏差FB（フィードバック）演算部117を有する。
Pump control unit P. The CU includes a target
目標量算出部110は、図１２に示すようなキャリパとその付属品の負荷剛性の実験データを用いて、各輪ＦＬ，ＲＲの目標液圧P*(FL，RR)に基づきポンプＰの目標流量Qp*を演算し、乗算部122へ出力する。また、各輪ホイルシリンダW/C（ＦＬ,ＲＲ）の目標液量Vw*（ＦＬ，ＲＲ）を演算し、加算部131へ出力する。さらに、全開となっている増圧弁IN/V系統ホイルシリンダの目標液圧P*_Hを目標ポンプ圧演算部111へ出力する。
The target
目標ポンプ圧演算部111は、全開となっている増圧弁IN/V系統ホイルシリンダの目標液圧P*_Hに基づき目標ポンプ圧Pp*を演算し、ポンプリーク量演算部113、ロストルク演算部115、および乗算部121へ出力する。
The target pump
乗算部121は目標ポンプ圧Pp*にポンプＰの１回転当たり理論吐出量Vth/2πを乗じ、目標ポンプ圧Pp*を出力するために必要なポンプＰの必要理論トルクTthを演算して加算部134へ出力する。
The
W/C液量偏差FB演算部112は、加算部131において演算されたホイルシリンダW/C（ＦＬ，ＲＲ）の目標液量Vw*(FL，RR)と実液量Vw(FL，RR)の偏差ΔVw(FL，RR)によるフィードバック制御演算を行い、フィードバック成分ΔVw(FB)を加算部132へ出力する。
The W / C fluid amount deviation
ポンプリーク量演算部113は実験値等に基づきポンプリーク量Qplを演算し、加算部132へ出力する。
The pump leak
加算部132は、ポンプリーク量Qpl、液量偏差FB成分ΔVw(FB)、およびポンプ目標流量Qp*と理論吐出量Vthの逆数を乗じたもの（乗算部122で演算）を加算し、モータ目標回転数演算部114へ出力する。
The adding
モータ目標回転数演算部114は、加算部132で演算された加算値に基づきモータ目標回転数N*を演算し、ロストルク演算部115、目標回転数微分演算部116および加算部133へ出力する。
Motor target rotation
ロストルク演算部115は、モータ目標回転数N*および目標ポンプ圧Pp*に基づき実験データ等からモータＭのロストルクTloを演算し、加算部134へ出力する。
The loss
目標回転数微分演算部116は、モータ目標回転数N*を微分して慣性モーメント演算部123へ出力する。
Target rotation speed
慣性モーメント演算部123はモータＭの角速度の加減速に必要なトルクを演算し、加算部135へ出力する。
The inertia
回転数偏差FB（フィードバック）演算部117は、モータＭの目標回転数N*と実回転数Nの偏差ΔN（加算部133で演算）によるフィードバック制御演算を行い、回転数偏差ΔNのフィードバック成分ΔN(FB)を加算部135へ出力する。
A rotation speed deviation FB (feedback)
加算部134はモータＭの理論トルクTthとロストルクTloを加算して負荷トルクTdを演算し、加算部135へ出力する。
The adding
加算部135はモータＭの負荷トルクTdと回転数偏差FB成分ΔN(FB)、およびモータＭの角速度の加減速に必要なトルクを加算してモータＭの目標トルクT*を演算し、電流変換部124へ出力する。
The
電流変換部124は目標トルクT*を目標トルク電流に変換し、モータＭへ出力してポンプＰを駆動する。
The
［増圧弁制御処理ブロック図］
図１３は、図３のステップＳ７０において実行される増圧弁制御処理のブロック図である。なお、図１３ではP*fl＞P*rrであり、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)を比例制御し、ＦＬ輪増圧弁IN/V（FL）を全開とする場合を示す。
[Pressure increase valve control processing block diagram]
FIG. 13 is a block diagram of the pressure increasing valve control process executed in step S70 of FIG. FIG. 13 shows a case where P * fl> P * rr, the RR wheel booster valve IN / V (RR) is proportionally controlled, and the FL wheel booster valve IN / V (FL) is fully opened.
増圧弁制御処理は、目標量算出部150、目標ポンプ圧演算部161、ホイルシリンダ差圧偏差FB（フィードバック）演算部162、増圧弁目標電流演算部163、電流偏差FB（フィードバック）演算部164、増圧弁電圧Duty演算部165から構成される。
The booster valve control process includes a
目標量算出部150は、各輪ＦＬ，ＲＲの目標液圧P*(FL，RR)に基づき、増圧弁が全開となっているホイルシリンダの目標液圧P*_H（ここではP*_H=P*fl）、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)の目標流量Qvrr、およびＲＲ輪目標液圧P*rrを出力する。尚、ＲＲ輪ホイルシリンダの目標流量Qv*rrは、目標液圧P*rrから目標液量に換算した値を微分した値として出力される。
Based on the target hydraulic pressure P * (FL, RR) of each wheel FL, RR, the target
ＲＲ輪目標液圧P*rrは加算部171，172へ出力される。さらに、ＲＲ輪増圧弁目標流量Qvrrは増圧弁目標電流演算部163へ出力される。
The RR wheel target hydraulic pressure P * rr is output to the
目標ポンプ圧演算部161は、全開となっている目標W/C圧P*_H（P*_H=P*fl）に基づき目標ポンプ圧Pp*を演算し、Pp*を加算部171へ出力する。
The target pump
加算部171は目標ポンプ圧Pp*およびＲＲ輪目標液圧P*rrの差分を演算し、ＲＲ輪増圧弁目標差圧ΔPv*rrとして増圧弁目標電流演算部163へ出力する。
The adding
加算部172はＲＲ輪液圧の目標液圧P*rrと実液圧Prrの偏差ΔPwrrを演算してホイルシリンダ差圧偏差FB演算部162へ出力する。
The adding
ホイルシリンダ差圧偏差FB演算部162は、差圧偏差ΔPwrrをフィードバック制御して差圧偏差ΔPwrrのフィードバック成分ΔPwrr(FB)を増圧弁目標電流演算部163へ出力する。
The wheel cylinder differential pressure deviation
増圧弁目標電流演算部163は、ＲＲ輪増圧弁目標差圧ΔPv*rrおよび差圧偏差FB成分ΔPwrr(FB)、およびＲＲ輪増圧弁IN/V(rr)の目標流量Qvrrに基づきＲＲ輪増圧弁目標電流I*rrを演算し、増圧弁電圧Duty演算部165および加算部173へ出力する。
The booster valve target
加算部173は、ＦＬ輪増圧弁IN/V(RR)の目標電流I*rrと実電流Irrの偏差ΔＩrr(FB)を演算し、電流偏差FB演算部164へ出力する。
The adding
電流偏差FB演算部164は、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)の電流偏差ΔIrrのフィードバック成分ΔIrr(FB)を増圧弁電圧Duty演算部165へ出力する。
The current
増圧弁電圧Duty演算部165は、電源モニタ180からの電源モニタ値、ＲＲ輪増圧弁目標電流I*rr、および電流偏差フィードバック成分ΔIrr(FB)に基づきＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)の電圧Dutyを演算し、ＲＲ輪増圧弁IN/V(rr)を駆動してＲＲ輪液圧Prrを比例制御する。
The booster voltage
［減圧弁比例制御］
図１４はステップＳ７０Ａで行われる減圧弁制御を表すブロック図である。
[Reducing valve proportional control]
FIG. 14 is a block diagram showing the pressure reducing valve control performed in step S70A.
