JP6457179B2 - Braking device - Google Patents

Description

本発明は、車両に用いられる制動装置に関する。   The present invention relates to a braking device used in a vehicle.

車両用制動装置としては、例えば、マスタシリンダと、サーボ室内の液圧に対応する力により駆動されてマスタ室の容積を変化させる出力ピストンと、出力ピストンとの間にブレーキ液で満たされる第一液圧室を区画しブレーキ操作部材の操作に連動する入力ピストンと、第１パイロット室に入力されている液圧及び第２パイロット室に入力されている液圧のうちいずれか高い方の液圧に応じた液圧をサーボ室に出力する機械式のサーボ圧発生部と、入力されている制御信号に対応する液圧を第１パイロット室に発生させるパイロット圧発生部と、マスタ室と第２パイロット室とを接続する経路と、を備えたものがある。このような車両用制動装置は、特開２０１１−２４０８７３号公報に記載されている。   As a vehicle braking device, for example, a master cylinder, an output piston that is driven by a force corresponding to the hydraulic pressure in the servo chamber and changes the volume of the master chamber, and a first filled with brake fluid are filled between the output pistons. The higher one of the input piston that divides the hydraulic chamber and interlocks with the operation of the brake operation member, the hydraulic pressure that is input to the first pilot chamber, and the hydraulic pressure that is input to the second pilot chamber A mechanical servo pressure generator for outputting a hydraulic pressure corresponding to the servo chamber to the servo chamber, a pilot pressure generator for generating a hydraulic pressure corresponding to the input control signal in the first pilot chamber, a master chamber, Some have a path connecting to the pilot room. Such a brake device for vehicles is described in JP, 2011-240873, A.

また、機械式のサーボ圧発生部として、アキュムレータ内のアキュムレータ圧を基にパイロット圧に応じた液圧をサーボ室内に発生させる機械式レギュレータが、特開２０１３−１９３６１９号公報に記載されている。   Japanese Patent Laid-Open No. 2013-193619 discloses a mechanical regulator that generates a hydraulic pressure in the servo chamber based on an accumulator pressure in an accumulator as a mechanical servo pressure generator.

このように、車両用制動装置には、パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、サーボ室に出力する調圧装置を備えるものが存在する。基本的に、調圧装置は、パイロット圧に対応する力と出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、ピストンの移動に伴ってパイロット室の容積が変化するものである。   As described above, some vehicle braking devices include a pressure adjusting device that outputs an output pressure corresponding to the pilot pressure input to the pilot chamber to the servo chamber. Basically, the pressure regulator has a piston driven by the difference between the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure, and the volume of the pilot chamber changes as the piston moves. .

特開２０１１−２４０８７３号公報JP 2011-240873 A 特開２０１３−１９３６１９号公報JP 2013-193619 A

ここで、発明者は、調圧装置を備える制動装置において、さらに改良すべき点（課題）を発見した。すなわち、出力圧の実圧がその目標圧にほぼ達した時点でパイロット室に流入出させる液体の流量をゼロにする制御を行うと、その後流量がゼロにもかかわらずピストンが移動し、出力圧の実圧がその目標圧からずれるという現象が生じる。   Here, the inventor has found a point (problem) to be further improved in a braking device including a pressure regulator. That is, when the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber is controlled to zero when the actual output pressure reaches the target pressure, the piston moves after that even though the flow rate is zero, the output pressure A phenomenon occurs in which the actual pressure of the gas deviates from the target pressure.

本発明は、このような事情に鑑みて為されたものであり、出力圧における実圧と目標圧のずれを抑制することができる制動装置を提供することを目的とする。   This invention is made in view of such a situation, and it aims at providing the braking device which can suppress the shift | offset | difference of the actual pressure and target pressure in output pressure.

本発明の様相１に係る制動装置は、パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、出力室に出力する調圧装置を備え、前記出力圧の実圧をその目標圧に制御する制動装置において、前記調圧装置は、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、前記ピストンの移動に伴って前記パイロット室の容積が変化し、前記パイロット室に流入出する液体の液量が増大するほど、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における前記ピストンの位置を基準とする同ピストンの移動量が増大して、前記出力室に流入出する液体の流量が増大するように構成され、前記パイロット室に流入出させる液体の流量を調整する弁装置と、前記出力圧の制御に際し、前記弁装置により、前記出力圧の実圧がその目標圧に近づくほど、前記パイロット室に流入出させる液体の流量又は前記パイロット室における圧力勾配を減少させる制御装置と、所定範囲の液圧が蓄圧される高圧力源と、前記高圧力源に蓄圧される液圧よりも低い液圧が蓄圧される低圧力源と、を備え、前記弁装置は、前記高圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、当該高圧力源から前記パイロット室に流入させる液体の流量を調節する増圧用電磁弁と、前記低圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、前記パイロット室から当該低圧力源に流出させる液体の流量を調節する減圧用電磁弁とを有し、前記調圧装置は、前記高圧力源から前記パイロット室に流入する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が拡大するとともに前記高圧力源から前記出力室に流入する液体の流量が増大し、前記パイロット室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が
縮小するとともに前記出力室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するように構成され、前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記増圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記増圧用電磁弁を開弁させ、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記減圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記減圧用電磁弁を開弁させ、前記制御装置は、前記閾値を、前記出力室に流入出する液体の流量又は前記出力室における圧力勾配に基づいて、前記パイロット室を密閉した場合にその後変化する前記出力圧の変化量に設定することを特徴とする。 A braking apparatus according to aspect 1 of the present invention includes a pressure regulator that outputs an output pressure corresponding to a pilot pressure input to a pilot chamber to the output chamber, and controls the actual pressure of the output pressure to the target pressure. The pressure regulating device has a piston driven by a difference between a force corresponding to the pilot pressure and a force corresponding to the output pressure, and the volume of the pilot chamber is increased with the movement of the piston. As the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber increases, the position of the piston in an equilibrium state in which the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure are balanced is used as a reference. A valve device configured to increase a moving amount of the piston to increase a flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber, and to adjust a flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber; In controlling the pressure and pressure, the control device reduces the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber or the pressure gradient in the pilot chamber as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure by the valve device; A high pressure source for accumulating a range of fluid pressure, and a low pressure source for accumulating a fluid pressure lower than the fluid pressure accumulated in the high pressure source, and the valve device includes the high pressure source and A pressure increasing solenoid valve that adjusts the flow rate of the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source, and a fluid that connects the low pressure source and the pilot chamber. A pressure reducing solenoid valve that adjusts a flow rate of the liquid that flows out from the pilot chamber to the low pressure source, and the pressure regulator adjusts the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source. Increased flow rate As the pilot chamber expands, the flow rate of liquid flowing from the high pressure source into the output chamber increases, and as the flow rate of liquid flowing out from the pilot chamber to the low pressure source increases, the pilot chamber increases. Is reduced and the flow rate of the liquid flowing out from the output chamber to the low pressure source is increased, and the control device increases the actual output pressure and the output pressure when the output pressure is increased. When the difference from the target pressure is less than or equal to the threshold, the pressure increasing solenoid valve is closed, and when the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is greater than the threshold, the pressure increasing electromagnetic valve A valve is opened, and when the output pressure is reduced, if the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is equal to or less than the threshold value, the pressure reducing solenoid valve is closed, and the output pressure Between the actual pressure and the output pressure target pressure There is opened the pressure reducing solenoid valve when the threshold is greater than, the control device, the threshold value, based on the pressure gradient in the flow rate or the output chamber of the liquid out flowing into the output chamber, said pilot chamber Is set to the amount of change in the output pressure, which changes after that.

上記調圧装置では、出力圧を制御すべく、パイロット室に液体を流入出させると、出力室に液体が流入出して、出力圧が変化する。したがって、上記のように、出力圧の実圧がその目標圧にほぼ達した時点でパイロット室に流入出させる液体の流量をゼロにする制御を行うと、出力圧の実圧がその目標圧からずれるという現象が生じる。詳しくは、弁装置を閉弁させてパイロット室に流入出させる液体の流量をゼロにすると、パイロット室が密閉されるため、その後、出力室に流入出する液体の流量がゼロになる方向にピストンが移動することで、パイロット室の容積が変化し、パイロット圧が変化する。その結果、出力圧がその目標値からずれてしまう。このずれは、パイロット室が密閉された時点における出力室に流入出する液体の流量に相関する。   In the pressure regulating device, when the liquid flows into and out of the pilot chamber to control the output pressure, the liquid flows into and out of the output chamber, and the output pressure changes. Therefore, as described above, when the control is performed so that the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber becomes zero when the actual output pressure reaches the target pressure, the actual output pressure is reduced from the target pressure. The phenomenon of shifting occurs. Specifically, when the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber is made zero by closing the valve device, the pilot chamber is sealed, and then the piston is directed in such a direction that the flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber becomes zero. As a result of movement, the volume of the pilot chamber changes and the pilot pressure changes. As a result, the output pressure deviates from the target value. This deviation correlates with the flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber when the pilot chamber is sealed.

これに対し、上記様相１によれば、制御装置は、出力圧の実圧が出力圧の目標圧に近づくほど、パイロット室に流入出させる液体の流量又はパイロット室における圧力勾配を減少させる。これにより、出力圧の実圧が出力圧の目標圧に近づくほど、出力室に流入出する液体の液量が減少するため、上記ずれを抑制することができる。
また、この構成によれば、実圧と目標圧の差が閾値以下である場合、増圧時には増圧用電磁弁を閉弁させ、減圧時には減圧用電磁弁を閉弁させる。つまり、実圧と目標圧の差が閾値以下である場合、調圧装置に対する制御を停止する。そして、その閾値は、パイロット室への流量又はパイロット室の圧力勾配に基づいて可変である。閾値を可変とすることでパイロット室の状況に応じた閾値が設定できる。本構成によれば、実圧が目標圧に近づくなかで、実圧が目標圧に達する前に、パイロット室の状況に応じた閾値により適切に調圧装置に対する制御を停止させるため、ピストンの移動による出力圧の変化が生じても、実圧が目標圧を超えて変化することを抑制することができる。すなわち、上記ずれを抑制することができる。 On the other hand, according to aspect 1, the control device decreases the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber or the pressure gradient in the pilot chamber as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure. Thereby, the amount of liquid flowing into and out of the output chamber decreases as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure, and thus the above-described deviation can be suppressed.
Further, according to this configuration, when the difference between the actual pressure and the target pressure is equal to or less than the threshold value, the pressure increasing solenoid valve is closed when increasing pressure, and the pressure reducing solenoid valve is closed when decreasing pressure. That is, when the difference between the actual pressure and the target pressure is equal to or less than the threshold value, the control on the pressure regulator is stopped. The threshold value is variable based on the flow rate to the pilot chamber or the pressure gradient of the pilot chamber. By making the threshold variable, a threshold corresponding to the situation of the pilot room can be set. According to this configuration, while the actual pressure approaches the target pressure, before the actual pressure reaches the target pressure, the movement of the piston is stopped in order to appropriately stop the control of the pressure regulator by a threshold value according to the situation of the pilot chamber. Even if the output pressure changes due to the above, it is possible to suppress the actual pressure from changing beyond the target pressure. That is, the deviation can be suppressed.

本発明の様相２に係る制動装置は、パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、出力室に出力する調圧装置を備え、前記出力圧の実圧をその目標圧に制御する制動装置において、前記調圧装置は、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、前記ピストンの移動に伴って前記パイロット室の容積が変化し、前記パイロット室に流入出する液体の液量が増大するほど、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における前記ピストンの位置を基準とする同ピストンの移動量が増大して、前記出力室に流入出する液体の流量が増大するように構成され、前記パイロット室に流入出させる液体の流量を調整する弁装置と、前記出力圧の制御に際し、前記弁装置により、前記出力圧の実圧がその目標圧に近づくほど、前記パイロット室に流入出させる液体の流量又は前記パイロット室における圧力勾配を減少させる制御装置と、所定範囲の液圧が蓄圧される高圧力源と、前記高圧力源に蓄圧される液圧よりも低い液圧が蓄圧される低圧力源と、を備え、前記弁装置は、前記高圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、当該高圧力源から前記パイロット室に流入させる液体の流量を調節する増圧用電磁弁と、前記低圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、前記パイロット室から当該低圧力源に流出させる液体の流量を調節する減圧用電磁弁とを有し、前記調圧装置は、前記高圧力源から前記パイロット室に流入する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が拡大するとともに前記高圧力源から前記出力室に流入する液体の流量が増大し、前記パイロット室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が縮小するとともに前記出力室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するように構成され、前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記増圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記増圧用電磁弁を開弁させ、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記減圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記減圧用電磁弁を開弁させ、前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記増圧用電磁弁を閉弁側に制御し、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記減圧用電磁弁を閉弁側に制御する。 A braking device according to aspect 2 of the present invention includes a pressure adjusting device that outputs an output pressure corresponding to a pilot pressure input to a pilot chamber to the output chamber, and controls the actual pressure of the output pressure to the target pressure. The pressure regulating device has a piston driven by a difference between a force corresponding to the pilot pressure and a force corresponding to the output pressure, and the volume of the pilot chamber is increased with the movement of the piston. As the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber increases, the position of the piston in an equilibrium state in which the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure are balanced is used as a reference. A valve device configured to increase a moving amount of the piston to increase a flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber, and to adjust a flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber; In controlling the pressure and pressure, the control device reduces the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber or the pressure gradient in the pilot chamber as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure by the valve device; A high pressure source for accumulating a range of fluid pressure, and a low pressure source for accumulating a fluid pressure lower than the fluid pressure accumulated in the high pressure source, and the valve device includes the high pressure source and A pressure increasing solenoid valve that adjusts the flow rate of the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source, and a fluid that connects the low pressure source and the pilot chamber. A pressure reducing solenoid valve that adjusts a flow rate of the liquid that flows out from the pilot chamber to the low pressure source, and the pressure regulator adjusts the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source. Increased flow rate As the pilot chamber expands, the flow rate of liquid flowing from the high pressure source into the output chamber increases, and as the flow rate of liquid flowing out from the pilot chamber to the low pressure source increases, the pilot chamber increases. Is reduced and the flow rate of the liquid flowing out from the output chamber to the low pressure source is increased, and the control device increases the actual output pressure and the output pressure when the output pressure is increased. When the difference from the target pressure is less than or equal to the threshold, the pressure increasing solenoid valve is closed, and when the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is greater than the threshold, the pressure increasing electromagnetic valve A valve is opened, and when the output pressure is reduced, if the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is equal to or less than the threshold value, the pressure reducing solenoid valve is closed, and the output pressure Between the actual pressure and the output pressure target pressure There is opened the pressure reducing solenoid valve when the threshold is larger than said control unit, upon pressure increase of the output pressure, the higher the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure, the boosted pressure The solenoid valve is controlled to the valve closing side, and when the output pressure is reduced, the pressure reducing solenoid valve is controlled to the valve closing side as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure.

この構成によれば、制御装置は、増圧用電磁弁と減圧用電磁弁の開度の制御により、パイロット室に流入出する液体の液量を細かく制御することができる。つまり、上記様相２によれば、出力圧の実圧と出力圧の目標圧との差に応じた、より高度な流量制御が可能となる。上記様相２によれば、当該差が小さくなるほど増圧用電磁弁（増圧時）又は減圧用電磁弁（減圧時）が閉弁側に制御されるため、パイロット室に流入出する液体の液量が減少し、その結果、出力室に流入出する液体の液量が減少するため、上記ずれを抑制することができる。   According to this configuration, the control device can finely control the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber by controlling the opening degrees of the pressure increasing solenoid valve and the pressure reducing solenoid valve. That is, according to the above-described aspect 2, it is possible to perform more advanced flow rate control according to the difference between the actual output pressure and the target output pressure. According to the above aspect 2, since the pressure increasing solenoid valve (at the time of pressure increase) or the pressure reducing solenoid valve (at the time of pressure reduction) is controlled to the valve closing side as the difference becomes smaller, the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber As a result, the amount of liquid flowing into and out of the output chamber is reduced, so that the above deviation can be suppressed.

