JPH1159407A - Brake hydraulic pressure control device - Google Patents
Brake hydraulic pressure control deviceInfo
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- JPH1159407A JPH1159407A JP9217900A JP21790097A JPH1159407A JP H1159407 A JPH1159407 A JP H1159407A JP 9217900 A JP9217900 A JP 9217900A JP 21790097 A JP21790097 A JP 21790097A JP H1159407 A JPH1159407 A JP H1159407A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、ブレーキ液圧制御
装置に関するものであり、特に、ホイールシリンダ液圧
の推定に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a brake fluid pressure control device, and more particularly to an estimation of wheel cylinder fluid pressure.
【０００２】[0002]
【従来の技術】特開平４─２４３６５８号公報には、液
圧制御弁と、その液圧制御弁を制御することによりホイ
ールシリンダ液圧を制御する制御弁制御手段とを含むブ
レーキ液圧制御装置が記載されている。液圧制御弁は、
ホイールシリンダへ高圧源からの作動液の流入を許容し
たり、ホイールシリンダの作動液のリザーバへの流出を
許容したりするものであり、この液圧制御弁の制御によ
り、運転者によるブレーキ操作部材の操作力に応じた減
速度が得られるように、ホイールシリンダ液圧が制御さ
れる。本ブレーキ液圧制御装置には、ホイールシリンダ
の液圧を直接検出するホイールシリンダ液圧検出装置が
設けられており、上述の液圧制御弁が、ホイールシリン
ダ液圧検出装置によって検出された検出ホイールシリン
ダ液圧に基づいて制御される。2. Description of the Related Art Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-243658 discloses a brake fluid pressure control device including a fluid pressure control valve and control valve control means for controlling the wheel cylinder fluid pressure by controlling the fluid pressure control valve. Is described. The hydraulic pressure control valve is
The hydraulic cylinder allows the hydraulic fluid from the high pressure source to flow into the wheel cylinder, and allows the hydraulic fluid from the wheel cylinder to flow out to the reservoir. The wheel cylinder pressure is controlled so that a deceleration corresponding to the operating force of the wheel cylinder is obtained. This brake fluid pressure control device is provided with a wheel cylinder fluid pressure detection device that directly detects the fluid pressure of the wheel cylinder. It is controlled based on the cylinder hydraulic pressure.
【０００３】また、上記従来のブレーキ液圧制御装置に
は、上述のホイールシリンダ液圧検出装置によって検出
された検出ホイールシリンダ液圧が、マスタシリンダ液
圧との関係において定まる通常範囲内にない場合には、
当該ブレーキ液圧制御装置に異常が生じたとする異常検
出手段が設けられていた。通常制動時には、ホイールシ
リンダ液圧は、マスタシリンダの液圧に応じて定まる通
常範囲内の大きさに制御されるはずである。したがっ
て、検出ホイールシリンダ液圧がこの通常範囲内にない
場合には、ブレーキ液圧制御装置に異常が生じたとする
ことができるのである。Further, the above-mentioned conventional brake fluid pressure control device includes a case where the detected wheel cylinder fluid pressure detected by the wheel cylinder fluid pressure detecting device is not within a normal range determined in relation to the master cylinder fluid pressure. In
Abnormality detecting means for determining that an abnormality has occurred in the brake fluid pressure control device has been provided. At the time of normal braking, the wheel cylinder hydraulic pressure should be controlled within a normal range determined according to the master cylinder hydraulic pressure. Therefore, if the detected wheel cylinder hydraulic pressure is not within this normal range, it can be determined that an abnormality has occurred in the brake hydraulic pressure control device.
【０００４】上述のように、従来のブレーキ液圧制御装
置においては、ホイールシリンダ液圧はホイールシリン
ダ液圧検出装置によって検出されるのであり、推定によ
り取得されるわけではない。そのため、ホイールシリン
ダ液圧検出装置が不可欠であり、コストが高くなるとい
う問題があった。また、従来のブレーキ液圧制御装置に
おいては、異常が生じたか否かが、ホイールシリンダ液
圧検出装置によって検出されたホイールシリンダ液圧の
マスタシリンダ液圧との関係を利用して検出されるが、
これらは無関係ではないが、本来等しいわけではない。
そのため、異常が生じたか否かを検出するための通常範
囲を厳密に設定することが困難であり、検出精度を高く
することが困難である。As described above, in the conventional brake fluid pressure control device, the wheel cylinder fluid pressure is detected by the wheel cylinder fluid pressure detection device, and is not obtained by estimation. Therefore, there is a problem that the wheel cylinder hydraulic pressure detecting device is indispensable and the cost increases. Further, in the conventional brake fluid pressure control device, whether or not an abnormality has occurred is detected using the relationship between the wheel cylinder fluid pressure detected by the wheel cylinder fluid pressure detection device and the master cylinder fluid pressure. ,
These are not irrelevant, but not equal in nature.
Therefore, it is difficult to strictly set the normal range for detecting whether or not an abnormality has occurred, and it is difficult to increase the detection accuracy.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題，解決手段，作用および
効果】そこで、本発明の課題は、ブレーキ液圧制御装置
のコストダウンを図ることであり、具体的には、ホイー
ルシリンダ液圧を推定により取得することによってホイ
ールシリンダ液圧を検出する液圧検出装置を不要とする
ことである。この課題は、以下に記載のブレーキ液圧検
出装置により解決される。なお、以下の説明において、
本発明の各態様をそれぞれ項に分け、項番号を付し、必
要に応じて他の項の番号を引用して請求項と同じ形式で
記載する。各項に記載の特徴を組み合わせて採用するこ
との可能性を明示するためである。 （１）高圧源とホイールシリンダとの間に設けられ、高
圧源からホイールシリンダへの作動液の流入を許容する
増圧許容状態と、作動液の流入を阻止する増圧阻止状態
とに切り換え可能な増圧制御弁と、その増圧制御弁を制
御することによりホイールシリンダ液圧を制御する増圧
弁制御手段とを含むブレーキ液圧制御装置であって、前
記増圧弁制御手段が、前記ホイールシリンダ液圧の初期
状態と、ホイールシリンダ液圧が初期状態にあった初期
時点から現時点までにホイールシリンダに流入した作動
液の流入積算量とに基づいてホイールシリンダの液圧を
推定するホイールシリンダ液圧推定手段を含むことを特
徴とするブレーキ液圧制御装置（請求項１）。ホイール
シリンダ液圧の初期状態と、初期時点から現時点まで
に、ホイールシリンダ液圧が単調に増大させられる場合
における流入積算量とがわかれば、現時点においてホイ
ールシリンダ内に存在する作動液量がわかり、それに基
づいてホイールシリンダ液圧を推定することができる。
ホイールシリンダに存在する作動液量とホイールシリン
ダ液圧との間には、図１５に示すように、予め定められ
た関係があるため、作動液量に基づいてホイールシリン
ダ液圧を推定することが可能なのである。ホイールシリ
ンダ液圧を推定することができれば、ホイールシリンダ
液圧を直接検出するホイールシリンダ液圧検出装置が不
要となり、その分、コストダウンを図ることが可能とな
る。ホイールシリンダ液圧の初期状態は、例えば、ホイ
ールシリンダ液圧がほぼ大気圧にある状態とすることが
できる。ホイールシリンダ液圧がほぼ大気圧にある状態
は、ブレーキが解除された状態（ブレーキ非作用状態）
である。この状態でもホイールシリンダ内には一定量の
作動液が存在するが、この作動液はホイールシリンダの
作動とは無関係な死作動液とでも称すべきものであるた
め無視し、この状態の作動液量を０と考えることとす
る。このように考えれば、初期時点から現時点までの
間、ホイールシリンダ液圧が単調に増大させられる場合
には、流入積算量を現時点においてホイールシリンダ内
に存在する作動液量とすることができる。ホイールシリ
ンダ液圧の初期状態を、ブレーキ作用状態においてホイ
ールシリンダ液圧が取得された時点における状態とする
こともできる。ホイールシリンダ液圧は、例えば、車両
の減速度等に基づく推定により取得することができ、そ
のホイールシリンダ液圧に基づいて作動液量を取得する
ことができる。この初期状態における作動液量に、初期
時点から現時点までの流入積算量を加えれば、現時点に
おいてホイールシリンダに存在する作動液量を取得する
ことができ、液圧を推定することができる。また、流入
積算量に対応するホイールシリンダ液圧変化量（増加
量）を求め、その液圧変化量と初期状態における液圧と
を加えれば、現時点における液圧を取得することができ
る。このように、初期時点は、ホイールシリンダ液圧や
ホイールシリンダに存在する作動液量を取得できる時点
であればよく、ブレーキ解除時とすることは不可欠では
ない。 （２）前記増圧制御弁が、付与される電力に応じた大き
さの駆動力を発生させる電気的駆動装置を含み、当該増
圧制御弁の高圧側の液圧とホイールシリンダ側の液圧と
の差である増圧時液圧差が、前記電気的駆動装置に付与
される電力に応じた大きさである間、前記増圧許容状態
に保たれるものであり、前記ホイールシリンダ液圧推定
手段が、当該ホイールシリンダ液圧推定手段によって
推定された推定ホイールシリンダ液圧を前記ホイールシ
リンダ側の液圧として前記増圧時液圧差を取得する液圧
差取得手段と、その液圧差取得手段によって取得され
た増圧時液圧差と前記電気的駆動装置に付与された電力
とに基づいて前記流入積算量を取得する流入積算量取得
手段とを含む(1) 項に記載のブレーキ液圧制御装置（請
求項２）。増圧制御弁が、上述のように、増圧時液圧差
が供給電力に応じた大きさである間、増圧許容状態に保
たれるものである場合には、増圧時液圧差と供給電力と
に基づいて増圧制御弁を流れる作動液の流量（ホイール
シリンダへの流入流量）を取得することができ、この流
量を時間で積分することによって流入積算量を取得する
ことができる。増圧時液圧差は、高圧源側の液圧とホイ
ールシリンダ側の液圧との差であるが、ホイールシリン
ダ側の液圧としては、ホイールシリンダ側液圧検出装置
によって検出される検出ホイールシリンダ側液圧ではな
く、推定ホイールシリンダ液圧が使用される。また、高
圧源側の液圧は、増圧制御弁の高圧源側に定液圧源が接
続されている場合にはその定液圧源の液圧であり、マス
タシリンダが接続されている場合にはマスタシリンダ液
圧である。高圧源が定液圧源である場合には、その定液
圧源の液圧を検出する装置は不要であるのが普通である
が、定液圧源であっても許容液圧変化範囲が広い場合に
は、定液圧源液圧検出装置を設けることが望ましい。マ
スタシリンダ液圧は、マスタシリンダ液圧検出装置によ
って直接検出することも、ブレーキ操作部材操作力検出
装置によって操作力を検出し、その検出操作力に基づい
てスタシリンダ液圧を取得することも可能である。これ
らマスタシリンダ液圧検出装置やブレーキ操作力検出装
置（踏力センサ）を設ける場合でも、これらは前述の従
来のブレーキ液圧制御装置に設けられていたものである
から、装置コストに変化はなく、ホイールシリンダ液圧
検出装置が不要となる分コストダウンを図り得ることと
なる。増圧制御弁を、例えば、弁子および弁座と、弁子
を弁座に着座させる方向に付勢するスプリングとを備え
たシーティング弁を含むものとし、前述の電気的駆動装
置を、弁子を弁座から離間させる向きに供給電力に応じ
た大きさの磁気的な駆動力（電磁駆動力と称する）を発
生させる装置とすることができる。弁子には、増圧時液
圧差に応じた差圧作用力が作用するが、この差圧作用力
と電磁駆動力との和が、スプリングの付勢力より大きい
間、弁子が弁座から離間させられ、ホイールシリンダへ
の作動液の流入が許容される。また、弁子の弁座からの
離間量（バルブストロークと称する）は、差圧作用力
（増圧時液圧差）が大きほど、また、電磁駆動力（電
力）が大きいほど大きくなる。そして、バルブストロー
クが大きいほど、流路面積が大きくなり、流入流量が大
きくなる。流入積算量が流入流量に基づいて取得され、
流入流量がバルブストロークに基づいて取得されるた
め、流入積算量取得手段には、流入流量取得手段，バル
ブストローク取得手段等が含まれると考えることができ
る。 （３）高圧源と、リザーバと、ホイールシリンダとの間
に設けられ、高圧源からホイールシリンダへの作動液の
供給を許容する増圧状態と、ホイールシリンダからリザ
ーバへの作動液の流出を許容する減圧状態とに制御可能
な液圧制御弁装置と、その液圧制御弁装置を制御するこ
とによりホイールシリンダ液圧を制御する弁装置制御手
段とを含むブレーキ液圧制御装置であって、前記弁装置
制御手段が、前記ホイールシリンダ液圧の初期状態と、
ホイールシリンダ液圧が初期状態にあった初期時点から
現時点までにホイールシリンダに流入した作動液の流入
積算量と、初期時点から現時点までにホイールシリンダ
から流出した作動液の流出積算量との少なくとも一方に
基づいてホイールシリンダの液圧を推定するホイールシ
リンダ液圧推定手段を含むブレーキ液圧制御装置。液圧
制御弁装置は、(1) 項に記載の増圧制御弁と、ホイール
シリンダとリザーバとの間に設けられ、ホイールシリン
ダからリザーバへの作動液の流出を許容する減圧許容状
態と、作動液の流出を阻止する減圧阻止状態とに切り換
え可能な減圧制御弁とを含むものとしたり、(2) 項に記
載の増圧制御弁と、付与される電力に応じた大きさの駆
動力を発生させる電気的駆動装置を含み、減圧制御弁よ
りホイールシリンダ側の液圧とリザーバ側の液圧との差
である減圧時液圧差が、電気的駆動装置に付与される電
力に応じた大きさである間減圧許容状態に保たれる減圧
制御弁とを含むものとしたりすることができる。ホイー
ルシリンダ液圧推定手段は、上述のように、初期時点か
ら現時点までの間にホイールシリンダ液圧が単調に増圧
させられる場合には、ホイールシリンダ液圧の初期状態
と流入積算量とに基づいて推定され、初期時点から現時
点までの間に、ホイールシリンダ液圧が単純に減圧させ
られる場合には、初期状態と流出積算量とに基づいて推
定することができる。ここで、初期時点は減圧が必要と
なった時点であり、その初期時点におけるホイールシリ
ンダ液圧の初期値は車両減速度や流入積算量等に基づい
て取得することが可能である。また、減圧時液圧差は、
減圧制御弁よりホイールシリンダ側の液圧とリザーバ側
の液圧との差であるが、リザーバ側の液圧はほぼ大気圧
であるのが普通であり、その場合には、ほぼホイールシ
リンダ側の液圧と同じ大きさとなる。ホイールシリンダ
側の液圧は検出ホイールシリンダ側液圧でなく推定ホイ
ールシリンダ液圧とすることもできる。本項に記載のブ
レーキ液圧制御装置においては、推定ホイールシリンダ
液圧に基づいて液圧制御弁装置を制御することの他、リ
ザーバに存在する作動液量を推定することもできる。ホ
イールシリンダから流出した作動液の殆どすべてがリザ
ーバに供給される場合には、流出積算量とリザーバ液量
とがほぼ同じであるとすることができる。この場合に
は、当該ブレーキ液圧制御装置にリザーバ液量推定手段
が含まれることになる。また、リザーバ液量がリザーバ
の容量より大きくなれば、リザーバおよびその周辺の液
通路において作動液漏れが生じたと検出することがで
き、この場合には、作動液漏れ検出手段が含まれること
になる。SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to reduce the cost of a brake fluid pressure control device, and specifically, to estimate the wheel cylinder fluid pressure by estimating the wheel cylinder fluid pressure. Obtaining the information eliminates the need for a hydraulic pressure detecting device that detects the wheel cylinder hydraulic pressure. This problem is solved by a brake fluid pressure detection device described below. In the following description,
Each aspect of the present invention is divided into items, numbered, and, if necessary, the numbers of other items are cited and described in the same format as the claims. This is to clarify the possibility of adopting the features described in each section in combination. (1) It is provided between the high-pressure source and the wheel cylinder, and can be switched between a pressure-increasing allowable state in which the inflow of hydraulic fluid from the high-pressure source to the wheel cylinder is permitted and a pressure-intensifying-inhibiting state in which the inflow of hydraulic fluid is prevented A brake fluid pressure control device comprising: a pressure increasing control valve, and a pressure increasing valve control means for controlling a wheel cylinder pressure by controlling the pressure increasing control valve, wherein the pressure increasing valve control means comprises: Wheel cylinder hydraulic pressure for estimating the wheel cylinder hydraulic pressure based on the initial hydraulic pressure and the integrated amount of hydraulic fluid flowing into the wheel cylinder from the initial time when the wheel cylinder hydraulic pressure was in the initial state to the present time A brake fluid pressure control device comprising an estimation means (claim 1). If the initial state of the wheel cylinder hydraulic pressure and the inflow integrated amount when the wheel cylinder hydraulic pressure is monotonically increased from the initial time to the present time are known, the working fluid amount present in the wheel cylinder at the present time can be determined, Based on this, the wheel cylinder hydraulic pressure can be estimated.