目標量算出部250では、各輪目標液圧P*を目標差圧演算部261及び偏差演算部272に出力する。更に全開輪OUT/V目標流量Qvoutを演算し、OUT/V目標電流演算部263に出力する。尚、この目標流量の算出については後述する。
The target
目標液圧P*が決まると、減圧弁OUT/Vの上流と下流の差圧が目標液圧P*となればよい。減圧弁OUT/Vの下流はほぼ大気圧なので、目標差圧＝目標液圧となる。目標差圧が大きいときは、減圧弁OUT/Vから流出する液量を減らす必要があるため、目標電流値I*outは小さく設定され、目標差圧が小さいときは、減圧弁OUT/Vから流出する液量をさほど減らす必要がないため、目標電流値I*outは大きく設定される。 When the target hydraulic pressure P * is determined, the differential pressure upstream and downstream of the pressure reducing valve OUT / V may be the target hydraulic pressure P *. Since the downstream of the pressure reducing valve OUT / V is almost atmospheric pressure, the target differential pressure is equal to the target hydraulic pressure. When the target differential pressure is large, it is necessary to reduce the amount of liquid flowing out from the pressure reducing valve OUT / V.Therefore, the target current value I * out is set to a small value, and when the target differential pressure is small, from the pressure reducing valve OUT / V The target current value I * out is set large because there is no need to reduce the amount of liquid flowing out.
（目標流量成分について）
液圧に対応する液量とは、ホイルシリンダ系に流れ込む液量がこのくらいなら、このくらいの圧力が出るという意味を表す。液量変化が流量なので、ホイルシリンダ系に流れ込む際の単位時間当たりの目標流量は、液量の微分値として算出される。そこで、目標量算出部250では、図１２に示すキャリパとその付属品の負荷剛性の実験データを用いて、まず、ホイルシリンダ目標液圧P*をホイルシリンダ目標液量に変換し、その微分値をホイルシリンダ目標流量とする。
(About target flow rate component)
The amount of fluid corresponding to the fluid pressure means that if this amount of fluid flows into the wheel cylinder system, this amount of pressure is generated. Since the change in the liquid amount is a flow rate, the target flow rate per unit time when flowing into the wheel cylinder system is calculated as a differential value of the liquid amount. Therefore, the target
ここで、減圧弁OUT/Vはホイルシリンダ系からの流出量をコントロールする要素である。上述の目標流量とは、ホイルシリンダ系へ流れ込む流量を表しており、減圧弁OUT/Vから流出する流量を表している訳ではない。そこで、ホイルシリンダ目標流量が正のときは、増圧要求があるため減圧弁OUT/Vを開くべきではないため、減圧弁目標流量QvoutとしてOUT/V目標電流演算部263に０を出力する。
Here, the pressure reducing valve OUT / V is an element that controls the amount of outflow from the wheel cylinder system. The target flow rate described above represents the flow rate that flows into the wheel cylinder system, and does not represent the flow rate that flows out from the pressure reducing valve OUT / V. Therefore, when the wheel cylinder target flow rate is positive, the pressure reducing valve OUT / V should not be opened because there is a pressure increase request, so 0 is output to the OUT / V target
一方、ホイルシリンダ目標流量が負のときは、減圧要求があるため減圧弁目標流量Qvoutをホイルシリンダ目標流量を絶対値化して正負を逆転させた値を出力する。これにより、ホイルシリンダ目標流量が負のときは、ブレーキ液を減圧弁OUT/Vから流出させて減圧する必要があるため、減圧弁OUT/Vへの目標電流値は大きくなる。 On the other hand, when the wheel cylinder target flow rate is negative, since there is a pressure reduction request, the pressure reducing valve target flow rate Qvout is converted to an absolute value of the wheel cylinder target flow rate and a value obtained by reversing the sign is output. As a result, when the wheel cylinder target flow rate is negative, it is necessary to reduce the pressure by causing the brake fluid to flow out from the pressure reducing valve OUT / V, so the target current value to the pressure reducing valve OUT / V increases.
（電流フィードバック制御について）
上記のように目標電流値I*outが決定されると、減圧弁OUT/Vのソレノイドから検出される電流値とのフィードバック制御により減圧弁OUT/Vのフィードバック制御が行われ、ホイルシリンダ圧が適宜制御される。
(About current feedback control)
When the target current value I * out is determined as described above, feedback control of the pressure reducing valve OUT / V is performed by feedback control with the current value detected from the solenoid of the pressure reducing valve OUT / V, and the wheel cylinder pressure is reduced. It is controlled appropriately.
〔目標液圧が前後輪同圧の時における増圧弁制御タイムチャート〕
図１５は、実施例１の制御により、ＦＬ輪とＲＲ輪の目標液圧を同圧とした際のＦＬ，ＲＲ輪液圧、増圧弁の目標電流,実電流及びモータ回転速度の対比のタイムチャートである。図１５（ａ）において、太い実線はＦＬ,ＲＲ輪の目標液圧P*fl，P*rr，細い実線はＦＬ輪の実液圧，点線はＲＲ輪の実液圧を示す。また、図１５（ｂ）において、太い実線はモータ回転速度、細い実線はＦＬ輪の増圧弁IN/V（FR）の実電流値，点線はＲＲ輪の増圧弁IN/V（rr）の実電流値を表す。
[Pressure increasing valve control time chart when the target hydraulic pressure is the same for the front and rear wheels]
FIG. 15 shows a comparison of the FL and RR wheel hydraulic pressures, the target current of the pressure increasing valve, the actual current, and the motor rotation speed when the target hydraulic pressures of the FL and RR wheels are set to the same pressure by the control of the first embodiment. It is a chart. In FIG. 15A, the thick solid line indicates the target hydraulic pressures P * fl and P * rr of the FL and RR wheels, the thin solid line indicates the actual hydraulic pressure of the FL wheel, and the dotted line indicates the actual hydraulic pressure of the RR wheel. In FIG. 15B, the thick solid line represents the motor rotation speed, the thin solid line represents the actual current value of the FL wheel booster valve IN / V (FR), and the dotted line represents the actual pressure of the RR wheel booster valve IN / V (rr). Represents the current value.
