JP6399341B2 - Brake control device - Google Patents
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Description
本発明は、ブレーキ制御装置に関する。 The present invention relates to a brake control device.
特許文献１には、モータにより回転駆動されるポンプから吐出されるブレーキ液の一部をポンプに循環させる循環油路を備えたブレーキ制御装置が記載されている。このブレーキ制御装置では、循環油路に設けた調圧弁の上流側と下流側との差圧を目標ホイルシリンダ液圧に応じて調節することでホイルシリンダ液圧を制御している。具体的には、あらかじめ設定された調圧弁への印加電流と循環流量との相関関係に基づいて目標ホイルシリンダ液圧に応じた目標調圧弁差圧が得られる電流値を演算し、調圧弁への印加電流を制御することで目標ホイルシリンダ液圧を実現している。循環流量は、検出されたモータ回転数から求めたポンプの吐出流量と、ホイルシリンダ液圧の変化量とから演算される。 Patent Document 1 describes a brake control device that includes a circulation oil passage that circulates a part of brake fluid discharged from a pump that is rotationally driven by a motor to the pump. In this brake control device, the wheel cylinder hydraulic pressure is controlled by adjusting the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the pressure regulating valve provided in the circulation oil passage according to the target wheel cylinder hydraulic pressure. Specifically, based on the correlation between the preset applied current to the pressure regulating valve and the circulation flow rate, the current value that obtains the target pressure regulating valve differential pressure corresponding to the target wheel cylinder hydraulic pressure is calculated, and The target wheel cylinder hydraulic pressure is realized by controlling the applied current. The circulation flow rate is calculated from the pump discharge flow rate obtained from the detected motor rotation speed and the amount of change in the wheel cylinder hydraulic pressure.
ポンプ構成部品やモータ回転数を検出するセンサにはばらつきがあるため、演算される循環流量およびあらかじめ設定された印加電圧と循環流量との相対関係は、実際の循環流量および相対関係に対して誤差が生じている。これらの誤差は、目標ホイルシリンダ液圧に対するオーバーシュートや収束遅れなど、液圧制御精度の悪化につながる。上記従来技術では、ブレーキ液の温度等に基づいて循環流量や印加電流を補正することで上記の誤差の影響を抑制しているものの、制御性をより向上するためには制御周期を短くする必要がある。制御周期を短くすると、演算量の増加を招く。
本発明の目的は、不要な演算量を低減しつつ、液圧制御精度を向上できるブレーキ制御装置を提供することにある。
Because there are variations in pump components and sensors that detect motor speed, the calculated circulation flow rate and the relative relationship between the preset applied voltage and the circulation flow rate are different from the actual circulation flow rate and relative relationship. Has occurred. These errors lead to deterioration of hydraulic pressure control accuracy such as overshoot and convergence delay with respect to the target wheel cylinder hydraulic pressure. In the above prior art, although the influence of the above error is suppressed by correcting the circulation flow rate and applied current based on the temperature of the brake fluid, etc., it is necessary to shorten the control cycle in order to improve controllability. There is. If the control period is shortened, the amount of calculation increases.
An object of the present invention is to provide a brake control device that can improve the hydraulic pressure control accuracy while reducing an unnecessary calculation amount.
上記目的を達成するために、本発明では、第１周期毎に目標モータ制御指令値を算出すると共に目標調圧弁指令値を取得する一方、第１周期よりも短い第２周期毎に目標調圧弁指令値を補正する。 In order to achieve the above object, in the present invention, a target motor control command value is calculated for each first cycle and a target pressure control valve command value is acquired, while a target pressure control valve for each second cycle shorter than the first cycle. Correct the command value.
よって、不要な演算量を低減しつつ、液圧制御精度を向上できる。 Therefore, it is possible to improve the hydraulic pressure control accuracy while reducing an unnecessary calculation amount.
〔実施例１〕
まず、構成を説明する。
図１は、実施例１のブレーキ制御装置1の構成図である。
ブレーキ制御装置1は、車輪を駆動する原動機として、エンジン（内燃機関）のほかモータジェネレータを備えたハイブリッド車や、モータジェネレータのみを備えた電気自動車等の、電動車両のブレーキシステムに好適な液圧式ブレーキ装置である。なお、エンジンのみを駆動力源とする車両にブレーキ制御装置1を適用してもよい。ブレーキ制御装置1は、車両の各車輪（左前輪FL，右前輪FR，左後輪RL，右後輪RR）に設けられたホイルシリンダ8にブレーキ液を供給してブレーキ液圧（ホイルシリンダ液圧）を発生させることで、各車輪FL,FR,RL,RRに液圧制動力を付与する。ここで、ホイルシリンダ8は、ドラムブレーキ機構のホイルシリンダのほか、ディスクブレーキ機構における油圧式ブレーキキャリパのシリンダであってもよい。ブレーキ制御装置1は２系統（P（プライマリ）系統およびS（セカンダリ）系統）のブレーキ配管を有しており、例えばX配管形式を採用している。なお、前後配管等、他の配管形式を採用してもよい。以下、P系統に対応して設けられた部材とS系統に対応する部材とを区別する場合は、それぞれの符号の末尾に添字P,Sを付す。
ブレーキペダル2は、運転者のブレーキ操作の入力を受けるブレーキ操作部材である。ブレーキペダル2には、ブレーキペダル2のペダルストロークを検出するペダルストロークセンサ90が設けられている。ブレーキペダル2の根元側にはプッシュロッド30の一端が回転自在に接続されている。
[Example 1]
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is a configuration diagram of a brake control device 1 according to the first embodiment.