Since there is a predetermined relationship between the hydraulic fluid amount present in the wheel cylinder and the wheel cylinder hydraulic pressure as shown in FIG. 15, it is possible to estimate the wheel cylinder hydraulic pressure based on the hydraulic fluid amount. It is possible. If the wheel cylinder fluid pressure can be estimated, a wheel cylinder fluid pressure detecting device for directly detecting the wheel cylinder fluid pressure becomes unnecessary, and the cost can be reduced accordingly. The initial state of the wheel cylinder hydraulic pressure may be, for example, a state in which the wheel cylinder hydraulic pressure is substantially at atmospheric pressure. When the wheel cylinder fluid pressure is almost at atmospheric pressure, the brake is released (no brake applied)
It is. Even in this state, a certain amount of hydraulic fluid is present in the wheel cylinder. However, this hydraulic fluid should be called dead hydraulic fluid unrelated to the operation of the wheel cylinder, and is ignored. Is assumed to be 0. With this consideration, when the wheel cylinder hydraulic pressure is monotonously increased from the initial time to the present time, the inflow integrated amount can be the working fluid amount present in the wheel cylinder at the present time. The initial state of the wheel cylinder hydraulic pressure may be the state at the time when the wheel cylinder hydraulic pressure is acquired in the braking operation state. The wheel cylinder hydraulic pressure can be obtained by estimation based on, for example, the deceleration of the vehicle, and the hydraulic fluid amount can be obtained based on the wheel cylinder hydraulic pressure. By adding the inflow integrated amount from the initial time to the current time to the hydraulic fluid amount in the initial state, the hydraulic fluid amount present in the wheel cylinder at the current time can be obtained, and the hydraulic pressure can be estimated. Further, by obtaining a wheel cylinder hydraulic pressure change amount (increase amount) corresponding to the inflow integrated amount, and adding the hydraulic pressure change amount and the hydraulic pressure in the initial state, it is possible to obtain the current hydraulic pressure. As described above, the initial time point may be a time point at which the wheel cylinder hydraulic pressure and the amount of hydraulic fluid existing in the wheel cylinder can be obtained, and it is not essential to release the brake. (2) The pressure-increasing control valve includes an electric drive device that generates a driving force having a magnitude corresponding to the applied electric power, and a hydraulic pressure on a high-pressure side and a hydraulic pressure on a wheel cylinder side of the pressure-increasing control valve. While the pressure increase pressure difference, which is the difference between the pressure increase and the pressure increase, is maintained in the pressure increase allowable state while the magnitude is in accordance with the electric power applied to the electric drive device. Means for obtaining the pressure difference at the time of pressure increase by using the estimated wheel cylinder pressure estimated by the wheel cylinder pressure estimation means as the hydraulic pressure on the wheel cylinder side; and obtaining the pressure difference by the hydraulic pressure difference obtaining means. The brake fluid pressure control device according to item (1), further comprising: an inflow integrated amount acquiring unit configured to acquire the integrated flow amount based on the increased hydraulic pressure difference and the electric power applied to the electric drive device. Claim 2). As described above, if the pressure increase control valve is maintained in the pressure increase allowable state while the pressure increase pressure difference is of a magnitude corresponding to the supplied power, the pressure increase pressure The flow rate (flow rate into the wheel cylinder) of the hydraulic fluid flowing through the pressure increase control valve can be obtained based on the electric power, and the flow-in integrated amount can be obtained by integrating the flow rate over time. The hydraulic pressure difference at the time of pressure increase is the difference between the hydraulic pressure on the high pressure source side and the hydraulic pressure on the wheel cylinder side. The hydraulic pressure on the wheel cylinder side is detected by a wheel cylinder side hydraulic pressure detection device. The estimated wheel cylinder hydraulic pressure is used instead of the side hydraulic pressure. The hydraulic pressure on the high pressure source side is the hydraulic pressure of the constant hydraulic pressure source when the constant hydraulic pressure source is connected to the high pressure source side of the pressure increasing control valve, and when the master cylinder is connected. Is the master cylinder hydraulic pressure. When the high-pressure source is a constant hydraulic pressure source, a device for detecting the hydraulic pressure of the constant hydraulic pressure source is usually unnecessary. In the case of a wide area, it is desirable to provide a constant hydraulic pressure source hydraulic pressure detecting device. The master cylinder hydraulic pressure can be detected directly by the master cylinder hydraulic pressure detector, or the operating force can be detected by the brake operating member operating force detector, and the star cylinder hydraulic pressure can be obtained based on the detected operating force. It is. Even when the master cylinder hydraulic pressure detecting device and the brake operating force detecting device (pedal force sensor) are provided, since they are provided in the above-described conventional brake hydraulic pressure controlling device, there is no change in the device cost. Since the wheel cylinder hydraulic pressure detecting device is not required, the cost can be reduced. The pressure increase control valve includes, for example, a seating valve including a valve and a valve seat, and a spring that biases the valve in a direction to seat the valve on the valve seat. An apparatus that generates a magnetic driving force (referred to as electromagnetic driving force) having a magnitude corresponding to the supplied power in a direction away from the valve seat can be provided. A differential pressure acting force corresponding to the hydraulic pressure difference at the time of pressure increase acts on the valve, and while the sum of the differential pressure acting force and the electromagnetic driving force is larger than the biasing force of the spring, the valve is moved from the valve seat. The wheel cylinders are separated from each other, and the hydraulic fluid is allowed to flow into the wheel cylinder. Further, the amount of separation of the valve element from the valve seat (referred to as a valve stroke) increases as the differential pressure acting force (pressure increase hydraulic pressure difference) increases and the electromagnetic driving force (electric power) increases. The larger the valve stroke, the larger the flow path area and the larger the inflow flow rate. The inflow integrated amount is obtained based on the inflow flow rate,
Since the inflow flow rate is obtained based on the valve stroke, the inflow integrated amount obtaining means can be considered to include an inflow flow rate obtaining means, a valve stroke obtaining means, and the like. (3) An increased pressure state provided between the high-pressure source, the reservoir, and the wheel cylinder to allow the supply of the hydraulic fluid from the high-pressure source to the wheel cylinder, and the outflow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder to the reservoir. A brake fluid pressure control device including a fluid pressure control valve device that can be controlled to a reduced pressure state and a valve device control unit that controls a wheel cylinder fluid pressure by controlling the fluid pressure control valve device. Valve device control means, the initial state of the wheel cylinder hydraulic pressure,
At least one of the cumulative amount of hydraulic fluid flowing into the wheel cylinder from the initial time when the wheel cylinder fluid pressure was in the initial state to the current time and the cumulative amount of hydraulic fluid flowing out of the wheel cylinder from the initial time to the current time. A brake fluid pressure control device including a wheel cylinder fluid pressure estimating means for estimating a fluid pressure of a wheel cylinder based on the vehicle pressure. The hydraulic pressure control valve device is provided between the pressure increase control valve described in the item (1) and the wheel cylinder and the reservoir, and is configured to permit a pressure reduction state in which the hydraulic fluid is allowed to flow from the wheel cylinder to the reservoir. A pressure-reducing control valve that can be switched to a pressure-reducing blocking state for preventing liquid outflow, or a pressure-increasing control valve according to item (2), and a driving force having a magnitude corresponding to the applied electric power are generated. The pressure reduction control valve includes a pressure-reduction-time hydraulic pressure difference that is a difference between the wheel cylinder-side hydraulic pressure and the reservoir-side hydraulic pressure from the pressure-reducing control valve, with a magnitude corresponding to the electric power applied to the electric drive device. And a pressure reduction control valve that is maintained in a pressure reduction allowable state for a certain time. As described above, when the wheel cylinder hydraulic pressure is monotonically increased between the initial time and the present time, the wheel cylinder hydraulic pressure estimating means is based on the initial state of the wheel cylinder hydraulic pressure and the integrated amount of inflow. If the wheel cylinder hydraulic pressure is simply reduced from the initial time to the present time, the estimation can be made based on the initial state and the integrated outflow amount. Here, the initial time point is a time point when pressure reduction is required, and the initial value of the wheel cylinder hydraulic pressure at the initial time point can be obtained based on the vehicle deceleration, the integrated amount of inflow, and the like. The pressure difference at the time of decompression is
This is the difference between the fluid pressure on the wheel cylinder side and the fluid pressure on the reservoir side from the pressure reducing control valve, and the fluid pressure on the reservoir side is usually approximately atmospheric pressure. It will be the same size as the hydraulic pressure. The hydraulic pressure on the wheel cylinder side may be the estimated wheel cylinder hydraulic pressure instead of the detected wheel cylinder side hydraulic pressure. In the brake fluid pressure control device described in this section, the hydraulic fluid control valve device is controlled based on the estimated wheel cylinder fluid pressure, and the hydraulic fluid amount present in the reservoir can also be estimated. When almost all of the hydraulic fluid flowing out of the wheel cylinder is supplied to the reservoir, the outflow integrated amount and the reservoir liquid amount may be substantially the same. In this case, the brake fluid pressure control device includes a reservoir fluid amount estimating means. Further, when the reservoir liquid amount becomes larger than the capacity of the reservoir, it can be detected that the hydraulic fluid has leaked in the reservoir and the fluid passage around the reservoir, and in this case, the hydraulic fluid leak detecting means is included. .
【０００６】本発明の別の課題は、ブレーキ液圧制御装
置に異常が生じたか否かの検出精度を向上させることで
あり、具体的には、推定ホイールシリンダ液圧を利用し
て検出精度を向上させることである。この課題は、下記
態様のブレーキ液圧制御装置によって解決することがで
きる。 （４）当該ブレーキ液圧制御装置が、さらに、前記増圧
制御弁より前記ホイールシリンダの側の液圧を検出する
ホイールシリンダ側液圧検出装置と、そのホイールシリ
ンダ側液圧検出装置によって検出された検出液圧に基づ
いてホイールシリンダ液圧を取得する検出液圧依拠ホイ
ールシリンダ液圧取得手段と、その検出液圧依拠ホイー
ルシリンダ液圧取得手段によって取得された検出液圧依
拠ホイールシリンダ液圧と、前記ホイールシリンダ液圧
推定手段によって推定された推定ホイールシリンダ液圧
との差が設定範囲外である場合に、当該ブレーキ液圧制
御装置に異常が生じたとする異常検出手段とを含むこと
を特徴とする(1) 項または(2) 項に記載のブレーキ液圧
制御装置（請求項３）。検出液圧依拠ホイールシリンダ
液圧取得手段によって取得されるホイールシリンダ液圧
は、ホイールシリンダ側液圧検出装置によって検出され
た検出ホイールシリンダ側液圧としても、検出ホイール
シリンダ側液圧と実際のホイールシリンダ液圧との関係
を予め求めておき、その関係に従って取得された液圧と
してもよい。これら検出ホイールシリンダ側液圧と実際
のホイールシリンダ液圧との関係の一例を図１６に示
す。この場合には、ホイールシリンダ側液圧検出装置と
ホイールシリンダとの間の作動液の伝達特性を考慮して
取得されることになり、このように取得されたホイール
シリンダ液圧を伝達特性対応検出液圧依拠ホイールシリ
ンダ液圧と称することができる。いずれにしても、検出
液圧依拠ホイールシリンダ側液圧取得手段によって取得
された検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧と、推定ホイ
ールシリンダ液圧とは、ほぼ同じ大きさであるはずであ
る。したがって、これらの差が設定範囲内にない場合
は、ブレーキ液圧制御装置に異常が生じたとすることは
妥当なことである。このように、ほぼ同じ大きさである
べき液圧値同士を比較することにより異常か否かが検出
されるため、従来のブレーキ液圧制御装置におけるよう
にホイールシリンダ液圧とマスタシリンダ液圧との関係
を利用して異常か否かが検出される場合に比較して、検
出精度を向上させることができる。ブレーキ液圧制御装
置に生じる異常としては、増圧制御弁，増圧弁制御手
段，ホイールシリンダ液圧推定手段，ホイールシリンダ
側液圧検出装置等の異常がある。これらの異常のうち、
ホイールシリンダ側液圧検出装置の異常が他の異常に比
較して生じ易い場合には、異常がホイールシリンダ側液
圧検出装置に生じた可能性が高いとすることができ、そ
の場合には、異常検出手段が液圧検出装置異常検出手段
であることになる。また、ブレーキ液圧制御装置に異常
が生じたとされた場合は、増圧制御弁の制御を終了させ
ることが望ましいが、その異常がホイールシリンダ側液
圧検出装置に生じたとされた場合には、増圧制御弁の制
御を継続させることができる。ホイールシリンダ側液圧
検出装置によって検出ホイールシリンダ側液圧が検出さ
れなくても、増圧時液圧差を取得し得、ホイールシリン
ダ液圧を推定することができるからである。また、本項
に記載のブレーキ液圧制御装置を含む液圧制動装置と回
生制動装置とを備えた車両用制動装置においては、ホイ
ールシリンダ側液圧検出装置の異常が検出されても、増
圧制御弁の制御を継続させることができるため、回生制
動を終了させる必要がなくなる。その結果、車輪の運動
エネルギの無駄な放出を抑制し得る。なお、本項に記載
の異常検出手段は、(3) 項に記載の液圧制御弁装置を含
むブレーキ液圧制御装置にも適用することができる。 （５）前記検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧取得手段
が、前記ホイールシリンダ側液圧検出装置によって検出
された検出液圧が設定液圧より小さい場合に、ホイール
シリンダ側液圧検出装置とホイールシリンダとの間の作
動液の伝達特性に基づいて取得された伝達特性対応検出
液圧依拠ホイールシリンダ液圧を検出液圧依拠ホイール
シリンダ液圧とし、設定液圧以上の場合に、検出液圧を
検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧とする(4) 項に記載
のブレーキ液圧制御装置。検出ホイールシリンダ側液圧
が、例えば、ファーストフィルに対応する大きさである
設定液圧より小さい場合には、一般に増圧制御弁とホイ
ールシリンダとを接続する液通路を流れる作動液量が比
較的多く、作動液の流路抵抗における液圧損失が大きく
なるため、ホイールシリンダ側液圧検出手段によって検
出された検出ホイールシリンダ側液圧と実際のホイール
シリンダ液圧との差が大きくなる。それにより、検出ホ
イールシリンダ側液圧と推定ホイールシリンダ液圧との
差が適正範囲を越え、ブレーキ液圧制御装置が正常であ
るにも係わらず異常であると誤検出されるおそれがあ
る。この場合には、推定ホイールシリンダ液圧を検出ホ
イールシリンダ側液圧と比較することは適当ではなく、
伝達特性対応検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧と比較
する方が望ましい。それに対して、ファーストフィルに
対応する液圧以上の場合には、一般に増圧制御弁とホイ
ールシリンダとを接続する液通路を流れる作動液量が比
較的少なく、流路抵抗に起因する液圧の損失も小さい。
そのため、検出ホイールシリンダ側液圧と推定ホイール