時刻ｔ１において、各輪増圧指令が出力され、目標液圧P*fl，P*rrが立ち上がる。ＦＬ，ＲＲ輪ともに増圧である。ここで、P*fl＝P*frであるものの、後輪側のホイルシリンダの方が、前輪側のホイルシリンダよりも容量が小さいため、目標流量としては小さく演算される。よって、高圧側のＦＬ輪増圧弁IN/V(FL)が全開、低圧側のＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)が比例制御となる。このとき、減圧弁については両方とも全閉制御となる。このように、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)を若干絞ることで、容量の大きな前輪側であるＦＬ輪側と、容量の小さな後輪側であるＲＲ輪側とで同圧を保つことができる。 At time t1, each wheel pressure increase command is output, and the target hydraulic pressures P * fl and P * rr rise. Both FL and RR wheels have increased pressure. Here, although P * fl = P * fr, since the capacity of the wheel cylinder on the rear wheel side is smaller than that on the wheel cylinder on the front wheel side, the target flow rate is calculated to be small. Therefore, the high-pressure side FL wheel booster valve IN / V (FL) is fully opened, and the low-pressure side RR wheel booster valve IN / V (RR) is proportionally controlled. At this time, both pressure reducing valves are fully closed. In this way, by slightly reducing the RR wheel booster valve IN / V (RR), the same pressure can be maintained on the FL wheel side, which is the front wheel side with the larger capacity, and the RR wheel side, which is the rear wheel side with the smaller capacity. Can do.
〔保持時におけるタイムチャート〕
次に、保持又は減圧モードのときに、増圧弁を比例制御もしくは全閉とする制御（以下、比較例）と、実施例１の制御との対比を示す。図１６は比較例の制御によりＦＬ輪とＲＲ輪に異なる目標液圧を設定しＦＬ輪のみ保持制御を間で行った場合のタイムチャート、図１７は実施例１の制御によりＦＬ輪とＲＲ輪に異なる目標液圧を設定しＦＬ輪のみ保持制御を間で行った場合のタイムチャート、図１８は比較例のポンプ回転数を表すタイムチャート、図１９は実施例１のポンプ回転数を表すタイムチャート、図２０は比較例の増圧弁・減圧弁の電流値を表すタイムチャート、図２１は実施例１の増圧弁・減圧弁の電流値を表すタイムチャートである。尚、図１６，１７においてポンプ圧を計測しているが、検出されたポンプ圧を制御に用いているものではない。
[Time chart during holding]
Next, a comparison between the control (hereinafter referred to as a comparative example) in which the pressure increasing valve is proportionally controlled or fully closed in the holding or pressure reducing mode and the control in the first embodiment will be shown. FIG. 16 is a time chart when different target hydraulic pressures are set for the FL wheel and the RR wheel by the control of the comparative example, and only the FL wheel is held and controlled, and FIG. 17 is the FL wheel and the RR wheel by the control of the first embodiment. FIG. 18 is a time chart showing the pump speed of the comparative example, and FIG. 19 is a time showing the pump speed of the first embodiment. FIG. 20 is a time chart showing the current values of the pressure increasing valve / pressure reducing valve of the comparative example, and FIG. 21 is a time chart showing the current values of the pressure increasing valve / pressure reducing valve of the first embodiment. Although the pump pressure is measured in FIGS. 16 and 17, the detected pump pressure is not used for control.
（時刻ｔ１０１）
時刻ｔ１０１において、比較例、実施例１ともにＦＬ，ＲＲ輪目標液圧P*(fl，rr)が出力される。
増圧勾配はＲＲ輪＞ＦＬ輪であるため（図１６，図１７参照）、高圧のＲＲ輪側ではインバルブIN/V(RR)が全開、アウトバルブOUT/V(RR)が全閉となる。このためＲＲ輪側は常開のインバルブIN/V(RR)、常閉のアウトバルブOUT/V(RR)ともに非通電となる。
一方、低圧のＦＬ輪側ではインバルブIN/V(FL)が比例制御となる。このためＦＬ輪側は常開のインバルブIN/V(FL)は通電、常閉のアウトバルブOUT/V(FL)は非通電となる。
(Time t101)
At time t101, the FL and RR wheel target hydraulic pressure P * (fl, rr) is output for both the comparative example and the first embodiment.
Since the pressure increasing gradient is RR wheel> FL wheel (see FIGS. 16 and 17), the in-valve IN / V (RR) is fully open and the out valve OUT / V (RR) is fully closed on the high-pressure RR wheel side. . For this reason, both the normally open in-valve IN / V (RR) and the normally closed out-valve OUT / V (RR) are deenergized on the RR wheel side.
On the other hand, the in-valve IN / V (FL) is proportionally controlled on the low-pressure FL wheel side. Therefore, on the FL wheel side, the normally open in-valve IN / V (FL) is energized, and the normally closed out valve OUT / V (FL) is de-energized.
（時刻ｔ１０２）
時刻ｔ１０２において、ＲＲ輪に保持指令が出力され、ＲＲ輪目標液圧P*rrが保持される。ＦＬ輪に対しては増圧が継続される。保持側のＲＲ輪アウトバルブOUT/V(rr)は、保持輪であるＲＲ輪液圧Prrを一定圧に保つため、ＲＲ輪アウトバルブOUT/V(RR)を駆動してポンプＰからの余剰圧力を排出する。増圧中のＦＬ輪アウトバルブOUT/V(FL)は閉弁される。
(Time t102)
At time t102, a holding command is output to the RR wheel, and the RR wheel target hydraulic pressure P * rr is held. The pressure increase continues for the FL wheel. The RR wheel out valve OUT / V (rr) on the holding side drives the RR wheel out valve OUT / V (RR) to keep the RR wheel hydraulic pressure Prr, which is the holding wheel, constant. Drain pressure. The FL wheel out valve OUT / V (FL) during pressure increase is closed.