The brake control device 1 is a hydraulic type suitable for a brake system of an electric vehicle such as a hybrid vehicle including a motor generator in addition to an engine (internal combustion engine) or an electric vehicle including only a motor generator as a prime mover for driving wheels. Brake device. Note that the brake control device 1 may be applied to a vehicle using only the engine as a driving force source. The brake control device 1 supplies brake fluid to a wheel cylinder 8 provided on each wheel (left front wheel FL, right front wheel FR, left rear wheel RL, right rear wheel RR) of the vehicle to provide brake fluid pressure (wheel cylinder fluid). Pressure) is applied to each wheel FL, FR, RL, RR to provide a hydraulic braking force. Here, the wheel cylinder 8 may be a cylinder of a hydraulic brake caliper in a disc brake mechanism in addition to a wheel cylinder of a drum brake mechanism. The brake control device 1 has two systems (P (primary) system and S (secondary) system) of brake piping, and employs, for example, an X piping format. In addition, you may employ | adopt other piping formats, such as front and rear piping. In the following, when distinguishing between members provided corresponding to the P system and members corresponding to the S system, the suffixes P and S are added to the end of each symbol.
The brake pedal 2 is a brake operation member that receives an input of a driver's brake operation. The brake pedal 2 is provided with a
リザーバタンク4は、ブレーキ液を貯留するブレーキ液源であり、大気圧に開放される低圧部である。マスタシリンダ5は、運転者によるブレーキペダル2の操作（ブレーキ操作）により作動し、ブレーキ液圧（マスタシリンダ液圧）を発生する。マスタシリンダ5は、プッシュロッド30を介してブレーキペダル2に接続されると共に、リザーバタンク4からブレーキ液を補給される。マスタシリンダ5は、タンデム型であり、運転者のブレーキ操作に応じて軸方向に移動するマスタシリンダピストンとして、プッシュロッド30に接続されるプライマリピストン52Pと、フリーピストン型のセカンダリピストン52Sとを備える。
ブレーキ制御装置1は、液圧制御ユニット6と電子制御ユニット100を備える。液圧制御ユニット6は、リザーバタンク4またはマスタシリンダ5からブレーキ液の供給を受け、運転者によるブレーキ操作とは独立にブレーキ液圧を発生可能な制動制御ユニットである。電子制御ユニット（以下、ECUという）100は、液圧制御ユニット6の作動を制御するコントロールユニットである。
The reservoir tank 4 is a brake fluid source that stores brake fluid, and is a low pressure portion that is opened to atmospheric pressure. The
The brake control device 1 includes a hydraulic control unit 6 and an
液圧制御ユニット6は、ホイルシリンダ8とマスタシリンダ5との間に設けられており、各ホイルシリンダ8にマスタシリンダ液圧または制御液圧を個別に供給可能である。液圧制御ユニット6は、ポンプモータユニット63とバルブユニット64からなる。ポンプモータユニット63は、ポンプ7とモータ（第１アクチュエータ）7aを備えるユニットである。ポンプ7は、電動式のモータ7aにより回転駆動されてリザーバタンク4からブレーキ液を吸入し、ホイルシリンダ8に向けて吐出する。ポンプ7として、実施例１では、音振性能等で優れたギヤポンプ、具体的には外接歯車式のポンプユニットを採用する。なお、ポンプ7として、プランジャポンプを用いてもよい。ポンプ7は両系統で共通に用いられ、同一の駆動源としてのモータ7aにより駆動される。モータ7aとして、例えばブラシ付きモータを用いることができる。モータ7aには、モータ7aの出力軸の回転位置（回転角）を検出するレゾルバが設けられている。電磁弁21等は、制御信号に応じて開閉動作してブレーキ液の流れを制御する。バルブユニット64は、油路11等の開閉を切り替える各弁21等を収容するユニットである。バルブユニット64は、ストロークシミュレータ22および液圧センサ91,92,93を備える他、マスタシリンダ5が一体に設けられている。また、バルブユニット64は、リザーバタンク4と一体に設けられている。ストロークシミュレータ22は、運転者のブレーキ操作に応じて作動し、マスタシリンダ5からブレーキ液が流入することでペダルストロークを生成する。液圧センサ91,92,93は、ポンプ7の吐出圧やマスタシリンダ液圧等、各所の液圧を検出する。