シリンダ液圧とを比較することは妥当である。Another object of the present invention is to improve the accuracy of detecting whether or not an abnormality has occurred in the brake fluid pressure control device. Specifically, the detection accuracy is improved by utilizing the estimated wheel cylinder fluid pressure. It is to improve. This problem can be solved by the following brake fluid pressure control device. (4) The brake fluid pressure control device is further detected by the wheel cylinder side fluid pressure detection device that detects the fluid pressure on the wheel cylinder side from the pressure increase control valve, and is further detected by the wheel cylinder side fluid pressure detection device. A detected hydraulic pressure dependent wheel cylinder hydraulic pressure obtaining means for obtaining a wheel cylinder hydraulic pressure based on the detected hydraulic pressure, and a detected hydraulic pressure dependent wheel cylinder hydraulic pressure obtained by the detected hydraulic pressure dependent wheel cylinder hydraulic pressure obtaining means. An abnormality detecting means for determining that an abnormality has occurred in the brake fluid pressure control device when a difference from the estimated wheel cylinder fluid pressure estimated by the wheel cylinder fluid pressure estimating means is out of a set range. The brake fluid pressure control device according to item (1) or (2) (claim 3). The wheel cylinder fluid pressure acquired by the detected wheel cylinder fluid pressure acquiring means is the detected wheel cylinder fluid pressure detected by the wheel cylinder fluid pressure detector, and the detected wheel cylinder fluid pressure and the actual wheel pressure. The relationship with the cylinder fluid pressure may be determined in advance, and the fluid pressure acquired according to the relationship may be used. FIG. 16 shows an example of the relationship between the detected wheel cylinder side hydraulic pressure and the actual wheel cylinder hydraulic pressure. In this case, the hydraulic pressure is obtained in consideration of the hydraulic fluid transmission characteristics between the wheel cylinder-side hydraulic pressure detection device and the wheel cylinder. It can be referred to as hydraulic cylinder pressure. In any case, the detected hydraulic pressure-dependent wheel cylinder hydraulic pressure obtained by the detected hydraulic pressure-dependent wheel cylinder-side hydraulic pressure obtaining means should be substantially the same as the estimated wheel cylinder hydraulic pressure. Therefore, when these differences are not within the set range, it is reasonable to assume that an abnormality has occurred in the brake fluid pressure control device. As described above, the abnormality is detected by comparing the hydraulic pressure values that should be substantially the same, so that the wheel cylinder hydraulic pressure and the master cylinder hydraulic pressure are different from those in the conventional brake hydraulic pressure control device. The detection accuracy can be improved as compared with the case where the abnormality is detected using the relationship of Abnormalities that occur in the brake hydraulic pressure control device include abnormalities of the pressure increase control valve, the pressure increase valve control means, the wheel cylinder pressure estimation means, the wheel cylinder side pressure detection device, and the like. Of these abnormalities,
If the abnormality of the wheel cylinder side hydraulic pressure detecting device is more likely to occur than other abnormalities, it is possible that the possibility that the abnormality has occurred in the wheel cylinder side hydraulic pressure detecting device is high, and in that case, The abnormality detecting means is the hydraulic pressure detecting apparatus abnormality detecting means. Further, when it is determined that an abnormality has occurred in the brake fluid pressure control device, it is desirable to end the control of the pressure increase control valve, but when it is determined that the abnormality has occurred in the wheel cylinder side fluid pressure detection device, Control of the pressure increase control valve can be continued. This is because even if the wheel cylinder side hydraulic pressure detection device does not detect the detected wheel cylinder side hydraulic pressure, the pressure increase during pressure increase can be obtained and the wheel cylinder hydraulic pressure can be estimated. Further, in a vehicle braking device including a hydraulic braking device including the brake hydraulic pressure control device described in this section and a regenerative braking device, even if an abnormality of the wheel cylinder side hydraulic pressure detecting device is detected, the pressure is increased. Since the control of the control valve can be continued, it is not necessary to end the regenerative braking. As a result, wasteful release of kinetic energy of the wheels can be suppressed. Note that the abnormality detecting means described in this section can also be applied to a brake hydraulic pressure control device including the hydraulic pressure control valve device described in (3). (5) If the detected hydraulic pressure-dependent wheel cylinder hydraulic pressure obtaining means is smaller than a set hydraulic pressure detected by the wheel cylinder-side hydraulic pressure detection device, the wheel cylinder-side hydraulic pressure detection device and the wheel cylinder Detected hydraulic pressure is determined based on the hydraulic pressure-dependent wheel cylinder hydraulic pressure that is obtained based on the hydraulic fluid transmission characteristics between the hydraulic fluid and the detected hydraulic pressure. The brake fluid pressure control device according to the above mode (4), wherein the fluid pressure-dependent wheel cylinder fluid pressure is used. When the detection wheel cylinder side hydraulic pressure is, for example, smaller than a set hydraulic pressure which is a magnitude corresponding to the first fill, the hydraulic fluid amount flowing through the hydraulic passage connecting the pressure increase control valve and the wheel cylinder is generally relatively small. In many cases, the hydraulic pressure loss in the flow resistance of the hydraulic fluid increases, so that the difference between the detected wheel cylinder side hydraulic pressure detected by the wheel cylinder side hydraulic pressure detecting means and the actual wheel cylinder hydraulic pressure increases. As a result, the difference between the detected wheel cylinder side hydraulic pressure and the estimated wheel cylinder hydraulic pressure may exceed an appropriate range, and there is a possibility that the brake hydraulic pressure control device is erroneously detected as abnormal even though it is normal. In this case, it is not appropriate to compare the estimated wheel cylinder fluid pressure with the detected wheel cylinder side fluid pressure.
It is more desirable to compare with the wheel cylinder fluid pressure depending on the transmission fluid pressure corresponding to the transfer characteristic. On the other hand, when the hydraulic pressure is equal to or higher than the hydraulic pressure corresponding to the first fill, the amount of the hydraulic fluid flowing through the hydraulic passage connecting the pressure-intensifying control valve and the wheel cylinder is generally relatively small, and the hydraulic pressure due to the flow path resistance is relatively small. The loss is also small.
Therefore, it is appropriate to compare the detected wheel cylinder side hydraulic pressure with the estimated wheel cylinder hydraulic pressure.
【０００７】[0007]
【発明の実施の形態】以下、本発明の一実施形態である
ブレーキ液圧制御装置を備えた液圧ブレーキ装置を図面
に基づいて説明する。図１に示す液圧ブレーキ装置は、
駆動源として内燃機関と電動モータとを共に含むハイブ
リッド車両に用いられるものである。本実施形態のハイ
ブリッド車両の制動は、本液圧ブレーキ装置による制動
と、図示しない回生制動システムによる回生制動とによ
って行われる。回生制動システムは、上記電動モータを
発電機として機能させ、それによって発生させられた電
気エネルギを蓄電装置に蓄積することによって、車両を
制動するシステムである。電動モータの回転軸が外部か
らの力によって強制的に回転させられる際に、電動モー
タに発生する起電力により蓄電装置を充電すれば、電動
モータが上記外部の力に対して負荷となり、制動力が発
生する。制動中の車両の運動エネルギの一部が電気エネ
ルギに変換され、蓄電装置内に蓄えられるのであり、こ
のことによって車両を制動し得るのみならず、蓄電装置
内の電気的エネルギの消費を低減させることができ、無
充電で走行できる距離を延ばすことができる。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a perspective view showing a hydraulic brake device provided with a brake hydraulic pressure control device according to an embodiment of the present invention. The hydraulic brake device shown in FIG.
It is used for a hybrid vehicle including both an internal combustion engine and an electric motor as drive sources. Braking of the hybrid vehicle of the present embodiment is performed by braking by the present hydraulic brake device and regenerative braking by a regenerative braking system (not shown). The regenerative braking system is a system that causes the electric motor to function as a generator and stores electric energy generated by the electric motor in a power storage device to brake the vehicle. When the power storage device is charged by the electromotive force generated in the electric motor when the rotating shaft of the electric motor is forcibly rotated by an external force, the electric motor becomes a load with respect to the external force, and the braking force is increased. Occurs. A part of the kinetic energy of the vehicle during braking is converted to electric energy and stored in the power storage device, which not only can brake the vehicle but also reduces the consumption of electric energy in the power storage device. It can extend the distance that can travel without charging.
【０００８】回生による制動力（回生制動力と称する）
の大きさは、常に一定であるわけではない。例えば、車
両の走行速度が極めて小さい場合は、回生制動力はほと
んど０になる。また、蓄電装置の容量が完全に満たされ
ている場合に、過充電による蓄電装置の劣化を防止する
ためにエネルギの回生を禁止する制御が行なわれること
が多く、この場合、回生が禁止されている期間中は回生
制動力は０になる。一方、車両の制動力の大きさは、回
生制動力の大きさとは直接関係のない操縦者の意図に応
じた大きさに制御される必要がある。したがって、液圧
ブレーキ装置によって発生させるべき液圧制動力の大き
さは、操縦者の意図に応じた所要制動力から回生制動力
を減じた大きさであることになる。このような液圧ブレ
ーキ装置の制御を回生制動協調制御と称する。所要制動
力の大きさは、ブレーキ操作部材の操作力，操作ストロ
ーク，操作時間等ブレーキ操作状況から容易に知ること
ができる。また、回生制動力の大きさに関する情報は回
生制動システムから得ることができる。[0008] Braking force by regeneration (referred to as regenerative braking force)
Is not always constant. For example, when the running speed of the vehicle is extremely low, the regenerative braking force is almost zero. In addition, when the capacity of the power storage device is completely filled, control is often performed to prohibit energy regeneration to prevent deterioration of the power storage device due to overcharging. In this case, the regeneration is prohibited. During this period, the regenerative braking force becomes zero. On the other hand, the magnitude of the braking force of the vehicle needs to be controlled to a magnitude according to the intention of the driver, which is not directly related to the magnitude of the regenerative braking force. Therefore, the magnitude of the hydraulic braking force to be generated by the hydraulic braking device is a magnitude obtained by subtracting the regenerative braking force from the required braking force according to the driver's intention. Such control of the hydraulic brake device is referred to as regenerative braking cooperative control. The magnitude of the required braking force can be easily known from the brake operation status such as the operation force, operation stroke, and operation time of the brake operation member. Information on the magnitude of the regenerative braking force can be obtained from the regenerative braking system.
【０００９】図３に操縦者の意図に応じた所要制動力
と、回生制動システムによる回生制動力と、液圧ブレー
キ装置による液圧制動力との関係の一例を概念的に示
す。図から明らかなように、ブレーキ操作状況から取得
される所要制動力が増大するにつれて、液圧制動力およ
び回生制動力が増大させられる。図においては、回生制
動力が液圧制動力よりやや遅れて増大を開始することと
されているが、これは不可欠なことではない。回生制動
力が車速等に応じて決まる最大値に達した後は、所要制
動力の増大は液圧制動力の増大により実現される。本実
施形態においては、回生制動システムが回生制動力をで
きる限り有効に利用するように構成されているのであ
る。制動が行われれば車速が漸減するため、回生制動力
も漸減するのであるが、図は、単純化のために回生制動
力が一定であるとして描かれている。車速が小さくな
り、所要制動力が減少すれば、回生制動力が減少させら
れる。車速が小さくなり、電動モータの回転数が小さく
なった場合には、大きな回生制動力を得るために多くの
電力が必要になったり、回生制動力の制御ハンチングが
大きくなったりするため、回生制動力が減少させられ０
とされるのである。回生制動力が０にされた後は液圧制
動力が所要制動力とほぼ等しい大きさを保って減少する
ことになる。回生制動力が０にされるのは、後述する
が、ホイールシリンダの液圧を制御することが不可能と
なった場合（減圧用リザーバに収容された作動液が多く
なり、ホイールシリンダから流出させられた作動液を収
容できなくなった場合）もある。FIG. 3 conceptually shows an example of the relationship between the required braking force according to the driver's intention, the regenerative braking force by the regenerative braking system, and the hydraulic braking force by the hydraulic brake device. As is clear from the figure, as the required braking force obtained from the braking operation situation increases, the hydraulic braking force and the regenerative braking force are increased. In the figure, the regenerative braking force starts increasing slightly later than the hydraulic braking force, but this is not essential. After the regenerative braking force reaches the maximum value determined according to the vehicle speed or the like, the required braking force is increased by increasing the hydraulic braking force. In the present embodiment, the regenerative braking system is configured to use the regenerative braking force as effectively as possible. When braking is performed, the vehicle speed gradually decreases, so that the regenerative braking force also gradually decreases. However, for simplicity, the drawing illustrates that the regenerative braking force is constant. When the vehicle speed decreases and the required braking force decreases, the regenerative braking force is reduced. When the vehicle speed decreases and the number of revolutions of the electric motor decreases, a large amount of electric power is required to obtain a large regenerative braking force, and control hunting of the regenerative braking force increases. Power is reduced to 0
It is said that. After the regenerative braking force is reduced to zero, the hydraulic braking force decreases while maintaining a magnitude substantially equal to the required braking force. The reason why the regenerative braking force is set to 0 is described later. However, when the hydraulic pressure of the wheel cylinder cannot be controlled (the amount of the hydraulic fluid contained in the decompression reservoir increases and the hydraulic fluid is discharged from the wheel cylinder). (The case where the used working fluid cannot be stored).
【００１０】図１に示すように、液圧ブレーキ装置は、
マスタシリンダ１２，ポンプ１４，そのポンプ１４から
供給される高圧の作動液を蓄積するアキュムレータ１６
等を含んでいる。マスタシリンダ１２およびポンプ１４
には、マスタリザーバ１８から作動液が供給される。マ
スタシリンダ１２は、２つの加圧室Ｆ，Ｒを含むもので
あり、２つの加圧室には、ブレーキペダル１９の踏み込
みに応じてほぼ同じ大きさの液圧が発生させられる。加
圧室Ｒには、上記ポンプ１４，アキュムレータ１６およ
びマスタリザーバ１８等を含む定液圧源２０が接続さ
れ、ブレーキペダル１９の踏込みに伴って、定液圧源２
０から作動液が供給される。それにより、ブレーキペダ
ル１９のストロークを軽減させることが可能となる。ア
キュムレータ１６には、ポンプ１４の作動によって、設
定圧力範囲（本実施形態においては、１７ＭＰａ〜１８
ＭＰａ≒１７４〜１８４ｋｇｆ／ｃｍ2 の範囲）の作動
液が常時蓄えられるようにされている。アキュムレータ
１６には図示しない圧力スイッチが取り付けられてお
り、この圧力スイッチのヒステリシスを有するＯＮ，Ｏ
ＦＦに応じてポンプ１４が起動，停止させられるように
なっているのであり、ポンプ１４およびアキュムレータ
１６によって、ほぼ一定の液圧が供給可能とされてい
る。As shown in FIG. 1, the hydraulic brake device comprises:
A master cylinder 12, a pump 14, and an accumulator 16 for storing high-pressure hydraulic fluid supplied from the pump 14.
Etc. are included. Master cylinder 12 and pump 14
Is supplied with hydraulic fluid from the master reservoir 18. The master cylinder 12 includes two pressurizing chambers F and R. In the two pressurizing chambers, hydraulic pressures having substantially the same magnitude are generated in accordance with the depression of the brake pedal 19. The constant pressure source 20 including the pump 14, the accumulator 16, the master reservoir 18 and the like is connected to the pressurizing chamber R, and the constant pressure source 2 is
Hydraulic fluid is supplied from 0. Thereby, the stroke of the brake pedal 19 can be reduced. The accumulator 16 has a set pressure range (17 MPa to 18 MPa in the present embodiment) by the operation of the pump 14.
(MPa in the range of 174 to 184 kgf / cm 2 ). A pressure switch (not shown) is attached to the accumulator 16, and ON, O having hysteresis of this pressure switch is provided.
The pump 14 is started and stopped in accordance with the FF. The pump 14 and the accumulator 16 can supply a substantially constant hydraulic pressure.