比較例では高圧側のＲＲ輪もインバルブIN/V(RR)の比例制御もしくは閉弁によって保持を行うため、インバルブIN/V(RR)を中間開度もしくは閉弁としながらポンプＰが回転する。すなわち、インバルブIN/V(RR)及びIN/V（FL）の両方が絞られた状態と、一つが全開の状態とを繰り返しながらポンプＰが回転しているので、ポンプ吐出側の容量が変動し、ポンプ圧が振動している。そのため、ＲＲ輪実液圧Prrの振動が大きくなる。更に、この液圧振動に抗してインバルブIN/V(RR)の比例制御もしくは閉弁を行うこととなり、ＲＲ輪インバルブIN/V(RR)と油路を介して接続するＦＬ輪インバルブIN/V(FL)内の作動油も振動し、ＦＬ輪インバルブ電流ＩINflも振動する。 In the comparative example, the RR wheel on the high pressure side is also held by proportional control or closing of the in-valve IN / V (RR), so that the pump P rotates with the in-valve IN / V (RR) set to an intermediate opening or valve closing. That is, since the pump P rotates while repeating both the state where both the in-valves IN / V (RR) and IN / V (FL) are throttled and the state where one is fully open, the capacity on the pump discharge side fluctuates. The pump pressure is oscillating. Therefore, the vibration of the RR wheel actual hydraulic pressure Prr increases. In addition, proportional control or closing of the in-valve IN / V (RR) is performed against this hydraulic vibration, and the FL-wheel in-valve IN / V connected to the RR-wheel in-valve IN / V (RR) via an oil passage. The hydraulic oil in V (FL) also vibrates, and the FL wheel in-valve current IINfl also vibrates.
これに対し実施例１では、高圧側のＲＲ輪インバルブIN/V(RR)を全開（電流ＩINrr＝ゼロ）としているため、高圧側のＲＲ輪インバルブを比例制御もしくは閉弁する比較例に比べ、ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FR)−ポンプＰ吐出側間の油路体積が増大するとともに、ポンプ圧がインバルブIN/V(RR)によって減圧されることなくホイルシリンダW/C(RR)に到達する。 On the other hand, in Example 1, the RR wheel in-valve IN / V (RR) on the high pressure side is fully opened (current IINrr = zero), so compared with the comparative example in which the RR wheel in valve on the high pressure side is proportionally controlled or closed. The oil path volume between the RR wheel wheel cylinder W / C (FR) and the pump P discharge side increases, and the pump pressure is reduced to the wheel cylinder W / C (RR) without being reduced by the in-valve IN / V (RR). To reach.
したがって、ＲＲ輪実液圧Pfrの振動は比較例に比べ小さくなる。また、低圧側のＦＬ輪実液圧Pflの振動も低減されるため、ＦＬ輪インバルブ電流ＩINflも安定となる。 Therefore, the vibration of the RR wheel actual hydraulic pressure Pfr is smaller than that of the comparative example. In addition, since the vibration of the FL wheel actual hydraulic pressure Pfl on the low pressure side is also reduced, the FL wheel in-valve current IINfl becomes stable.
（時刻ｔ１０３）
時刻ｔ１０３において、ＲＲ輪に増圧指令が出力され、ＲＲ輪目標液圧P*rrが上昇する。ＦＬ輪に対しては増圧が継続される。したがって、高圧のＲＲ輪側は、常開のインバルブIN/V(RR)が全開（電流ＩINrr＝０）、常閉のアウトバルブOUT/V(RR)が全閉（電流ＩOUTrr＝０）である。低圧のＦＬ輪側は、常開のインバルブIN/V(FL)が比例制御（電流ＩINfl＞０）、常閉のアウトバルブOUT/V(FL)が閉弁である。
(Time t103)
At time t103, a pressure increase command is output to the RR wheel, and the RR wheel target hydraulic pressure P * rr increases. The pressure increase continues for the FL wheel. Therefore, on the high-pressure RR wheel side, the normally open in-valve IN / V (RR) is fully open (current IINrr = 0) and the normally closed out valve OUT / V (RR) is fully closed (current IOUTrr = 0). . On the low-pressure FL wheel side, the normally open in-valve IN / V (FL) is proportionally controlled (current IINfl> 0), and the normally closed out-valve OUT / V (FL) is closed.
（時刻ｔ１０４）
時刻ｔ１０４において、ＲＲ輪に保持指令が出力され、ＲＲ輪目標液圧P*rrが保持される。ＦＬ輪に対しては増圧が継続される。保持輪であるＲＲ輪液圧Pfrを一定圧に保つため、ＲＲ輪アウトバルブOUT/V(RR)を駆動してポンプＰからの余剰圧力を排出する。
時刻ｔ１０２と同様、ＲＲ輪インバルブIN/V(RR)を全開としない比較例では実液圧P(fl,rr)の振動によってＦＬ，ＲＲ輪インバルブ電流ＩIN(fl,rr)が振動するが、高圧側のＲＲ輪インバルブIN/V(RR)を全開とする実施例１では振動が抑制される。
(Time t104)
At time t104, a holding command is output to the RR wheel, and the RR wheel target hydraulic pressure P * rr is held. The pressure increase continues for the FL wheel. In order to keep the RR wheel hydraulic pressure Pfr as the holding wheel at a constant pressure, the RR wheel out valve OUT / V (RR) is driven to discharge the excess pressure from the pump P.
Similar to the time t102, in the comparative example in which the RR wheel in-valve IN / V (RR) is not fully opened, the FL and RR wheel in-valve current IIN (fl, rr) vibrates due to the vibration of the actual hydraulic pressure P (fl, rr). In the first embodiment in which the RR wheel in-valve IN / V (RR) on the high pressure side is fully opened, vibration is suppressed.
以上説明したように、実施例１では下記に列挙する作用効果を得ることができる。
(1)あるホイルシリンダが、増圧モードであって、目標液圧及び目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、このホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、あるホイルシリンダが、保持モード又は減圧モードであって、目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、このホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、それ以外のときは、比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることとした。
As described above, the effects listed below can be obtained in the first embodiment.
(1) When a wheel cylinder is in the pressure-increasing mode and both the target hydraulic pressure and the target flow rate are the maximum among the plurality of wheel cylinders, the pressure-increasing valve belonging to this wheel cylinder is fully opened, and a certain wheel cylinder When the target hydraulic pressure is the maximum among the plurality of wheel cylinders in the holding mode or the pressure reducing mode, the pressure increasing valve belonging to the wheel cylinder is fully opened, and in other cases, the proportional control is performed. Among the pressure valves, the pressure increasing valve closest to the fully opened control amount is determined to be fully opened.
このように、少なくとも一つの増圧弁が全開とされることで、液圧源側の容量が十分に確保され、液圧源の圧力が安定し、ホイルシリンダ圧を安定的に制御することができる。また、増圧弁が全開となっているホイルシリンダの圧力が液圧源の圧力とほぼ等しいと予測することができるため、液圧源に付属した圧力センサを用いることなく制御系を構成することができる。また、容量や配管の長さが異なるホイルシリンダを一つの液圧源で制御する場合であっても、ホイルシリンダ圧を指令値通りに制御することができる。また、温度、ブレーキ液の粘性などの環境が変化した場合、ブレーキ液圧制御装置ごとのばらつきがある場合にも、ホイルシリンダ圧の振動を抑制することができる。 As described above, when at least one pressure increasing valve is fully opened, the capacity on the hydraulic pressure source side is sufficiently secured, the pressure of the hydraulic pressure source is stabilized, and the wheel cylinder pressure can be stably controlled. . Further, since it can be predicted that the pressure of the wheel cylinder with the pressure increasing valve fully opened is substantially equal to the pressure of the hydraulic pressure source, the control system can be configured without using the pressure sensor attached to the hydraulic pressure source. it can. Further, even when the wheel cylinders having different capacities and pipe lengths are controlled by one hydraulic pressure source, the wheel cylinder pressure can be controlled according to the command value. Further, when the environment such as the temperature and the viscosity of the brake fluid changes, even when there is a variation for each brake fluid pressure control device, the vibration of the wheel cylinder pressure can be suppressed.