The hydraulic pressure control unit 6 is provided between the wheel cylinder 8 and the
ポンプモータユニット63内には、吸入油路15上に、所定容積の液溜まり15Aが設けられている。液溜まり15Aは、液圧制御ユニット6の内部のリザーバである。液溜まり15Aは、ポンプモータユニット63の内部であって、吸入油路15を構成するブレーキ配管が接続される部位（ポンプモータユニット63の鉛直方向上側）の近傍に設けられている。第１，第２減圧油路17,18は液溜まり15Aに接続する。ポンプ7は、リザーバタンク4から液溜まり15Aを介してブレーキ液を吸入する。第４油路14のブレーキ液は液溜まり15Aを介してリザーバタンク4へ戻される。
ECU100には、レゾルバ、ペダルストロークセンサ90および液圧センサ91,92,93から送られる検出値、並びに車両側から送られる走行状態に関する情報が入力される。ECU100は、これら各種情報に基づき、内蔵されるプログラムに従って情報処理を行う。また、この処理結果に従って液圧制御ユニット6の各アクチュエータに制御指令を出力し、これらを制御する。具体的には、油路11等の連通状態を切り替える電磁弁21等の開閉動作や、ポンプ7を駆動するモータ7aの回転数（＝ポンプ7の回転数）を制御する。これにより、各車輪FL,FR,RL,RRのホイルシリンダ液圧を制御することで、倍力制御、アンチスキッド制御、トラクション制御、横滑り防止制御、車間制御等の自動ブレーキ制御、回生協調制御などのブレーキ制御を実現する。倍力制御では、ブレーキ操作力により発生するマスタシリンダ液圧よりも大きなホイルシリンダ液圧を発生させブレーキ操作を補助する。実施例１のブレーキ制御装置1は、倍力装置を備えていないため、運転者のブレーキ操作（ペダルストローク）に応じた制動力を前後車輪FL,FR,RL,RRに発生させる通常ブレーキ時には、基本的に倍力制御を行う。アンチスキッド制御では、制動スリップが発生した車輪のホイルシリンダ液圧を減圧してロック傾向を抑制する。トラクション制御では、駆動スリップが発生した駆動輪のホイルシリンダ液圧を増圧してホイルスピンを抑制する。横滑り防止制御では、左右輪の制動力を独立制御して、実ヨーレイトを目標ヨーレイトに近づけ、車両の横滑りを低減させる。回生協調制御では、回生ブレーキ力と液圧ブレーキ力との和が目標ブレーキ力となるよう、回生ブレーキ力に応じてホイルシリンダ液圧を増減する。
In the
The
マスタシリンダ5は、後述する第１油路11を介してホイルシリンダ8と接続しており、ホイルシリンダ液圧を増圧可能な第１の液圧源である。マスタシリンダ5は、プライマリ液圧室51Pに発生したマスタシリンダ液圧によりP系統の油路（第１油路11P）を介してホイルシリンダ8a,8dを増圧可能であると共に、セカンダリ液圧室51Sに発生したマスタシリンダ液圧によりS系統の油路（第１油路11S）を介してホイルシリンダ8b,8cを増圧可能である。マスタシリンダ5のピストン52は、有底筒状のシリンダ50に、その内周面に沿って軸方向移動可能に挿入されている。シリンダ50は、吐出ポート501と補給ポート502とをP,S系統毎に備える。吐出ポート501は、液圧制御ユニット6に接続してホイルシリンダ8と連通可能に設けられている。補給ポート502は、リザーバタンク4に接続してこれと連通している。両ピストン52P,52Sの間のプライマリ液圧室51Pには、戻しばねとしてのコイルスプリング53Pが押し縮められた状態で設置されている。ピストン52Sとシリンダ50の軸方向端部との間のセカンダリ液圧室51Sには、コイルスプリング53Sが押し縮められた状態で設置されている。プライマリ液圧室51P,セカンダリ液圧室51Sには吐出ポート501が常時開口する。
The
シリンダ50の内周にはピストンシール54（図中、541,542に相当）が設置されている。ピストンシール54は、各ピストン52P,52Sに摺接して各ピストン52P,52Sの外周面とシリンダ50の内周面との間をシールする複数のシール部材である。各ピストンシール54は、内径側にリップ部を備える周知の断面カップ状のシール部材（カップシール）である。リップ部がピストン52の外周面に接した状態では、一方向へのブレーキ液の流れを許容し、他方向へのブレーキ液の流れを抑制する。第１ピストンシール541は、補給ポート502からプライマリ液圧室51P,セカンダリ液圧室51S（吐出ポート501）へ向かうブレーキ液の流れを許容し、逆方向のブレーキ液の流れを抑制する。第２ピストンシール542は、補給ポート502へ向かうブレーキ液の流れを許容し、補給ポート502からのブレーキ液の流出を抑制する。プライマリ液圧室51P,セカンダリ液圧室51Sは、運転者によるブレーキペダル2の踏み込み操作によってピストン52がブレーキペダル2とは軸方向反対側にストロークすると容積が縮小し、液圧（マスタシリンダ液圧）を発生する。これにより、プライマリ液圧室51P,セカンダリ液圧室51Sから吐出ポート501を介してホイルシリンダ8に向けてブレーキ液が供給される。なお、P系統とS系統では、プライマリ液圧室51P,セカンダリ液圧室51Sに略同じ液圧が発生する。
A piston seal 54 (corresponding to 541 and 542 in the figure) is provided on the inner periphery of the
以下、液圧制御ユニット6のブレーキ液圧回路を図１に基づき説明する。各車輪FL,FR,RL,RRに対応する部材には、その符号の末尾にそれぞれ添字ａ〜ｄを付して適宜区別する。第１油路11は、マスタシリンダ5の吐出ポート501（プライマリ液圧室51P,セカンダリ液圧室51S）とホイルシリンダ8とを接続する。カット弁21は、第１油路11に設けられた常開型の（非通電状態で開弁する）電磁弁である。第１油路11は、カット弁21によって、マスタシリンダ5側の油路11Aとホイルシリンダ8側の油路11Bとに分離される。ソレノイドイン弁25は、第１油路11におけるカット弁21よりもホイルシリンダ8側（油路11B）に、各車輪FL,FR,RL,RRに対応して（油路11a,11b,11c,11dに）設けられた常開型の電磁弁である。なお、ソレノイドイン弁25をバイパスして第１油路11と並列にバイパス油路110が設けられている。バイパス油路110には、ホイルシリンダ8側からマスタシリンダ5側へのブレーキ液の流れのみを許容するチェック弁250が設けられている。