本発明の他の様相に係る制動装置は、パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、出力室に出力する調圧装置を備え、前記出力圧の実圧をその目標圧に制御する制動装置において、前記調圧装置は、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、前記ピストンの移動に伴って前記パイロット室の容積が変化し、前記パイロット室に流入出する液体の液量が増大するほど、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における前記ピストンの位置を基準とする同ピストンの移動量が増大して、前記出力室に流入出する液体の流量が増大するように構成され、前記パイロット室に流入出させる液体の流量を調整する弁装置と、前記出力圧の制御に際し、前記弁装置により、前記出力圧の実圧がその目標圧に近づくほど、前記パイロット室に流入出させる液体の流量又は前記パイロット室における圧力勾配を減少させる制御装置と、所定範囲の液圧が蓄圧される高圧力源と、前記高圧力源に蓄圧される液圧よりも低い液圧が蓄圧される低圧力源と、を備え、前記弁装置は、前記高圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、当該高圧力源から前記パイロット室に流入させる液体の流量を調節する増圧用電磁弁と、前記低圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、前記パイロット室から当該低圧力源に流出させる液体の流量を調節する減圧用電磁弁とを有し、前記調圧装置は、前記高圧力源から前記パイロット室に流入する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が拡大するとともに前記高圧力源から前記出力室に流入する液体の流量が増大し、前記パイロット室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が縮小するとともに前記出力室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するように構成され、前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記パイロット室における圧力勾配が制限油圧勾配以下になるように前記増圧用電磁弁を閉弁側に制御し、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記パイロット室における圧力勾配が前記制限油圧勾配以下になるように前記減圧用電磁弁を閉弁側に制御し、前記制御装置は、前記制限油圧勾配を、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差に基づいて設定する。 Braking device according to another modal phase of the present invention, the output pressure corresponding to the pilot pressure being input to the pilot chamber, and an output to the pressure regulator to the output chamber, the target pressure the actual pressure of the output pressure The pressure control device has a piston driven by a difference between a force corresponding to the pilot pressure and a force corresponding to the output pressure, and the pilot chamber is moved along with the movement of the piston. The position of the piston in an equilibrium state in which the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure are balanced as the volume of the liquid changes and the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber increases. A valve device configured to increase a movement amount of the piston as a reference and increase a flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber, and adjusting a flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber; Upon control of the output pressure, by the valve device, the higher the actual pressure of the output pressure approaches its target pressure, a control device for reducing the pressure gradient in the flow rate or the pilot chamber of the liquid to be out flowing into the pilot chamber, a predetermined A high pressure source for accumulating a range of fluid pressure, and a low pressure source for accumulating a fluid pressure lower than the fluid pressure accumulated in the high pressure source, and the valve device includes the high pressure source and A pressure increasing solenoid valve that adjusts the flow rate of the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source, and a fluid that connects the low pressure source and the pilot chamber. A pressure reducing solenoid valve that adjusts a flow rate of the liquid that flows out from the pilot chamber to the low pressure source, and the pressure regulator adjusts the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source. Increased flow rate As the pilot chamber expands, the flow rate of the liquid flowing from the high pressure source into the output chamber increases, and as the flow rate of the liquid flowing from the pilot chamber to the low pressure source increases, the pilot chamber increases. Is reduced, and the flow rate of the liquid flowing out from the output chamber to the low pressure source is increased, and the control device increases the actual pressure of the output pressure when the output pressure is increased . As the target pressure is approached, the pressure increasing solenoid valve is controlled to the valve closing side so that the pressure gradient in the pilot chamber becomes equal to or less than the limit hydraulic pressure gradient, and when the output pressure is reduced, the actual pressure of the output pressure is the output pressure. The pressure-reducing solenoid valve is controlled to be closed so that the pressure gradient in the pilot chamber becomes equal to or lower than the limit hydraulic pressure gradient as the target pressure is approached. Is set based on the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure.

第一実施形態の制動装置の構成を示す構成図である。It is a block diagram which shows the structure of the braking device of 1st embodiment. 第一実施形態のレギュレータの詳細構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the detailed structure of the regulator of 1st embodiment. サーボ圧とパイロット圧の相関について説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the correlation of a servo pressure and a pilot pressure. 第一実施形態のサーボ圧の制御を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating control of the servo pressure of 1st embodiment. 第一実施形態の３次元マップを説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the three-dimensional map of 1st embodiment. 第一実施形態のサーボ圧の制御を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating control of the servo pressure of 1st embodiment. 第一実施形態の制御について説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating control of 1st embodiment. 第二実施形態のサーボ圧の制御を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating control of the servo pressure of 2nd embodiment.

以下、本発明の実施形態に係る制動装置について図面に基づいて説明する。説明に用いる各図において、各部の形状・寸法は必ずしも厳密なものではない場合がある。   Hereinafter, a braking device according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. In each drawing used for explanation, the shape and size of each part may not necessarily be exact.

＜第一実施形態＞
図１に示すように、制動装置は、車輪５ＦＲ，５ＦＬ，５ＲＲ，５ＲＬに液圧制動力を発生させる液圧制動力発生装置ＢＦと、液圧制動力発生装置ＢＦを制御するブレーキＥＣＵ（「制御装置」に相当する）６と、を備えている。 <First embodiment>
As shown in FIG. 1, the braking device includes a hydraulic braking force generator BF that generates hydraulic braking force on the wheels 5FR, 5FL, 5RR, and 5RL, and a brake ECU that controls the hydraulic braking force generator BF ("control device"). 6).

（液圧制動力発生装置ＢＦ）
液圧制動力発生装置ＢＦは、マスタシリンダ１と、反力発生装置２と、第一制御弁２２と、第二制御弁２３と、サーボ圧発生装置４と、液圧制御部５と、各種センサ７１〜７６等により構成されている。 (Hydraulic braking force generator BF)
The hydraulic braking force generation device BF includes a master cylinder 1, a reaction force generation device 2, a first control valve 22, a second control valve 23, a servo pressure generation device 4, a hydraulic pressure control unit 5, and various sensors. 71-76 and the like.

（マスタシリンダ１）
マスタシリンダ１は、ブレーキペダル１０の操作量に応じて作動液を液圧制御部５に供給する部位であり、メインシリンダ１１、カバーシリンダ１２、入力ピストン１３、第１マスタピストン１４、および第２マスタピストン１５等により構成されている。ブレーキペダル１０は、運転手がブレーキ操作可能なブレーキ操作手段であれば良い。また、マスタピストンは１つであっても良い。 (Master cylinder 1)
The master cylinder 1 is a part that supplies hydraulic fluid to the hydraulic pressure control unit 5 in accordance with the operation amount of the brake pedal 10, and includes a main cylinder 11, a cover cylinder 12, an input piston 13, a first master piston 14, and a second master piston 1. It is comprised by the master piston 15 grade | etc.,. The brake pedal 10 may be any brake operating means that allows the driver to operate the brake. Moreover, the number of master pistons may be one.

メインシリンダ１１は、前方が閉塞されて後方に開口する有底略円筒状のハウジングである。メインシリンダ１１の内周側の後方寄りに、内向きフランジ状に突出する内壁部１１１が設けられている。内壁部１１１の中央は、前後方向に貫通する貫通孔１１１ａとされている。また、メインシリンダ１１の内部の内壁部１１１よりも前方に、内径がわずかに小さくなっている小径部位１１２（後方）、１１３（前方）が設けられている。つまり、小径部位１１２、１１３は、メインシリンダ１１の内周面から内向き環状に突出している。メインシリンダ１１の内部には、小径部位１１２に摺接して軸方向に移動可能に第１マスタピストン１４が配設されている。同様に、小径部位１１３に摺接して軸方向に移動可能に第２マスタピストン１５が配設されている。   The main cylinder 11 is a bottomed, substantially cylindrical housing that is closed at the front and opens to the rear. An inner wall 111 that protrudes in an inward flange shape is provided near the rear of the inner periphery of the main cylinder 11. The center of the inner wall 111 is a through hole 111a that penetrates in the front-rear direction. Further, small-diameter portions 112 (rear) and 113 (front) whose inner diameter is slightly smaller are provided in front of the inner wall 111 inside the main cylinder 11. That is, the small diameter portions 112 and 113 project inwardly from the inner peripheral surface of the main cylinder 11. A first master piston 14 is disposed in the main cylinder 11 so as to be slidable in contact with the small diameter portion 112 and movable in the axial direction. Similarly, the second master piston 15 is disposed so as to be slidable in contact with the small diameter portion 113 and movable in the axial direction.

カバーシリンダ１２は、略円筒状のシリンダ部１２１、蛇腹筒状のブーツ１２２、およびカップ状の圧縮スプリング１２３で構成されている。シリンダ部１２１は、メインシリンダ１１の後端側に配置され、メインシリンダ１１の後側の開口に同軸的に嵌合されている。シリンダ部１２１の前方部位１２１ａの内径は、内壁部１１１の貫通孔１１１ａの内径よりも大とされている。また、シリンダ部１２１の後方部位１２１ｂの内径は、前方部位１２１ａの内径よりも小とされている。   The cover cylinder 12 includes a substantially cylindrical cylinder portion 121, a bellows cylindrical boot 122, and a cup-shaped compression spring 123. The cylinder part 121 is disposed on the rear end side of the main cylinder 11 and is coaxially fitted in the opening on the rear side of the main cylinder 11. The inner diameter of the front part 121 a of the cylinder part 121 is set larger than the inner diameter of the through hole 111 a of the inner wall part 111. Further, the inner diameter of the rear part 121b of the cylinder part 121 is made smaller than the inner diameter of the front part 121a.

防塵用のブーツ１２２は蛇腹筒状で前後方向に伸縮可能であり、その前側でシリンダ部１２１の後端側開口に接するように組み付けられている。ブーツ１２２の後方の中央には貫通孔１２２ａが形成されている。圧縮スプリング１２３は、ブーツ１２２の周りに配置されるコイル状の付勢部材であり、その前側がメインシリンダ１１の後端に当接し、後側はブーツ１２２の貫通孔１２２ａに近接するように縮径されている。ブーツ１２２の後端および圧縮スプリング１２３の後端は、操作ロッド１０ａに結合されている。圧縮スプリング１２３は、操作ロッド１０ａを後方に付勢している。   The dust-proof boot 122 has a bellows-like shape and can be expanded and contracted in the front-rear direction. A through hole 122 a is formed in the center of the rear of the boot 122. The compression spring 123 is a coil-shaped urging member disposed around the boot 122, and the front side thereof is in contact with the rear end of the main cylinder 11, and the rear side is compressed so as to be close to the through hole 122 a of the boot 122. It is a diameter. The rear end of the boot 122 and the rear end of the compression spring 123 are coupled to the operation rod 10a. The compression spring 123 biases the operation rod 10a backward.

入力ピストン１３は、ブレーキペダル１０の操作に応じてカバーシリンダ１２内を摺動するピストンである。入力ピストン１３は、前方に底面を有し後方に開口を有する有底略円筒状のピストンである。入力ピストン１３の底面を構成する底壁１３１は、入力ピストン１３の他の部位よりも径が大きくなっている。入力ピストン１３は、シリンダ部１２１の後方部位１２１ｂに軸方向に摺動可能かつ液密的に配置され、底壁１３１がシリンダ部１２１の前方部位１２１ａの内周側に入り込んでいる。   The input piston 13 is a piston that slides in the cover cylinder 12 in accordance with the operation of the brake pedal 10. The input piston 13 is a bottomed substantially cylindrical piston having a bottom surface at the front and an opening at the rear. The bottom wall 131 constituting the bottom surface of the input piston 13 has a larger diameter than other portions of the input piston 13. The input piston 13 is axially slidable and liquid-tightly arranged at the rear part 121 b of the cylinder part 121, and the bottom wall 131 enters the inner peripheral side of the front part 121 a of the cylinder part 121.

入力ピストン１３の内部には、ブレーキペダル１０に連動する操作ロッド１０ａが配設されている。操作ロッド１０ａの先端のピボット１０ｂは、入力ピストン１３を前側に押動できるようになっている。操作ロッド１０ａの後端は、入力ピストン１３の後側の開口およびブーツ１２２の貫通孔１２２ａを通って外部に突出し、ブレーキペダル１０に接続されている。ブレーキペダル１０が踏み込み操作されたときに、操作ロッド１０ａは、ブーツ１２２および圧縮スプリング１２３を軸方向に押動しながら前進する。操作ロッド１０ａの前進に伴い、入力ピストン１３も連動して前進する。   Inside the input piston 13, an operation rod 10 a that is linked to the brake pedal 10 is disposed. The pivot 10b at the tip of the operation rod 10a can push the input piston 13 forward. The rear end of the operation rod 10 a protrudes outside through the opening on the rear side of the input piston 13 and the through hole 122 a of the boot 122, and is connected to the brake pedal 10. When the brake pedal 10 is depressed, the operation rod 10a moves forward while pushing the boot 122 and the compression spring 123 in the axial direction. As the operating rod 10a moves forward, the input piston 13 also moves forward.

第１マスタピストン１４は、メインシリンダ１１の内壁部１１１に軸方向に摺動可能に配設されている。第１マスタピストン１４は、前方側から順番に加圧筒部１４１、フランジ部１４２、および突出部１４３が一体となって形成されている。加圧筒部１４１は、前方に開口を有する有底略円筒状に形成され、メインシリンダ１１の内周面との間に間隙を有し、小径部位１１２に摺接している。加圧筒部１４１の内部空間には、第２マスタピストン１５との間にコイルばね状の付勢部材１４４が配設されている。付勢部材１４４により、第１マスタピストン１４は後方に付勢されている。換言すると、第１マスタピストン１４は、設定された初期位置に向けて付勢部材１４４により付勢されている。   The first master piston 14 is disposed on the inner wall 111 of the main cylinder 11 so as to be slidable in the axial direction. The first master piston 14 is formed integrally with a pressurizing cylinder portion 141, a flange portion 142, and a protruding portion 143 in order from the front side. The pressure cylinder 141 is formed in a substantially cylindrical shape with a bottom having an opening on the front, has a gap with the inner peripheral surface of the main cylinder 11, and is in sliding contact with the small-diameter portion 112. A coil spring-like urging member 144 is disposed in the internal space of the pressure cylinder portion 141 between the second master piston 15. The first master piston 14 is urged rearward by the urging member 144. In other words, the first master piston 14 is urged by the urging member 144 toward the set initial position.

フランジ部１４２は、加圧筒部１４１よりも大径で、メインシリンダ１１の内周面に摺接している。突出部１４３は、フランジ部１４２よりも小径で、内壁部１１１の貫通孔１１１ａに液密に摺動するように配置されている。突出部１４３の後端は、貫通孔１１１ａを通り抜けてシリンダ部１２１の内部空間に突出し、シリンダ部１２１の内周面から離間している。突出部１４３の後端面は、入力ピストン１３の底壁１３１から離間し、その離間距離ｄは変化し得るように構成されている。   The flange portion 142 has a larger diameter than the pressure cylinder portion 141 and is in sliding contact with the inner peripheral surface of the main cylinder 11. The protruding portion 143 has a smaller diameter than the flange portion 142 and is disposed so as to slide in a liquid-tight manner in the through hole 111 a of the inner wall portion 111. The rear end of the protruding portion 143 passes through the through hole 111 a and protrudes into the internal space of the cylinder portion 121 and is separated from the inner peripheral surface of the cylinder portion 121. The rear end surface of the protrusion 143 is separated from the bottom wall 131 of the input piston 13, and the separation distance d can be changed.

ここで、メインシリンダ１１の内周面、第１マスタピストン１４の加圧筒部１４１の前側、および第２マスタピストン１５の後側により、「第１マスタ室１Ｄ」が区画されている。また、メインシリンダ１１の内周面（内周部）と小径部位１１２と内壁部１１１の前面、および第１マスタピストン１４の外周面により、第１マスタ室１Ｄよりも後方の後方室が区画されている。第１マスタピストン１４のフランジ部１４２の前端部および後端部は後方室を前後に区分しており、前側に「第二液圧室１Ｃ」が区画され、後側に「サーボ室（「出力室」に相当する）１Ａ」が区画されている。さらに、メインシリンダ１１の内周部、内壁部１１１の後面、シリンダ部１２１の前方部位１２１ａの内周面（内周部)、第１マスタピストン１４の突出部１４３（後端部）、および入力ピストン１３の前端部により「第一液圧室１Ｂ」が区画されている。 Here, the “first master chamber 1 </ b> D” is defined by the inner peripheral surface of the main cylinder 11, the front side of the pressure cylinder portion 141 of the first master piston 14, and the rear side of the second master piston 15. Further, the rear chamber behind the first master chamber 1D is defined by the inner peripheral surface (inner peripheral portion) of the main cylinder 11, the small-diameter portion 112, the front surface of the inner wall portion 111, and the outer peripheral surface of the first master piston 14. ing. The front end portion and the rear end portion of the flange portion 142 of the first master piston 14 divide the rear chamber into the front and rear, the “second hydraulic chamber 1C” is partitioned on the front side, and the “servo chamber (“ output ” 1A ”corresponding to“ chamber ”is partitioned. Furthermore, the inner peripheral part of the main cylinder 11, the rear surface of the inner wall part 111, the inner peripheral surface (inner peripheral part) of the front part 121a of the cylinder part 121, the protrusion part 143 (rear end part) of the first master piston 14, and the input The “first hydraulic chamber 1 </ b> B” is defined by the front end portion of the piston 13 .

第２マスタピストン１５は、メインシリンダ１１内の第１マスタピストン１４の前方側に、小径部位１１３に摺接して軸方向に移動可能に配置されている。第２マスタピストン１５は、前方に開口を有する筒状の加圧筒部１５１、および加圧筒部１５１の後側を閉塞する底壁１５２が一体となって形成されている。底壁１５２は、第１マスタピストン１４との間に付勢部材１４４を支承している。加圧筒部１５１の内部空間には、メインシリンダ１１の閉塞された内底面１１１ｄとの間に、コイルばね状の付勢部材１５３が配設されている。付勢部材１５３により、第２マスタピストン１５は後方に付勢されている。換言すると、第２マスタピストン１５は、設定された初期位置に向けて付勢部材１５３により付勢されている。メインシリンダ１１の内周面、内底面１１１ｄ、および第２マスタピストン１５により、「第２マスタ室１Ｅ」が区画されている。   The second master piston 15 is disposed on the front side of the first master piston 14 in the main cylinder 11 so as to be in sliding contact with the small diameter portion 113 and movable in the axial direction. The second master piston 15 is integrally formed with a cylindrical pressure cylinder portion 151 having an opening in the front and a bottom wall 152 that closes the rear side of the pressure cylinder portion 151. The bottom wall 152 supports the biasing member 144 between the first master piston 14. A coil spring-like urging member 153 is disposed in the internal space of the pressure cylinder portion 151 between the inner bottom surface 111d of the main cylinder 11 closed. The second master piston 15 is urged rearward by the urging member 153. In other words, the second master piston 15 is biased by the biasing member 153 toward the set initial position. A “second master chamber 1 </ b> E” is defined by the inner peripheral surface of the main cylinder 11, the inner bottom surface 111 d, and the second master piston 15.