(2)増圧弁及び／又は減圧弁として、開度を全閉から全開の範囲で任意に設定可能な比例電磁弁を用いた。これにより、静粛性に優れた制度の良い液圧制御を達成することができる。 (2) As a pressure increasing valve and / or a pressure reducing valve, a proportional solenoid valve whose opening degree can be arbitrarily set in a range from fully closed to fully open is used. Thereby, the good hydraulic pressure control of the system excellent in silence can be achieved.
(3)液圧源として、ブラシレスモータにより駆動されるギヤポンプを備えた。よって、きめ細かなモータ制御に加え、モータ回転角当たりの吐出量の小さなポンプにより制度の良い液圧制御を達成することができる。 (3) A gear pump driven by a brushless motor was provided as a hydraulic pressure source. Therefore, in addition to fine motor control, fluid pressure control with good system can be achieved by a pump having a small discharge amount per motor rotation angle.
(4)また、増圧弁及び／又は減圧弁は、開度を全閉と全開のみ設定可能であって、所定時間内での全開時間及び／又は全閉時間の比に基づいて比例制御を実行する電磁弁としてもよい。すなわち、オン・オフ弁をDuty制御やPWM制御によって制御することで、安価な電磁弁により高い制御性を確保することができる。 (4) In addition, the booster valve and / or the pressure reducing valve can only be set to fully open and fully open, and execute proportional control based on the ratio of the fully open time and / or fully closed time within a predetermined time. It is good also as an electromagnetic valve to do. That is, by controlling the on / off valve by duty control or PWM control, high controllability can be ensured by an inexpensive solenoid valve.
(5)また、液圧源として、ブラシモータにより駆動されるギヤポンプとしてもよい。ブラシモータは安価であるため、コストを削減することができる。 (5) The hydraulic pressure source may be a gear pump driven by a brush motor. Since the brush motor is inexpensive, the cost can be reduced.
(6)また、液圧源として、ブラシモータにより駆動されるプランジャポンプとしてもよい。ブラシモータやプランジャポンプは共に安価であるため、更にコストを削減することができる。 (6) The hydraulic pressure source may be a plunger pump driven by a brush motor. Since both the brush motor and the plunger pump are inexpensive, the cost can be further reduced.
(7)また、液圧源として、ブラシレスモータにより駆動されるプランジャポンプとしてもよい。ブラシレスモータにより制御性を向上することができる。 (7) The hydraulic pressure source may be a plunger pump driven by a brushless motor. Controllability can be improved by a brushless motor.
実施例２につき図２２、図２３に基づき説明する。基本構成は実施例１と同様である。実施例１では２つの液圧ユニットHU1,HU2を備えたＸ配管の油圧ブレーキバイワイヤ制御としたが、実施例２では４輪全輪を一つの液圧ユニットにより油圧ブレーキバイワイヤ制御とする点で異なる。 A second embodiment will be described with reference to FIGS. The basic configuration is the same as that of the first embodiment. In the first embodiment, the hydraulic brake by wire control of the X pipe having two hydraulic units HU1 and HU2 is used. However, the second embodiment differs in that the hydraulic brake by wire control is performed on all four wheels by one hydraulic unit. .
図２２は実施例２におけるシステム構成図、図２３は油圧回路図である。ブレーキ液圧装置は、通常時には４輪全輪のホイルシリンダW/C(FL〜RR)を１つのポンプMain/Pによって増圧する油圧ブレーキバイワイヤシステムである。マスタシリンダM/Cはいわゆるタンデム型であり、マニュアル回路Ａ（FL），Ａ（FR）によってＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C（FL，FR）に接続されている。 FIG. 22 is a system configuration diagram in the second embodiment, and FIG. 23 is a hydraulic circuit diagram. The brake hydraulic device is a hydraulic brake-by-wire system that normally increases the pressure of the wheel cylinders W / C (FL to RR) of all four wheels by one pump Main / P. The master cylinder M / C is a so-called tandem type and is connected to the FL and RR wheel cylinders W / C (FL, FR) by manual circuits A (FL), A (FR).
また、マスタシリンダM/CはリザーバRSVと接続し、各電磁弁はコントロールユニットCUにより駆動される。液圧源であるポンプは常用のメインポンプMain/Pと非常用のサブポンプSub/Pが並列に設けられ、それぞれコントロールユニットCUからの指令に基づきメインモータMain/MおよびサブモータSub/Mによって駆動される。 The master cylinder M / C is connected to the reservoir RSV, and each solenoid valve is driven by the control unit CU. The pump, which is the hydraulic pressure source, is provided with a main pump Main / P for normal use and a sub pump Sub / P for emergency use, which are driven by the main motor Main / M and the sub motor Sub / M based on commands from the control unit CU. The
マニュアル回路Ａ（FL，FR）上には常開電磁弁（ON/OFF弁）であるシャットオフバルブS.OFF/V（FL，FR）が設けられ、それぞれ第１、第２マスタシリンダM/C，M/C2とＦＬ，ＦＲ輪ホイルシリンダW/C（FL，FR）を連通／遮断する。 The manual circuit A (FL, FR) is provided with a shut-off valve S.OFF/V (FL, FR), which is a normally open solenoid valve (ON / OFF valve), and the first and second master cylinders M / C / M / C2 and FL / FR wheel cylinder W / C (FL, FR) are connected / disconnected.
マニュアル回路Ａ（FR）上であって第１マスタシリンダM/CとシャットオフバルブS.OFF/V（FR）の間にはストロークシミュレータS/Simが設けられている。このストロークシミュレータS/Simは常閉電磁弁（ON/OFF弁）であるキャンセルバルブCan/Vを介してマニュアル回路Ａ（FR）に接続する。 A stroke simulator S / Sim is provided on the manual circuit A (FR) and between the first master cylinder M / C and the shut-off valve S.OFF/V (FR). This stroke simulator S / Sim is connected to the manual circuit A (FR) via a cancel valve Can / V which is a normally closed solenoid valve (ON / OFF valve).