Hereinafter, the brake hydraulic circuit of the hydraulic control unit 6 will be described with reference to FIG. The members corresponding to the wheels FL, FR, RL, and RR are appropriately distinguished by adding suffixes a to d at the end of the reference numerals. The
吸入油路15は、リザーバタンク4とポンプ7の吸入部70とを接続する。吐出油路16は、ポンプ7の吐出部71と、第１油路11（油路11B）におけるカット弁21とソレノイドイン弁25との間とを接続する。チェック弁160は、吐出油路16に設けられ、吐出部71の側から第１油路11の側へのブレーキ液の流れのみを許容する、ポンプ7の吐出弁である。吐出油路16は、チェック弁160の下流側の位置P1でP系統の吐出油路16PとS系統の吐出油路16Sとに分岐している。各油路16P,16SはそれぞれP系統の第１油路11PとS系統の第１油路11Sに接続している。吐出油路16P,16Sは、第１油路11P,11Sを互いに接続する連通路を構成している。連通弁26Pは、吐出油路16Pに設けられた常閉型の（非通電状態で閉弁する）電磁弁である。連通弁26Sは、吐出油路16Sに設けられた常閉型の電磁弁である。ポンプ7は、リザーバタンク4から供給されたブレーキ液により第１油路11にブレーキ液を吐出する。ポンプ7は、上記連通路（吐出油路16P,16S）および第１油路11P,11Sを介してホイルシリンダ8a,8b,8c,8dと接続され、上記連通路（吐出油路16P,16S）にブレーキ液を吐出することでホイルシリンダ液圧を増圧可能である。
The
第１減圧油路（循環油路）17は、吐出油路16におけるチェック弁160と連通弁26との間と吸入油路15とを接続する。つまり、第１減圧油路17は、第１油路11のブレーキ液の一部をホイルシリンダ8とは別の部位（液溜まり15A）に分流する。実施例１においては、第１減圧油路17は、位置P1と位置P2との間を接続している。調圧弁（第２アクチュエータ）27は、第１減圧油路17に設けられた常開型の電磁弁である。第４油路14のブレーキ液は液溜まり15Aを介してリザーバタンク4へ戻される。第２減圧油路18は、第１油路11（油路11B）におけるソレノイドイン弁25よりもホイルシリンダ8側と吸入油路15とを接続する。実施例１においては、第２減圧油路18は、位置P3と位置P4との間を接続している。ソレノイドアウト弁28は、第２減圧油路18に設けられた常閉型の電磁弁である。
第２油路12は、第１油路11Pの位置P5から分岐し、ストロークシミュレータ22に接続する分岐油路である。ストロークシミュレータ22は、ピストン220とスプリング221を有している。ピストン220は、ストロークシミュレータ22のシリンダ22a内を２室（正圧室R1と背圧室R2）に分離する隔壁であり、シリンダ22a内を軸方向に移動可能に設けられている。なお、軸方向とは、スプリング221が縮退する方向を指す。シリンダ22aの内周面に対向するピストン220の外周面には、図外のシール部材が設置されている。このシール部材は、ピストン220の外周側をシールすることで、正圧室（主室）R1と背圧室（副室）R2との間のブレーキ液の流通を抑制し、両室R1,R2間の液密性を保つ。スプリング221は、背圧室R2内に押し縮められた状態で設置されたコイルスプリングであり、ピストン220を正圧室R1の側（正圧室R1の容積を縮小し、背圧室R2の容積を拡大する方向）に常時付勢する。スプリング221は、ピストン220の変位量（ストローク量）に応じて反力を発生可能に設けられている。第２油路12は、第１油路11Pにおけるマスタシリンダ5の吐出ポート501P（プライマリ液圧室51P）とカット弁21Pとの間（油路11A）の位置P5から分岐して、ストロークシミュレータ22の正圧室R1に接続する。
The first decompression oil passage (circulation oil passage) 17 connects the
The
第３油路13は、ストロークシミュレータ22の背圧室R2と第１油路11とを接続する。具体的には、第３油路13は、第１油路11P（油路11B）におけるカット弁21Pとソレノイドイン弁25との間の位置P6から分岐して、ストロークシミュレータ22の背圧室R2に接続する。第３油路13には、常閉型の電磁弁であるストロークシミュレータイン弁23が設けられている。第３油路13は、ストロークシミュレータイン弁23によって、背圧室R2側の油路13Aと第１油路11側の油路13Bとに分離される。第３油路13には、ストロークシミュレータイン弁23と直列に絞り23Aが設けられている。絞り23Aは、所定の流路抵抗を備え、ストロークシミュレータイン弁23に対して第１油路11側（油路13B）に設けられている。
第４油路14は、ストロークシミュレータ22の背圧室R2とリザーバタンク4とを接続する。具体的には、第４油路14は、第３油路13における背圧室R2とストロークシミュレータイン弁23との間の油路13Aと、吸入油路15とを接続する。第４油路14には、常閉型の電磁弁であるストロークシミュレータアウト弁24が設けられている。第４油路14には、ストロークシミュレータアウト弁24と直列に絞り24Aが設けられている。絞り24Aは、所定の流路抵抗を備え、ストロークシミュレータアウト弁24に対して第４油路14側に設けられている。絞り24Aの絞り量（流路断面積の縮小量）は、絞り23Aの絞り量よりも大きく設定されている。なお、絞り24Aをバイパスして第４油路14と並列にバイパス油路140が設けられている。バイパス油路140には、吸入油路15側から第３油路13側（油路13B）へのブレーキ液の流れのみを許容するチェック弁240が設けられている。
The
The