マスタシリンダ１には、内部と外部を連通させるポート１１ａ〜１１ｉが形成されている。ポート１１ａは、メインシリンダ１１のうち内壁部１１１よりも後方に形成されている。ポート１１ｂは、ポート１１ａと軸方向の同様の位置に、ポート１１ａに対向して形成されている。ポート１１ａとポート１１ｂは、メインシリンダ１１の内周面とシリンダ部１２１の外周面との間の環状空間を介して連通している。ポート１１ａおよびポート１１ｂは、配管１６１に接続され、かつリザーバ１７１に接続されている。   The master cylinder 1 is formed with ports 11a to 11i that allow communication between the inside and the outside. The port 11 a is formed behind the inner wall 111 in the main cylinder 11. The port 11b is formed opposite to the port 11a at the same position in the axial direction as the port 11a. The port 11 a and the port 11 b communicate with each other via an annular space between the inner peripheral surface of the main cylinder 11 and the outer peripheral surface of the cylinder part 121. The port 11 a and the port 11 b are connected to the pipe 161 and to the reservoir 171.

また、ポート１１ｂは、シリンダ部１２１および入力ピストン１３に形成された通路１８により第一液圧室１Ｂに連通している。通路１８は入力ピストン１３が前進すると遮断され、これによって第一液圧室１Ｂとリザーバ１７１とが遮断される。   The port 11 b communicates with the first hydraulic chamber 1 </ b> B through a passage 18 formed in the cylinder portion 121 and the input piston 13. The passage 18 is shut off when the input piston 13 moves forward, whereby the first hydraulic chamber 1B and the reservoir 171 are shut off.

ポート１１ｃは、内壁部１１１より後方かつポート１１ａよりも前方に形成され、第一液圧室１Ｂと配管１６２とを連通させている。ポート１１ｄは、ポート１１ｃよりも前方に形成され、サーボ室１Ａと配管１６３とを連通させている。ポート１１ｅは、ポート１１ｄよりも前方に形成され、第二液圧室１Ｃと配管１６４とを連通させている。   The port 11c is formed behind the inner wall 111 and in front of the port 11a, and allows the first hydraulic chamber 1B and the pipe 162 to communicate with each other. The port 11d is formed in front of the port 11c, and communicates the servo chamber 1A and the pipe 163. The port 11e is formed in front of the port 11d and communicates the second hydraulic chamber 1C and the pipe 164.

ポート１１ｆは、小径部位１１２の両シール部材９１、９２の間に形成され、リザーバ１７２とメインシリンダ１１の内部とを連通している。ポート１１ｆは、第１マスタピストン１４に形成された通路１４５を介して第１マスタ室１Ｄに連通している。通路１４５は、第１マスタピストン１４が前進するとポート１１ｆと第１マスタ室１Ｄが遮断される位置に形成されている。ポート１１ｇは、ポート１１ｆよりも前方に形成され、第１マスタ室１Ｄと配管５１とを連通させている。   The port 11 f is formed between the seal members 91 and 92 of the small diameter portion 112, and communicates the reservoir 172 and the inside of the main cylinder 11. The port 11 f communicates with the first master chamber 1 </ b> D via a passage 145 formed in the first master piston 14. The passage 145 is formed at a position where the port 11f and the first master chamber 1D are blocked when the first master piston 14 moves forward. The port 11g is formed in front of the port 11f, and connects the first master chamber 1D and the pipe 51.

ポート１１ｈは、小径部位１１３の両シール部材９３、９４の間に形成され、リザーバ１７３とメインシリンダ１１の内部とを連通させている。ポート１１ｈは、第２マスタピストン１５の加圧筒部１５１に形成された通路１５４を介して第２マスタ室１Ｅに連通している。通路１５４は、第２マスタピストン１５が前進するとポート１１ｈと第２マスタ室１Ｅが遮断される位置に形成されている。ポート１１ｉは、ポート１１ｈよりも前方に形成され、第２マスタ室１Ｅと配管５２とを連通させている。   The port 11 h is formed between the seal members 93 and 94 of the small diameter portion 113 and communicates the reservoir 173 and the inside of the main cylinder 11. The port 11 h communicates with the second master chamber 1 </ b> E via a passage 154 formed in the pressure cylinder portion 151 of the second master piston 15. The passage 154 is formed at a position where the port 11h and the second master chamber 1E are blocked when the second master piston 15 moves forward. The port 11i is formed in front of the port 11h, and communicates the second master chamber 1E and the pipe 52.

また、マスタシリンダ１内には、適宜、Ｏリング等のシール部材（図面黒丸部分）が配置されている。シール部材９１、９２は、小径部位１１２に配置され、第１マスタピストン１４の外周面に液密的に当接している。同様に、シール部材９３、９４は、小径部位１１３に配置され、第２マスタピストン１５の外周面に液密的に当接している。また、入力ピストン１３とシリンダ部１２１との間にもシール部材９５、９６が配置されている。   Further, in the master cylinder 1, a seal member (black circle portion in the drawing) such as an O-ring is appropriately disposed. The seal members 91 and 92 are disposed in the small diameter portion 112 and are in liquid-tight contact with the outer peripheral surface of the first master piston 14. Similarly, the seal members 93 and 94 are disposed in the small-diameter portion 113 and are in liquid-tight contact with the outer peripheral surface of the second master piston 15. Seal members 95 and 96 are also arranged between the input piston 13 and the cylinder part 121.

ストロークセンサ７１は、運転者によりブレーキペダル１０が操作された操作量（ストローク量）を検出するセンサであり、検出信号をブレーキＥＣＵ６に送信する。ブレーキストップスイッチ７２は、運転者によるブレーキペダル１０の操作の有無を２値信号で検出するスイッチであり、検出信号をブレーキＥＣＵ６に送信する。   The stroke sensor 71 is a sensor that detects an operation amount (stroke amount) by which the brake pedal 10 is operated by the driver, and transmits a detection signal to the brake ECU 6. The brake stop switch 72 is a switch that detects whether or not the brake pedal 10 is operated by the driver using a binary signal, and transmits a detection signal to the brake ECU 6.

（反力発生装置２）
反力発生装置２は、ブレーキペダル１０が操作されたとき操作力に対抗する反力を発生する装置であり、ストロークシミュレータ２１を主にして構成されている。ストロークシミュレータ２１は、ブレーキペダル１０の操作に応じて第一液圧室１Ｂおよび第二液圧室１Ｃに反力液圧を発生させる。ストロークシミュレータ２１は、シリンダ２１１にピストン２１２が摺動可能に嵌合されて構成されている。ピストン２１２は圧縮スプリング２１３によって前方に付勢されており、ピストン２１２の前面側に反力液圧室２１４が形成される。反力液圧室２１４は、配管１６４およびポート１１ｅを介して第二液圧室１Ｃに接続され、さらに、反力液圧室２１４は、配管１６４を介して第一制御弁２２および第二制御弁２３に接続されている。 (Reaction force generator 2)
The reaction force generator 2 is a device that generates a reaction force that opposes the operation force when the brake pedal 10 is operated, and is configured mainly with a stroke simulator 21. The stroke simulator 21 generates reaction force hydraulic pressure in the first hydraulic pressure chamber 1B and the second hydraulic pressure chamber 1C according to the operation of the brake pedal 10. The stroke simulator 21 is configured such that a piston 212 is slidably fitted to a cylinder 211. The piston 212 is urged forward by a compression spring 213, and a reaction force hydraulic chamber 214 is formed on the front side of the piston 212. The reaction force hydraulic chamber 214 is connected to the second hydraulic chamber 1C via the pipe 164 and the port 11e, and the reaction force hydraulic chamber 214 is connected to the first control valve 22 and the second control via the pipe 164. Connected to the valve 23.

（第一制御弁２２）
第一制御弁２２は、非通電状態で閉じる構造の電磁弁であり、ブレーキＥＣＵ６により開閉が制御される。第一制御弁２２は、配管１６４と配管１６２との間に接続されている。ここで、配管１６４はポート１１ｅを介して第二液圧室１Ｃに連通し、配管１６２はポート１１ｃを介して第一液圧室１Ｂに連通している。また、第一制御弁２２が開くと第一液圧室１Ｂが開放状態になり、第一制御弁２２が閉じると第一液圧室１Ｂが密閉状態になる。したがって、配管１６４および配管１６２は、第一液圧室１Ｂと第二液圧室１Ｃとを連通するように設けられている。 (First control valve 22)
The first control valve 22 is an electromagnetic valve having a structure that is closed in a non-energized state, and opening / closing thereof is controlled by the brake ECU 6. The first control valve 22 is connected between the pipe 164 and the pipe 162. Here, the pipe 164 communicates with the second hydraulic chamber 1C via the port 11e, and the pipe 162 communicates with the first hydraulic chamber 1B via the port 11c. When the first control valve 22 is opened, the first hydraulic chamber 1B is opened, and when the first control valve 22 is closed, the first hydraulic chamber 1B is sealed. Accordingly, the pipe 164 and the pipe 162 are provided so as to communicate the first hydraulic chamber 1B and the second hydraulic chamber 1C.

第一制御弁２２は通電されていない非通電状態で閉じており、このとき第一液圧室１Ｂと第二液圧室１Ｃとが遮断される。これにより、第一液圧室１Ｂが密閉状態になって作動液の行き場がなくなり、入力ピストン１３と第１マスタピストン１４とが一定の離間距離ｄを保って連動する。また、第一制御弁２２は通電された通電状態では開いており、このとき第一液圧室１Ｂと第二液圧室１Ｃとが連通される。これにより、第１マスタピストン１４の進退に伴う第一液圧室１Ｂおよび第二液圧室１Ｃの容積変化が、作動液の移動により吸収される。   The first control valve 22 is closed in a non-energized state where no current is supplied. At this time, the first hydraulic chamber 1B and the second hydraulic chamber 1C are shut off. As a result, the first hydraulic pressure chamber 1B is hermetically sealed and there is no place for the hydraulic fluid, and the input piston 13 and the first master piston 14 are interlocked with each other while maintaining a constant separation distance d. In addition, the first control valve 22 is opened in the energized state when energized, and at this time, the first hydraulic chamber 1B and the second hydraulic chamber 1C are communicated. Thereby, the volume change of the 1st hydraulic pressure chamber 1B and the 2nd hydraulic pressure chamber 1C accompanying the advance / retreat of the 1st master piston 14 is absorbed by the movement of hydraulic fluid.

圧力センサ７３は、第二液圧室１Ｃおよび第一液圧室１Ｂの反力液圧を検出するセンサであり、配管１６４に接続されている。圧力センサ７３は、第一制御弁２２が閉状態の場合には第二液圧室１Ｃの圧力を検出し、第一制御弁２２が開状態の場合には連通された第一液圧室１Ｂの圧力も検出することになる。圧力センサ７３は、検出信号をブレーキＥＣＵ６に送信する。   The pressure sensor 73 is a sensor that detects the reaction force hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 1 </ b> C and the first hydraulic chamber 1 </ b> B, and is connected to the pipe 164. The pressure sensor 73 detects the pressure of the second hydraulic pressure chamber 1C when the first control valve 22 is closed, and communicates with the first hydraulic pressure chamber 1B communicated when the first control valve 22 is open. It will also detect the pressure. The pressure sensor 73 transmits a detection signal to the brake ECU 6.

（第二制御弁２３）
第二制御弁２３は、非通電状態で開く構造の電磁弁であり、ブレーキＥＣＵ６により開閉が制御される。第二制御弁２３は、配管１６４と配管１６１との間に接続されている。ここで、配管１６４はポート１１ｅを介して第二液圧室１Ｃに連通し、配管１６１はポート１１ａを介してリザーバ１７１に連通している。したがって、第二制御弁２３は、第二液圧室１Ｃとリザーバ１７１との間を非通電状態で連通して反力液圧を発生させず、通電状態で遮断して反力液圧を発生させる。 (Second control valve 23)
The second control valve 23 is an electromagnetic valve having a structure that opens in a non-energized state, and opening / closing is controlled by the brake ECU 6. The second control valve 23 is connected between the pipe 164 and the pipe 161. Here, the pipe 164 communicates with the second hydraulic chamber 1C through the port 11e, and the pipe 161 communicates with the reservoir 171 through the port 11a. Therefore, the second control valve 23 communicates between the second hydraulic pressure chamber 1C and the reservoir 171 in a non-energized state and does not generate a reaction force hydraulic pressure, but shuts off in an energized state and generates a reaction force hydraulic pressure. Let

（サーボ圧発生装置４）
サーボ圧発生装置４は、減圧弁（「減圧用電磁弁」に相当する）４１、増圧弁（「増圧用電磁弁」に相当する）４２、圧力供給部４３、およびレギュレータ４４等で構成されている。減圧弁４１は、非通電状態で開く構造の電磁弁であり、ブレーキＥＣＵ６により流量が制御される。減圧弁４１の一方は配管４１１を介して配管１６１に接続され、減圧弁４１の他方は配管４１３に接続されている。つまり、減圧弁４１の一方は、配管４１１、１６１、およびポート１１ａ、１１ｂを介してリザーバ（「低圧力源」に相当する）１７１に連通している。なお、配管４１１は、リザーバ１７１ではなく、後述するリザーバ４３４に接続されていても良い。この場合、リザーバ４３４が低圧力源に相当する。また、リザーバ１７１とリザーバ４３４が同一のリザーバであっても良い。 (Servo pressure generator 4)
The servo pressure generator 4 includes a pressure reducing valve (corresponding to a “pressure reducing solenoid valve”) 41, a pressure increasing valve (corresponding to a “pressure increasing solenoid valve”) 42, a pressure supply unit 43, a regulator 44, and the like. Yes. The pressure reducing valve 41 is an electromagnetic valve having a structure that opens in a non-energized state, and the flow rate is controlled by the brake ECU 6. One side of the pressure reducing valve 41 is connected to the pipe 161 via the pipe 411, and the other side of the pressure reducing valve 41 is connected to the pipe 413. That is, one side of the pressure reducing valve 41 communicates with the reservoir (corresponding to “low pressure source”) 171 through the pipes 411 and 161 and the ports 11a and 11b. Note that the pipe 411 may be connected to a reservoir 434 described later instead of the reservoir 171. In this case, the reservoir 434 corresponds to a low pressure source. Further, the reservoir 171 and the reservoir 434 may be the same reservoir.

増圧弁４２は、非通電状態で閉じる構造の電磁弁であり、ブレーキＥＣＵ６により流量が制御されている。増圧弁４２の一方は配管４２１に接続され、増圧弁４２の他方は配管４２２に接続されている。減圧弁４１及び増圧弁４２は、パイロット液圧発生装置に相当する。   The pressure increasing valve 42 is an electromagnetic valve having a structure that is closed in a non-energized state, and the flow rate is controlled by the brake ECU 6. One of the pressure increasing valves 42 is connected to the pipe 421, and the other of the pressure increasing valves 42 is connected to the pipe 422. The pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 correspond to a pilot hydraulic pressure generating device.

圧力供給部４３は、レギュレータ４４に主に高圧の作動液を供給する部位である。圧力供給部４３は、アキュムレータ（「高圧力源」に相当する）４３１、液圧ポンプ４３２、モータ４３３、およびリザーバ４３４等で構成されている。   The pressure supply unit 43 is a part that mainly supplies high-pressure hydraulic fluid to the regulator 44. The pressure supply unit 43 includes an accumulator (corresponding to a “high pressure source”) 431, a hydraulic pump 432, a motor 433, a reservoir 434, and the like.

アキュムレータ４３１は、高圧の作動液を蓄積するタンクである。アキュムレータ４３１は、配管４３１ａによりレギュレータ４４および液圧ポンプ４３２に接続されている。液圧ポンプ４３２は、モータ４３３によって駆動され、リザーバ４３４に貯留された作動液を、アキュムレータ４３１に圧送する。配管４３１ａに設けられた圧力センサ７５は、アキュムレータ４３１のアキュムレータ液圧を検出し、検出信号をブレーキＥＣＵ６に送信する。アキュムレータ液圧は、アキュムレータ４３１に蓄積された作動液の蓄積量に相関する。   The accumulator 431 is a tank that accumulates high-pressure hydraulic fluid. The accumulator 431 is connected to the regulator 44 and the hydraulic pump 432 by a pipe 431a. The hydraulic pump 432 is driven by the motor 433 and pumps the hydraulic fluid stored in the reservoir 434 to the accumulator 431. The pressure sensor 75 provided in the pipe 431a detects the accumulator hydraulic pressure of the accumulator 431, and transmits a detection signal to the brake ECU 6. The accumulator hydraulic pressure correlates with the accumulated amount of hydraulic fluid accumulated in the accumulator 431.

アキュムレータ液圧が所定値以下に低下したことが圧力センサ７５によって検出されると、ブレーキＥＣＵ６からの指令に基づいてモータ４３３が駆動される。これにより、液圧ポンプ４３２は、アキュムレータ４３１に作動液を圧送して、アキュムレータ液圧を所定値以上に回復する。   When the pressure sensor 75 detects that the accumulator hydraulic pressure has dropped below a predetermined value, the motor 433 is driven based on a command from the brake ECU 6. As a result, the hydraulic pump 432 pumps the hydraulic fluid to the accumulator 431 and recovers the accumulator hydraulic pressure to a predetermined value or higher.

レギュレータ（「調圧装置」に相当する）４４は、図２に示すように、シリンダ４４１、ボール弁４４２、付勢部４４３、弁座部４４４、制御ピストン（「ピストン」に相当する）４４５、およびサブピストン４４６等で構成されている。   As shown in FIG. 2, the regulator (corresponding to “pressure regulator”) 44 includes a cylinder 441, a ball valve 442, an urging unit 443, a valve seat 444, a control piston (corresponding to “piston”) 445, And a sub piston 446 and the like.