【００１１】マスタシリンダ１２の加圧室Ｆには液通路
２２を介して、左前輪２３のホイールシリンダ２４（Ｆ
Ｌシリンダ２４と略称する）と、右前輪２５のホイール
シリンダ２６（ＦＲシリンダ２６と略称する）とが接続
されている。液通路２２には、常開の電磁開閉弁３０，
電磁開閉弁３２が設けられ、ホイールシリンダ２４，２
６とマスタリザーバ１８とを接続する液通路４０の途中
には、それぞれアンチロック制御用減圧弁としての電磁
開閉弁４２，４４が設けられている。The pressurizing chamber F of the master cylinder 12 is connected to a wheel cylinder 24 (F
L cylinder 24) and wheel cylinder 26 of right front wheel 25 (abbreviated as FR cylinder 26) are connected. A normally open solenoid valve 30,
An electromagnetic on-off valve 32 is provided, and the wheel cylinders 24, 2
Electromagnetic on-off valves 42 and 44 as antilock control pressure reducing valves are provided in the middle of the liquid passage 40 connecting the master 6 and the master reservoir 18, respectively.
【００１２】一方、加圧室Ｒには、液通路４８を介し
て、左後輪４９のホイールシリンダ５０（ＲＬシリンダ
５０と略称する）と、右後輪５１のホイールシリンダ５
２（ＲＲシリンダ５２と略称する）とが接続されてい
る。液通路４８の途中には、加圧室Ｒ側から順に、リニ
アバルブ装置５６，アンチロック制御用増圧弁としての
電磁開閉弁５８およびプロポーショニングバルブ６０
（Ｐバルブ６０と略称する）が設けられている。液通路
４８の、マスタシリンダ１２とリニアバルブ装置５６と
の間の部分には液圧センサ６２が、また、リニアバルブ
装置５６と電磁開閉弁５８との間の部分には液圧センサ
６４が設けられている。液圧センサ６２によって取得さ
れる液圧を入力液圧Ｐin，液圧センサ６４によって取得
される液圧を出力液圧Ｐout1と称する。これら液圧セン
サ６２，６４によって、リニアバルブ装置５６の前後の
液圧が検出可能とされている。入力液圧Ｐinはマスタシ
リンダ液圧Ｐmcでもある。液圧センサ６２および６４の
出力信号は、コントローラ６６に供給され、入力液圧Ｐ
inおよび出力液圧Ｐout1が取得される。後述するよう
に、コントローラ６６は、液圧センサ６４によって検出
された出力液圧Ｐout1に基づいて、リニアバルブ装置５
６を制御する。ホイールシリンダ５０，５２とマスタリ
ザーバ１８とを接続する液通路７０の途中にアンチロッ
ク制御用減圧弁としての電磁開閉弁７２が設けられてい
る。On the other hand, a wheel cylinder 50 (abbreviated as RL cylinder 50) of the left rear wheel 49 and a wheel cylinder 5 of the right rear wheel 51 are provided in the pressurizing chamber R via a liquid passage 48.
2 (abbreviated as RR cylinder 52). In the middle of the liquid passage 48, in order from the pressurizing chamber R side, a linear valve device 56, an electromagnetic on-off valve 58 as a pressure increasing valve for antilock control, and a proportioning valve 60
(Abbreviated as P valve 60). A fluid pressure sensor 62 is provided at a portion of the fluid passage 48 between the master cylinder 12 and the linear valve device 56, and a fluid pressure sensor 64 is provided at a portion between the linear valve device 56 and the electromagnetic valve 58. Have been. The hydraulic pressure obtained by the hydraulic pressure sensor 62 is called an input hydraulic pressure Pin, and the hydraulic pressure obtained by the hydraulic pressure sensor 64 is called an output hydraulic pressure Pout1. The hydraulic pressure sensors 62 and 64 can detect the hydraulic pressure before and after the linear valve device 56. The input hydraulic pressure Pin is also the master cylinder hydraulic pressure Pmc. The output signals of the hydraulic pressure sensors 62 and 64 are supplied to the controller 66 and the input hydraulic pressure P
in and the output hydraulic pressure Pout1 are obtained. As described later, the controller 66 controls the linear valve device 5 based on the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64.
6 is controlled. An electromagnetic on-off valve 72 as an anti-lock control pressure reducing valve is provided in the middle of a liquid passage 70 connecting the wheel cylinders 50 and 52 and the master reservoir 18.
【００１３】液通路４８のリニアバルブ装置５６と電磁
開閉弁５８との間の部分には、液通路７６が接続されて
いる。液通路７６は、リニアバルブ装置５６とホイール
シリンダ２４，２６とを接続する通路であり、液通路７
６の途中には、常閉の電磁開閉弁８０が設けられてい
る。また、電磁開閉弁８０のホイールシリンダ２４，２
６側には、それぞれアンチロック制御用増圧弁としての
電磁開閉弁８４，８６が設けられている。液通路７６
の、電磁開閉弁８０と電磁開閉弁８４および電磁開閉弁
８６との間の部分には、液圧センサ８８が接続されてい
る。液圧センサ８８による測定結果を、出力液圧Ｐout2
と称する。出力液圧Ｐout2は、液圧センサ６４の出力が
正常か否かの監視に使用される。電磁開閉弁８０が開状
態にある場合に、液圧センサ６４により検出された出力
液圧Ｐout1の値が出力液圧Ｐout2の値から離れている場
合に液圧センサ６４の出力が異常である可能性があると
判定されるのである。これは、電磁開閉弁８０が開状態
にあれば、液圧センサ６４と液圧センサ８８とが互いに
連通した状態となり、液圧センサ６４，８８が共に正常
であれば、出力液圧Ｐout1と出力液圧Ｐout2とがほぼ同
じになるはずであるからである。本実施形態において
は、この判定結果に基づいて操縦者に液圧センサ異常が
報知されるが、この報知と共に、あるいは報知に代え
て、コントローラ６６によるリニアバルブ装置の制御が
禁止されるようにしてもよい。これら複数の各電磁開閉
弁３０，３２，４２，４４，５８，７２，８０，８４お
よび８６のソレノイドは、コントローラ６６からの指令
に基づいて制御される。A liquid passage 76 is connected to a portion of the liquid passage 48 between the linear valve device 56 and the electromagnetic valve 58. The liquid passage 76 is a passage that connects the linear valve device 56 and the wheel cylinders 24 and 26, and the liquid passage 7
In the middle of 6, a normally closed solenoid on-off valve 80 is provided. Further, the wheel cylinders 24, 2 of the solenoid on-off valve 80
Electromagnetic switching valves 84 and 86 as anti-lock control pressure increasing valves are provided on the 6th side, respectively. Liquid passage 76
A fluid pressure sensor 88 is connected to a portion between the electromagnetic on-off valve 80, the electromagnetic on-off valve 84, and the electromagnetic on-off valve 86. The measurement result of the hydraulic pressure sensor 88 is output to the output hydraulic pressure Pout2
Called. The output hydraulic pressure Pout2 is used for monitoring whether the output of the hydraulic pressure sensor 64 is normal. When the value of the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64 is different from the value of the output hydraulic pressure Pout2 when the electromagnetic on-off valve 80 is in the open state, the output of the hydraulic pressure sensor 64 may be abnormal. It is determined that there is sex. That is, when the electromagnetic on-off valve 80 is in the open state, the hydraulic pressure sensor 64 and the hydraulic pressure sensor 88 are in communication with each other, and when the hydraulic pressure sensors 64 and 88 are both normal, the output hydraulic pressure Pout1 and the output This is because the hydraulic pressure Pout2 should be substantially the same. In the present embodiment, the operator is notified of the abnormality of the hydraulic pressure sensor based on the result of the determination, but the control of the linear valve device by the controller 66 is prohibited together with or instead of the notification. Is also good. The solenoids of the plurality of solenoid valves 30, 32, 42, 44, 58, 72, 80, 84, and 86 are controlled based on instructions from the controller 66.
【００１４】上記、常開の電磁開閉弁５８をバイパスす
るバイパス通路の途中には、逆止弁９０が設けられ、電
磁開閉弁８４，８６をそれぞれバイパスするバイパス通
路の途中には、それぞれ逆止弁９２，９４が設けられて
いる。これらの逆止弁９０，９２および９４は、対応す
るホイールシリンダからマスタシリンダ１２に向かう作
動液の流れは許容するが、その逆向きの流れは阻止する
向きに取り付けられており、これら逆止弁により、電磁
開閉弁５８，８４，８６が閉状態にある場合においてブ
レーキペダル１９の踏込みが緩められた場合にホイール
シリンダの作動液をマスタシリンダ１２に早急に戻すこ
とが可能となる。また、左右前輪２３，２５および左右
後輪４９，５１の回転速度を検出する車輪速センサ１１
０〜１１６が設けられ、これら車輪速センサ１１０〜１
１６によって検出された車輪速度は、アンチロック制御
時等に制動スリップ状態を検出する場合に使用される。A check valve 90 is provided in the bypass passage that bypasses the normally open electromagnetic on-off valve 58, and a check valve is provided in the bypass passage that bypasses the electromagnetic on-off valves 84 and 86, respectively. Valves 92 and 94 are provided. These check valves 90, 92 and 94 are mounted in such a way that they allow the flow of the hydraulic fluid from the corresponding wheel cylinder toward the master cylinder 12, but prevent the flow in the opposite direction. Accordingly, it is possible to quickly return the hydraulic fluid of the wheel cylinder to the master cylinder 12 when the depression of the brake pedal 19 is loosened while the electromagnetic on-off valves 58, 84, and 86 are closed. Further, a wheel speed sensor 11 for detecting rotation speeds of the left and right front wheels 23, 25 and the left and right rear wheels 49, 51.
0 to 116 are provided, and these wheel speed sensors 110 to 1
The wheel speed detected by 16 is used to detect a braking slip state during antilock control or the like.
【００１５】図２は、図１に示したリニアバルブ装置５
６の構成を概略的に示す系統図である。リニアバルブ装
置５６は、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ
１５２，減圧用リザーバ１５４および逆止弁１５６，１
５８を含んでいる。増圧リニアバルブ１５０は、液通路
４８の途中に設けられ、減圧リニアバルブ１５２は、液
通路４８と減圧用リザーバ１５４とを接続する液通路１
６０の途中に設けられている。増圧リニアバルブ１５０
をバイパスするバイパス通路の途中には、上述の逆止弁
１５６が、ホイールシリンダからマスタシリンダ１２に
向かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止
する向きに設けられている。減圧リニアバルブ１５２を
バイパスするバイパス通路の途中には、上記逆止弁１５
８が減圧用リザーバ１５４からマスタシリンダ１２に向
かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止す
る向きに設けられている。FIG. 2 shows the linear valve device 5 shown in FIG.
6 is a system diagram schematically showing a configuration of FIG. The linear valve device 56 includes a pressure increasing linear valve 150, a pressure reducing linear valve 152, a pressure reducing reservoir 154, and a check valve 156, 1.
58. The pressure-increasing linear valve 150 is provided in the middle of the liquid passage 48, and the pressure-reducing linear valve 152 is connected to the liquid passage 1 that connects the liquid passage 48 and the pressure-reducing reservoir 154.
It is provided in the middle of 60. Booster linear valve 150
The above-mentioned check valve 156 is provided in the middle of the bypass passage which bypasses the hydraulic cylinder, in such a direction as to allow the flow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder to the master cylinder 12, but to prevent the reverse flow. In the middle of the bypass passage that bypasses the pressure reducing linear valve 152, the check valve 15
8 allows the flow of the hydraulic fluid from the pressure reducing reservoir 154 toward the master cylinder 12, but prevents the reverse flow.
【００１６】減圧用リザーバ１５４は、ハウジング１８
２と、そのハウジング１８２内に液密かつ摺動可能に嵌
合されたピストン１８４とを備えている。それらハウジ
ング１８２とピストン１８４との間に、ピストン１８４
の移動につれて容積が変化する液収容室１８６が形成さ
れており、ピストン１８４は排出付勢手段としての圧縮
コイルスプリング１８８の弾性力によって液収容室１８
６の容積が減少する向きに付勢されている。液収容室１
８６内に収容された作動液は圧縮コイルスプリング１８
８の弾性力によって加圧されることとなるが、圧縮コイ
ルスプリング１８８の弾性力は比較的小さく、上記加圧
に基づく液収容室１８６内の液圧は、制動時にマスタシ
リンダ１２やホイールシリンダ２４，２６，５０，５２
に発生させられる液圧に対して無視し得る程度の大きさ
である。したがって、減圧時にホイールシリンダから流
出させられた作動液が圧縮コイルスプリング１８８の付
勢力に抗して液収容室１８６の容積を増大させつつ減圧
用リザーバ１５４に流入することが可能となる。一方、
弾性力は、逆止弁１５６の開弁圧と逆止弁１５８の開弁
圧との和よりは大きくされているため、制動終了時に
は、一制動中に液収容室１８６に収容された作動液が、
逆止弁１５６，１５８を経てマスタシリンダ１２に還流
する。The pressure reducing reservoir 154 is connected to the housing 18.
2 and a piston 184 fitted in a housing 182 in a liquid-tight and slidable manner. Between the housing 182 and the piston 184, the piston 184
A liquid storage chamber 186 having a volume that changes with movement of the liquid storage chamber 186 is formed.
6 is urged to decrease the volume. Liquid storage room 1
The hydraulic fluid contained in the compression coil spring 18
The compression coil spring 188 has a relatively small elastic force, and the hydraulic pressure in the liquid storage chamber 186 based on the above-mentioned pressure increases the master cylinder 12 and the wheel cylinder 24 during braking. , 26,50,52
It is negligible with respect to the hydraulic pressure generated at the time. Therefore, the hydraulic fluid discharged from the wheel cylinder at the time of pressure reduction can flow into the pressure reduction reservoir 154 while increasing the volume of the liquid storage chamber 186 against the urging force of the compression coil spring 188. on the other hand,
Since the elastic force is greater than the sum of the valve opening pressure of the check valve 156 and the valve opening pressure of the check valve 158, when the braking is completed, the hydraulic fluid stored in the fluid storage chamber 186 during one braking operation But,
The fluid returns to the master cylinder 12 via the check valves 156 and 158.
【００１７】減圧用リザーバ１５４の液収容室１８６の
容積は、ピストン１８４が圧縮コイルスプリング１８８
の付勢力（弾性力）により前進端位置まで前進した状態
で最小値（図示の例では０）となり、ピストン１８４が
圧縮コイルスプリング１８８の付勢力（弾性力）に抗し
て後退端位置まで後退した状態で最大値となる。この容
積の最大値から最小値を引いた差がリザーバ容量であ
り、減圧用リザーバ１５４が一制動中に収容し得る作動
液の最大量はこのリザーバ容量と等しい。そして、本実
施形態においては、リザーバ容量が、ホイールシリンダ
２４，２６，５０，５２の容量の和より小さくされてい
る。したがって、前述のように、減圧用リザーバ１５４
に収容された作動液量が多くなるとホイールシリンダ液
圧を減圧すること、すなわち、制御することが不可能と
なり、回生制動力が０とされるのである。ここで、ホイ
ールシリンダ２４，２６，５０，５２の容量は、ホイー
ルシリンダが非作動状態から作動状態までに収容し得る
作動液の最大量を意味することとする。The volume of the liquid storage chamber 186 of the pressure reducing reservoir 154 is such that the piston 184 has a compression coil spring 188.
The minimum value (0 in the illustrated example) is reached in the state in which the piston 184 has advanced to the forward end position by the urging force (elastic force), and the piston 184 retracts to the retracted end position against the urging force (elastic force) of the compression coil spring 188. It becomes the maximum value in the state where it did. The difference obtained by subtracting the minimum value from the maximum value of the volume is the reservoir capacity, and the maximum amount of the hydraulic fluid that the pressure reducing reservoir 154 can accommodate during one braking operation is equal to the reservoir capacity. In the present embodiment, the reservoir capacity is smaller than the sum of the capacities of the wheel cylinders 24, 26, 50, 52. Therefore, as described above, the decompression reservoir 154
When the amount of hydraulic fluid stored in the cylinder increases, it becomes impossible to reduce the wheel cylinder hydraulic pressure, that is, it becomes impossible to control the wheel cylinder hydraulic pressure, and the regenerative braking force is reduced to zero. Here, the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, 52 means the maximum amount of hydraulic fluid that the wheel cylinders can accommodate from a non-operating state to an operating state.