カット弁21、ソレノイドイン弁25、および調圧弁27は、ソレノイドに供給される電流に応じて弁の開度が調整される比例制御弁である。他の弁、すなわち連通弁26、ソレノイドアウト弁28、ストロークシミュレータアウト弁24、およびストロークシミュレータイン弁23は、弁の開閉が二値的に切り替え制御されるオン・オフ弁である。なお、上記他の弁に比例制御弁を用いることも可能である。第１油路11Pにおけるカット弁21Pとマスタシリンダ5との間（油路11A）には、この箇所の液圧（マスタシリンダ液圧およびストロークシミュレータ22の正圧室R1内の液圧）を検出する液圧センサ91が設けられている。第１油路11におけるカット弁21とソレノイドイン弁25との間には、この箇所の液圧（ホイルシリンダ液圧）を検出する液圧センサ（プライマリ系統圧センサ、セカンダリ系統圧センサ）92が設けられている。第１減圧油路17における吐出油路16の接続部位と調圧弁27との間には、この箇所の液圧（ポンプ吐出圧）を検出する液圧センサ93が設けられている。
The cut valve 21, the solenoid-in valve 25, and the
ECU100は、目標ホイルシリンダ液圧算出部101と、踏力ブレーキ生成部102と、ホイルシリンダ液圧制御部103とを備える。
目標ホイルシリンダ液圧算出部101は、目標ホイルシリンダ液圧（目標圧力）を算出する。例えば、通常ブレーキ時（倍力制御時）には、ペダルストロークセンサ90からのペダルストロークに基づき、所定の倍力比に応じてペダルストロークと運転者の要求ブレーキ液圧（運転者が要求する車両減速度）との間の理想の関係特性を実現する目標ホイルシリンダ液圧を算出する。実施例１では、負圧式倍力装置の作動時に実現されるペダルストロークとホイルシリンダ液圧との間の所定の関係特性を上記理想の関係特性とする。一方、倍力制御以外のブレーキ制御（アンチスキッド制御、横滑り防止制御等）の介入時には、ペダルストロークに加え、制御に必要な情報（例えば車輪速、ヨーレイト、横加速度、回生制動力等）を参照して目標ホイルシリンダ液圧を算出する。例えばアンチスキッド制御時には、各車輪FL,FR,RL,RRのスリップ量（擬似車体速に対する車輪速の乖離量）が適切なものとなるように、各車輪FL,FR,RL,RRの目標ホイルシリンダ液圧を算出する。目標ホイルシリンダ液圧算出部101の制御周期はTm（第１周期）である。
踏力ブレーキ生成部102は、カット弁21を開弁方向へ制御することで、液圧制御ユニット6の状態を、マスタシリンダ液圧によりホイルシリンダ液圧を生成可能な状態とし、踏力ブレーキを実現する。このとき、ストロークシミュレータアウト弁24を閉弁方向に制御し、ストロークシミュレータ22を非作動とする。なお、ストロークシミュレータイン弁23を開弁方向に制御してもよい。
The
A target foil cylinder hydraulic
The pedal force
ホイルシリンダ液圧制御部103は、カット弁21を閉弁方向に制御することで、液圧制御ユニット6の状態を、ポンプ7によりホイルシリンダ液圧を生成（増圧制御）可能な状態とする。ホイルシリンダ液圧制御部103は、カット弁21を閉弁方向に制御した状態で、液圧制御ユニット6の各アクチュエータを駆動して目標ホイルシリンダ液圧を達成する。ホイルシリンダ液圧制御部103は、モータ制御部（第１アクチュエータ制御部）104と調圧弁制御部（第２アクチュエータ制御部）105とを備える。
図２は、モータ制御部104の制御ブロック図である。モータ制御部104は、目標流量算出部104aと、目標モータ回転数算出部（目標モータ制御指令値算出部，目標第１アクチュエータ制御指令値算出部）104bとを有する。目標流量算出部104aは、目標ホイルシリンダ液圧算出部101により算出された目標ホイルシリンダ液圧Ptgと液圧センサ92Pの検出値である実ホイルシリンダ液圧Pwcとホイルシリンダの液量に対する液圧の特性とに基づいて目標液量ΔQtgを算出し、目標液量ΔQtgとあらかじめ設定された液量実現時間Δt1とから目標流量dQtgを算出する。ここで、実ホイルシリンダ液圧Pwcとしては、液圧センサ92Sまたは液圧センサ93の検出値や、３つの液圧センサ92P,92S,93のうち２つ以上の液圧センサの検出値の平均値を用いてもよい。目標モータ回転数算出部104bは、目標流量dQtgに応じてあらかじめ設定された目標流量dQtgと目標モータ回転数（目標モータ制御指令値，目標第１アクチュエータ制御指令値）Mtgとの関係に基づいて目標モータ回転数Mtgを算出する。モータ制御部104は、モータ回転数が目標モータ回転数Mtgとなるようにモータ回転数を制御する。目標流量算出部104a、目標モータ回転数算出部104bの制御周期はTmである。
The wheel cylinder hydraulic
FIG. 2 is a control block diagram of the
図３は、調圧弁制御部105の制御ブロック図である。調圧弁制御部105は、液圧偏差算出部105aと、目標調圧弁電流算出部105bと、目標調圧弁電流補正値算出部（目標調圧弁指令値補正部）105cと、目標調圧弁電流補正部（目標調圧弁指令値算出部，目標第２アクチュエータ指令値算出部）105dとを有する。液圧偏差算出部105aは、目標ホイルシリンダ液圧Ptgから実ホイルシリンダ液圧Pwcを減じて液圧偏差ΔPを算出する。目標調圧弁電流算出部105bは、調圧弁間差圧値ΔPdump（実施例１では目標ホイルシリンダ液圧Ptgと等しくなる）に応じてあらかじめ設定された差圧と電流Itg'との関係に基づいて目標調圧弁電流Itg'を算出する。目標調圧弁電流補正値算出部105cは、液圧偏差ΔPに基づいて目標調圧弁電流補正値Itg*を算出する。目標調圧弁電流補正部105dは、目標調圧弁電流Itg'に目標調圧弁電流補正値Itg*を加算して補正後目標調圧弁電流（目標調圧弁指令値）Itgを算出する。調圧弁制御部105は、補正後目標調圧弁電流Itgを最終的な目標調圧弁電流Itgとし、調圧弁電流が目標調圧弁電流Itgとなるように調圧弁電流を制御する。目標調圧弁電流算出部105bの制御周期はTmであり、液圧偏差算出部105a、目標調圧弁電流補正値算出部105cおよび目標調圧弁電流補正部105dの制御周期はTd（第２周期）である。TdはTmよりも短い周期である。
FIG. 3 is a control block diagram of the pressure regulating