ＦＲシャットオフバルブS.OFF/V（FR）が閉弁され、キャンセルバルブCan/Vが開弁されている際、ブレーキペダルBPの踏み込みに伴って第１マスタシリンダM/C内の作動油がストロークシミュレータS/Simに導入され、ペダルストロークを確保する。 When the FR shut-off valve S.OFF/V (FR) is closed and the cancel valve Can / V is opened, the hydraulic oil in the first master cylinder M / C is released as the brake pedal BP is depressed. Introduced to the stroke simulator S / Sim to secure the pedal stroke.
メインおよびサブポンプMain/P,Sub/Pの吐出側は増圧回路Ｃに接続し、接続点Ｉ(FL〜RR)において各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)に接続する。一方、各ポンプMain/P，Sub/Pの吸入側は減圧回路Ｂと接続される。 The discharge sides of the main and sub pumps Main / P and Sub / P are connected to a pressure-increasing circuit C and connected to each wheel cylinder W / C (FL to RR) at a connection point I (FL to RR). On the other hand, the suction side of each pump Main / P, Sub / P is connected to a decompression circuit B.
この増圧回路Ｃ上には常閉電磁弁（比例弁）である増圧弁IN/V(FL〜RR)が設けられ、各ポンプMain/P，Sub/Pと各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)の連通／遮断を切り替える。 On this pressure increasing circuit C, pressure increasing valves IN / V (FL to RR), which are normally closed solenoid valves (proportional valves), are provided. Each pump Main / P, Sub / P and each wheel cylinder W / C (FL Switch between communication / blocking (~ RR).
また、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)は接続点Ｉ(FL〜RR)において減圧回路Ｂと接続する。この減圧回路Ｂ上には常閉電磁弁（比例弁）である減圧弁OUT/V(FL〜RR)が設けられ、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)とリザーバRSVとの連通／遮断を切り替える。 Each wheel cylinder W / C (FL to RR) is connected to the decompression circuit B at the connection point I (FL to RR). On this pressure reducing circuit B, a pressure reducing valve OUT / V (FL to RR), which is a normally closed solenoid valve (proportional valve), is provided, and communication / blocking between each wheel cylinder W / C (FL to RR) and the reservoir RSV is provided. Switch.
各ポンプMain/P，Sub/Pの吐出側にはそれぞれチェック弁C/Vが設けられ、各ポンプMain/P，Sub/Pを介して増圧回路Ｃから減圧回路Ｂへ作動油が逆流することを回避する。さらに、増圧回路Ｃと減圧回路Ｂとはリリーフ弁Ref/Vを介して接続され、増圧回路Ｃの圧力が規定値以上となった場合に作動油を減圧回路Ｂに逃がす。 A check valve C / V is provided on the discharge side of each pump Main / P and Sub / P, and hydraulic fluid flows backward from the pressure increasing circuit C to the pressure reducing circuit B via each pump Main / P and Sub / P. Avoid that. Further, the pressure increasing circuit C and the pressure reducing circuit B are connected via a relief valve Ref / V, and when the pressure in the pressure increasing circuit C becomes equal to or higher than a specified value, hydraulic fluid is released to the pressure reducing circuit B.
マニュアル回路Ａ(FL，RR)上であってシャットオフバルブS.OFF/V(FL，RR)とマスタシリンダM/Cとの間、にはそれぞれ第１、第２マスタシリンダ圧センサMC/Sen1，2が設けられ、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)には液圧センサWC/Sen(FL〜RR)が設けられている。また、増圧回路Ｃ上にはポンプ吐出圧センサP/Senが設けられている。 On the manual circuit A (FL, RR) between the shutoff valve S.OFF/V (FL, RR) and the master cylinder M / C, the first and second master cylinder pressure sensors MC / Sen1 , 2 are provided, and each wheel cylinder W / C (FL to RR) is provided with a hydraulic pressure sensor WC / Sen (FL to RR). A pump discharge pressure sensor P / Sen is provided on the pressure increasing circuit C.
コントロールユニットCUには検出された第１、第２マスタシリンダ圧Pm1，Pm2および各液圧P(FL〜RR)、およびブレーキペダルBPのストロークを検出するストロークセンサS/Senの検出値が入力される。 The control unit CU receives the detected first and second master cylinder pressures Pm1 and Pm2, the hydraulic pressures P (FL to RR), and the detection value of the stroke sensor S / Sen that detects the stroke of the brake pedal BP. The
これらの検出値に基づき、コントロールユニットCUは各輪ＦＬ〜ＲＲの目標液圧P*(FL〜RR)を演算し、各モータMain/M，Sub/Mおよび増圧弁IN/V(ＦＬ〜ＲＲ)、減圧弁OUT/V(FL〜RR)を駆動する。また、通常制動時にはシャットオフバルブS.OFF/V(FL，RR)を閉弁し、キャンセルバルブCan/Vを開弁する。 Based on these detected values, the control unit CU calculates the target hydraulic pressure P * (FL to RR) of each wheel FL to RR, and each motor Main / M, Sub / M and the pressure increasing valve IN / V (FL to RR). ), Driving the pressure reducing valve OUT / V (FL to RR). During normal braking, the shut-off valve S.OFF/V (FL, RR) is closed and the cancel valve Can / V is opened.
また、コントロールユニットCUは各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)の目標液圧P*(FL〜RR)と実液圧P(FL〜RR)の比較を行い、目標液圧に対して実液圧が異常な応答を示した場合は異常信号をワーニングランプWLへ出力する。加えて、コントロールユニットCUには車輪速VSPが入力され、車両の走行／停止を判断する。 The control unit CU also compares the target hydraulic pressure P * (FL to RR) and actual hydraulic pressure P (FL to RR) of each wheel cylinder W / C (FL to RR) to When the hydraulic pressure shows an abnormal response, an abnormal signal is output to the warning lamp WL. In addition, the wheel speed VSP is input to the control unit CU to determine whether the vehicle is running / stopped.
［制動制御］
（通常増圧時）
通常増圧時においては、キャンセルバルブCan/Vを開弁、シャットオフバルブS．OFF/V(FL，RR)を遮断して運転者によるブレーキペダルBPの踏み込みをストロークセンサS/Senにより検出し、この検出値に基づきコントロールユニットCUにおいて各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)の目標液圧P*(FL〜RR)を演算する。
[Brake control]
(Normal pressure increase)
During normal pressure increase, cancel valve Can / V is opened and shut-off valve S. OFF / V (FL, RR) is cut off and the depression of the brake pedal BP by the driver is detected by the stroke sensor S / Sen. Based on this detection value, each wheel cylinder W / C (FL to RR) is detected in the control unit CU. The target hydraulic pressure P * (FL to RR) is calculated.
また、コントロールユニットCUはメインモータMain/MまたはサブモータSub/Mを駆動して吐出圧を増圧回路Ｃに作用させる。さらに演算された目標液圧P*(FL〜RR)に応じて各増圧弁IN/V(FL〜RR)を駆動し、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)に作動油を供給して制動力を得る。 Further, the control unit CU drives the main motor Main / M or the sub motor Sub / M to apply the discharge pressure to the pressure increasing circuit C. Furthermore, each booster valve IN / V (FL to RR) is driven according to the calculated target hydraulic pressure P * (FL to RR), and hydraulic oil is supplied to each wheel cylinder W / C (FL to RR). Get braking force.