【００１８】増圧リニアバルブ１５０は、シーティング
弁１９０と、電磁付勢装置１９４とを含むものである。
シーティング弁１９０は、弁子２００と、弁座２０２
と、弁子２００と一体的に移動する被電磁付勢体２０４
と、弁子２００が弁座２０２に着座する向きに被電磁付
勢体２０４を付勢する付勢手段としての弾性部材として
のスプリング２０６とを含んでいる。また、電磁付勢装
置１９４は、ソレノイド２１０と、そのソレノイド２１
０を保持する樹脂製の保持部材２１２と、第一磁路形成
体２１４と、第二磁路形成体２１６とを含んでいる。ソ
レノイド２１０の巻線の両端に電圧が印加されると、ソ
レノイド２１０の巻線に電流が流れ、磁界が形成され
る。磁束は、その多くが、第一磁路形成体２１４，被電
磁付勢体２０４，第二磁路形成体２１６と被電磁付勢体
２０４との間のエアギャップおよび第二磁路形成体２１
６を通る。ソレノイド２１０の巻線に印加される電圧を
変化させれば、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２
１６との間に作用する磁気力も変化する。この磁気力の
大きさは、ソレノイド２１０の巻線に印加される電圧の
大きさと共に増加し、それら印加する電圧と磁気力との
関係は予め知ることができる。したがって、印加電圧を
その関係に従って連続的に変化させることにより、被電
磁付勢体２０４を付勢する力（上述の磁気力のうちの被
電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６に接近させる
方向の力のことであり、以下、電磁駆動力と称する。電
磁駆動力は、スプリング２０６の付勢力とは反対向きの
力である）の大きさを任意に変更することができる。な
お、被電磁付勢体２０４の第一磁路形成体２１６に対向
する面には、係合突部２２０が形成され、それに対する
第一磁路形成体２１６の被電磁付勢体２０４に対向する
部分には、係合凹部２２２が形成されており、被電磁付
勢体２０４と第一磁路形成体２１６との相対位置の変化
に応じて係合突部２２０と係合凹部２２２との間の対向
部の面積が変化させられる。The pressure-increasing linear valve 150 includes a seating valve 190 and an electromagnetic urging device 194.
The seating valve 190 includes a valve 200 and a valve seat 202.
And the electromagnetically biased body 204 that moves integrally with the valve 200
And a spring 206 as an elastic member as an urging means for urging the electromagnetically energized member 204 in a direction in which the valve 200 is seated on the valve seat 202. Further, the electromagnetic urging device 194 includes a solenoid 210 and the solenoid 21
A holding member 212 made of resin for holding 0, a first magnetic path forming body 214, and a second magnetic path forming body 216 are included. When a voltage is applied to both ends of the winding of the solenoid 210, a current flows through the winding of the solenoid 210, and a magnetic field is formed. Most of the magnetic flux is generated by the first magnetic path forming member 214, the electromagnetically driven member 204, the air gap between the second magnetic path forming member 216 and the electromagnetically driven member 204, and the second magnetic path forming member 21.
Go through 6. If the voltage applied to the winding of the solenoid 210 is changed, the electromagnetic biased member 204 and the second magnetic path forming member 2 can be changed.
The magnetic force acting between them also changes. The magnitude of the magnetic force increases with the magnitude of the voltage applied to the winding of the solenoid 210, and the relationship between the applied voltage and the magnetic force can be known in advance. Therefore, by continuously changing the applied voltage in accordance with the relationship, the force for urging the electromagnetically energized member 204 (the electromagnetically energized member 204 of the magnetic force described above is applied to the second magnetic path forming member 216). The force in the direction in which the spring 206 is approached is hereinafter referred to as an electromagnetic driving force (the electromagnetic driving force is a force in the direction opposite to the urging force of the spring 206). An engaging projection 220 is formed on a surface of the electromagnetically energized body 204 facing the first magnetic path forming body 216, and the engaging projection 220 is opposed to the engagement protruding part 204 of the first magnetic path forming body 216. An engagement recess 222 is formed in the portion where the engagement protrusion 220 and the engagement recess 222 are formed in accordance with a change in the relative position between the electromagnetically biased body 204 and the first magnetic path formation body 216. The area of the facing portion therebetween is changed.
【００１９】被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１
６とによって形成される磁路の磁気抵抗は、被電磁付勢
体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対的な
位置に依存して変化する。具体的には、被電磁付勢体２
０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対位置が変
化すれば、被電磁付勢体２０４の嵌合突部２２０と第二
磁路形成体２１６の嵌合凹部２２２との微小間隙を隔て
て互いに対向する円筒面（嵌合突部２２０の外周面と嵌
合凹部２２２の内周面とのうち互いに対向する部分）の
面積が変化する。もし、被電磁付勢体２０４と第二磁路
形成体２１６とが単純に端面同士で微小間隙を隔てて対
向しているのであれば、被電磁付勢体２０４と第二磁路
形成体２１６との軸方向の距離の減少、すなわち接近に
伴って磁気抵抗が加速度的に減少し、両者の間に作用す
る磁気力が加速度的に増大する。それに対し、本実施形
態の増圧リニアバルブ１５０においては、被電磁付勢体
２０４と第二磁路形成体２１６との接近に伴って、嵌合
突部２２０と嵌合凹部２２２との上記円筒面の面積が増
加し、この円筒面を通る磁束が増加する一方、被電磁付
勢体２０４の端面と第二磁路形成体２１６の端面とのエ
アギャップを通る磁束が減少する。その結果、ソレノイ
ド２１０に印加される電圧がそれほど大きくない範囲内
において一定であれば、被電磁付勢体２０４を第二磁路
形成体２１６方向へ付勢する磁気力（電磁駆動力）が、
被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向
の相対的な位置に関係なくほぼ一定となる。一方、スプ
リング２０６による被電磁付勢体２０４を第二磁路形成
体２１６から離間する方向へ付勢する付勢力（以下、ス
プリングの付勢力と略称する）は、被電磁付勢体２０４
と第二磁路形成体２１６との接近に伴って増大する。し
たがって、弁子２００に、入力側の液圧６２の液圧と出
力側の液圧との液圧差に基づく付勢力（以下、差圧作用
力と称する）が作用していない状態では、被電磁付勢体
２０４の第二磁路形成体２１６方向への移動が、上記ス
プリング２０６の付勢力と電磁駆動力とが等しくなるこ
とにより停止することとなる。Electromagnetic biasing member 204 and second magnetic path forming member 21
The magnetic resistance of the magnetic path formed by 6 changes depending on the relative position of the electromagnetically-urged member 204 and the second magnetic-path forming member 216 in the axial direction. More specifically, the electromagnetically biased member 2
If the relative position of the second magnetic path forming body 216 with respect to the axial direction changes, the minute gap between the fitting projection 220 of the electromagnetic biased member 204 and the fitting concave part 222 of the second magnetic path forming body 216 changes. The area of the cylindrical surfaces facing each other (parts of the outer peripheral surface of the fitting protrusion 220 and the inner peripheral surface of the fitting recess 222 that face each other) changes. If the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 simply face each other with a small gap between the end faces, the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 are opposed to each other. As the distance in the axial direction decreases, that is, approaching, the magnetic resistance decreases at an accelerating rate, and the magnetic force acting between them increases at an accelerating rate. On the other hand, in the pressure-intensifying linear valve 150 of the present embodiment, as the electromagnetically biased member 204 and the second magnetic path forming member 216 approach, the cylindrical shape of the fitting protrusion 220 and the fitting recess 222 is increased. While the surface area increases and the magnetic flux passing through the cylindrical surface increases, the magnetic flux passing through the air gap between the end face of the electromagnetically energized member 204 and the end face of the second magnetic path forming member 216 decreases. As a result, if the voltage applied to the solenoid 210 is constant within a range that is not so large, the magnetic force (electromagnetic driving force) that urges the electromagnetic biased body 204 in the direction of the second magnetic path forming body 216 becomes:
It is substantially constant irrespective of the relative position in the axial direction between the electromagnetically energized member 204 and the second magnetic path forming member 216. On the other hand, an urging force (hereinafter, abbreviated as a spring urging force) for urging the electromagnetically energized body 204 by the spring 206 in a direction away from the second magnetic path forming body 216 is used.
And the second magnetic path forming body 216 approaches. Therefore, when the urging force based on the hydraulic pressure difference between the hydraulic pressure 62 on the input side and the hydraulic pressure on the output side (hereinafter, referred to as differential pressure acting force) is not acting on the valve 200, the electromagnetic force is applied to the valve 200. The movement of the urging body 204 in the direction of the second magnetic path forming body 216 is stopped when the urging force of the spring 206 becomes equal to the electromagnetic driving force.
【００２０】電磁駆動力は、前述のように、被電磁付勢
体２０４を第二磁路形成体２１６に近づける方向、すな
わち、スプリング２０６の付勢力とは反対の方向に作用
する。この電磁駆動力の大きさは、ソレノイド２１０の
巻線に印加される電圧（特許請求の範囲にいう電力に対
応するが、この電力を供給電力と称することもでき
る。）の大きさと共に増加し、それら印加する電圧と電
磁駆動力との関係は予め知ることができる。したがっ
て、印加電圧をその関係にしたがって連続的に変化させ
ることにより、被電磁付勢体２０４を付勢する力を任意
に変更することができる。印加電圧を増加させると被電
磁付勢体２０４に作用する弁子２００を弁座２０２に押
しつける向きの力が小さくなり、弁子２００が弁座２０
２から離間し易くなる。図４に示すように、増圧リニア
バルブ１５０の弁子２００には、スプリング２０６の付
勢力Ｆp ，差圧作用力Ｆd ，電磁駆動力Ｆs が作用し、
差圧作用力Ｆdと電磁駆動力Ｆs との和が、スプリング
２０６の付勢力Ｆp より大きくなると弁子２００が弁座
２０２から離間させられる。電磁駆動力Ｆs が０の場合
には、差圧作用力Ｆd がスプリング２０６の付勢力Ｆp
より大きくなれば離間させられるが、この時の差圧の大
きさを開弁圧と称する。本実施形態においては、増圧リ
ニアバルブ１５０の開弁圧は、約３ＭＰａ（約３０．６
ｋｇｆ／ｃｍ2 ）とされている。As described above, the electromagnetic driving force acts in the direction in which the electromagnetically biased member 204 approaches the second magnetic path forming member 216, that is, in the direction opposite to the biasing force of the spring 206. The magnitude of the electromagnetic driving force increases with the magnitude of the voltage applied to the winding of the solenoid 210 (corresponding to the power in the claims, but this power can also be referred to as supply power). The relationship between the applied voltage and the electromagnetic driving force can be known in advance. Therefore, by continuously changing the applied voltage according to the relationship, the force for urging the electromagnetically energized member 204 can be arbitrarily changed. When the applied voltage is increased, the force in the direction of pressing the valve 200 acting on the electromagnetically energized member 204 against the valve seat 202 decreases, and the valve 200
It becomes easy to separate from 2. As shown in FIG. 4, the urging force Fp of the spring 206, the differential pressure acting force Fd, and the electromagnetic driving force Fs act on the valve element 200 of the pressure increasing linear valve 150.
When the sum of the differential pressure acting force Fd and the electromagnetic driving force Fs becomes larger than the urging force Fp of the spring 206, the valve 200 is separated from the valve seat 202. When the electromagnetic driving force Fs is 0, the differential pressure acting force Fd is equal to the urging force Fp of the spring 206.
If it becomes larger, it is separated, but the magnitude of the differential pressure at this time is referred to as the valve opening pressure. In the present embodiment, the valve opening pressure of the pressure increasing linear valve 150 is about 3 MPa (about 30.6
kgf / cm 2 ).
【００２１】弁子２００が弁座２０２から離間させられ
れば、これらの間の隙間を経て作動液が流れる。この隙
間の開口面積Ａvaは、図１４に示すように、印加電圧が
同じであれば、増圧リニアバルブ前後における液圧差Δ
Ｐin( ΔＰin＝Ｐin−Ｐout1) が大きいほど大きく、液
圧差ΔＰinが同じであれば印加電圧が大きいほど大きく
なり、これら液圧差ΔＰinと印加電圧とが決まれば開口
面積Ａvaが決まる。また、この場合における流量Ｑin
は、開口面積Ａvaと液圧差ΔＰinとからよく知られた式
｛Ｑin＝ＣＡva√（２×ΔＰin／ρ）｝によって算出す
ることができる。ここで、Ｃは流量係数であり、ρは液
密度である。このように、増圧リニアバルブ１５０は、
液圧差ΔＰinに応じて変わる流量Ｑinで作動液の流れを
許容するものなのであり、ホイールシリンダへの作動液
の流入を許容する。この状態が増圧許容状態である。When the valve 200 is separated from the valve seat 202, the hydraulic fluid flows through the gap between them. As shown in FIG. 14, if the applied voltage is the same, the opening area Ava of the gap is the hydraulic pressure difference Δ before and after the pressure increasing linear valve.
The larger the value of Pin (ΔPin = Pin−Pout1), the larger the applied voltage if the hydraulic pressure difference ΔPin is the same, the larger the applied voltage. If these hydraulic pressure differences ΔPin and the applied voltage are determined, the opening area Ava is determined. In this case, the flow rate Qin
Can be calculated from the well-known formula {Qin = CAva {(2 × ΔPin / ρ)} from the opening area Ava and the hydraulic pressure difference ΔPin. Here, C is a flow coefficient, and ρ is a liquid density. Thus, the pressure-increasing linear valve 150
The flow of the hydraulic fluid is allowed at the flow rate Qin that changes according to the hydraulic pressure difference ΔPin, and the flow of the hydraulic fluid into the wheel cylinder is allowed. This state is a pressure increase allowable state.
【００２２】減圧リニアバルブ１５２も、基本的には増
圧リニアバルブ１５０と同じものであるが、後述するよ
うに、弾性部材としてのスプリング２２４の付勢力が増
圧リニアバルブ１５０のスプリング２０６と異なってい
る。減圧リニアバルブ１５２の構成のうち、増圧リニア
バルブ１５０と同様であるものには、同じ符号を付して
示して説明を省略する。また、減圧リニアバルブ１５２
において流れる作動液の流量Ｑout も同様に、減圧リニ
アバルブ前後における液圧差ΔＰout （ΔＰout ＝Ｐou
t1−Ｐres ）と印加電圧とによって決まる。ここで、減
圧リニアバルブ１５２の減圧用リザーバ１５４の側の液
圧Ｐres はほぼ大気圧に保たれるため、減圧時液圧差Δ
Ｐout は、Ｐout1と同じ大きさとなる。また、減圧リニ
アバルブ１５２における弁子２００と弁座２０２との間
の隙間である開口面積は面積Ａvrで表す。弁子２００が
弁座２０２から離間させられている状態が減圧許容状態
である。The pressure-reducing linear valve 152 is also basically the same as the pressure-increasing linear valve 150. However, the urging force of a spring 224 as an elastic member is different from that of the spring 206 of the pressure-increasing linear valve 150, as described later. ing. Among the configurations of the pressure reducing linear valve 152, components similar to those of the pressure increasing linear valve 150 are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted. Also, the pressure reducing linear valve 152
Similarly, the flow rate Qout of the working fluid flowing at the pressure difference ΔPout before and after the pressure reducing linear valve (ΔPout = Pou
t1-Pres) and the applied voltage. Here, since the hydraulic pressure Pres of the pressure reducing linear valve 152 on the side of the pressure reducing reservoir 154 is maintained substantially at the atmospheric pressure, the hydraulic pressure difference Δ
Pout has the same size as Pout1. The opening area, which is the gap between the valve 200 and the valve seat 202 in the pressure reducing linear valve 152, is represented by the area Avr. A state in which the valve 200 is separated from the valve seat 202 is a pressure reduction allowable state.