図４は、液圧制御ユニット6のブレーキ液圧回路における通常ブレーキ時のブレーキ液の流れを示す図である。通常ブレーキ時、ホイルシリンダ液圧制御部103は、カット弁21を閉弁方向に制御し、連通弁26を開弁方向に制御し、調圧弁27を閉弁方向に制御し、ストロークシミュレータアウト弁24を開弁方向に制御し、ポンプ7を作動させる。このように制御することで、所望のブレーキ液をリザーバタンク4から吸入油路15、ポンプ7、吐出油路16、第１油路11を経由してホイルシリンダ8に送ることが可能である。このとき、ホイルシリンダ液圧が目標ホイルシリンダ液圧に近付くように、各液圧センサ91,92,93の検出値に基づいてモータ7aの回転数や調圧弁27の開弁量をフィードバック制御することで、所望の制動力を得ることができる。また、通常ブレーキ時、マスタシリンダ5のプライマリ液圧室51Pから液圧制御ユニット6に送られるブレーキ液は、ストロークシミュレータ22の正圧室R1に導かれ、ピストン220が移動することにより、スプリング221に反力が作用し、ブレーキペダル操作に応じた反力が生成される。したがって、制動操作時には適切な制動力およびブレーキペダル2の反力を発生させることが可能である。
FIG. 4 is a diagram showing the flow of brake fluid during normal braking in the brake fluid pressure circuit of the fluid pressure control unit 6. During normal braking, the wheel cylinder hydraulic
図５は、モータ制御部104による目標モータ回転数算出処理の流れを示すフローチャートである。
ステップS1では、目標流量算出部104aにおいて、目標ホイルシリンダ液圧Ptgに基づきあらかじめ設定されたホイルシリンダ8の液量に対する液圧の関係から目標ホイルシリンダ液量Qtgを算出すると共に、実ホイルシリンダ液圧Pwcに基づきホイルシリンダ液量に対する液圧の関係から実ホイルシリンダ液量Qwcを算出する。ホイルシリンダ8の液量に対する液圧の関係は、例えば図６の関係となる。続いて、目標ホイルシリンダ液量Qtgと実ホイルシリンダ液量Qwcとから目標液量ΔQtg(=Qtg-Qwc)を算出する。次に、目標液量ΔQtgと液量実現時間Δt1とから目標流量dQtg(=ΔQtg/Δt1)を算出する。
ステップS2では、目標モータ回転数算出部104bにおいて、目標流量dQtgに基づきあらかじめ設定された目標流量dQtgと目標モータ回転数Mtgとの関係から目標モータ回転数Mtgを算出する。目標流量dQtgと目標モータ回転数Mtgとの関係は、目標流量dQtgが多いほど目標モータ回転数Mtgが高くなるような関係とする。
FIG. 5 is a flowchart showing a flow of target motor rotation number calculation processing by the
In step S1, the target flow
In step S2, the target motor rotation
図７は、調圧弁制御部105による目標調圧弁電流算出処理の流れを示すフローチャートである。
ステップS11では、液圧偏差算出部105aにおいて、目標ホイルシリンダ液圧Ptgと実ホイルシリンダ液圧Pwcとの液圧偏差ΔP(=Ptg-Pwc)を演算する。
ステップS12では、目標調圧弁電流算出部105bにおいて、調圧弁間差圧値ΔPdumpに基づきあらかじめ設定された差圧と電流との関係から目標調圧弁電流Itg'を算出する。液圧制御ユニット6のブレーキ液圧回路では、調圧弁間差圧値ΔPdumpは目標ホイルシリンダ液圧Ptgと等しくなるため、目標ホイルシリンダ液圧Ptgを調圧弁間差圧値ΔPdumpとして用いることができる。差圧と電流との関係は、例えば図８の関係となる。
ステップS13では、目標調圧弁電流補正値算出部105cにおいて、液圧偏差ΔP、液圧偏差積分値∫ΔPおよび液圧偏差微分値dΔP/dtに各々最適なゲインを掛けた値の総和をとったものを目標調圧弁電流補正値Itg*とする。
ステップS14では、目標調圧弁電流補正部105dは、目標調圧弁電流Itg'と目標調圧弁電流補正値Itg*とから補正後目標調圧弁電流Itg(=Itg'+Itg*)を算出する。
FIG. 7 is a flowchart showing a flow of target pressure regulating valve current calculation processing by the pressure regulating
In step S11, the hydraulic pressure
In step S12, the target pressure regulating valve
In step S13, the target pressure regulating valve current correction
In step S14, the target pressure regulating valve
次に、作用を説明する。
図９は、実施例１の通常ブレーキ時におけるペダルストローク、ホイルシリンダ液圧、調圧弁電流およびモータ回転数のタイムチャートである。
運転者がブレーキペダル2をステップ状に踏み込むと、ペダルストロークに応じて目標ホイルシリンダ液圧が設定される。また、目標ホイルシリンダ液圧の増加に応じて目標モータ回転数および目標調圧弁電流が設定され、実モータ回転数および実調圧弁電流が追従する。ペダルストロークは、ステップ状に立ち上がった後一定であるため、目標ホイルシリンダ液圧は一定である。このため、実ホイルシリンダ液圧の増加に応じて、目標モータ回転数および調圧弁電流は徐々に低下し、実ホイルシリンダ液圧が目標ホイルシリンダ液圧に収束すると一定に維持される。
実施例１では、モータ制御部104において、目標流量算出部104aおよび目標モータ回転数算出部104bの制御周期をTmとしている。つまり、目標流量dQtgおよび目標モータ回転数MtgはTmの周期で演算され、モータ回転数は制御周期Tmで制御される。一方、調圧弁制御部105においては、目標調圧弁電流算出部105bの制御周期はモータ回転数の制御周期と同じTmであるものの、液圧偏差算出部105a、目標調圧弁電流補正値算出部105cおよび目標調圧弁電流補正部105dの制御周期は、Tmよりも短いTdとしている。つまり、目標調圧弁電流Itg'はTmの周期で演算されるのに対し、液圧偏差ΔP、目標調圧弁電流補正値Itg*および補正後目標調圧弁電流ItgはTdの周期で演算されるため、目標調圧弁電流は制御周期Tdで補正される。これにより、図９に示すように、目標ホイルシリンダ液圧に対する実ホイルシリンダ液圧のオーバーシュート量が小さく抑えられ、液圧制御精度を向上できる。
Next, the operation will be described.