（減圧時）
減圧時においては、コントロールユニットCUにより各減圧弁OUT/V(FL〜RR)を駆動し、減圧回路Ｂを介して各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)からリザーバRSVへ作動油を排出する。
(At reduced pressure)
At the time of decompression, each decompression valve OUT / V (FL to RR) is driven by the control unit CU, and hydraulic oil is discharged from each wheel cylinder W / C (FL to RR) to the reservoir RSV via the decompression circuit B. .
（保持時）
保持時においては所定の増圧弁IN/V(FL〜RR)、各減圧弁OUT/V(FL〜RR)を閉弁し、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)と増圧、減圧回路Ｃ，Ｂとを遮断する。後述する増圧弁全開制御を行う増圧弁については閉弁しない。
(When holding)
At the time of holding, the specified pressure increasing valve IN / V (FL to RR) and each pressure reducing valve OUT / V (FL to RR) are closed, each wheel cylinder W / C (FL to RR) and pressure increasing and pressure reducing circuit Shut off C and B. The booster valve that performs full-opening control of the booster valve described later is not closed.
（マニュアルブレーキ）
システム失陥時等においては常開のシャットオフバルブS．OFF/V(FL，RR)が開弁され、常閉の各増圧弁IN/V(FL〜RR)およびＦＬ，ＲＲ輪減圧弁OUT/V(FL，RR)が閉弁され、ＲＬ，ＲＲ輪減圧弁OUT/V(RL，RR)が開弁される。
(Manual brake)
Normally open shut-off valve in case of system failure. OFF / V (FL, RR) is opened, each normally closed pressure increasing valve IN / V (FL to RR) and FL, RR wheel pressure reducing valve OUT / V (FL, RR) are closed, RL, RR The ring pressure reducing valve OUT / V (RL, RR) is opened.
これによりマスタシリンダM/CとＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C（FL，FR）が連通し、マニュアルブレーキが確保される。一方、ロック防止のためＲＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダ圧Prl，Prrは略ゼロとなる。 As a result, the master cylinder M / C communicates with the FL and RR wheel wheel cylinders W / C (FL, FR), and a manual brake is secured. On the other hand, the RL and RR wheel wheel cylinder pressures Prl and Prr are substantially zero to prevent locking.
４輪の全てが液圧ユニットHUにより制御される場合でも、実施例１と同様に制御することにより、実施例１と同様の作用効果を得ることができる。ただし、実施例２では、増圧弁が常閉弁とされているため、図３のステップＳ８０とステップＳ９０との間に図２４に示す処理を追加する。 Even when all of the four wheels are controlled by the hydraulic unit HU, the same effects as in the first embodiment can be obtained by performing the same control as in the first embodiment. However, in Example 2, since the pressure increasing valve is a normally closed valve, the process shown in FIG. 24 is added between step S80 and step S90 of FIG.
ステップＳ６１では、以下の条件のうち、少なくとも一つが成立下か否かを判断し、成立したときはステップＳ６２に進み、増圧弁制御モードを全閉とする。それ以外のときは本制御フローを終了してステップＳ９０に進む。 In step S61, it is determined whether or not at least one of the following conditions is satisfied. If satisfied, the process proceeds to step S62, and the pressure increasing valve control mode is fully closed. In other cases, the control flow ends and the process proceeds to step S90.
（条件一覧）
条件１：車両停止
車両が停止していれば、増減圧要求が頻繁に出されることがなく、ポンプの振動を抑制する必要がないからである。
(List of conditions)
Condition 1: If the vehicle is stopped, the increase / decrease request is not frequently issued, and it is not necessary to suppress the vibration of the pump.
条件２：全ての目標W/C圧モードが増圧ではなく、かつ、ある時間以上経過している
保持又は減圧モードがある時間以上継続して要求されている場合には、ポンプを駆動する必要がなく、ポンプの振動を抑制する必要がないからである。
Condition 2: If all target W / C pressure modes are not increasing pressure, and the holding or depressurizing mode has been requested continuously for a certain period of time, it is necessary to drive the pump. This is because there is no need to suppress vibration of the pump.
条件３：増圧弁温度≧閾値
増圧弁の温度が閾値以上となると、増圧弁の正常な作動が期待できなくなるため、このような場合は、ポンプの振動よりも増圧弁自体の耐久性を確保するためである。尚、増圧弁温度は、通電電流の積算値等から推定してもよいし、直接温度センサ等を用いて計測しても良く特に限定しない。
Condition 3: Booster valve temperature ≧ threshold pressure When the temperature of the booster valve becomes equal to or higher than the threshold value, normal operation of the booster valve cannot be expected. In such a case, the durability of the booster valve itself is ensured rather than the vibration of the pump. Because. The pressure increasing valve temperature may be estimated from the integrated value of the energized current or the like, or may be directly measured using a temperature sensor or the like, and is not particularly limited.
条件４：増圧弁通電時間≧閾値
通電時間が長い場合、増圧弁の温度上昇が懸念されるためである。
Condition 4: When the pressure increasing valve energizing time ≧ threshold energizing time is long, the temperature of the pressure increasing valve may be increased.
〔他の実施例〕
以上、本願発明を実施例１，２に基づいて説明してきたが、本願発明は上記構成に限られるものではなく、他の構成に適用しても同様の作用効果を得ることができる。
[Other Examples]
As mentioned above, although this invention has been demonstrated based on Example 1, 2, this invention is not restricted to the said structure, Even if it applies to another structure, the same effect can be acquired.
例えば、実施例２では、１つの液圧ユニットHUにより４輪の液圧を制御する構成としたが、前輪側と後輪側で別々の液圧ユニットHUを備えた構成であっても、各液圧ユニットHUにおいて実施例１と同様の制御を実行することができる。 For example, in the second embodiment, the hydraulic pressure of the four wheels is controlled by one hydraulic pressure unit HU. However, even if the configuration includes separate hydraulic pressure units HU on the front wheel side and the rear wheel side, The same control as that in the first embodiment can be executed in the hydraulic unit HU.