【００２３】減圧リニアバルブ１５２についても同様
に、弁子２００には、スプリング２２４の付勢力Ｆp ，
差圧作用力Ｆd ，電磁駆動力Ｆs が作用する。また、減
圧リニアバルブ１５２の開弁圧は、１８ＭＰａ（≒１８
４ｋｇｆ／ｃｍ2 。定液圧源２０により供給される作動
液の最大液圧）よりも大きくされている。スプリング２
２４による付勢力が、スプリング２０６によるそれより
も大きく（約６倍）されているのである。本実施形態の
液圧ブレーキ装置においては、減圧リニアバルブ１５２
における弁子２００に作用する作動液の液圧の最大値
は、ポンプ１４により供給され、また、アキュムレータ
１６に蓄えられる最大の液圧である。したがって、操縦
者の踏力による液圧がこの最大液圧を上回って、減圧リ
ニアバルブ１５２の第一ポート１７２に作用する作動液
の液圧が、減圧リニアバルブ１５２の開弁圧を上回るこ
とは事実上ないと考えてよい。Similarly, for the pressure-reducing linear valve 152, the valve 200 has the urging force Fp of the spring 224,
The differential pressure acting force Fd and the electromagnetic driving force Fs act. The opening pressure of the pressure reducing linear valve 152 is 18 MPa (# 18
4 kgf / cm 2 . (The maximum hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied by the constant hydraulic pressure source 20). Spring 2
The biasing force of the spring 24 is larger (about six times) than that of the spring 206. In the hydraulic brake device of the present embodiment, the pressure reducing linear valve 152
Is the maximum hydraulic pressure supplied by the pump 14 and stored in the accumulator 16. Therefore, the hydraulic pressure due to the pedaling force of the driver exceeds the maximum hydraulic pressure, and the hydraulic pressure of the working fluid acting on the first port 172 of the pressure reducing linear valve 152 exceeds the valve opening pressure of the pressure reducing linear valve 152. You can think that it is not up.
【００２４】液通路２２にはストロークシミュレータ２
３０（図１参照）が接続され、電磁開閉弁３０および３
２が共に閉状態とされた状態においてブレーキペダル１
９のストロークが殆ど０になることが回避されている。
ストロークシミュレータ２３０は、プランジャ２３２の
移動によって容積が変化する容器である。プランジャ２
３２はスプリング２３４によって内容積が減少する向き
に付勢されているので、ストロークシミュレータ２３０
の作動液の蓄積量は、加圧室Ｆが供給する作動液の液圧
（マスタシリンダ液圧Ｐmc）が増加するほど多くなる。
このことにより、電磁開閉弁３０および３２が共に閉状
態とされた場合においても、ブレーキペダル１９のスト
ロークがほぼ０になり、操縦者に違和感を与えることが
回避される。また、ストロークシミュレータ２３０のス
プリング２３４が配設されている空間は、液通路２３６
によって液通路４０に連通させられており、プランジャ
２３２と容器との間の隙間から作動液が漏れた場合にお
いても、その漏れ出た作動液がマスタリザーバ１８に戻
される。これによって、液圧ブレーキ装置内の作動液量
が減少することが回避される。The liquid passage 22 has a stroke simulator 2
30 (see FIG. 1) is connected, and the solenoid on-off valves 30 and 3
Brake pedal 1 when both 2 are closed
It is avoided that the stroke of 9 becomes almost zero.
The stroke simulator 230 is a container whose volume changes with the movement of the plunger 232. Plunger 2
Since the spring 32 is urged by the spring 234 in the direction in which the internal volume decreases, the stroke simulator 230
The larger the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied from the pressurizing chamber F (master cylinder hydraulic pressure Pmc), the larger the accumulated amount of hydraulic fluid.
As a result, even when both of the electromagnetic valves 30 and 32 are closed, the stroke of the brake pedal 19 becomes substantially zero, and it is possible to avoid giving the driver a feeling of strangeness. The space in which the spring 234 of the stroke simulator 230 is provided is a liquid passage 236.
When the hydraulic fluid leaks from the gap between the plunger 232 and the container, the leaked hydraulic fluid is returned to the master reservoir 18. This prevents the amount of hydraulic fluid in the hydraulic brake device from decreasing.
【００２５】液圧ブレーキ装置が正常に作動している状
態において、回生制動協調制御が行なわれている通常制
動時においては、電磁開閉弁３０，３２が閉状態、電磁
開閉弁８０が開状態とされ、また、他の電磁開閉弁は図
１に示した状態とされる。ＦＬシリンダ２４およびＦＲ
シリンダ２６への作動液の供給が、マスタシリンダ１２
の加圧室Ｆから液通路２２を経て行なわれるのではな
く、加圧室Ｒから液通路４８を経て行なわれるのであっ
て、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２と同様に
リニアバルブ装置５６によって制御された作動液が供給
される。すべてのホイールシリンダの液圧が、リニアバ
ルブ装置５６の増圧リニアバルブ１５０および減圧リニ
アバルブ１５２の制御により制御されることになる。減
圧時においては、ホイールシリンダから作動液が流出さ
せられ、減圧用リザーバ１５４に収容される。In a state where the hydraulic brake device is operating normally, during normal braking in which regenerative braking cooperative control is being performed, the electromagnetic on-off valves 30 and 32 are closed and the electromagnetic on-off valve 80 is open. The other on-off valves are in the state shown in FIG. FL cylinder 24 and FR
The supply of the hydraulic fluid to the cylinder 26
Is performed not from the pressurizing chamber F through the liquid passage 22 but from the pressurizing chamber R through the liquid passage 48, and is controlled by the linear valve device 56 similarly to the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52. Supplied working fluid. The hydraulic pressures of all the wheel cylinders are controlled by controlling the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 of the linear valve device 56. At the time of pressure reduction, the hydraulic fluid flows out of the wheel cylinder and is stored in the pressure reduction reservoir 154.
【００２６】回生制動協調制御とアンチロック制御とが
共に行なわれる場合には、リニアバルブ装置５６と、電
磁開閉弁との両方が制御される。リニアバルブ装置５６
は、回生制動力と液圧制動力との和が運転者の意図する
所要制動力となるように制御され、電磁開閉弁は、制動
スリップ状態がほぼ適正状態に保たれるように制御され
る。電磁開閉弁３０および３２が閉状態、開閉弁８０が
開状態とされた上で、電磁開閉弁４２，４４，５８，７
２，８４および８６が、必要に応じてそれぞれ独立に制
御されるのである。本実施形態においては、左右後輪４
９，５１のホイールシリンダの液圧と、左前輪２３のＦ
Ｌシリンダ２４の液圧と、右前輪２５のＦＲシリンダ２
６の液圧との三者が、互いに独立に制御される。When both the regenerative braking cooperative control and the antilock control are performed, both the linear valve device 56 and the electromagnetic on-off valve are controlled. Linear valve device 56
Is controlled so that the sum of the regenerative braking force and the hydraulic braking force becomes the required braking force intended by the driver, and the electromagnetic on-off valve is controlled such that the braking slip state is maintained in a substantially appropriate state. After the electromagnetic on-off valves 30 and 32 are closed and the on-off valve 80 is open, the electromagnetic on-off valves 42, 44, 58, 7
2, 84 and 86 are each independently controlled as needed. In the present embodiment, the left and right rear wheels 4
9 and 51 and the F of the left front wheel 23
Hydraulic pressure of L cylinder 24 and FR cylinder 2 of right front wheel 25
The three with the hydraulic pressure of 6 are controlled independently of each other.
【００２７】コントローラ６６は、ＲＯＭ，ＲＡＭおよ
びＰＵ（プロセッシングユニット）等を備えたコンピュ
ータを主体とするものであり、ＲＯＭには図５，６，８
〜１１，１３に示すフローチャートで表される処理を始
めとする種々の制御プログラム、図７，１２，１４，１
５のグラフで表されるテーブル等が記憶されている。本
実施形態においては、制御対象としてのリニアバルブ装
置５６のソレノイド２１０に、フィードフォワード制御
によって決定された電圧とフィードバック制御によって
決定された電圧との和の電圧が印加される。制御の目標
値は目標液圧Ｐref であり、ホイールシリンダ液圧が目
標液圧Ｐref に近づくように制御される。目標液圧Ｐre
f は液圧センサ６２の出力値であるマスタシリンダ液圧
Ｐmc（操縦者の意志に対応する）から、回生制動力に対
応する液圧を減じた値として取得される。ホイールシリ
ンダ液圧は、後述するホイールシリンダ液圧推定プログ
ラムの実行に従って推定される。The controller 66 is mainly composed of a computer having a ROM, a RAM, a PU (processing unit) and the like.
Various control programs including the processes represented by the flowcharts shown in FIGS.
5 is stored. In the present embodiment, the sum of the voltage determined by the feedforward control and the voltage determined by the feedback control is applied to the solenoid 210 of the linear valve device 56 as a control target. The target value of the control is the target hydraulic pressure Pref, which is controlled so that the wheel cylinder hydraulic pressure approaches the target hydraulic pressure Pref. Target hydraulic pressure Pre
f is obtained as a value obtained by subtracting the hydraulic pressure corresponding to the regenerative braking force from the master cylinder hydraulic pressure Pmc (corresponding to the driver's will), which is the output value of the hydraulic pressure sensor 62. The wheel cylinder pressure is estimated according to the execution of a wheel cylinder pressure estimation program described later.
【００２８】目標液圧Ｐref に基づいて、フィードフォ
ワード増圧電圧ＶＦapply およびフィードフォワード減
圧電圧ＶＦrelease が算出され、目標液圧Ｐref から推
定ホイールシリンダ液圧Ｐw を減じた値である偏差ｅｒ
ｒｏｒを０に近づけるための電圧として、フィードバッ
ク増圧電圧ＶＢapply およびフィードバック減圧電圧Ｖ
Ｂrelease が算出され、増圧リニアバルブ１５０のソレ
ノイド２１０には、これらフィードフォワード増圧電圧
ＶＦapply およびフィードバック増圧電圧ＶＢapply の
和の大きさの電圧が印加され、減圧リニアバルブ１５２
のソレノイド２１０には、フィードフォワード減圧電圧
ＶＦrelease およびフィードバック減圧電圧ＶＢreleas
e の和の大きさの電圧が印加されるのである。これら電
圧は０の場合もある。また、フィードバック制御，フィ
ードフォワード制御以外の制御が行われる場合もある
が、ここでは、説明を省略する。なお、ソレノイド２１
０には、フィードフォワード電圧とフィードバック電圧
との両方が印加される必要は必ずしもなく、いずれか一
方のみでも差し支えない。Based on the target hydraulic pressure Pref, a feedforward boosted voltage VFapply and a feedforward reduced pressure voltage VFrelease are calculated, and a deviation er which is a value obtained by subtracting the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw from the target hydraulic pressure Pref.
The feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure V
Brelease is calculated, and a voltage corresponding to the sum of the feedforward boosted voltage VFapply and the feedback boosted voltage VBapply is applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150.
Of the feed forward reduced voltage VFrelease and the feedback reduced voltage VBreleas
A voltage equal to the sum of e is applied. These voltages may be zero. Control other than feedback control and feedforward control may be performed, but the description is omitted here. The solenoid 21
It is not always necessary to apply both the feedforward voltage and the feedback voltage to 0, and only one of them may be used.
【００２９】図５は、コントローラ６６のＲＯＭに記憶
された制御プログラムのメイン処理の主要部を示すフロ
ーチャートである。ステップ１０（以下、Ｓ１０と略記
する。他のステップについても同じ）において、フィー
ドフォワード増圧電圧ＶＦapply およびフィードフォワ
ード減圧電圧ＶＦrelease を算出するサブルーチンであ
るＶＦapply ，ＶＦrelease 算出処理がコールされ、Ｓ
１２において、フィードバック増圧電圧ＶＢapply およ
びフィードバック減圧電圧ＶＢrelease を、偏差ｅｒｒ
ｏｒに基づいて算出するＶＢapply ，ＶＢrelease 算出
処理がコールされる。例えば、一般的なＰＩＤ制御や、
ＰＩＤ制御をさらに簡略化したＩ制御等によって、偏差
ｅｒｒｏｒを０に近づける。この処理が完了すれば、Ｓ
１４において、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２
１０に印加する電圧（増圧側印加電圧Ｖapply と称す
る）と、減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に
印加する電圧（減圧側印加電圧Ｖrelease と称する）と
を算出するサブルーチンであるＶapply ，Ｖrelease 算
出処理がコールされる。次に、Ｓ１６において、作動液
漏れ検出処理が行われ、Ｓ１８において上述の増圧側印
加電圧Ｖapply と減圧側印加電圧Ｖrelease とが、それ
ぞれ増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１
５２のソレノイド２１０に印加される。ただし、Ｓ１６
において、後述する禁止フラグがセットされ、リニアバ
ルブ装置５６の制御が禁止された場合（回生制動が禁止
された場合）には、ソレノイド２１０に印加される電圧
は０とされる。FIG. 5 is a flowchart showing the main part of the main processing of the control program stored in the ROM of the controller 66. In step 10 (hereinafter abbreviated as S10; the same applies to other steps), a subroutine for calculating the feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward reduced voltage VFrelease is called, and the VFapply and VFrelease calculation processing is called.
At 12, the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced voltage VBrelease are deviated by the error err.
The VBapply and VBrelease calculation processing calculated based on or is called. For example, general PID control,
The deviation error is made closer to 0 by I control or the like in which the PID control is further simplified. When this process is completed, S
At 14, the solenoid 2 of the pressure-intensifying linear valve 150
The Vapply and Vrelease calculation processing, which is a subroutine for calculating a voltage (referred to as an applied voltage Vapply on the pressure increasing side) and a voltage applied to the solenoid 210 of the pressure reducing linear valve 152 (referred to as an applied voltage Vrelease), is called. Is done. Next, in S16, a hydraulic fluid leak detection process is performed, and in S18, the above-described pressure-increase side applied voltage Vapply and the pressure-decrease side applied voltage Vrelease are supplied to the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 1 respectively.
52 is applied to the solenoid 210. However, S16
In the case, when a prohibition flag described later is set and control of the linear valve device 56 is prohibited (when regenerative braking is prohibited), the voltage applied to the solenoid 210 is set to 0.
【００３０】上述のＳ１０においてコールされるＶＦap
ply ，ＶＦrelease 算出処理の内容を示すフローチャー
トを図６に示す。Ｓ２０において、ある一定時間（後述
するように、本実施形態においては６ｍｓとされてい
る）ごとの目標液圧Ｐref （これの算出については後述
する）の変化分である目標液圧変化ｄＰref が正である
か否か、つまり、目標液圧Ｐref が増加中であるか否か
が判定される。増加中である場合は、Ｓ２２において、
変数startFlag の値が０であるか否かが判定される。変
数startFlag の値が０であれば、Ｓ２４において増圧側
初期値変数Ｐinita に目標液圧Ｐref の値が代入され、
かつ、変数startFlag に１が代入された後に、また、変
数startFlag の値が０でなければＳ２４をバイパスして
初期値設定処理が終了する。なお、メイン処理の図示を
省略する初期設定において、変数startFlag は０に設定
されている。Ｓ２０の判定結果がＮＯである場合（目標
液圧変化ｄＰref が正でない場合）は、Ｓ２６におい
て、目標液圧変化ｄＰref が負であるか否かが判定され
る。この判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ２８において、
変数startFlag が１であるか否かが判定される。Ｓ２８
の判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ３０において、減圧側
初期値変数Ｐinitr に目標液圧Ｐref の値が代入され、
かつ、変数startFlag に０が代入される。Ｓ２２，Ｓ２
６若しくはＳ２８の判定結果がＮＯであるか、または、
Ｓ２４若しくはＳ３０の処理が終了した場合に、Ｓ４０
の処理が実行される。VFap called in the above S10
FIG. 6 is a flowchart showing the contents of the ply and VFrelease calculation processing. In S20, the target hydraulic pressure change dPref, which is a change amount of the target hydraulic pressure Pref (the calculation thereof will be described later), for every certain fixed time (6 ms in this embodiment as described later) is positive. , That is, whether the target hydraulic pressure Pref is increasing. If it is increasing, in S22,
It is determined whether the value of the variable startFlag is 0 or not. If the value of the variable startFlag is 0, the value of the target hydraulic pressure Pref is substituted for the pressure-increase-side initial value variable Pinita in S24,
Further, after 1 is substituted for the variable startFlag, and if the value of the variable startFlag is not 0, S24 is bypassed and the initial value setting processing ends. Note that the variable startFlag is set to 0 in an initial setting for omitting the illustration of the main processing. If the determination result in S20 is NO (the target hydraulic pressure change dPref is not positive), it is determined in S26 whether the target hydraulic pressure change dPref is negative. If this determination result is YES, in S28,
It is determined whether the variable startFlag is 1 or not. S28
Is YES, in S30, the value of the target hydraulic pressure Pref is substituted for the pressure-reduction-side initial value variable Pinitr,
In addition, 0 is substituted for the variable startFlag. S22, S2
6 or S28 is NO, or
When the processing of S24 or S30 is completed,
Is performed.