シリンダ４４１は、一方（図面右側）に底面をもつ略有底円筒状のシリンダケース４４１ａと、シリンダケース４４１ａの開口（図面左側）を塞ぐ蓋部材４４１ｂと、で構成されている。シリンダケース４４１ａには、内部と外部を連通させる複数のポート４ａ〜４ｈが形成されている。蓋部材４４１ｂも、略有底円筒状に形成されており、筒状部の複数のポート４ａ〜４ｈに対向する各部位に各ポートが形成されている。   The cylinder 441 includes a substantially bottomed cylindrical cylinder case 441a having a bottom surface on one side (right side in the drawing) and a lid member 441b that closes an opening (left side in the drawing) of the cylinder case 441a. The cylinder case 441a is formed with a plurality of ports 4a to 4h for communicating the inside and the outside. The lid member 441b is also formed in a substantially bottomed cylindrical shape, and each port is formed in each part facing the plurality of ports 4a to 4h of the cylindrical part.

ポート４ａは、配管４３１ａに接続されている。ポート４ｂは、配管４２２に接続されている。ポート４ｃは、配管１６３に接続されている。配管１６３は、サーボ室１Ａと出力ポート４ｃとを接続している。ポート４ｄは、配管４１４を介して配管１６１に接続されている。ポート４ｅは、配管４２４に接続され、さらにリリーフバルブ４２３を経由して配管４２２に接続されている。ポート４ｆは、配管４１３に接続されている。ポート４ｇは、配管４２１に接続されている。ポート４ｈは、配管５１から分岐した配管５１１に接続されている。なお、配管４１４は、配管１６１ではなく、リザーバ４３４に接続されていても良い。   The port 4a is connected to the pipe 431a. The port 4b is connected to the pipe 422. The port 4 c is connected to the pipe 163. The pipe 163 connects the servo chamber 1A and the output port 4c. The port 4d is connected to the pipe 161 via the pipe 414. The port 4 e is connected to the pipe 424 and further connected to the pipe 422 via the relief valve 423. The port 4f is connected to the pipe 413. The port 4g is connected to the pipe 421. The port 4 h is connected to a pipe 511 branched from the pipe 51. Note that the pipe 414 may be connected to the reservoir 434 instead of the pipe 161.

ボール弁４４２は、ボール型の弁であり、シリンダ４４１内部のシリンダケース４４１ａの底面側（以下、シリンダ底面側とも称する）に配置されている。付勢部４４３は、ボール弁４４２をシリンダケース４４１ａの開口側（以下、シリンダ開口側とも称する）に付勢するバネ部材であって、シリンダケース４４１ａの底面に設置されている。弁座部４４４は、シリンダケース４４１ａの内周面に設けられた壁部材であり、シリンダ開口側とシリンダ底面側を区画している。弁座部４４４の中央には、区画したシリンダ開口側とシリンダ底面側を連通させる貫通路４４４ａが形成されている。弁座部４４４は、付勢されたボール弁４４２が貫通路４４４ａを塞ぐ形で、ボール弁４４２をシリンダ開口側から保持している。貫通路４４４ａのシリンダ底面側の開口部には、ボール弁４４２が離脱可能に着座（当接）する弁座面４４４ｂが形成されている。 The ball valve 442 is a ball type valve and is disposed on the bottom surface side of the cylinder case 441a inside the cylinder 441 (hereinafter also referred to as the cylinder bottom surface side). The urging portion 443 is a spring member that urges the ball valve 442 toward the opening side of the cylinder case 441a (hereinafter also referred to as the cylinder opening side), and is installed on the bottom surface of the cylinder case 441a. The valve seat portion 444 is a wall member provided on the inner peripheral surface of the cylinder case 441a, and partitions the cylinder opening side and the cylinder bottom surface side. A through passage 444 a is formed in the center of the valve seat portion 444 to communicate the partitioned cylinder opening side and cylinder bottom side. The valve seat portion 444 holds the ball valve 442 from the cylinder opening side such that the urged ball valve 442 closes the through passage 444a. A valve seat surface 444b on which the ball valve 442 is detachably seated (contacted) is formed in the opening on the cylinder bottom surface side of the through passage 444a.

ボール弁４４２、付勢部４４３、弁座部４４４、およびシリンダ底面側のシリンダケース４４１ａの内周面で区画された空間を「第１室４Ａ」とする。第１室４Ａは、作動液で満たされており、ポート４ａを介して配管４３１ａに接続され、ポート４ｂを介して配管４２２に接続されている。   A space defined by the ball valve 442, the urging portion 443, the valve seat portion 444, and the inner peripheral surface of the cylinder case 441a on the cylinder bottom surface side is referred to as a “first chamber 4A”. The first chamber 4A is filled with hydraulic fluid, connected to the pipe 431a via the port 4a, and connected to the pipe 422 via the port 4b.

制御ピストン４４５は、略円柱状の本体部４４５ａと、本体部４４５ａよりも径が小さい略円柱状の突出部４４５ｂとからなっている。本体部４４５ａは、シリンダ４４１内において、弁座部４４４のシリンダ開口側に、同軸的且つ液密的に、軸方向に摺動可能に配置されている。本体部４４５ａは、図示しない付勢部材によりシリンダ開口側に付勢されている。本体部４４５ａのシリンダ軸方向略中央には、両端が本体部４４５ａ周面に開口した径方向（図面上下方向）に延びる通路４４５ｃが形成されている。通路４４５ｃの開口位置に対応したシリンダ４４１の一部の内周面は、ポート４ｄが形成されているとともに、凹状に窪んでいる。この窪んだ空間を「第３室４Ｃ」とする。   The control piston 445 includes a substantially columnar main body 445a and a substantially cylindrical protrusion 445b having a smaller diameter than the main body 445a. In the cylinder 441, the main body 445a is disposed on the cylinder opening side of the valve seat 444 so as to be slidable in the axial direction in a coaxial and liquid-tight manner. The main body 445a is biased toward the cylinder opening by a biasing member (not shown). A passage 445c extending in the radial direction (vertical direction in the drawing) with both ends opened to the peripheral surface of the main body 445a is formed at the approximate center of the main body 445a in the cylinder axis direction. A part of the inner peripheral surface of the cylinder 441 corresponding to the opening position of the passage 445c has a port 4d and is recessed in a concave shape. This hollow space is referred to as “third chamber 4C”.

突出部４４５ｂは、本体部４４５ａのシリンダ底面側端面の中央からシリンダ底面側に突出している。突出部４４５ｂの径は、弁座部４４４の貫通路４４４ａよりも小さい。突出部４４５ｂは、貫通路４４４ａと同軸上に配置されている。突出部４４５ｂの先端は、ボール弁４４２からシリンダ開口側に所定間隔離れている。突出部４４５ｂには、突出部４４５ｂのシリンダ底面側端面中央に開口したシリンダ軸方向に延びる通路４４５ｄが形成されている。通路４４５ｄは、本体部４４５ａ内にまで延伸し、通路４４５ｃに接続している。   The protruding portion 445b protrudes from the center of the cylinder bottom end surface of the main body portion 445a toward the cylinder bottom surface. The diameter of the protruding portion 445 b is smaller than the through passage 444 a of the valve seat portion 444. The protruding portion 445b is arranged coaxially with the through passage 444a. The tip of the protrusion 445b is spaced from the ball valve 442 toward the cylinder opening by a predetermined distance. The protrusion 445b is formed with a passage 445d that extends in the cylinder axial direction and opens in the center of the cylinder bottom end surface of the protrusion 445b. The passage 445d extends into the main body 445a and is connected to the passage 445c.

本体部４４５ａのシリンダ底面側端面、突出部４４５ｂの外周面、シリンダ４４１の内周面、弁座部４４４、およびボール弁４４２によって区画された空間を「第２室４Ｂ」とする。第２室４Ｂは、突出部４４５ｂとボール弁４４２とが当接していない状態で、通路４４５ｄ，４４５ｃ、および第３室４Ｃを介してポート４ｄ、４ｅに連通している。   The space defined by the cylinder bottom end surface of the main body 445a, the outer peripheral surface of the protrusion 445b, the inner peripheral surface of the cylinder 441, the valve seat 444, and the ball valve 442 is referred to as a “second chamber 4B”. The second chamber 4B communicates with the ports 4d and 4e via the passages 445d and 445c and the third chamber 4C in a state where the protruding portion 445b and the ball valve 442 are not in contact with each other.

サブピストン４４６は、サブ本体部４４６ａと、第１突出部４４６ｂと、第２突出部４４６ｃとからなっている。サブ本体部４４６ａは、略円柱状に形成されている。サブ本体部４４６ａは、シリンダ４４１内において、本体部４４５ａのシリンダ開口側に、同軸的且つ液密的、軸方向に摺動可能に配置されている。   The sub piston 446 includes a sub main body 446a, a first protrusion 446b, and a second protrusion 446c. The sub main body 446a is formed in a substantially cylindrical shape. In the cylinder 441, the sub main body 446a is disposed coaxially, liquid-tightly, and slidable in the axial direction on the cylinder opening side of the main body 445a.

第１突出部４４６ｂは、サブ本体部４４６ａより小径の略円柱状であり、サブ本体部４４６ａのシリンダ底面側の端面中央から突出している。第１突出部４４６ｂは、本体部４４５ａのシリンダ開口側端面に当接している。第２突出部４４６ｃは、第１突出部４４６ｂと同形状であり、サブ本体部４４６ａのシリンダ開口側の端面中央から突出している。第２突出部４４６ｃは、蓋部材４４１ｂと当接している。   The first projecting portion 446b has a substantially cylindrical shape with a smaller diameter than the sub main body portion 446a, and projects from the end surface center of the sub main body portion 446a on the cylinder bottom surface side. The first protrusion 446b is in contact with the cylinder opening side end surface of the main body 445a. The 2nd protrusion part 446c is the same shape as the 1st protrusion part 446b, and protrudes from the end surface center by the side of the cylinder opening of the sub main-body part 446a. The second protrusion 446c is in contact with the lid member 441b.

サブ本体部４４６ａのシリンダ底面側の端面、第１突出部４４６ｂの外周面、制御ピストン４４５のシリンダ開口側の端面、およびシリンダ４４１の内周面で区画された空間を「第１パイロット室（「パイロット室」に相当する）４Ｄ」とする。第１パイロット室４Ｄは、ポート４ｆおよび配管４１３を介して減圧弁４１に連通し、ポート４ｇおよび配管４２１を介して増圧弁４２に連通している。   A space defined by the end surface on the cylinder bottom surface side of the sub main body portion 446a, the outer peripheral surface of the first projecting portion 446b, the end surface on the cylinder opening side of the control piston 445, and the inner peripheral surface of the cylinder 441 is defined as “first pilot chamber (“ 4D ”corresponding to the“ pilot room ”. The first pilot chamber 4D communicates with the pressure reducing valve 41 through the port 4f and the pipe 413, and communicates with the pressure increasing valve 42 through the port 4g and the pipe 421.

一方、サブ本体部４４６ａのシリンダ開口側の端面、第２突出部４４６ｃの外周面、蓋部材４４１ｂ、およびシリンダ４４１の内周面で区画された空間を「第２パイロット室４Ｅ」とする。第２パイロット室４Ｅは、ポート４ｈおよび配管５１１、５１を介してポート１１ｇに連通している。各室４Ａ〜４Ｅは、作動液で満たされている。圧力センサ７４は、サーボ室１Ａに供給されるサーボ圧（「出力圧」に相当する）を検出するセンサであり、配管１６３に接続されている。圧力センサ７４は、検出信号をブレーキＥＣＵ６に送信する。   On the other hand, a space defined by the end face on the cylinder opening side of the sub main body 446a, the outer peripheral surface of the second projecting portion 446c, the lid member 441b, and the inner peripheral surface of the cylinder 441 is referred to as a “second pilot chamber 4E”. The second pilot chamber 4E communicates with the port 11g through the port 4h and the pipes 511 and 51. Each chamber 4A-4E is filled with hydraulic fluid. The pressure sensor 74 is a sensor that detects a servo pressure (corresponding to “output pressure”) supplied to the servo chamber 1 </ b> A, and is connected to the pipe 163. The pressure sensor 74 transmits a detection signal to the brake ECU 6.

このように、レギュレータ４４は、第１パイロット室４Ｄの圧力（「パイロット圧」とも称する）に対応する力とサーボ圧（出力圧）に対応する力との差によって駆動される制御ピストン４４５を有し、制御ピストン４４５の移動に伴って第１パイロット室４Ｄの容積が変化し、第１パイロット室４Ｄに流入出する液体の液量が増大するほど、パイロット圧に対応する力とサーボ圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における制御ピストン４４５の位置を基準とする同制御ピストン４４５の移動量が増大して、サーボ室１Ａに流入出する液体の流量が増大するように構成されている。   Thus, the regulator 44 has the control piston 445 driven by the difference between the force corresponding to the pressure of the first pilot chamber 4D (also referred to as “pilot pressure”) and the force corresponding to the servo pressure (output pressure). As the control piston 445 moves, the volume of the first pilot chamber 4D changes, and the amount of liquid flowing into and out of the first pilot chamber 4D increases, corresponding to the pilot pressure and servo pressure. The amount of movement of the control piston 445 relative to the position of the control piston 445 in the equilibrium state in which the force to be balanced is increased, and the flow rate of the liquid flowing into and out of the servo chamber 1A is increased. .

レギュレータ４４は、アキュムレータ４３１から第１パイロット室４Ｄに流入する液体の流量が増大するほど、第１パイロット室４Ｄが拡大するとともにアキュムレータ４３１からサーボ室１Ａに流入する液体の流量が増大し、第１パイロット室４Ｄからリザーバ１７１に流出する液体の流量が増大するほど、第１パイロット室４Ｄが縮小するとともにサーボ室１Ａからリザーバ１７１に流出する液体の流量が増大するように構成されている。   As the flow rate of the liquid flowing from the accumulator 431 to the first pilot chamber 4D increases, the regulator 44 expands the first pilot chamber 4D and increases the flow rate of the liquid flowing from the accumulator 431 to the servo chamber 1A. As the flow rate of the liquid flowing out from the pilot chamber 4D to the reservoir 171 increases, the first pilot chamber 4D shrinks and the flow rate of the liquid flowing out from the servo chamber 1A to the reservoir 171 increases.

（液圧制御部５）
マスタシリンダ液圧（マスタ圧）を発生する第１マスタ室１Ｄ、第２マスタ室１Ｅには、配管５１、５２、ＡＢＳ（Ａｎｔｉｌｏｃｋ Ｂｒａｋｅ Ｓｙｓｔｅｍ）５３を介してホイールシリンダ５４１〜５４４が連通されている。ホイールシリンダ５４１〜５４４は、車輪５ＦＲ〜５ＲＬのブレーキを構成している。具体的には、第１マスタ室１Ｄのポート１１ｇ及び第２マスタ室１Ｅのポート１１ｉには、それぞれ配管５１、５２を介して、公知のＡＢＳ５３が連結されている。ＡＢＳ５３には、車輪５ＦＲ〜５ＲＬを制動するブレーキを作動させるホイールシリンダ５４１〜５４４が連結されている。 (Hydraulic pressure control unit 5)
Wheel cylinders 541 to 544 communicate with the first master chamber 1D and the second master chamber 1E that generate master cylinder hydraulic pressure (master pressure) via pipes 51 and 52 and an ABS (Antilock Break System) 53. . The wheel cylinders 541 to 544 constitute a brake for the wheels 5FR to 5RL. Specifically, a known ABS 53 is connected to the port 11g of the first master chamber 1D and the port 11i of the second master chamber 1E via pipes 51 and 52, respectively. Wheel cylinders 541 to 544 for operating brakes for braking the wheels 5FR to 5RL are connected to the ABS 53.

ＡＢＳ５３は、車輪速度を検出する車輪速度センサ７６を各輪に備えている。車輪速度センサ７６により検出された車輪速度を示す検出信号はブレーキＥＣＵ６に出力されるようになっている。   The ABS 53 includes a wheel speed sensor 76 that detects a wheel speed in each wheel. A detection signal indicating the wheel speed detected by the wheel speed sensor 76 is output to the brake ECU 6.

このように構成されたＡＢＳ５３において、ブレーキＥＣＵ６は、マスタ圧（圧力センサ７４により検出されるサーボ圧により推定）、車輪速度の状態、及び前後加速度に基づき、各保持弁、減圧弁の開閉を切り換え制御し、モータを必要に応じて作動して各ホイールシリンダ５４１〜５４４に付与するブレーキ液圧すなわち各車輪５ＦＲ〜５ＲＬに付与する制動力を調整するＡＢＳ制御（アンチロックブレーキ制御）を実行する。ＡＢＳ５３は、マスタシリンダ１から供給された作動液を、ブレーキＥＣＵ６の指示に基づいて、量やタイミングを調整して、ホイールシリンダ５４１〜５４４に供給する装置である。   In the ABS 53 configured as described above, the brake ECU 6 switches between opening and closing of each holding valve and the pressure reducing valve based on the master pressure (estimated by the servo pressure detected by the pressure sensor 74), the wheel speed state, and the longitudinal acceleration. The ABS control (anti-lock brake control) is performed to control and adjust the brake fluid pressure applied to the wheel cylinders 541 to 544, that is, the braking force applied to the wheels 5FR to 5RL, by operating the motor as necessary. The ABS 53 is a device that supplies the hydraulic fluid supplied from the master cylinder 1 to the wheel cylinders 541 to 544 after adjusting the amount and timing based on an instruction from the brake ECU 6.