FIG. 9 is a time chart of the pedal stroke, the wheel cylinder hydraulic pressure, the pressure regulating valve current, and the motor rotation speed during normal braking in the first embodiment.
When the driver depresses the brake pedal 2 stepwise, the target wheel cylinder hydraulic pressure is set according to the pedal stroke. Further, the target motor rotational speed and the target pressure regulating valve current are set according to the increase in the target wheel cylinder hydraulic pressure, and the actual motor rotational speed and the actual pressure regulating valve current follow. Since the pedal stroke is constant after rising in a step shape, the target wheel cylinder hydraulic pressure is constant. For this reason, as the actual wheel cylinder hydraulic pressure increases, the target motor rotational speed and the pressure regulating valve current gradually decrease, and are maintained constant when the actual wheel cylinder hydraulic pressure converges to the target wheel cylinder hydraulic pressure.
In the first embodiment, in the
実施例１の液圧制御ユニット6では、ポンプ7から吐出されたブレーキ液の一部を第１減圧油路17からポンプ7に循環させつつ、実ホイルシリンダ液圧が目標ホイルシリンダ液圧となるように第１減圧油路17に設けた調圧弁27への印加電流を制御している。つまり、最終的にはホイルシリンダ液圧は第１減圧油路17の循環流量で決まるため、液圧制御精度の向上を図るためには、モータ回転数の制御精度よりも調圧弁電流の制御精度がより重要となる。また、電動式のモータ7aは、比例制御弁である調圧弁27と比べてイナーシャが大きく、応答性が低いため、制御周期を短くしても制御精度の向上にはあまり寄与せず、演算量増大によるデメリット（高い演算処理能力を有するCPUが必要となることに伴うコストアップや消費電力アップ）が大きい。よって、実施例１では、ブレーキ液圧制御に係る全てのアクチュエータの制御周期を短くせず、調圧弁電流の制御周期のみを小さくすることにより、不要な演算量を低減しつつ、液圧制御精度を向上できる。
In the hydraulic pressure control unit 6 of the first embodiment, the actual wheel cylinder hydraulic pressure becomes the target wheel cylinder hydraulic pressure while circulating a part of the brake fluid discharged from the pump 7 from the first reduced
次に、効果を説明する。
実施例１にあっては、以下に列挙する効果を奏する。
(1) ブレーキ液を吸入し、吸入したブレーキ液を吐出するポンプ7と、ポンプ7の吐出したブレーキ液をホイルシリンダ8に送る第１油路11と、ポンプ7の吐出したブレーキ液の一部をポンプ7の吸入側に循環させる第１減圧油路17と、第１減圧油路17に設けられた調圧弁27と、ポンプ7を駆動するモータ7aと、第１周期Tm毎にモータ7aを制御する目標モータ回転数Mtgを算出する目標モータ回転数算出部104bの目標モータ回転数Mtgに基づきモータ7aを制御するモータ制御部104と、第２周期Td毎に第１油路11の圧力に基づいて第１油路11の圧力が目標ホイルシリンダ液圧になるよう調圧弁27を制御するための（補正後）目標調圧弁電流Itgを算出する目標調圧弁電流補正部105dの目標調圧弁電流Itgに基づき調圧弁27を制御する調圧弁制御部105と、を備えた。
よって、モータ7aおよび調圧弁27の制御周期を変えることで不要な演算量を低減しつつ、液圧制御精度を向上できる。
(2) 第１周期Tmを第２周期Tdよりも長く設定した。
よって、モータ7aおよび調圧弁27の特性（イナーシャ等）に合った周期を設定することで不要な演算量を低減しつつ液圧制御精度を向上できる。
Next, the effect will be described.
In Example 1, the following effects are exhibited.
(1) A pump 7 that sucks and discharges brake fluid, a
Therefore, by changing the control cycle of the
(2) The first period Tm is set longer than the second period Td.