【００３１】Ｓ４０においては、減圧側印加電圧Ｖrele
ase が正であるか否か、つまり、リニアバルブ装置５６
において減圧が行われているか否かが判定される。減圧
中であれば、Ｓ４２において、フィードフォワード増圧
電圧一定値ＶＦcaが、次式に基づいて算出される。 ＶＦca←ＭＡＰa （Ｐin−Ｐout1） ・・・（１） ここで、関数ＭＡＰa は、Ｐin−Ｐout1（これを、増圧
時液圧差ΔＰinと称する）を引数として、フィードフォ
ワード増圧電圧一定値ＶＦcaを返す関数である。図７
（ａ）に関数ＭＡＰa の一例を示す。この図に示すよう
に、関数ＭＡＰa1は、増圧時液圧差ΔＰinの増加ととも
に直線的に減少する値としてフィードフォワード増圧電
圧一定値ＶＦcaを返す。増圧時液圧差ΔＰinが０のとき
のフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦcaはフィード
フォワード増圧最大電圧ＶＦmaxaであり、増圧時液圧差
ΔＰinが最大液圧差ΔＰin maxa のときのフィードフォ
ワード増圧電圧一定値ＶＦcaはフィードフォワード増圧
最小電圧ＶＦminaである。ここで、最大液圧差ΔＰin m
axa は増圧リニアバルブ１５２の開弁圧（３ＭＰａ）に
等しく、フィードフォワード増圧最大電圧ＶＦmaxaは、
それを増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に印
加した場合に発生する磁界によって、被電磁付勢体２０
４が付勢される電磁駆動力Ｆs が、弁子２００が弁座２
０２に着座した状態におけるスプリング２０６の付勢力
Ｆp に等しくなるようにされている。このようにして、
Ｓ４０の判定結果がＹＥＳである状態、つまり、減圧中
に、つぎの増圧時（もしそれが行なわれるならば）に使
用されるフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦcaが予
め算出される。In S40, the reduced pressure applied voltage Vrele
Whether ase is positive, that is, the linear valve device 56
It is determined whether or not the pressure is reduced. If the pressure is being reduced, in S42, the feedforward boosted voltage constant value VFca is calculated based on the following equation. VFca ← MAPa (Pin−Pout1) (1) Here, the function MAPa is defined as a feedforward pressure increase voltage constant value VFca using Pin−Pout1 (this is referred to as a pressure increase pressure difference ΔPin) as an argument. The function to return. FIG.
(A) shows an example of the function MAPa. As shown in this figure, the function MAPa1 returns the feedforward boosted voltage constant value VFca as a value that decreases linearly with an increase in the hydraulic pressure difference ΔPin during pressure increase. The feedforward boosted voltage constant value VFca when the pressure increase pressure difference ΔPin is 0 is the feedforward pressure increase maximum voltage VFmaxa, and the feedforward pressure increase voltage when the pressure increase pressure difference ΔPin is the maximum hydraulic pressure difference ΔPin maxa. The constant value VFca is the feedforward boosted minimum voltage VFmina. Here, the maximum hydraulic pressure difference ΔPin m
axa is equal to the valve opening pressure (3 MPa) of the pressure increasing linear valve 152, and the feedforward pressure increasing maximum voltage VFmaxa is
The magnetic field generated when this is applied to the solenoid 210 of the pressure-intensifying linear valve 150 causes
4 is energized, the valve drive 200 is moved to the valve seat 2.
02 is set to be equal to the urging force Fp of the spring 206 in a state where the seat 206 is seated. In this way,
When the result of the determination in S40 is YES, that is, during the pressure reduction, the feedforward boosted voltage constant value VFca used at the time of the next pressure boosting (if it is performed) is calculated in advance.
【００３２】Ｓ４０の判定結果がＮＯである場合は、Ｓ
４４において、増圧側印加電圧Ｖapply が正であるか否
か、つまり、リニアバルブ装置５６において増圧が行わ
れているか否かが判定される。増圧中であれば、Ｓ４６
において、フィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦcrが
次式に基づいて算出される。 ＶＦcr←ＭＡＰr （Ｐout1−Ｐres ） ・・・（２） ここで、関数ＭＡＰr は、Ｐout1−Ｐres （これを、減
圧時液圧差ΔＰout と称する。また、Ｐres は減圧リニ
アバルブ１５２の減圧用リザーバ１５４の側の液圧であ
り、大気圧に等しい）を引数として、フィードフォワー
ド減圧電圧一定値ＶＦcrを返す関数である。図７（ｂ）
にその一例を示す。図から明らかなように、関数ＭＡＰ
r は、減圧時液圧差ΔＰout の増加とともに直線的に減
少する値としてフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦ
crを返す。減圧時液圧差ΔＰout が０のときのフィード
フォワード減圧電圧一定値ＶＦcrはフィードフォワード
電圧減圧最大値ＶＦmaxrであり、減圧時液圧差ΔＰout
が最大液圧差ΔＰout maxrのときのフィードフォワード
減圧電圧一定値ＶＦcrは０である。ここで、最大液圧差
ΔＰout maxrは減圧リニアバルブ１５２の開弁圧（１８
ＭＰａよりも大きい）に等しく、フィードフォワード電
圧減圧最大値ＶＦmaxrは、それを減圧リニアバルブ１５
２のソレノイド２１０に印加した場合に、発生する電磁
駆動力Ｆs が、弁子２００が弁座２０２に着座した状態
におけるスプリング２２４の付勢力Ｆpに等しくなるよ
うにされている。このように、Ｓ４４の判定結果がＹＥ
Ｓである状態、つまり、増圧中に、つぎの減圧時に使用
されるフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦcrが予め
算出される。If the decision result in S40 is NO, S
At 44, it is determined whether or not the pressure-increase-side applied voltage Vapply is positive, that is, whether or not the pressure is increased in the linear valve device 56. If the pressure is increasing, S46
In, the feedforward reduced pressure voltage constant value VFcr is calculated based on the following equation. VFcr ← MAPr (Pout1−Pres) (2) Here, the function MAPr is referred to as Pout1−Pres (this is referred to as a pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout. This is a function that returns a feed-forward reduced pressure voltage constant value VFcr with an argument of (the fluid pressure on the side, which is equal to the atmospheric pressure). FIG. 7 (b)
An example is shown below. As is clear from the figure, the function MAP
r is a constant value of the feedforward pressure-reducing voltage VF as a value that decreases linearly with an increase in the pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout.
Returns cr. When the pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout is 0, the feedforward pressure-reducing voltage constant value VFcr is the feedforward voltage reducing maximum value VFmaxr, and the pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout
Is equal to the maximum hydraulic pressure difference ΔPout maxr, the constant value VFcr of the feedforward reduced pressure voltage is zero. Here, the maximum hydraulic pressure difference ΔPout maxr is equal to the valve opening pressure of the pressure reducing linear valve 152 (18
MPa), the feedforward voltage reduction maximum value VFmaxr is determined by dividing the
The electromagnetic driving force Fs generated when applied to the second solenoid 210 is made equal to the urging force Fp of the spring 224 when the valve 200 is seated on the valve seat 202. Thus, the determination result of S44 is YE
In the state of S, that is, during the pressure increase, the constant value of the feedforward pressure-reducing voltage VFcr used at the time of the next pressure reduction is calculated in advance.
【００３３】Ｓ４４の判定結果がＮＯであるか、また
は、Ｓ４２若しくはＳ４６の処理が終了した場合に、Ｓ
４７において、目標液圧変化ｄＰref が正でかつ目標液
圧Ｐref がしきい値Ｐth未満であるか否かによって、初
期増量が必要であるか否かの判定が行われ、判定結果が
ＹＥＳであれば、Ｓ４８において、増量電圧ＶＦcainc
がフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦcaに代入され
る。初期増量および増量電圧ＶＦcainc の物理的な意味
については後に説明する。これらＳ４７，４８の実行後
に、Ｓ５０において、以下に示す式に基づいてフィード
フォワード増圧電圧ＶＦapply またはフィードフォワー
ド減圧電圧ＶＦrelease が算出された後に、ＶＦapply
，ＶＦrelease 算出処理が終了する。 ＶＦapply ←ＧＡＩＮa ・（Ｐref −Ｐinita ）＋ＶＦca ・・・（３） ＶＦrelease ←ＧＡＩＮr ・（Ｐinitr −Ｐref ）＋ＶＦcr ・・・（４） ここで、係数ＧＡＩＮa および係数ＧＡＩＮr は、予め
設定される正の一定値である。If the result of the determination in S44 is NO, or if the processing in S42 or S46 is completed,
At 47, it is determined whether or not the initial increase is necessary, based on whether or not the target hydraulic pressure change dPref is positive and the target hydraulic pressure Pref is less than the threshold value Pth, and if the determination result is YES. In S48, the increasing voltage VFcainc
Is substituted for the feedforward boosted voltage constant value VFca. The initial increase and the physical meaning of the increase voltage VFcainc will be described later. After execution of these steps S47 and S48, in step S50, after the feedforward boosted voltage VFapply or the feedforward reduced pressure voltage VFrelease is calculated based on the following equation, VFapply
, VFrelease calculation processing ends. VFapply ← GAINa · (Pref−Pinita) + VFca (3) VFrelease ← GAINr · (Pinitr−Pref) + VFcr (4) Here, the coefficient GAINa and the coefficient GAINr are predetermined positive constant values. It is.
【００３４】上記フィードフォワード減圧電圧ＶＦrele
ase の物理的な意味は、減圧中において、減圧時液圧差
ΔＰout の値が徐々に小さくなり、減圧リニアバルブ１
５２の弁子２００を弁座２０２から離間させようとする
差圧作用力Ｆd が小さくなっても、フィードフォワード
制御によって、減圧リニアバルブ１５２を開いた状態に
し得る電磁駆動力Ｆs を発生させることであり、減圧を
続行できる電圧を決定することである。つまり、減圧時
液圧差ΔＰout が比較的大きい場合には、減圧を行うた
めに必要なフィードフォワード減圧電圧ＶＦrelease の
値は比較的小さくてよいのであるが、減圧時液圧差ΔＰ
out が小さくなった場合には、減圧リニアバルブ１５２
が開いた状態にするために、減圧リニアバルブ１５２の
ソレノイド２１０に、より大きな電圧を印加する必要が
ある。本実施形態においては、これを、フィードフォワ
ード減圧電圧ＶＦrelease の値を大きくすることによっ
て実現しているのである。The above-mentioned feed forward reduced voltage VFrele
The physical meaning of ase is that during depressurization, the value of the pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout gradually decreases, and the pressure-reducing linear valve 1
Even if the differential pressure acting force Fd for separating the valve element 200 of 52 from the valve seat 202 becomes small, the electromagnetic driving force Fs that can open the pressure reducing linear valve 152 is generated by the feedforward control. Yes, to determine the voltage at which decompression can continue. In other words, when the pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout is relatively large, the value of the feedforward pressure-reducing voltage VFrelease required for reducing the pressure may be relatively small.
When out becomes small, the pressure reducing linear valve 152
It is necessary to apply a larger voltage to the solenoid 210 of the pressure-reducing linear valve 152 in order to open the. In the present embodiment, this is realized by increasing the value of the feedforward reduced voltage VFrelease.
【００３５】図８は、上記目標液圧Ｐref と目標液圧変
化ｄＰref とを算出するために実行されるタイマ割込処
理の内容を示すフローチャートである。まず、Ｓ５５に
おいて、マスタシリンダ液圧Ｐmcから、現在の回生制動
力の大きさに相当する液圧を減じた値として、目標液圧
Ｐref が取得される。つぎに、Ｓ５６において、目標液
圧変化ｄＰref が、次式に基づいて算出される。 ｄＰref ←Ｐref −prevＰref ・・・（５） ここで、前回目標液圧prevＰref の値は、前回のタイマ
割込処理が実行された時点における目標液圧Ｐref の値
である。つぎに、Ｓ５７において、次回のタイマ割込処
理に備えるために、前回目標液圧prevＰref に今回のタ
イマ割込処理における目標液圧Ｐref の値が代入された
後に、タイマ割込処理が終了する。このタイマ割込処理
は、制動期間中、６ｍｓごとに繰り返しコールされるも
のであり、前述のように、目標液圧Ｐref と目標液圧変
化ｄＰref とは、制動期間中、６ｍｓごとに最新の値に
更新されることになる。FIG. 8 is a flow chart showing the contents of the timer interrupt processing executed to calculate the target hydraulic pressure Pref and the target hydraulic pressure change dPref. First, in S55, the target hydraulic pressure Pref is obtained as a value obtained by subtracting the hydraulic pressure corresponding to the current regenerative braking force from the master cylinder hydraulic pressure Pmc. Next, in S56, the target hydraulic pressure change dPref is calculated based on the following equation. dPref ← Pref−prevPref (5) Here, the value of the previous target hydraulic pressure prevPref is the value of the target hydraulic pressure Pref at the time when the previous timer interrupt processing was executed. Next, in S57, in order to prepare for the next timer interrupt processing, the value of the target hydraulic pressure Pref in the current timer interrupt processing is substituted for the previous target hydraulic pressure prevPref, and then the timer interrupt processing ends. This timer interrupt process is called repeatedly every 6 ms during the braking period. As described above, the target hydraulic pressure Pref and the target hydraulic pressure change dPref are updated with the latest values every 6 ms during the braking period. Will be updated.
【００３６】前述のブレーキの効き遅れの低減について
説明する。効き遅れの低減は、制動開始直後において、
実際のホイールシリンダ液圧Ｐwcを目標液圧Ｐref によ
り近づけるために行われる。図１６は、目標液圧Ｐref
がゼロである状態（制動が行われていない状態）から、
時刻ｔi において制動が開始され、目標液圧Ｐref が直
線的に増加する状態を示している。また、その目標液圧
Ｐref の変化に伴う出力液圧Ｐout1および実際のホイー
ルシリンダ液圧Ｐwcの変化も示している。図から明らか
なように、液圧センサ６４によって取得される出力液圧
Ｐout1がたとえ目標液圧Ｐref とよく一致していても、
実際のホイールシリンダ液圧Ｐwcは、制動開始直後にお
いて目標液圧Ｐref から大きく外れる。これは、制動開
始直後はホイールシリンダの液圧を単位量増大させるの
に必要な作動液量が多く、リニアバルブ装置５６とホイ
ールシリンダ２４等とを接続している液通路内の作動液
流量が大きいために、出力液圧Ｐout1と実際のホイール
シリンダ液圧Ｐwcとの間に大きな差が生じるためであ
る。ホイールシリンダ液圧Ｐwcの値を直接取得する液圧
センサを設け、Ｐref −Ｐwcを偏差ｅｒｒｏｒとすれ
ば、実際のホイールシリンダ液圧Ｐwcを目標液圧Ｐref
に応答性よく追従させることも可能である。しかし、実
際のホイールシリンダ液圧Ｐwcを取得するための液圧セ
ンサを各輪に個々に取り付ける必要があり、コストが上
昇するとともに、制御が複雑になる。A description will now be given of how to reduce the delay of the braking effect. The effect delay is reduced immediately after the start of braking.
This is performed to make the actual wheel cylinder pressure Pwc closer to the target pressure Pref. FIG. 16 shows the target hydraulic pressure Pref.