後述する「ブレーキ制御」では、サーボ圧発生装置４のアキュムレータ４３１から送出された液圧が増圧弁４２及び減圧弁４１によって制御されてサーボ圧がサーボ室１Ａに発生することにより、第１マスタピストン１４及び第２マスタピストン１５が前進して第１マスタ室１Ｄ及び第２マスタ室１Ｅが加圧される。第１マスタ室１Ｄ及び第２マスタ室１Ｅの液圧はポート１１ｇ、１１ｉから配管５１、５２及びＡＢＳ５３を経由してホイールシリンダ５４１〜５４４へマスタ圧として供給され、車輪５ＦＲ〜５ＲＬに液圧制動力が付与される。   In “brake control” to be described later, the hydraulic pressure sent from the accumulator 431 of the servo pressure generating device 4 is controlled by the pressure increasing valve 42 and the pressure reducing valve 41 to generate servo pressure in the servo chamber 1A. 14 and the second master piston 15 move forward to pressurize the first master chamber 1D and the second master chamber 1E. The hydraulic pressures in the first master chamber 1D and the second master chamber 1E are supplied as master pressure from the ports 11g and 11i to the wheel cylinders 541 to 544 via the pipes 51 and 52 and the ABS 53, and hydraulic braking force is applied to the wheels 5FR to 5RL. Is granted.

（ブレーキＥＣＵ６）
ブレーキＥＣＵ６は、電子制御ユニットであり、マイクロコンピュータを有している。マイクロコンピュータは、バスを介してそれぞれ接続された入出力インターフェース、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、不揮発性メモリー等の記憶部を備えている。 (Brake ECU 6)
The brake ECU 6 is an electronic control unit and has a microcomputer. The microcomputer includes a storage unit such as an input / output interface, a CPU, a RAM, a ROM, and a non-volatile memory connected to each other via a bus.

ブレーキＥＣＵ６は、各電磁弁２２、２３、４１、４２、及びモータ４３３等を制御するため、各種センサ７１〜７６と接続されている。ブレーキＥＣＵ６には、ストロークセンサ７１から運転者によりブレーキペダル１０の操作量（ストローク量）が入力され、ブレーキストップスイッチ７２から運転者によるブレーキペダル１０の操作の有無が入力され、圧力センサ７３から第二液圧室１Ｃの反力液圧又は第一液圧室１Ｂの圧力（又は反力液圧）が入力され、圧力センサ７４からサーボ室１Ａに供給されるサーボ圧が入力され、圧力センサ７５からアキュムレータ４３１のアキュムレータ液圧が入力され、車輪速度センサ７６から各車輪５ＦＲ，５ＦＬ，５ＲＲ，５ＲＬの速度が入力される。   The brake ECU 6 is connected to various sensors 71 to 76 in order to control the electromagnetic valves 22, 23, 41, 42, the motor 433, and the like. The brake ECU 6 receives an operation amount (stroke amount) of the brake pedal 10 by the driver from the stroke sensor 71, and inputs whether the driver has operated the brake pedal 10 from the brake stop switch 72. The reaction force hydraulic pressure of the two fluid pressure chamber 1C or the pressure (or reaction force fluid pressure) of the first fluid pressure chamber 1B is input, the servo pressure supplied from the pressure sensor 74 to the servo chamber 1A is input, and the pressure sensor 75 The accumulator hydraulic pressure of the accumulator 431 is input from, and the speeds of the wheels 5FR, 5FL, 5RR, 5RL are input from the wheel speed sensor 76.

（ブレーキ制御）
ここで、ブレーキＥＣＵ６のブレーキ制御について説明する。ブレーキ制御は、通常のブレーキ制御である。すなわち、ブレーキＥＣＵ６は、第一制御弁２２に通電して開弁し、第二制御弁２３に通電して閉弁した状態とする。第二制御弁２３が閉状態となることで第二液圧室１Ｃとリザーバ１７１とが遮断され、第一制御弁２２が開状態となることで第一液圧室１Ｂと第二液圧室１Ｃとが連通する。このように、ブレーキ制御は、第一制御弁２２を開弁させ、第二制御弁２３を閉弁させた状態で、減圧弁４１及び増圧弁４２を制御してサーボ室１Ａのサーボ圧を制御するモードである。減圧弁４１及び増圧弁４２は、第１パイロット室４Ｄに流入出させる作動液の流量を調整する弁装置ともいえる。このブレーキ制御において、ブレーキＥＣＵ６は、ストロークセンサ７１で検出されたブレーキペダル１０の操作量（入力ピストン１３の移動量）またはブレーキペダル１０の操作力から、運転者の「要求制動力」を算出する。 (Brake control)
Here, the brake control of the brake ECU 6 will be described. The brake control is normal brake control. That is, the brake ECU 6 energizes the first control valve 22 to open, and energizes the second control valve 23 to close the valve. When the second control valve 23 is closed, the second hydraulic chamber 1C and the reservoir 171 are shut off, and when the first control valve 22 is opened, the first hydraulic chamber 1B and the second hydraulic chamber are opened. 1C communicates. In this way, the brake control controls the servo pressure in the servo chamber 1A by controlling the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 with the first control valve 22 opened and the second control valve 23 closed. It is a mode to do. It can be said that the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 are valve devices that adjust the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D. In this brake control, the brake ECU 6 calculates the “request braking force” of the driver from the operation amount of the brake pedal 10 (movement amount of the input piston 13) detected by the stroke sensor 71 or the operation force of the brake pedal 10. .

詳細に説明すると、ブレーキペダル１０が踏まれていない状態では、上記のような状態、すなわちボール弁４４２が弁座部４４４の貫通路４４４ａを塞いでいる状態となる。また、減圧弁４１は開状態、増圧弁４２は閉状態となっている。つまり、第１室４Ａと第２室４Ｂは隔離されている。   More specifically, when the brake pedal 10 is not depressed, the state as described above, that is, the ball valve 442 closes the through passage 444a of the valve seat portion 444. Further, the pressure reducing valve 41 is in an open state, and the pressure increasing valve 42 is in a closed state. That is, the first chamber 4A and the second chamber 4B are isolated.

第２室４Ｂは、配管１６３を介してサーボ室１Ａに連通し、互いに同圧力に保たれている。第２室４Ｂは、制御ピストン４４５の通路４４５ｃ、４４５ｄを介して第３室４Ｃに連通している。したがって、第２室４Ｂ及び第３室４Ｃは、配管４１４、１６１を介してリザーバ１７１に連通している。第１パイロット室４Ｄは、一方が増圧弁４２で塞がれ、他方が減圧弁４１を介してリザーバ１７１に連通している。第１パイロット室４Ｄと第２室４Ｂとは同圧力に保たれる。第２パイロット室４Ｅは、配管５１１、５１を介して第１マスタ室１Ｄに連通し、互いに同圧力に保たれる。   The second chamber 4B communicates with the servo chamber 1A via the pipe 163 and is kept at the same pressure. The second chamber 4B communicates with the third chamber 4C via passages 445c and 445d of the control piston 445. Therefore, the second chamber 4B and the third chamber 4C communicate with the reservoir 171 through the pipes 414 and 161. One of the first pilot chambers 4 </ b> D is closed by a pressure increasing valve 42, and the other communicates with the reservoir 171 through the pressure reducing valve 41. The first pilot chamber 4D and the second chamber 4B are kept at the same pressure. The second pilot chamber 4E communicates with the first master chamber 1D via the pipes 511 and 51 and is maintained at the same pressure.

この状態から、ブレーキペダル１０が踏まれると、目標摩擦制動力に基づいて、ブレーキＥＣＵ６が減圧弁４１及び増圧弁４２を制御する。すなわち、ブレーキＥＣＵ６は、減圧弁４１を閉じる方向に制御し、増圧弁４２を開ける方向に制御する。   From this state, when the brake pedal 10 is depressed, the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 based on the target friction braking force. That is, the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 in the closing direction and the pressure increasing valve 42 in the opening direction.

増圧弁４２が開くことでアキュムレータ４３１と第１パイロット室４Ｄとが連通する。減圧弁４１が閉じることで、第１パイロット室４Ｄとリザーバ１７１とが遮断される。アキュムレータ４３１から供給される高圧の作動液により、第１パイロット室４Ｄの圧力を上昇させることができる。第１パイロット室４Ｄの圧力が上昇することで、制御ピストン４４５がシリンダ底面側に摺動する。これにより、制御ピストン４４５の突出部４４５ｂ先端がボール弁４４２に当接し、通路４４５ｄがボール弁４４２により塞がれる。そして、第２室４Ｂとリザーバ１７１とは遮断される。   When the pressure increasing valve 42 is opened, the accumulator 431 and the first pilot chamber 4D communicate with each other. By closing the pressure reducing valve 41, the first pilot chamber 4D and the reservoir 171 are shut off. The pressure in the first pilot chamber 4D can be increased by the high-pressure hydraulic fluid supplied from the accumulator 431. As the pressure in the first pilot chamber 4D increases, the control piston 445 slides toward the cylinder bottom surface. As a result, the tip of the protrusion 445 b of the control piston 445 contacts the ball valve 442, and the passage 445 d is closed by the ball valve 442. Then, the second chamber 4B and the reservoir 171 are blocked.

さらに、制御ピストン４４５がシリンダ底面側に摺動することで、突出部４４５ｂによりボール弁４４２がシリンダ底面側に押されて移動し、ボール弁４４２が弁座面４４４ｂから離間する。これにより、第１室４Ａと第２室４Ｂは弁座部４４４の貫通路４４４ａにより連通する。第１室４Ａには、アキュムレータ４３１から高圧の作動液が供給されており、連通により第２室４Ｂの圧力が上昇する。なお、ボール弁４４２の弁座面４４４ｂからの離間距離が大きくなる程、作動液の流路が大きくなり、ボール弁４４２の下流の流路の液圧が高くなる。つまり、第１パイロット室４Ｄの圧力（パイロット圧）が大きくなる程、制御ピストン４４５の移動距離が大きくなり、ボール弁４４２の弁座面４４４ｂからの離間距離が大きくなり、第２室４Ｂの液圧（サーボ圧）が高くなる。なお、ブレーキＥＣＵ６は、ストロークセンサ７１で検知された入力ピストン１３の移動量（ブレーキペダル１０の操作量）が大きくなる程、第１パイロット室４Ｄのパイロット圧が高くなるように、増圧弁４２下流の流路が大きくなるように増圧弁４２を制御するとともに、減圧弁４１下流の流路が小さくなるように減圧弁４１を制御する。つまり、入力ピストン１３の移動量（ブレーキペダル１０の操作量）が大きくなる程、パイロット圧が高くなり、サーボ圧も高くなる。 Further, when the control piston 445 slides toward the cylinder bottom surface side, the ball valve 442 is pushed and moved toward the cylinder bottom surface side by the protruding portion 445b, and the ball valve 442 is separated from the valve seat surface 444b. Accordingly, the first chamber 4A and the second chamber 4B are communicated with each other through the through passage 444a of the valve seat portion 444. High pressure hydraulic fluid is supplied from the accumulator 431 to the first chamber 4A, and the pressure in the second chamber 4B increases due to communication. Note that the greater the separation distance of the ball valve 442 from the valve seat surface 444b, the larger the hydraulic fluid flow path, and the higher the hydraulic pressure in the flow path downstream of the ball valve 442. That is, as the pressure (pilot pressure) in the first pilot chamber 4D increases, the moving distance of the control piston 445 increases, the distance from the valve seat surface 444b of the ball valve 442 increases, and the liquid in the second chamber 4B increases. Pressure (servo pressure) increases. The brake ECU 6 is arranged downstream of the pressure increasing valve 42 so that the pilot pressure in the first pilot chamber 4D increases as the movement amount of the input piston 13 (the operation amount of the brake pedal 10) detected by the stroke sensor 71 increases. The pressure-increasing valve 42 is controlled so that the flow path becomes larger, and the pressure-reducing valve 41 is controlled so that the flow path downstream of the pressure-reducing valve 41 becomes smaller. That is, as the movement amount of the input piston 13 (the operation amount of the brake pedal 10) increases, the pilot pressure increases and the servo pressure also increases.

第２室４Ｂの圧力上昇に伴って、それに連通するサーボ室１Ａの圧力も上昇する。サーボ室１Ａの圧力上昇により、第１マスタピストン１４が前進し、第１マスタ室１Ｄの圧力が上昇する。そして、第２マスタピストン１５も前進し、第２マスタ室１Ｅの圧力が上昇する。第１マスタ室１Ｄの圧力上昇により、高圧の作動液が後述するＡＢＳ５３及び第２パイロット室４Ｅに供給される。第２パイロット室４Ｅの圧力は上昇するが、第１パイロット室４Ｄの圧力も同様に上昇しているため、サブピストン４４６は移動しない。このように、ＡＢＳ５３に高圧（マスタ圧）の作動液が供給され、摩擦ブレーキが作動して車両が制動される。「ブレーキ制御」において第１マスタピストン１４を前進させる力は、サーボ圧に対応する力に相当する。   As the pressure in the second chamber 4B increases, the pressure in the servo chamber 1A communicating therewith also increases. Due to the pressure increase in the servo chamber 1A, the first master piston 14 moves forward, and the pressure in the first master chamber 1D increases. And the 2nd master piston 15 also moves forward and the pressure of the 2nd master chamber 1E rises. Due to the pressure increase in the first master chamber 1D, high-pressure hydraulic fluid is supplied to the ABS 53 and the second pilot chamber 4E described later. Although the pressure in the second pilot chamber 4E rises, the pressure in the first pilot chamber 4D also rises in the same manner, so the sub piston 446 does not move. In this way, the high-pressure (master pressure) hydraulic fluid is supplied to the ABS 53, and the friction brake is operated to brake the vehicle. The force that advances the first master piston 14 in the “brake control” corresponds to a force corresponding to the servo pressure.

ブレーキ操作を解除する場合、反対に、減圧弁４１を開状態とし、増圧弁４２を閉状態として、リザーバ１７１と第１パイロット室４Ｄとを連通させる。これにより、制御ピストン４４５が後退し、ブレーキペダル１０を踏む前の状態に戻る。   When releasing the brake operation, on the contrary, the pressure reducing valve 41 is opened, the pressure increasing valve 42 is closed, and the reservoir 171 communicates with the first pilot chamber 4D. As a result, the control piston 445 moves backward and returns to the state before the brake pedal 10 is depressed.

（ずれを抑制するための制御）
ブレーキＥＣＵ６には、ブレーキペダル１０のストローク量に対して、出力すべき目標のサーボ圧（以下「目標圧」とも称する）が設定されている。第一実施形態のブレーキＥＣＵ６には、ストローク量に対する目標圧が設定されたマップ６１が記憶されている。ブレーキＥＣＵ６は、ストロークセンサ７１で測定されるストローク量と、当該ストローク量に対応する目標圧とに基づいて、圧力センサ７４で測定される実際のサーボ圧（以下「実圧」とも称する）が当該目標圧となるように減圧弁４１及び増圧弁４２を制御する。マップ６１としては、増圧時と減圧時の２つのマップが記憶されていても良い。なお、実圧及び目標圧について換言すると、実圧は「サーボ圧の実圧」であり、目標圧は「サーボ圧の目標圧」である。 (Control to suppress deviation)
A target servo pressure to be output (hereinafter also referred to as “target pressure”) is set in the brake ECU 6 with respect to the stroke amount of the brake pedal 10. The brake ECU 6 of the first embodiment stores a map 61 in which a target pressure for the stroke amount is set. The brake ECU 6 determines that the actual servo pressure (hereinafter also referred to as “actual pressure”) measured by the pressure sensor 74 is based on the stroke amount measured by the stroke sensor 71 and the target pressure corresponding to the stroke amount. The pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 are controlled so as to reach the target pressure. As the map 61, two maps at the time of pressure increase and at the time of pressure reduction may be stored. In other words, the actual pressure and the target pressure are “actual pressure of servo pressure” and the target pressure is “target pressure of servo pressure”.

ここで、ブレーキＥＣＵ６は、サーボ圧の制御に際し、減圧弁４１及び増圧弁４２により、実圧がその目標圧に近づくほど、第１パイロット室４Ｄに流入出させる作動液の流量を減少させる制御を行っている。つまり、ブレーキＥＣＵ６は、減圧弁４１及び増圧弁４２を制御することにより、第１パイロット室４Ｄに流入出させる作動液の流量を制御し、結果としてサーボ圧の油圧勾配（ＭＰａ／ｓ）（圧力勾配）を制御する。図３に示すように、第１パイロット室４Ｄの圧力（パイロット圧）とサーボ圧との間には、相関があり、互いに換算することができる。サーボ圧の油圧勾配は、パイロット圧の油圧勾配に換算できる。つまり、ブレーキＥＣＵ６は、減圧弁４１及び増圧弁４２の制御によってパイロット圧の油圧勾配を制御することで、サーボ圧の油圧勾配を制御することができる。以下、第一実施形態の「ずれを抑制するための制御」について詳細に説明する。   Here, in controlling the servo pressure, the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 to reduce the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D as the actual pressure approaches the target pressure. Is going. That is, the brake ECU 6 controls the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D by controlling the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42, and as a result, the servo pressure hydraulic pressure gradient (MPa / s) (pressure Gradient) is controlled. As shown in FIG. 3, there is a correlation between the pressure (pilot pressure) in the first pilot chamber 4D and the servo pressure, and they can be converted into each other. The servo pressure hydraulic pressure gradient can be converted into a pilot pressure hydraulic pressure gradient. That is, the brake ECU 6 can control the hydraulic pressure gradient of the servo pressure by controlling the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure by controlling the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42. Hereinafter, the “control for suppressing deviation” of the first embodiment will be described in detail.