Therefore, by setting the cycle according to the characteristics (inertia and the like) of the
(3) 目標調圧弁電流補正部105dは、目標調圧弁電流Itgにより制御したときの第１油路11の圧力と目標ホイルシリンダ液圧との液圧偏差ΔPに基づき目標調圧弁電流Itg'を補正するための目標調圧弁電流補正値Itg*を算出する目標調圧弁電流補正値算出部105cを備えた。
よって、液圧偏差ΔPに基づいて目標調圧弁電流Itgを補正することで制御精度が安定する。
(4) ブレーキ液を吸入し、吸入したブレーキ液を吐出するポンプ7と、ポンプ7の吐出したブレーキ液をホイルシリンダ8に送る第１油路11と、ポンプ7の吐出したブレーキ液の一部をポンプ7の吸入側に循環させる第１減圧油路17と、ポンプ7を駆動するモータ7aと、第１減圧油路17に設けられ第１減圧油路17を流れるブレーキ液量を調整する調圧弁27と、第１周期Tmでモータ7aを制御する目標モータ回転数Mtgを算出する目標モータ回転数算出部104bの目標モータ回転数Mtgに基づきモータ7aを制御するモータ制御部104と、第２周期Tdで第１油路11の圧力に基づいて第１油路11の圧力が目標ホイルシリンダ液圧になるよう調圧弁27を制御するための（補正後）目標調圧弁電流Itgを算出する目標調圧弁電流補正部105dの目標調圧弁電流Itgに基づき調圧弁27を制御する調圧弁制御部105と、を備え、第１周期Tmおよび第２周期Tdはモータ7aおよび調圧弁27の特性に合わせて設定した。
よって、モータ7aおよび調圧弁27の特性（イナーシャ等）に応じて制御周期を変えることで不要な演算量を低減しつつ、液圧制御精度を向上できる。
(3) The target pressure regulating valve
Therefore, the control accuracy is stabilized by correcting the target pressure regulating valve current Itg based on the hydraulic pressure deviation ΔP.
(4) Pump 7 for sucking in brake fluid and discharging the brake fluid sucked,
Therefore, by changing the control cycle according to the characteristics (inertia and the like) of the
〔他の実施例〕
以上、本発明を実施するための形態を実施例に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は実施例に示した構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
例えば、通常ブレーキ時において、目標ホイルシリンダ液圧を設定する際のペダルストロークと運転者の要求ブレーキ液圧との間の関係特性を２つ以上持ち、外部に設けられたスイッチによって切り替える構成としてもよい。
[Other Examples]
As mentioned above, although the form for implementing this invention was demonstrated based on the Example, the concrete structure of this invention is not limited to the structure shown in the Example, and is the range which does not deviate from the summary of invention. Any design changes are included in the present invention.
For example, at the time of normal braking, there may be two or more relationship characteristics between the pedal stroke when setting the target wheel cylinder hydraulic pressure and the driver's required brake hydraulic pressure, and the configuration may be switched by a switch provided outside. Good.
1 ブレーキ制御装置
7 ポンプ
7a モータ（第１アクチュエータ）
8 ホイルシリンダ
11 第１油路
17 第１減圧油路（循環油路）
27 調圧弁（第２アクチュエータ）
104 モータ制御部（第１アクチュエータ制御部）
104b 目標モータ回転数算出部（目標モータ制御指令値算出部，目標第１アクチュエータ制御指令値算出部）
105 調圧弁制御部（第２アクチュエータ制御部）
105c 目標調圧弁電流補正値算出部（目標調圧弁指令値補正部）
105d 目標調圧弁電流補正部（目標調圧弁指令値算出部，目標第２アクチュエータ指令値算出部）
1 Brake control device
7 Pump
7a Motor (first actuator)
8 Wheel cylinder
11 First oil passage
17 First decompression oil passage (circulation oil passage)
27 Pressure regulating valve (second actuator)
104 Motor controller (first actuator controller)
104b Target motor speed calculation unit (target motor control command value calculation unit, target first actuator control command value calculation unit)
105 Pressure control valve controller (second actuator controller)
105c Target pressure regulator current correction value calculation unit (Target pressure control valve command value correction unit)
105d Target pressure regulating valve current correction unit (target pressure regulating valve command value calculation unit, target second actuator command value calculation unit)
Claims (1)
前記ポンプの吐出したブレーキ液をホイルシリンダに送る第１油路と、
前記ポンプの吐出したブレーキ液の一部を前記ポンプの吸入側に循環させる循環油路と、
前記循環油路に設けられた調圧弁と、
前記ポンプを駆動するモータと、
第１周期毎に前記モータを制御する目標モータ制御指令値を算出する目標モータ制御指令値算出部の指令値に基づき前記モータを制御するモータ制御部と、
調圧弁制御部であって、目標調圧弁指令値取得部と、目標調圧弁指令値補正部と、を有し、
前記目標調圧弁指令値取得部は、前記第１周期毎に前記第１油路の圧力に基づいて前記第１油路の圧力が目標圧力になるよう前記調圧弁を制御するための目標調圧弁指令値を取得し、
前記目標調圧弁指令値補正部は、前記第１周期よりも短い第２周期毎に前記第１油路の圧力と前記目標圧力との偏差に基づき前記目標調圧弁指令値を補正し、
前記目標調圧弁指令値補正部により補正された前記目標調圧弁指令値に基づき前記調圧弁を制御する、
前記調圧弁制御部と、
を備えたことを特徴とするブレーキ制御装置。 A pump for inhaling brake fluid and discharging the inhaled brake fluid;
A first oil passage for sending brake fluid discharged from the pump to a wheel cylinder;
A circulating oil passage for circulating a part of the brake fluid discharged from the pump to the suction side of the pump;
A pressure regulating valve provided in the circulation oil passage;
A motor for driving the pump;
A motor control unit that controls the motor based on a command value of a target motor control command value calculation unit that calculates a target motor control command value for controlling the motor for each first cycle;
A pressure regulating valve control unit having a target pressure regulating valve command value obtaining unit and a target pressure regulating valve command value correcting unit;
The target pressure regulating valve command value acquisition unit is configured to control the pressure regulating valve so that the pressure of the first oil passage becomes a target pressure based on the pressure of the first oil passage every first cycle. Get the command value ,
The target pressure regulating valve command value correcting unit corrects the target pressure regulating valve command value based on a deviation between the pressure of the first oil passage and the target pressure every second cycle shorter than the first cycle.
Controlling the pressure regulating valve based on the target pressure regulating valve command value corrected by the target pressure regulating valve command value correcting unit;
The pressure regulating valve control unit;
A brake control device comprising:
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