MGB 回生ブレーキ装置
BP ブレーキペダル
C/V チェック弁
Can/V キャンセルバルブ
ECU1,2 コントロールユニット
HU1,2 第１及び第２液圧ユニット
IN/V 増圧弁
Ｍ モータ
M/C マスタシリンダ
MC/Sen1，MC/Sen2 マスタシリンダ圧センサ
OUT/V 減圧弁
Ｐ ポンプ（ギヤポンプ）
P/Sen ポンプ吐出圧センサ
Ref/V リリーフ弁
RSV リザーバ
S シャットオフバルブ
S/Sen ストロークセンサ
S/Sim ストロークシミュレータ
W/C ホイルシリンダ
WC/Sen 液圧センサ
MGB regenerative braking device
BP brake pedal
C / V check valve
Can / V cancel valve
ECU1,2 Control unit
HU1,2 1st and 2nd hydraulic unit
IN / V Booster Valve M Motor
M / C master cylinder
MC / Sen1, MC / Sen2 Master cylinder pressure sensor
OUT / V Pressure reducing valve P Pump (gear pump)
P / Sen pump discharge pressure sensor
Ref / V relief valve
RSV reservoir
S Shutoff valve
S / Sen Stroke sensor
S / Sim stroke simulator
W / C wheel cylinder
WC / Sen hydraulic pressure sensor
Claims (7)
該ホイルシリンダ内のブレーキ液を加圧可能な液圧源と、
前記液圧源と前記ホイルシリンダとの間に設けられ、前記液圧源側から前記ホイルシリンダ側へのブレーキ液の流れのみ許容するチェック弁と、
前記液圧源から前記ホイルシリンダへ流入するブレーキ液の流量を調整する増圧弁と、
前記ホイルシリンダからリザーバへ流出するブレーキ液の流量を調整する減圧弁と、
前記各ホイルシリンダ内の目標液圧を演算する目標液圧演算手段と、
前記各目標液圧に応じた前記増圧弁の目標流量を演算する目標流量演算手段と、
前記ホイルシリンダ内の液圧を検出する実液圧検出手段と、
前記目標液圧と前記実液圧に基づいて、前記減圧弁を全閉とし前記増圧弁を比例制御する増圧モード、前記増圧弁及び前記減圧弁を全閉とする保持モード、前記増圧弁を全閉とし前記減圧弁を比例制御する減圧モードのいずれかに決定する制御モード決定手段と、
前記増圧モードとされたホイルシリンダの目標液圧のうちの最大値となるように前記液圧源の吐出液圧を制御する液圧源制御手段と、
前記制御モードに基づいて、前記増圧弁及び前記減圧弁を全開・比例・全閉制御する電磁弁制御手段と、
該電磁弁制御手段による制御指令に係わらず、前記増圧弁のうち少なくとも一つの増圧弁を全開とする増圧弁全開制御手段と、
を備え、
前記増圧弁全開制御手段は、
あるホイルシリンダが、前記増圧モードであって、前記目標液圧及び前記目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、
あるホイルシリンダが、前記保持モード又は前記減圧モードであって、前記目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、
それ以外のときは、前記電磁弁制御手段により比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることを特徴とするブレーキ制御装置。 A wheel cylinder provided on each of a plurality of wheels;
A hydraulic pressure source capable of pressurizing the brake fluid in the wheel cylinder;
A check valve provided between the hydraulic pressure source and the wheel cylinder, which allows only a flow of brake fluid from the hydraulic pressure source side to the wheel cylinder side;
A pressure increasing valve that adjusts the flow rate of brake fluid flowing from the hydraulic pressure source into the wheel cylinder;
A pressure reducing valve for adjusting a flow rate of the brake fluid flowing out from the wheel cylinder to the reservoir;
Target hydraulic pressure calculating means for calculating the target hydraulic pressure in each of the wheel cylinders;
Target flow rate calculation means for calculating a target flow rate of the pressure increasing valve according to each target hydraulic pressure;
An actual hydraulic pressure detecting means for detecting the hydraulic pressure in the wheel cylinder;
Based on the target hydraulic pressure and the actual hydraulic pressure, a pressure increasing mode in which the pressure reducing valve is fully closed and the pressure increasing valve is proportionally controlled, a holding mode in which the pressure increasing valve and the pressure reducing valve are fully closed, and the pressure increasing valve are Control mode determining means for determining the pressure reducing mode to be fully closed and proportionally controlling the pressure reducing valve;
Hydraulic pressure source control means for controlling the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pressure source so as to be the maximum value among the target hydraulic pressures of the wheel cylinders in the pressure increasing mode;
Based on the control mode, electromagnetic valve control means for controlling the full-opening, proportional and full-closing of the pressure increasing valve and the pressure reducing valve;
Regardless of the control command by the electromagnetic valve control means, the pressure increase valve full open control means for fully opening at least one pressure increase valve among the pressure increase valves;
With
The pressure increasing valve full open control means
When a certain wheel cylinder is in the pressure increasing mode and both the target hydraulic pressure and the target flow rate are the maximum among the plurality of wheel cylinders, the pressure increasing valve belonging to the wheel cylinder is fully opened,
When a certain wheel cylinder is in the holding mode or the pressure-reducing mode and the target hydraulic pressure is the maximum among the plurality of wheel cylinders, the pressure increasing valve belonging to the wheel cylinder is fully opened,
In other cases, the brake control device is characterized in that, among the pressure increasing valves that are proportionally controlled by the electromagnetic valve control means, the pressure increasing valve closest to the fully opened control amount is fully opened.
前記増圧弁及び／又は前記減圧弁は、開度を全閉から全開の範囲で任意に設定可能な比例電磁弁であることを特徴とするブレーキ制御装置。 The brake control device according to claim 1, wherein
The brake control device according to claim 1, wherein the pressure increasing valve and / or the pressure reducing valve is a proportional solenoid valve whose opening degree can be arbitrarily set in a range from fully closed to fully open.
前記増圧弁及び／又は前記減圧弁は、開度を全閉と全開のみ設定可能であって、所定時間内での全開時間及び／又は全閉時間の比に基づいて比例制御を実行する電磁弁であることを特徴とするブレーキ制御装置。 The brake control device according to claim 1, wherein
The pressure-increasing valve and / or the pressure-reducing valve is an electromagnetic valve whose opening degree can be set only in a fully-closed state and a fully-opened state, and that performs proportional control based on the ratio of the fully-open time and / or the fully-closed time within a predetermined time Brake control device characterized by being.
前記液圧源は、ブラシモータにより駆動されるギヤポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。 The brake control device according to any one of claims 1 to 3,
The brake control device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure source is a gear pump driven by a brush motor.
前記液圧源は、ブラシレスモータにより駆動されるギヤポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。 The brake control device according to any one of claims 1 to 3,
The brake control device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure source is a gear pump driven by a brushless motor.
前記液圧源は、ブラシモータにより駆動されるプランジャポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。 The brake control device according to any one of claims 1 to 3,
The brake control device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure source is a plunger pump driven by a brush motor.
前記液圧源は、ブラシレスモータにより駆動されるプランジャポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。 The brake control device according to any one of claims 1 to 3,
The brake control device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure source is a plunger pump driven by a brushless motor.
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