（原理）
まず、原理について説明する。ブレーキＥＣＵ６は、図４に示すように、減圧弁４１及び増圧弁４２の開度を制御することで、パイロット圧の油圧勾配又は流量を制御し、その結果サーボ圧の油圧勾配を制御する。ここで、実圧と目標圧の差圧を「目標差圧」とする。また、レギュレータ４４における差圧を「レギュレータ差圧」とする。レギュレータ差圧は、増圧制御時にはアキュムレータ４３１の圧力（圧力センサ７５の測定値）と実圧（圧力センサ７４の測定値）の差圧であり、減圧制御時には大気圧（リザーバ１７１の圧力）と実圧の差圧である。 (principle)
First, the principle will be described. As shown in FIG. 4, the brake ECU 6 controls the hydraulic pressure gradient or flow rate of the pilot pressure by controlling the opening degree of the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42, and as a result, controls the hydraulic pressure gradient of the servo pressure. Here, the differential pressure between the actual pressure and the target pressure is referred to as “target differential pressure”. The differential pressure in the regulator 44 is referred to as “regulator differential pressure”. The regulator differential pressure is a differential pressure between the pressure of the accumulator 431 (measured value of the pressure sensor 75) and the actual pressure (measured value of the pressure sensor 74) during pressure increase control, and the atmospheric pressure (pressure of the reservoir 171) during pressure reduction control. It is the differential pressure of the actual pressure.

ここで、流量の方程式は、Ｑ＝Ｃ×（Ｐ）^１／２である。Ｑはレギュレータ４４の流量（ｃｃ／ｓ）であり、Ｃは流量係数であり、Ｐはレギュレータ差圧である。流量係数Ｃは、開口面積とフルード粘性係数で求めることができる。サーボ室１Ａに流入出する作動液の流量Ｑは、サーボ圧の油圧勾配とサーボ室１Ａの剛性（ＭＰａ／ｃｃ）に基づいて求めることができる。開口面積は、制御ピストン４４５とボール弁４４２とが離間した際の、第１室４Ａと第２室４Ｂとを連通させる流路の開口面積に相当する。すなわち、流量Ｑとレギュレータ差圧Ｐから、開口面積に関する流量係数Ｃが求まる。開口面積は、制御ピストン４４５のストロークに応じて変化する。このことから、制御ピストン４４５のストロークＳＴとレギュレータ差圧Ｐと流量Ｑの関係（Ｑ＝ｆ（ＳＴ，Ｐ））は実験的に求めることができる。 Here, the equation of flow rate is Q = C × (P) ^1/2 . Q is a flow rate (cc / s) of the regulator 44, C is a flow coefficient, and P is a regulator differential pressure. The flow coefficient C can be obtained from the opening area and the fluid viscosity coefficient. The flow rate Q of the hydraulic fluid flowing into and out of the servo chamber 1A can be obtained based on the hydraulic pressure gradient of the servo pressure and the rigidity (MPa / cc) of the servo chamber 1A. The opening area corresponds to the opening area of the flow path that connects the first chamber 4A and the second chamber 4B when the control piston 445 and the ball valve 442 are separated from each other. That is, from the flow rate Q and the regulator differential pressure P, the flow rate coefficient C related to the opening area is obtained. The opening area changes according to the stroke of the control piston 445. From this, the relationship between the stroke ST of the control piston 445, the regulator differential pressure P, and the flow rate Q (Q = f (ST, P)) can be obtained experimentally.

これによれば、流量Ｑとレギュレータ差圧Ｐに基づいて、制御ピストン４４５のストロークＳＴが求まる。ストロークＳＴと制御ピストン４４５の断面積から変化容積（ｃｃ）が求まる。そして、変化容積と第１パイロット室４Ｄの剛性（ＭＰａ／ｃｃ）に基づいて、流量Ｑによるサーボ圧の油圧変化量（圧力変化量）が求まる。すなわち、現在の流量Ｑ（現在のサーボ圧の油圧勾配）と、現在のレギュレータ差圧Ｐとに基づいて、その状態におけるサーボ圧の油圧変化量（以下、単に「油圧変化量」とも称する）が算出される。この油圧変化量は、流量Ｑ及びレギュレータ差圧Ｐの状態で第１パイロット室４Ｄの流量（流入出量）をゼロにした場合、その後、制御ピストン４４５が移動してサーボ圧が変化する変化分に相当する。この第１パイロット室４Ｄが密閉された後の制御ピストン４４５の移動は、サーボ室１Ａに流入出する作動液の流量に相関する。つまり、従来の制御で生じる目標圧と実圧のずれ（オーバーシュート又はアンダーシュート）の量は、目標差圧がゼロになり第１パイロット室４Ｄが密閉された時点におけるサーボ室１Ａに流入出する作動液の流量（又は油圧勾配）に相関する。なお、サーボ圧の油圧勾配は、圧力センサ７４の測定値に基づいて算出できる。   According to this, the stroke ST of the control piston 445 is obtained based on the flow rate Q and the regulator differential pressure P. The change volume (cc) is obtained from the stroke ST and the cross-sectional area of the control piston 445. Based on the change volume and the rigidity (MPa / cc) of the first pilot chamber 4D, the hydraulic pressure change amount (pressure change amount) of the servo pressure due to the flow rate Q is obtained. That is, based on the current flow rate Q (the current hydraulic pressure gradient of the servo pressure) and the current regulator differential pressure P, the servo pressure hydraulic pressure change amount (hereinafter also simply referred to as “hydraulic pressure change amount”) in that state. Calculated. This amount of change in hydraulic pressure is the amount by which the control piston 445 moves and the servo pressure changes when the flow rate (inflow / outflow amount) of the first pilot chamber 4D is made zero in the state of the flow rate Q and the regulator differential pressure P. It corresponds to. The movement of the control piston 445 after the first pilot chamber 4D is sealed correlates with the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the servo chamber 1A. That is, the amount of deviation (overshoot or undershoot) between the target pressure and the actual pressure generated in the conventional control flows into and out of the servo chamber 1A when the target differential pressure becomes zero and the first pilot chamber 4D is sealed. Correlate with hydraulic fluid flow rate (or hydraulic gradient). Note that the hydraulic pressure gradient of the servo pressure can be calculated based on the measured value of the pressure sensor 74.

上記原理に基づき、サーボ圧の油圧変化量とレギュレータ差圧Ｐとサーボ圧の油圧勾配（又は流量Ｑ）との関係が計算又は実験により求まる。これらの関係は、ブレーキＥＣＵ６に３次元マップ６２として記憶されている。例えば現在のサーボ圧の油圧勾配と現在のレギュレータ差圧Ｐを３次元マップ６２に入力すれば、それによるサーボ圧の油圧変化量が出力される。当該油圧変化量は、制動装置の制御状態が「現在のサーボ圧の油圧勾配」と「現在のレギュレータ差圧Ｐ」の状態である際に、サーボ圧を保持するために第１パイロット室４Ｄを密閉状態にした場合（減圧弁４１及び増圧弁４２を閉状態にした場合）、制御ピストン４４５の移動により生じるサーボ圧の変化量に相当する。例えば、「現在のサーボ圧の油圧勾配」と「現在のレギュレータ差圧Ｐ」の状態で実圧が目標圧に追いついた場合、実圧を保持するために第１パイロット室４Ｄを密閉状態としたとしても、「油圧変化量」だけは実圧が変化してしまう。すなわち、オーバーシュート又はアンダーシュートが発生してしまう。ここで、この実圧の変化量である「油圧変化量」が「目標差圧」であった場合、第１パイロット室４Ｄを密閉したとしても、理論上、目標圧を超えて実圧が変化することはない。つまり、３次元マップ６２に「油圧変化量」として「現在の目標差圧」を入力し且つ「現在のレギュレータ差圧Ｐ」を入力して出力された「現在のサーボ圧の油圧勾配」は、その油圧勾配で第１パイロット室４Ｄが密閉した場合に、サーボ室１Ａに「現在の目標差圧」分の変化を生じさせる油圧勾配となる。当該油圧変化量を利用すると、目標圧に対する実圧のずれ、すなわちオーバーシュート又はアンダーシュートを抑制することができる。   Based on the above principle, the relationship between the hydraulic pressure change amount of the servo pressure, the regulator differential pressure P, and the hydraulic pressure gradient (or flow rate Q) of the servo pressure is obtained by calculation or experiment. These relationships are stored as a three-dimensional map 62 in the brake ECU 6. For example, if the current oil pressure gradient of the servo pressure and the current regulator differential pressure P are input to the three-dimensional map 62, the amount of change in the servo pressure hydraulic pressure is output. The amount of change in the hydraulic pressure is determined by the first pilot chamber 4D in order to maintain the servo pressure when the control state of the braking device is the “current hydraulic pressure hydraulic pressure gradient” and the “current regulator differential pressure P”. This is equivalent to the amount of change in the servo pressure caused by the movement of the control piston 445 when it is sealed (when the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 are closed). For example, when the actual pressure catches up with the target pressure in the state of “current servo pressure hydraulic pressure gradient” and “current regulator differential pressure P”, the first pilot chamber 4D is sealed in order to maintain the actual pressure. However, the actual pressure changes only by the “hydraulic pressure change amount”. That is, overshoot or undershoot occurs. Here, when the "hydraulic pressure change amount" that is the change amount of the actual pressure is the "target differential pressure", even if the first pilot chamber 4D is sealed, the actual pressure changes theoretically exceeding the target pressure. Never do. That is, the “current servo pressure hydraulic pressure gradient” output by inputting “current target differential pressure” and “current regulator differential pressure P” as “hydraulic pressure change amount” into the three-dimensional map 62 is: When the first pilot chamber 4D is sealed with this hydraulic pressure gradient, the hydraulic pressure gradient causes a change corresponding to the “current target differential pressure” in the servo chamber 1A. When the amount of change in hydraulic pressure is used, a deviation in actual pressure with respect to the target pressure, that is, overshoot or undershoot can be suppressed.

増圧の場合、制御ピストン４４５がボール弁４４２を押してボール弁４４２を弁座部４４４から離間させた状態であるが、この状態で制御停止すると、制御ピストン４４５がシリンダ開口側（図２参照）に移動し、ボール弁４４２が弁座部４４４に当接して保持状態となる。しかし、制御ピストン４４５がシリンダ開口側に移動することで、密閉された第１パイロット室４Ｄの圧力が上昇し、その分サーボ圧も上昇する。これがオーバーシュートの原因となる。   In the case of pressure increase, the control piston 445 pushes the ball valve 442 to separate the ball valve 442 from the valve seat portion 444. When the control is stopped in this state, the control piston 445 moves to the cylinder opening side (see FIG. 2). The ball valve 442 comes into contact with the valve seat portion 444 and enters a holding state. However, when the control piston 445 moves to the cylinder opening side, the pressure in the sealed first pilot chamber 4D increases, and the servo pressure also increases accordingly. This causes overshoot.

（制御）
実際の制御について具体的には、ブレーキＥＣＵ６は、「サーボ圧の油圧変化量」を「目標差圧」とし、「サーボ圧の油圧勾配」を「パイロット圧の油圧勾配」に換算して作成された３次元マップ６２を有している。つまり、第一実施形態の３次元マップ６２は、図５に示すように、「目標差圧」と「レギュレータ差圧Ｐ」と「パイロット圧の油圧勾配」との関係を設定したものである。つまり、３次元マップ６２に、「目標差圧」と「レギュレータ差圧Ｐ」とを入力すると、その状態での「パイロット圧の油圧勾配」が出力される。目標差圧は、圧力センサ７４の測定値に基づいて算出される。レギュレータ差圧Ｐは、増圧時は圧力センサ７４、７５の測定値に基づいて算出され、減圧時は圧力センサ７４に基づいて算出される。ここで出力される油圧勾配は、第１パイロット室４Ｄの流量をゼロにした場合でも目標差圧分だけ変化する油圧勾配を意味している。ブレーキＥＣＵ６が当該出力された油圧勾配より大きい油圧勾配となるように減圧弁４１及び増圧弁４２（パイロット圧）を制御すると、その後流量Ｑをゼロにしたとしても、実圧が目標圧に対してオーバーシュート又はアンダーシュートすることとなる。 (control)
Specifically, the brake ECU 6 is created by converting the “servo pressure hydraulic pressure change amount” to “target differential pressure” and converting the “servo pressure hydraulic pressure gradient” to “pilot pressure hydraulic pressure gradient”. A three-dimensional map 62. That is, as shown in FIG. 5, the three-dimensional map 62 of the first embodiment sets the relationship among “target differential pressure”, “regulator differential pressure P”, and “hydraulic gradient of pilot pressure”. That is, when “target differential pressure” and “regulator differential pressure P” are input to the three-dimensional map 62, “the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure” in that state is output. The target differential pressure is calculated based on the measured value of the pressure sensor 74. The regulator differential pressure P is calculated based on the measured values of the pressure sensors 74 and 75 when the pressure is increased, and is calculated based on the pressure sensor 74 when the pressure is reduced. The hydraulic gradient output here means a hydraulic gradient that changes by the target differential pressure even when the flow rate of the first pilot chamber 4D is zero. When the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 (pilot pressure) so that the hydraulic pressure gradient is larger than the output hydraulic pressure gradient, even if the flow rate Q is subsequently reduced to zero, the actual pressure becomes the target pressure. Overshoot or undershoot.

第一実施形態では、目標差圧（原理における油圧変化量）とレギュレータ差圧Ｐとに基づき求まるパイロット圧の油圧勾配を、「制限油圧勾配」とし、当該目標差圧が生じている状態では、パイロット圧の油圧勾配が制限油圧勾配以下となるようにブレーキＥＣＵ６が減圧弁４１及び増圧弁４２を制御する。制限油圧勾配による制御は、制限油圧勾配以下の油圧勾配で制御されれば良く、第一実施形態では、パイロット圧が制限油圧勾配となるように制御している。なお、電磁弁の温度要素及び電流応答性を勘案して制限油圧勾配より若干小さい値で制御するようにしても良い。その場合予め上記要素を勘案した値を制限油圧勾配として出力するように３次元マップ６２を設定しても良い。   In the first embodiment, the pilot pressure hydraulic pressure gradient obtained based on the target differential pressure (the amount of change in hydraulic pressure in principle) and the regulator differential pressure P is defined as a “limited hydraulic pressure gradient”. The brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 so that the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure is equal to or less than the limit hydraulic pressure gradient. Control with the limited hydraulic pressure gradient may be performed with a hydraulic pressure gradient equal to or lower than the limited hydraulic pressure gradient. In the first embodiment, the pilot pressure is controlled to be the limited hydraulic pressure gradient. Note that the control may be performed with a value slightly smaller than the limit hydraulic pressure gradient in consideration of the temperature element and current response of the solenoid valve. In that case, the three-dimensional map 62 may be set so that a value in consideration of the above elements is output in advance as the limited hydraulic pressure gradient.

ブレーキＥＣＵ６は、図６に示すように、圧力センサ７４の値（実圧）とマップに設定されたブレーキペダル１０の操作量に対する目標圧から目標差圧を算出し、且つ、圧力センサ７４と圧力センサ７５（増圧制御時）又は大気圧（減圧制御時）からレギュレータ差圧Ｐを算出する（Ｓ１０１）。そして、ブレーキＥＣＵ６は、算出された目標差圧とレギュレータ差圧Ｐとを３次元マップ６２に入力し、制限油圧勾配を出力する（Ｓ１０２）。そして、ブレーキＥＣＵ６は、パイロット圧の油圧勾配が制限油圧勾配となるように減圧弁４１及び増圧弁４２を制御する（Ｓ１０３）。ブレーキＥＣＵ６は、ブレーキペダル１０のストロークがある場合、上記制御（図６参照）を常時又は所定時間ごとに行う。   As shown in FIG. 6, the brake ECU 6 calculates the target differential pressure from the value (actual pressure) of the pressure sensor 74 and the target pressure with respect to the operation amount of the brake pedal 10 set in the map, and the pressure sensor 74 and the pressure The regulator differential pressure P is calculated from the sensor 75 (during pressure increase control) or atmospheric pressure (during pressure reduction control) (S101). Then, the brake ECU 6 inputs the calculated target differential pressure and the regulator differential pressure P to the three-dimensional map 62, and outputs a limited hydraulic pressure gradient (S102). Then, the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 so that the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure becomes the limiting hydraulic pressure gradient (S103). When there is a stroke of the brake pedal 10, the brake ECU 6 performs the above control (see FIG. 6) at regular intervals or every predetermined time.

Ｓ１０３の制御ついてさらに詳細に説明する。ブレーキ制御において、制御目標とするサーボ圧の油圧勾配は、目標差圧を予め設定された設定時間で除算することで求めることができる。ここで算出されたサーボ圧の油圧勾配は、パイロット圧の油圧勾配に換算できる（図３参照）。そして、パイロット圧の油圧勾配と第１パイロット室４Ｄの剛性とから第１パイロット室４Ｄへの作動液の流量（流入出量）Ｑｄが算出される。ブレーキＥＣＵ６は、減圧弁４１及び増圧弁４２のそれぞれに設定されたＩＱ特性（電流と流量の関係）に基づき、流量Ｑｄに対応する電流Ｉｑを算出する。   The control in S103 will be described in further detail. In the brake control, the hydraulic pressure gradient of the servo pressure as a control target can be obtained by dividing the target differential pressure by a preset set time. The hydraulic pressure gradient calculated here can be converted into the pilot pressure hydraulic gradient (see FIG. 3). Then, the flow rate (inflow / outflow amount) Qd of the hydraulic fluid into the first pilot chamber 4D is calculated from the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure and the rigidity of the first pilot chamber 4D. The brake ECU 6 calculates a current Iq corresponding to the flow rate Qd based on IQ characteristics (relationship between current and flow rate) set for each of the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42.

また一方で、減圧弁４１及び増圧弁４２の開弁電流Ｉｐは、減圧弁４１の場合、サーボ圧から換算されたパイロット圧と大気圧との差（減圧弁差圧）に基づいて求まり、増圧弁４２の場合、サーボ圧から換算されたパイロット圧とアキュムレータ圧との差（増圧弁差圧）に基づいて求まる。サーボ圧は圧力センサ７４の測定値であり、アキュムレータ圧は圧力センサ７５の測定値である。ブレーキＥＣＵ６は、開弁電流Ｉｐを、減圧弁４１の制御時には減圧弁差圧から算出し、増圧弁４２の制御時には増圧弁差圧から算出する。ＩＱ特性や開弁電流特性は、マップとしてブレーキＥＣＵ６に記憶されている。Ｉｐ及びＩＱ特性は、増圧弁差圧又は減圧弁差圧により変化し、マップにより設定されている。後述する図７は、ある差圧におけるＩｐ及びＩＱ特性を示している。   On the other hand, in the case of the pressure reducing valve 41, the valve opening current Ip of the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 is obtained based on the difference between the pilot pressure converted from the servo pressure and the atmospheric pressure (pressure reducing valve differential pressure). In the case of the pressure valve 42, it is obtained based on the difference between the pilot pressure converted from the servo pressure and the accumulator pressure (pressure increase valve differential pressure). The servo pressure is a measured value of the pressure sensor 74, and the accumulator pressure is a measured value of the pressure sensor 75. The brake ECU 6 calculates the valve opening current Ip from the pressure reducing valve differential pressure when controlling the pressure reducing valve 41 and from the pressure increasing valve differential pressure when controlling the pressure increasing valve 42. The IQ characteristic and the valve opening current characteristic are stored in the brake ECU 6 as a map. The Ip and IQ characteristics vary depending on the pressure increasing valve differential pressure or the pressure reducing valve differential pressure, and are set by a map. FIG. 7 described later shows the Ip and IQ characteristics at a certain differential pressure.

ブレーキＥＣＵ６は、上記のように求まる電流Ｉｑと電流Ｉｐとを足した電流を減圧弁４１又は増圧弁４２に供給することで、パイロット圧の油圧勾配を制御する。これにより、サーボ圧の油圧勾配が、制御目標とするサーボ圧の油圧勾配となる。ここで、第一実施形態では、図６の制御を常時又は所定時間（上記設定時間未満）ごとに行っており、常時又は所定時間ごとに制限油圧勾配が算出される。制限油圧勾配は、第１パイロット室４Ｄの剛性に基づいて、「第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量Ｑｍ」に換算することができる。   The brake ECU 6 controls the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure by supplying the current obtained by adding the current Iq and the current Ip obtained as described above to the pressure reducing valve 41 or the pressure increasing valve 42. Thereby, the hydraulic pressure gradient of the servo pressure becomes the hydraulic pressure gradient of the servo pressure to be controlled. Here, in the first embodiment, the control in FIG. 6 is always performed or every predetermined time (less than the above set time), and the limited hydraulic pressure gradient is calculated constantly or every predetermined time. The limited hydraulic pressure gradient can be converted to “the flow rate Qm of the hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D” based on the rigidity of the first pilot chamber 4D.

ここで、ブレーキＥＣＵ６は、図７に示すように、制御目標とするサーボ圧の油圧勾配に対応する流量Ｑｄが制限油圧勾配に対応する流量Ｑｍより大きい場合、減圧弁４１又は増圧弁４２を、流量Ｑｄに対応する電流Ｉ_１で制御するのではなく、流量Ｑｍに対応する電流Ｉ_２で制御する。つまり、ブレーキＥＣＵ６は、流量Ｑｄが流量Ｑｍより大きい場合、制限油圧勾配から換算された流量Ｑｍに対応する電流Ｉ２で減圧弁４１又は増圧弁４２を制御することで、パイロット圧の油圧勾配を制限油圧勾配に抑える。このように、ブレーキＥＣＵ６は、パイロット圧の油圧勾配が、３次元マップ６２で算出される制限油圧勾配以下となるように、減圧弁４１及び増圧弁４２を制御する。 Here, as shown in FIG. 7, when the flow rate Qd corresponding to the hydraulic pressure gradient of the servo pressure to be controlled is larger than the flow rate Qm corresponding to the limit hydraulic pressure gradient, the brake ECU 6 sets the pressure reducing valve 41 or the pressure increasing valve 42. Control is not performed with the current I ₁ corresponding to the flow rate Qd, but with the current I ₂ corresponding to the flow rate Qm. That is, when the flow rate Qd is larger than the flow rate Qm, the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 or the pressure increasing valve 42 with the current I2 corresponding to the flow rate Qm converted from the restricted hydraulic pressure gradient, thereby limiting the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure. Limit to hydraulic gradient. As described above, the brake ECU 6 controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 so that the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure is equal to or less than the limit hydraulic pressure gradient calculated by the three-dimensional map 62.

なお、第一実施形態では、ＩＱ特性（図７参照）に基づいて制御しているが、第１パイロット室４Ｄの剛性が圧力に応じて変化する構成も考えられるため、パイロット圧の油圧勾配と電流の関係に基づいて制御しても良い。また、３次元マップ６２は、「パイロット圧の油圧勾配（制限油圧勾配）」に代えて「制限油圧勾配に対応する第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量」が設定されていても良い。   In the first embodiment, control is performed based on IQ characteristics (see FIG. 7). However, a configuration in which the rigidity of the first pilot chamber 4D changes according to pressure is also conceivable. You may control based on the relationship of an electric current. Further, in the three-dimensional map 62, “the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D corresponding to the limited hydraulic pressure gradient” is set instead of the “pilot hydraulic pressure gradient (limited hydraulic pressure gradient)”. good.

制限油圧勾配は、実圧が目標圧に近づくほど（目標差圧が小さいほど）小さくなる。このため、ブレーキＥＣＵ６は、パイロット圧の油圧勾配が制限油圧勾配以下となるように、実圧が目標圧に近づくほど、増圧の際には増圧弁４２を閉弁側に制御し、減圧の際には減圧弁４１を閉弁側に制御する。つまり、ブレーキＥＣＵ６は、実圧が目標圧に近づくほど、第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量（又はパイロット圧の油圧勾配）を減少させる。第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量が減少するほど、サーボ室１Ａに流入出する作動液の流量が減少する。   The limit hydraulic pressure gradient becomes smaller as the actual pressure approaches the target pressure (the smaller the target differential pressure). For this reason, the brake ECU 6 controls the pressure increasing valve 42 to the valve closing side when increasing the pressure so that the actual pressure approaches the target pressure so that the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure becomes equal to or less than the limit hydraulic pressure gradient. In this case, the pressure reducing valve 41 is controlled to the valve closing side. That is, the brake ECU 6 decreases the flow rate of hydraulic fluid flowing into or out of the first pilot chamber 4D (or the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure) as the actual pressure approaches the target pressure. As the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D decreases, the flow rate of the hydraulic fluid flowing into and out of the servo chamber 1A decreases.

制御部であるブレーキＥＣＵ６は、パイロット圧の油圧勾配が、目標差圧とレギュレータ差圧に基づいて算出される制限油圧勾配以下となるように減圧弁４１及び増圧弁４２（弁装置）を制御することで、実圧が目標圧に近づくほど、第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量（又はパイロット圧の油圧勾配）を減少させる。   The brake ECU 6 serving as the control unit controls the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 (valve device) so that the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure is equal to or less than the limit hydraulic pressure gradient calculated based on the target differential pressure and the regulator differential pressure. Thus, as the actual pressure approaches the target pressure, the flow rate of the hydraulic fluid flowing into or out of the first pilot chamber 4D (or the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure) is decreased.

（第一実施形態の効果）
第一実施形態によれば、ブレーキ制御において、目標差圧とレギュレータ差圧Ｐから求まる制限油圧勾配に基づいてパイロット圧の油圧勾配（具体的に減圧弁４１及び増圧弁４２）が制御される。換言すると、ブレーキＥＣＵ６は、実圧が目標圧に近づくほど、第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量（又はパイロット圧の油圧勾配）を減少させる。第１パイロット室４Ｄに流入出する作動液の流量が減少するほど、すなわち目標差圧が小さくなるほど、サーボ室１Ａに流入出する作動液の流量が減少する。これにより、目標差圧がゼロになった後に生じる実圧と目標圧のずれ（オーバーシュート又はアンダーシュート）を抑制することができる。特に、目標圧に対して実圧を遅れて増圧させる場合、高い油圧勾配で増圧するためオーバーシュートしやすい。しかし、第一実施形態によれば、制限油圧勾配によりパイロット圧の油圧勾配を制限して制御するため、遅れて増圧させる場合でもオーバーシュートの発生を抑制することができる。 (Effects of the first embodiment)
According to the first embodiment, in the brake control, the pilot pressure hydraulic gradient (specifically, the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42) is controlled based on the limited hydraulic pressure gradient obtained from the target differential pressure and the regulator differential pressure P. In other words, the brake ECU 6 decreases the flow rate of hydraulic fluid flowing into or out of the first pilot chamber 4D (or the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure) as the actual pressure approaches the target pressure. The flow rate of hydraulic fluid flowing into and out of the servo chamber 1A decreases as the flow rate of hydraulic fluid flowing into and out of the first pilot chamber 4D decreases, that is, the target differential pressure decreases. Thereby, the shift | offset | difference (overshoot or undershoot) of the actual pressure and target pressure which arises after target differential pressure becomes zero can be suppressed. In particular, when the actual pressure is increased with a delay from the target pressure, overshoot is likely to occur because the pressure is increased with a high hydraulic gradient. However, according to the first embodiment, the control is performed by limiting the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure with the limited hydraulic pressure gradient, so that the occurrence of overshoot can be suppressed even when the pressure is increased with a delay.

なお、上記制限油圧勾配による制御は、目標差圧が所定値未満の場合にのみ実行するように設定しても良い。これによれば、目標差圧が所定値以上の場合、ある程度大きな油圧勾配で実圧を目標圧に近づけることができ、実圧を目標圧により早く近づけることができる。また、パイロット圧とサーボ圧は互いに換算できるため、ブレーキＥＣＵ６は、いずれか一方の流量又は圧力勾配に基づいてブレーキ制御を行うことができる。また、制動装置は、通常の制御に加えて、減圧弁４１、増圧弁４２、第一制御弁２２、及び第二制御弁２３を非通電状態にするモード、又は故障等により非通電状態（常態維持）になったときのモードを有しても良い。これにより、ブレーキ操作に応じてサブピストン４４６が作動し、減圧弁４１及び増圧弁４２の制御なしにサーボ圧を上昇させることができる。また、レギュレータ４４は、サブピストン４４６を有しないものでも良い。   The control based on the limited hydraulic pressure gradient may be set to be executed only when the target differential pressure is less than a predetermined value. According to this, when the target differential pressure is greater than or equal to a predetermined value, the actual pressure can be brought closer to the target pressure with a somewhat large hydraulic gradient, and the actual pressure can be brought closer to the target pressure more quickly. Further, since the pilot pressure and the servo pressure can be converted into each other, the brake ECU 6 can perform the brake control based on either one of the flow rate or the pressure gradient. In addition to the normal control, the braking device is in a non-energized state (normal state) due to a mode in which the pressure reducing valve 41, the pressure increasing valve 42, the first control valve 22 and the second control valve 23 are in a non-energized state or a failure or the like. It may have a mode when it becomes (maintenance). As a result, the sub piston 446 is operated in accordance with the brake operation, and the servo pressure can be increased without the control of the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42. Further, the regulator 44 may not have the sub piston 446.

＜第二実施形態＞
第二実施形態の制動装置におけるブレーキＥＣＵ６の制御について説明する。構成については、第一実施形態と同様であるため説明は省略する。 <Second embodiment>
The control of the brake ECU 6 in the braking device of the second embodiment will be described. Since the configuration is the same as that of the first embodiment, description thereof is omitted.

ブレーキＥＣＵ６は、第一実施形態同様、３次元マップ６２（図１及び図５参照）を有している。ブレーキＥＣＵ６は、３次元マップ６２を用いて以下の制御を常時又は所定時間ごとに実行する。まず、ブレーキＥＣＵ６は、図８に示すように、圧力センサ７４、７５の出力に基づき、サーボ圧の油圧勾配とレギュレータ差圧Ｐとを算出する（Ｓ２０１）。そして、ブレーキＥＣＵ６は、算出された油圧勾配とレギュレータ差圧Ｐを３次元マップ６２に入力し、その状態における目標差圧、すなわち「油圧変化量」を出力する（Ｓ２０２）。出力された「油圧変化量」は、入力した油圧勾配とレギュレータ差圧Ｐの状態において、第１パイロット室４Ｄを密閉した場合に、その後変化するサーボ圧の圧力変化量を意味する。ブレーキＥＣＵ６は、出力された「油圧変化量」を「閾値」として設定する（Ｓ２０３）。そして、ブレーキＥＣＵ６は、圧力センサ７４の値から目標差圧を算出する（Ｓ２０４）。そして、ブレーキＥＣＵ６は、Ｓ２０４で算出された目標差圧とＳ２０３で設定された閾値とを比較する（Ｓ２０５）。 The brake ECU 6 has a three-dimensional map 62 (see FIGS. 1 and 5) as in the first embodiment. The brake ECU 6 executes the following control using the three-dimensional map 62 at all times or every predetermined time. First, as shown in FIG. 8, the brake ECU 6 calculates the hydraulic pressure gradient of the servo pressure and the regulator differential pressure P based on the outputs of the pressure sensors 74 and 75 (S201). Then, the brake ECU 6 inputs the calculated hydraulic pressure gradient and the regulator differential pressure P to the three-dimensional map 62, and outputs the target differential pressure in that state, that is, the “hydraulic pressure change amount” (S202). The outputted “hydraulic pressure change amount” means the pressure change amount of the servo pressure that changes thereafter when the first pilot chamber 4D is sealed in the state of the input hydraulic pressure gradient and the regulator differential pressure P. The brake ECU 6 sets the output “hydraulic pressure change amount” as the “threshold value” (S203). Then, the brake ECU 6 calculates a target differential pressure from the value of the pressure sensor 74 (S204). Then, the brake ECU 6 compares the target differential pressure calculated in S204 with the threshold set in S203 (S205).

Ｓ２０４で算出された目標差圧が閾値以下の場合（Ｓ２０５：Ｙｅｓ）、ブレーキＥＣＵ６は、第１パイロット室４Ｄでの油圧勾配（流量）をゼロにする方向に制御する（Ｓ２０６）。具体的に、ブレーキＥＣＵ６は、目標差圧が閾値以下の場合、増圧弁４２及び減圧弁４１を閉弁状態とする。   When the target differential pressure calculated in S204 is equal to or smaller than the threshold (S205: Yes), the brake ECU 6 controls the hydraulic gradient (flow rate) in the first pilot chamber 4D to be zero (S206). Specifically, the brake ECU 6 closes the pressure increasing valve 42 and the pressure reducing valve 41 when the target differential pressure is equal to or less than the threshold value.

一方、Ｓ２０４で算出された目標差圧が閾値より大きい場合（Ｓ２０５：Ｎｏ）、ブレーキＥＣＵ６は、第１パイロット室４Ｄでの油圧勾配（流量）をゼロにしない方向に制御する（Ｓ２０７）。具体的に、ブレーキＥＣＵ６は、目標差圧が閾値より大きい場合、増圧の際には増圧弁４２を開弁状態とし、減圧の際には減圧弁４１を開弁状態とする。つまり、ブレーキＥＣＵ６は、目標差圧が閾値より大きい場合、通常のブレーキ制御を実行する。   On the other hand, when the target differential pressure calculated in S204 is larger than the threshold value (S205: No), the brake ECU 6 controls the hydraulic gradient (flow rate) in the first pilot chamber 4D so as not to become zero (S207). Specifically, when the target differential pressure is larger than the threshold value, the brake ECU 6 opens the pressure increasing valve 42 when the pressure is increased, and opens the pressure reducing valve 41 when the pressure is reduced. That is, the brake ECU 6 executes normal brake control when the target differential pressure is larger than the threshold value.

原理によれば、目標差圧と油圧変化量（閾値）が等しい場合に、制御を停止（減圧弁４１及び増圧弁４２を閉弁）すると、オーバーシュート又はアンダーシュートは発生しない。したがって、目標差圧が油圧変化量（閾値）以下となったときに制御を停止することで、オーバーシュート又はアンダーシュートの発生を抑制することができる。第二実施形態によれば、測定される目標差圧との関係で、パイロット圧の油圧勾配がオーバーシュート又はアンダーシュートを発生させる勾配となるところで制御を停止することができる。閾値は、制御を停止させる閾値であり、目標圧に対して設定される「不感帯」ともいえる。不感帯は、目標圧に対して設定される値である。ブレーキＥＣＵ６は、液圧制御を行うにあたり、実圧が不感帯の範囲内（不感帯領域）に入ると実質的に目標圧に達したものと認識する。このような不感帯を設定することで、目標圧を一点に設定する場合よりも液圧制御のハンチングを抑制することができる。   According to the principle, if the control is stopped (the pressure reducing valve 41 and the pressure increasing valve 42 are closed) when the target differential pressure is equal to the hydraulic pressure change amount (threshold value), no overshoot or undershoot occurs. Therefore, the occurrence of overshoot or undershoot can be suppressed by stopping the control when the target differential pressure becomes equal to or less than the hydraulic pressure change amount (threshold). According to the second embodiment, the control can be stopped when the hydraulic pressure gradient of the pilot pressure becomes a gradient that causes overshoot or undershoot in relation to the measured target differential pressure. The threshold is a threshold for stopping the control, and can be said to be a “dead zone” set for the target pressure. The dead zone is a value set for the target pressure. The brake ECU 6 recognizes that the actual pressure has reached the target pressure when the actual pressure enters the range of the dead zone (dead zone) when performing the hydraulic pressure control. By setting such a dead zone, hunting of hydraulic pressure control can be suppressed as compared with the case where the target pressure is set to one point.

第二実施形態において、閾値（不感帯）は、３次元マップ６２に基づく制御により変化する値である。閾値は、上述のとおり、３次元マップ６２に基づき、少なくとも第１パイロット室４Ｄに流入出させる液体の流量又は第１パイロット室４Ｄにおける圧力勾配に基づいて変化する。なお、閾値は、３次元マップ６２から算出された油圧変化量（目標差圧）に所定値を加えたものでも良い。   In the second embodiment, the threshold value (dead zone) is a value that changes due to control based on the three-dimensional map 62. As described above, the threshold value changes based on at least the flow rate of the liquid flowing into and out of the first pilot chamber 4D or the pressure gradient in the first pilot chamber 4D based on the three-dimensional map 62. The threshold value may be a value obtained by adding a predetermined value to the hydraulic pressure change amount (target differential pressure) calculated from the three-dimensional map 62.

１：マスタシリンダ、 １１：メインシリンダ、１２：カバーシリンダ、
１３：入力ピストン、 １４：第１マスタピストン、 １４４：付勢部材、
１５：第２マスタピストン、 １Ａ：サーボ室（出力室）、
１Ｂ：第一液圧室、 １Ｃ：第二液圧室、
１Ｄ：第１マスタ室、 １Ｅ：第２マスタ室、 １０：ブレーキペダル、
１７１：リザーバ（低圧力源）、
２：反力発生装置、 ２２：第一制御弁、 ３：第二制御弁、
４：サーボ圧発生装置、 ４１：減圧弁（弁装置、減圧用電磁弁）、
４２：増圧弁（弁装置、増圧用電磁弁）、
４３１：アキュムレータ（高圧力源）、 ４４：レギュレータ（調圧装置）、
４４５：制御ピストン（ピストン）、 ４Ｄ：第１パイロット室（パイロット室）、
５４１、５４２、５４３、５４４：ホイールシリンダ、
５ＦＲ、５ＦＬ、５ＲＲ、５ＲＬ：車輪、 ＢＦ：液圧制動力発生装置、
６：ブレーキＥＣＵ（制御装置）、 ６２：３次元マップ、
７１：ストロークセンサ、 ７２：ブレーキストップスイッチ、
７３、７４、７５、７６：圧力センサ 1: Master cylinder, 11: Main cylinder, 12: Cover cylinder,
13: input piston, 14: first master piston, 144: biasing member,
15: 2nd master piston, 1A: Servo chamber (output chamber),
1B: 1st hydraulic pressure chamber, 1C: 2nd hydraulic pressure chamber,
1D: 1st master chamber, 1E: 2nd master chamber, 10: Brake pedal,
171: reservoir (low pressure source),
2: reaction force generator, 22: first control valve, 3: second control valve,
4: Servo pressure generator 41: Pressure reducing valve (valve device, pressure reducing solenoid valve),
42: Booster valve (valve device, booster solenoid valve),
431: Accumulator (high pressure source), 44: Regulator (pressure regulator),
445: control piston (piston), 4D: first pilot chamber (pilot chamber),
541, 542, 543, 544: wheel cylinders,
5FR, 5FL, 5RR, 5RL: wheels, BF: hydraulic braking force generator,
6: Brake ECU (control device), 62: 3D map,
71: Stroke sensor, 72: Brake stop switch,
73, 74, 75, 76: Pressure sensor

Claims (5)

パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、出力室に出力する調圧装置を備え、前記出力圧の実圧をその目標圧に制御する制動装置において、
前記調圧装置は、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、前記ピストンの移動に伴って前記パイロット室の容積が変化し、前記パイロット室に流入出する液体の液量が増大するほど、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における前記ピストンの位置を基準とする同ピストンの移動量が増大して、前記出力室に流入出する液体の流量が増大するように構成され、
前記パイロット室に流入出させる液体の流量を調整する弁装置と、
前記出力圧の制御に際し、前記弁装置により、前記出力圧の実圧がその目標圧に近づくほど、前記パイロット室に流入出させる液体の流量又は前記パイロット室における圧力勾配を減少させる制御装置と、
所定範囲の液圧が蓄圧される高圧力源と、
前記高圧力源に蓄圧される液圧よりも低い液圧が蓄圧される低圧力源と、
を備え、
前記弁装置は、前記高圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、当該高圧力源から前記パイロット室に流入させる液体の流量を調節する増圧用電磁弁と、前記低圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、前記パイロット室から当該低圧力源に流出させる液体の流量を調節する減圧用電磁弁とを有し、
前記調圧装置は、前記高圧力源から前記パイロット室に流入する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が拡大するとともに前記高圧力源から前記出力室に流入する液体の流量が増大し、前記パイロット室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が縮小するとともに前記出力室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するように構成され、
前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記増圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記増圧用電磁弁を開弁させ、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記減圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記減圧用電磁弁を開弁させ、
前記制御装置は、前記閾値を、前記出力室に流入出する液体の流量又は前記出力室における圧力勾配に基づいて、前記パイロット室を密閉した場合にその後変化する前記出力圧の変化量に設定する制動装置。 In a braking device that includes a pressure regulator that outputs an output pressure corresponding to the pilot pressure input to the pilot chamber to the output chamber, and that controls the actual pressure of the output pressure to the target pressure,
The pressure regulator has a piston that is driven by a difference between a force corresponding to the pilot pressure and a force corresponding to the output pressure, and the volume of the pilot chamber changes as the piston moves, As the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber increases, the piston moves with respect to the position of the piston in an equilibrium state in which the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure are balanced. The volume is increased, and the flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber is increased,
A valve device for adjusting the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber;
When controlling the output pressure, the control device reduces the flow rate of liquid flowing into or out of the pilot chamber or the pressure gradient in the pilot chamber as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure by the valve device;
A high pressure source in which a predetermined range of fluid pressure is accumulated;
A low pressure source in which a hydraulic pressure lower than the hydraulic pressure accumulated in the high pressure source is accumulated;
With
The valve device is provided in a hydraulic pressure path that connects the high pressure source and the pilot chamber, and an electromagnetic valve for pressure increase that adjusts a flow rate of the liquid that flows into the pilot chamber from the high pressure source; and the low pressure A pressure reducing solenoid valve that adjusts the flow rate of the liquid that is provided in a hydraulic pressure path that connects the source and the pilot chamber, and flows out from the pilot chamber to the low pressure source,
The pressure regulator increases the flow rate of the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source, and the flow rate of the liquid flowing from the high pressure source into the output chamber increases as the pilot chamber expands. As the flow rate of liquid flowing out from the pilot chamber to the low pressure source increases, the pilot chamber shrinks and the flow rate of liquid flowing out from the output chamber to the low pressure source increases.
When the output pressure is increased, the control device closes the pressure-increasing electromagnetic valve when the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is equal to or less than the threshold, and the output pressure When the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is larger than the threshold, the solenoid valve for pressure increase is opened, and when the output pressure is reduced, the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure are The pressure reducing solenoid valve is closed when the difference between the output pressure and the target pressure of the output pressure is greater than the threshold. Open the valve,
Wherein the control device, the threshold value, based on the pressure gradient in the flow rate or the output chamber of the liquid out flowing into the output chamber, set to the amount of change in the output pressure which varies subsequently when sealing the pilot chamber Braking device. パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、出力室に出力する調圧装置を備え、前記出力圧の実圧をその目標圧に制御する制動装置において、
前記調圧装置は、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、前記ピストンの移動に伴って前記パイロット室の容積が変化し、前記パイロット室に流入出する液体の液量が増大するほど、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における前記ピストンの位置を基準とする同ピストンの移動量が増大して、前記出力室に流入出する液体の流量が増大するように構成され、
前記パイロット室に流入出させる液体の流量を調整する弁装置と、
前記出力圧の制御に際し、前記弁装置により、前記出力圧の実圧がその目標圧に近づくほど、前記パイロット室に流入出させる液体の流量又は前記パイロット室における圧力勾配を減少させる制御装置と、
所定範囲の液圧が蓄圧される高圧力源と、
前記高圧力源に蓄圧される液圧よりも低い液圧が蓄圧される低圧力源と、
を備え、
前記弁装置は、前記高圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、当該高圧力源から前記パイロット室に流入させる液体の流量を調節する増圧用電磁弁と、前記低圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、前記パイロット室から当該低圧力源に流出させる液体の流量を調節する減圧用電磁弁とを有し、
前記調圧装置は、前記高圧力源から前記パイロット室に流入する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が拡大するとともに前記高圧力源から前記出力室に流入する液体の流量が増大し、前記パイロット室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が縮小するとともに前記出力室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するように構成され、
前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記増圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記増圧用電磁弁を開弁させ、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値以下である場合に前記減圧用電磁弁を閉弁させ、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差がその閾値より大きい場合に前記減圧用電磁弁を開弁させ、
前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記増圧用電磁弁を閉弁側に制御し、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記減圧用電磁弁を閉弁側に制御する制動装置。 In a braking device that includes a pressure regulator that outputs an output pressure corresponding to the pilot pressure input to the pilot chamber to the output chamber, and that controls the actual pressure of the output pressure to the target pressure,
The pressure regulator has a piston that is driven by a difference between a force corresponding to the pilot pressure and a force corresponding to the output pressure, and the volume of the pilot chamber changes as the piston moves, As the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber increases, the piston moves with respect to the position of the piston in an equilibrium state in which the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure are balanced. The volume is increased, and the flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber is increased,
A valve device for adjusting the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber;
When controlling the output pressure, the control device reduces the flow rate of liquid flowing into or out of the pilot chamber or the pressure gradient in the pilot chamber as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure by the valve device;
A high pressure source in which a predetermined range of fluid pressure is accumulated;
A low pressure source in which a hydraulic pressure lower than the hydraulic pressure accumulated in the high pressure source is accumulated;
With
The valve device is provided in a hydraulic pressure path that connects the high pressure source and the pilot chamber, and an electromagnetic valve for pressure increase that adjusts a flow rate of the liquid that flows into the pilot chamber from the high pressure source; and the low pressure A pressure reducing solenoid valve that adjusts the flow rate of the liquid that is provided in a hydraulic pressure path that connects the source and the pilot chamber, and flows out from the pilot chamber to the low pressure source,
The pressure regulator increases the flow rate of the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source, and the flow rate of the liquid flowing from the high pressure source into the output chamber increases as the pilot chamber expands. As the flow rate of liquid flowing out from the pilot chamber to the low pressure source increases, the pilot chamber shrinks and the flow rate of liquid flowing out from the output chamber to the low pressure source increases.
When the output pressure is increased, the control device closes the pressure-increasing electromagnetic valve when the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is equal to or less than the threshold, and the output pressure When the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure is larger than the threshold, the solenoid valve for pressure increase is opened, and when the output pressure is reduced, the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure are The pressure reducing solenoid valve is closed when the difference between the output pressure and the target pressure of the output pressure is greater than the threshold. Open the valve,
When the output pressure is increased, the control device closes the pressure increasing solenoid valve so that the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure, and when the output pressure is reduced, the higher the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure, that controls the valve-closing the pressure reducing solenoid valve dynamic braking device. パイロット室に入力されているパイロット圧に応じた出力圧を、出力室に出力する調圧装置を備え、前記出力圧の実圧をその目標圧に制御する制動装置において、
前記調圧装置は、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力との差によって駆動されるピストンを有し、前記ピストンの移動に伴って前記パイロット室の容積が変化し、前記パイロット室に流入出する液体の液量が増大するほど、前記パイロット圧に対応する力と前記出力圧に対応する力とが釣り合っている平衡状態における前記ピストンの位置を基準とする同ピストンの移動量が増大して、前記出力室に流入出する液体の流量が増大するように構成され、
前記パイロット室に流入出させる液体の流量を調整する弁装置と、
前記出力圧の制御に際し、前記弁装置により、前記出力圧の実圧がその目標圧に近づくほど、前記パイロット室に流入出させる液体の流量又は前記パイロット室における圧力勾配を減少させる制御装置と、
所定範囲の液圧が蓄圧される高圧力源と、
前記高圧力源に蓄圧される液圧よりも低い液圧が蓄圧される低圧力源と、
を備え、
前記弁装置は、前記高圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、当該高圧力源から前記パイロット室に流入させる液体の流量を調節する増圧用電磁弁と、前記低圧力源と前記パイロット室とを接続する液圧路に設けられ、前記パイロット室から当該低圧力源に流出させる液体の流量を調節する減圧用電磁弁とを有し、
前記調圧装置は、前記高圧力源から前記パイロット室に流入する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が拡大するとともに前記高圧力源から前記出力室に流入する液体の流量が増大し、前記パイロット室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するほど、前記パイロット室が縮小するとともに前記出力室から前記低圧力源に流出する液体の流量が増大するように構成され、
前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記パイロット室における圧力勾配が制限油圧勾配以下になるように前記増圧用電磁弁を閉弁側に制御し、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧が前記出力圧の目標圧に近づくほど、前記パイロット室における圧力勾配が前記制限油圧勾配以下になるように前記減圧用電磁弁を閉弁側に制御し、
前記制御装置は、前記制限油圧勾配を、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差に基づいて設定する制動装置。 In a braking device that includes a pressure regulator that outputs an output pressure corresponding to the pilot pressure input to the pilot chamber to the output chamber, and that controls the actual pressure of the output pressure to the target pressure,
The pressure regulator has a piston that is driven by a difference between a force corresponding to the pilot pressure and a force corresponding to the output pressure, and the volume of the pilot chamber changes as the piston moves, As the amount of liquid flowing into and out of the pilot chamber increases, the piston moves with respect to the position of the piston in an equilibrium state in which the force corresponding to the pilot pressure and the force corresponding to the output pressure are balanced. The volume is increased, and the flow rate of the liquid flowing into and out of the output chamber is increased,
A valve device for adjusting the flow rate of the liquid flowing into and out of the pilot chamber;
When controlling the output pressure, the control device reduces the flow rate of liquid flowing into or out of the pilot chamber or the pressure gradient in the pilot chamber as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure by the valve device;
A high pressure source in which a predetermined range of fluid pressure is accumulated;
A low pressure source in which a hydraulic pressure lower than the hydraulic pressure accumulated in the high pressure source is accumulated;
With
The valve device is provided in a hydraulic pressure path that connects the high pressure source and the pilot chamber, and an electromagnetic valve for pressure increase that adjusts a flow rate of the liquid that flows into the pilot chamber from the high pressure source; and the low pressure A pressure reducing solenoid valve that adjusts the flow rate of the liquid that is provided in a hydraulic pressure path that connects the source and the pilot chamber, and flows out from the pilot chamber to the low pressure source,
The pressure regulator increases the flow rate of the liquid flowing into the pilot chamber from the high pressure source, and the flow rate of the liquid flowing from the high pressure source into the output chamber increases as the pilot chamber expands. As the flow rate of liquid flowing out from the pilot chamber to the low pressure source increases, the pilot chamber shrinks and the flow rate of liquid flowing out from the output chamber to the low pressure source increases.
When the output pressure is increased, the controller increases the solenoid valve for pressure increase so that the pressure gradient in the pilot chamber becomes equal to or less than the limit hydraulic pressure gradient as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure. When the output pressure is reduced, as the actual pressure of the output pressure approaches the target pressure of the output pressure, the pressure reduction in the pilot chamber becomes less than the limit hydraulic pressure gradient. Control the solenoid valve to the closed side,
The control device is a braking device that sets the limited hydraulic pressure gradient based on a difference between an actual pressure of the output pressure and a target pressure of the output pressure. 前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧と前記高圧力源に蓄圧されている液圧との差と前記パイロット室における圧力勾配とに対応する液圧を前記閾値として設定し、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧と前記低圧力源に蓄圧されている液圧との差と前記パイロット室における圧力勾配とに対応する液圧を前記閾値として設定する請求項１又は２に記載の制動装置。   The controller, when increasing the output pressure, sets a hydraulic pressure corresponding to a difference between an actual pressure of the output pressure and a hydraulic pressure accumulated in the high pressure source and a pressure gradient in the pilot chamber to the threshold value. When the output pressure is reduced, the hydraulic pressure corresponding to the difference between the actual pressure of the output pressure and the hydraulic pressure accumulated in the low pressure source and the pressure gradient in the pilot chamber is set as the threshold value. The braking device according to claim 1 or 2. 前記制御装置は、前記出力圧の増圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差と前記出力圧の実圧と前記高圧力源に蓄圧されている液圧との差とに対応する圧力勾配を前記制限油圧勾配として設定し、前記出力圧の減圧に際し、前記出力圧の実圧と前記出力圧の目標圧との差と前記出力圧の実圧と前記低圧力源に蓄圧されている液圧との差とに対応する圧力勾配を前記制限油圧勾配として設定する請求項３に記載の制動装置。   The control device, when increasing the output pressure, the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure, the actual pressure of the output pressure and the hydraulic pressure accumulated in the high pressure source A pressure gradient corresponding to the difference is set as the limiting hydraulic pressure gradient, and when the output pressure is reduced, the difference between the actual pressure of the output pressure and the target pressure of the output pressure, the actual pressure of the output pressure, and the low pressure The braking device according to claim 3, wherein a pressure gradient corresponding to a difference from a hydraulic pressure accumulated in a source is set as the limited hydraulic pressure gradient.

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