From zero (the state where braking is not performed)
At time ti, braking is started, and the target hydraulic pressure Pref increases linearly. The graph also shows changes in the output hydraulic pressure Pout1 and the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc with the change in the target hydraulic pressure Pref. As is apparent from the figure, even if the output hydraulic pressure Pout1 obtained by the hydraulic pressure sensor 64 matches the target hydraulic pressure Pref well,
The actual wheel cylinder pressure Pwc greatly deviates from the target pressure Pref immediately after the start of braking. This is because the amount of hydraulic fluid necessary to increase the hydraulic pressure of the wheel cylinder by a unit amount immediately after the start of braking is large, and the hydraulic fluid flow rate in the hydraulic passage connecting the linear valve device 56 and the wheel cylinder 24, etc. This is because a large difference occurs between the output hydraulic pressure Pout1 and the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc. If a hydraulic pressure sensor for directly obtaining the value of the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc is provided and the deviation error is defined as Pref-Pwc, the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc is set to the target hydraulic pressure Pref.
It is also possible to make the robot follow the robot with good responsiveness. However, it is necessary to individually attach a hydraulic pressure sensor for obtaining the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc to each wheel, which increases the cost and complicates the control.
【００３７】そこで、本実施形態においては、以下に説
明する方法によって、各ホイールシリンダに供給される
作動液の流量が制動初期には特別に増量されるようにさ
れている。これが前述の初期増量である。初期増量は、
目標液圧変化ｄＰref が正であり、かつ、目標液圧Ｐre
f があるしきい値Ｐth未満である場合に、フィードフォ
ワード増圧電圧一定値ＶＦcaの値を、前述の関数ＭＡＰ
a によって与えられる電圧よりも大きくすることによっ
て実現される。この大きくされた電圧が前述の増量電圧
ＶＦcainc である。ここでは、増量電圧ＶＦcainc は、
予め与えられた一定値とする。初期増量が行われるため
の上述の条件が成立する場合は、液圧差ΔＰinの値は小
さいので関数ＭＡＰa の値も大きい。そこで、増量電圧
ＶＦcainc の値は、フィードフォワード増圧最大電圧Ｖ
Ｆmaxa（図７（ａ）参照）よりも大きくされる。目標液
圧変化ｄＰref がゼロ以下になるか、または、目標液圧
Ｐref が上記しきい値Ｐth以上になった場合には、初期
増量が終了させられる。つまり、フィードフォワード増
圧電圧一定値ＶＦcaの値が、関数ＭＡＰa の値に戻され
る。ただし、初期増量が終了する時点において、関数Ｍ
ＡＰa の値と増量電圧ＶＦcainc の値との差が大きい場
合には、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦcaの値
は、関数ＭＡＰaの値に徐々に近づけられる処理が行わ
れることが望ましい。フィードフォワード増圧電圧一定
値ＶＦcaの値が急激に変化すると、制動力が急激に変化
してしまうからである。Therefore, in the present embodiment, the flow rate of the hydraulic fluid supplied to each wheel cylinder is particularly increased at the beginning of braking by the method described below. This is the above-mentioned initial increase. The initial increase is
The target hydraulic pressure change dPref is positive and the target hydraulic pressure Pre
When f is less than a certain threshold value Pth, the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca is calculated by the function MAP described above.
This is achieved by making it larger than the voltage given by a. This increased voltage is the above-mentioned increase voltage VFcainc. Here, the increase voltage VFcainc is
It is a fixed value given in advance. When the above-described condition for performing the initial increase is satisfied, the value of the function MAPa is large because the value of the hydraulic pressure difference ΔPin is small. Therefore, the value of the boost voltage VFcainc is determined by the feedforward boost voltage maximum voltage V
Fmaxa (see FIG. 7A). When the target hydraulic pressure change dPref becomes equal to or less than zero or the target hydraulic pressure Pref becomes equal to or greater than the threshold value Pth, the initial increase is terminated. That is, the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca is returned to the value of the function MAPa. However, at the time when the initial increase is completed, the function M
When the difference between the value of APa and the value of the boost voltage VFcainc is large, it is desirable that the process of gradually bringing the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca closer to the value of the function MAPa is performed. This is because if the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca changes abruptly, the braking force will change abruptly.
【００３８】ここで、初期増量が行われると、出力液圧
Ｐout1の液圧が急激に大きくなる場合があり、偏差ｅｒ
ｒｏｒが（目標液圧Ｐref −出力液圧Ｐout1）とされた
場合には、偏差ｅｒｒｏｒが早期に小さくなる。その結
果、フィードバック増圧電圧ＶＢapply が小さくされて
しまうこともある。それに対して、偏差ｅｒｒｏｒが
（目標液圧Ｐref −推定ホイールシリンダ液圧Ｐw ）と
された場合には、偏差ｅｒｒｏｒが早期に小さくなるこ
とが回避され、効き遅れ低減制御の効果を十分に享受す
ることが可能となる。Here, if the initial increase is performed, the hydraulic pressure of the output hydraulic pressure Pout1 may suddenly increase, and the deviation er
When rr is set to (target hydraulic pressure Pref-output hydraulic pressure Pout1), the deviation error decreases early. As a result, the feedback boosted voltage VBapply may be reduced. On the other hand, when the deviation error is (target hydraulic pressure Pref-estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw), it is avoided that the deviation error becomes small early, and the effect of the effect delay reduction control is sufficiently enjoyed. It becomes possible.
【００３９】前述のＳ１２におけるフィードバック増圧
電圧ＶＢapply ，フィードバック減圧電圧ＶＢrelease
は、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw と目標液圧Ｐref と
の偏差ｅｒｒｏｒが０となるように決定される。ここ
で、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw の取得について説明
する。ホイールシリンダ液圧の推定は、図９のフローチ
ャートで表されるホイールシリンダ液圧推定プログラム
の実行に従って行われるが、このプログラムは一定時間
毎に実行される。目標液圧変化を算出するプログラムと
同様に６ms毎に行われるようにすることもできる。The feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced voltage VBrelease in S12 described above.
Is determined so that the error error between the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw and the target hydraulic pressure Pref becomes zero. Here, the acquisition of the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw will be described. The estimation of the wheel cylinder hydraulic pressure is performed according to the execution of the wheel cylinder hydraulic pressure estimation program shown in the flowchart of FIG. 9, and this program is executed at regular intervals. As in the case of the program for calculating the target hydraulic pressure change, it may be performed every 6 ms.
【００４０】出力液圧Ｐout1が設定液圧以上の場合に
は、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が出力液圧Ｐout1と
同じ大きさであるとされるが、出力液圧Ｐout1が設定液
圧より小さい場合には、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw
が入力液圧Ｐin，出力液圧Ｐout1に基づいて推定された
大きさとされる。そして、目標液圧Ｐref から推定ホイ
ールシリンダ液圧Ｐw が引かれることにより上記偏差ｅ
ｒｒｏｒが求められる。When the output hydraulic pressure Pout1 is higher than the set hydraulic pressure, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is equal to the output hydraulic pressure Pout1, but when the output hydraulic pressure Pout1 is smaller than the set hydraulic pressure. Contains the estimated wheel cylinder fluid pressure Pw
Is the magnitude estimated based on the input hydraulic pressure Pin and the output hydraulic pressure Pout1. The deviation e is calculated by subtracting the estimated wheel cylinder pressure Pw from the target pressure Pref.
rr is required.
【００４１】液圧センサ６４によって検出された出力液
圧Ｐout1が設定液圧以上の場合は、液通路４８，７６内
の作動液流量が小さく、液通路内における液圧損失が小
さい。すなわち、リニアバルブ装置５６と各ホイールシ
リンダ２４，２６，５０，５２とを接続する液通路４
８，７６における液圧損失が小さいため、ホイールシリ
ンダ２４，２６，５０，５２の各々の液圧が出力液圧Ｐ
out1と同じ大きさであると推定することができる（Ｐw
＝Ｐout1）。When the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64 is equal to or higher than the set hydraulic pressure, the hydraulic fluid flow in the hydraulic passages 48 and 76 is small, and the hydraulic pressure loss in the hydraulic passage is small. That is, the liquid passage 4 connecting the linear valve device 56 and each of the wheel cylinders 24, 26, 50, 52
8 and 76, the hydraulic pressure of each of the wheel cylinders 24, 26, 50 and 52 becomes equal to the output hydraulic pressure P
out1 can be estimated to be the same size (Pw
= Pout1).
【００４２】それに対し、出力液圧Ｐout1が設定液圧よ
り小さい場合には、これら液通路４８や７６を流れる作
動液流量が大きく、液通路内における流路抵抗に基づく
圧力損失が大きくなる。そのため、出力液圧Ｐout1と実
際のホイールシリンダ液圧Ｐwcとの差が大きくなり、推
定ホイールシリンダ液圧Ｐw が出力液圧Ｐout1と同じ大
きさであるとすることはできない。そこで、本実施形態
においては、出力液圧Ｐout1が設定液圧より小さい場合
は、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２
において流れる作動液の流量に基づいて推定ホイールシ
リンダ液圧Ｐwが取得される。増圧リニアバルブ１５
０，減圧リニアバルブ１５２における流量に基づいて取
得されれば、ホイールシリンダ液圧を精度よく推定する
ことができる。On the other hand, when the output hydraulic pressure Pout1 is smaller than the set hydraulic pressure, the flow rate of the working fluid flowing through the hydraulic passages 48 and 76 is large, and the pressure loss based on the flow path resistance in the hydraulic passage is large. Therefore, the difference between the output hydraulic pressure Pout1 and the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc becomes large, and the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw cannot be equal to the output hydraulic pressure Pout1. Therefore, in the present embodiment, when the output hydraulic pressure Pout1 is smaller than the set hydraulic pressure, the pressure-increasing linear valve 150, the pressure-reducing linear valve 152
The estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is obtained based on the flow rate of the hydraulic fluid flowing in the step (a). Booster linear valve 15
0, if it is obtained based on the flow rate in the pressure reducing linear valve 152, it is possible to accurately estimate the wheel cylinder hydraulic pressure.
【００４３】ホイールシリンダへは、増圧リニアバルブ
１５０を経て作動液が流入させられるため、増圧リニア
バルブ１５０における作動液の流量を、流入流量Ｑinと
することができる。同様に、ホイールシリンダの作動液
は、減圧リニアバルブ１５２を経て減圧用リザーバ１５
４へ流出させられるため、減圧リニアバルブ１５２にお
いて流れる作動液の流量を、流出流量Ｑout とすること
ができる。これら流入流量Ｑin，流出流量Ｑout は、前
述のように、これらのソレノイド２１０に印加される増
圧側印加電圧Ｖapply ，減圧側印加電圧Ｖrelease と増
圧時液圧差ΔＰin，減圧時液圧差ΔＰout とに基づいて
それぞれ決定される。そして、これら流入流量Ｑin，流
出流量Ｑout を増圧時間，減圧時間で積分すれば、各ホ
イールシリンダ２４，２６，５０，５２における流入液
量ｑwin ，流出液量ｑwoutをそれぞれ求めることができ
る。流入液量，流出液量が初期状態から現時点までの液
量である場合には、これらをそれぞれ流入積算量，流出
積算量と称することができる。リニアバルブ装置５６を
流れる作動液は、４個のホイールシリンダ２４，２６，
５０，５２に均等に流入するとは限らない。また、４個
のホイールシリンダから作動液が均等に流出させられる
とも限らないが、これら４個のホイールシリンダ２４，
２６，５０，５２を区別することなく、これらを代表し
た１のホイールシリンダについての作動液の流入，流出
について説明することにする。Since the hydraulic fluid flows into the wheel cylinder via the pressure-increasing linear valve 150, the flow rate of the hydraulic fluid in the pressure-increasing linear valve 150 can be set as the inflow flow rate Qin. Similarly, the hydraulic fluid of the wheel cylinder passes through the pressure-reducing linear valve 152 and is supplied to the pressure-reducing reservoir 15.
4, the flow rate of the working fluid flowing through the pressure reducing linear valve 152 can be set as the outflow flow rate Qout. As described above, the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout are based on the pressure-increasing-side applied voltage Vapply and the pressure-reducing-side applied voltage Vrelease applied to these solenoids 210 and the pressure-increasing hydraulic pressure difference ΔPin and the pressure-decreasing hydraulic pressure difference ΔPout. Is determined respectively. By integrating the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout with the pressure increasing time and the pressure reducing time, the inflow liquid amount qwin and the outflow liquid amount qwout in each of the wheel cylinders 24, 26, 50, and 52 can be obtained. When the inflow liquid amount and the outflow liquid amount are the liquid amounts from the initial state to the current time, these can be respectively referred to as an inflow integrated amount and an outflow integrated amount. The hydraulic fluid flowing through the linear valve device 56 includes four wheel cylinders 24, 26,
It does not necessarily flow evenly into 50 and 52. Also, it is not always the case that the hydraulic fluid is uniformly discharged from the four wheel cylinders.
Without distinguishing between 26, 50, and 52, the inflow and outflow of hydraulic fluid to one representative wheel cylinder will be described.
【００４４】４個のホイールシリンダ２４，２６，５
０，５２各々には、各ホイールシリンダ２４，２６，５
０，５２の液圧が互いにほぼ等しくなくように作動液が
供給される。ＦＬ，ＦＲシリンダ２４，２６の容量は、
ＲＬ，ＲＲシリンダ５０，５２のそれより大きく、ま
た、リニアバルブ装置５６等を含むブレーキ液圧装置が
車両のフロント側に設けられている場合には、リニアバ
ルブ装置５６とＦＬ，ＦＲシリンダ２４，２６とを接続
する液通路の長さは、リニアバルブ装置５６とＲＬ，Ｒ
Ｒシリンダ５０，５２とを接続する液通路より短くな
る。その結果、前輪２３，２５のＦＬ，ＦＲシリンダ２
４，２６にも、後輪４９，５１のＲＬ，ＲＲシリンダ５
０，５２にも、これらの液圧が互いにほぼ等しくなるよ
うに作動液が供給されることになる。たとえ、ＦＬ，Ｆ
Ｒシリンダ２４，２６にＲＬ，ＲＲシリンダ５０，５２
より多量の作動液が供給され、ＦＬ，ＦＲシリンダ２
４，２６の液圧がＲＬ，ＲＲシリンダ５０，５２の液圧
より大きくなっても、ブレーキ作動においては前輪側の
制動力が重要であるため差し支えない。前輪側の制動力
が後輪側の制動力より大きいことは、逆に、後輪側の制
動力が前輪側のそれより大きい場合より望ましく、制動
中の車両の姿勢安定性を良好に保つことができるのであ
る。Four wheel cylinders 24, 26, 5
0, 52 respectively, each wheel cylinder 24, 26, 5
The hydraulic fluid is supplied such that the hydraulic pressures of 0,52 are not substantially equal to each other. The capacity of the FL and FR cylinders 24 and 26 is
When a brake fluid pressure device larger than that of the RL and RR cylinders 50 and 52 and including a linear valve device 56 and the like is provided on the front side of the vehicle, the linear valve device 56 and the FL and FR cylinders 24 and 26, the length of the liquid passage connecting the linear valve device 56 and RL, R
It is shorter than the liquid passage connecting the R cylinders 50 and 52. As a result, the FL and FR cylinders 2 of the front wheels 23 and 25
RL and RR cylinders 5 for rear wheels 49 and 51
Hydraulic fluid is also supplied to 0 and 52 so that these hydraulic pressures are substantially equal to each other. Even if FL, F
RL and RR cylinders 50 and 52
A larger amount of hydraulic fluid is supplied, and FL and FR cylinders 2
Even if the hydraulic pressures of the cylinders 4 and 26 are higher than the hydraulic pressures of the RL and RR cylinders 50 and 52, the braking force on the front wheels is important in the braking operation. On the contrary, it is more desirable that the braking force on the front wheel side is larger than the braking force on the rear wheel side than when the braking force on the rear wheel side is larger than that on the front wheel side, and that the posture stability of the vehicle during braking is kept good. You can do it.
【００４５】ホイールシリンダにある有効作動液量（現
時点において実際にホイールシリンダ内に存在する実作
動液量からブレーキが解除状態にあった初期時点におい
て既にホイールシリンダ内に存在していた原作動液量を
引いた量であり、以下、有効ホイールシリンダ液量ｑw
と称する）が、これら流入液量（流入積算量）ｑwin，
流出液量（流出積算量）ｑwoutに基づいて推定され、こ
の有効ホイールシリンダ液量ｑw に基づいてホイールシ
リンダ液圧Ｐw が推定される。ブレーキ解除状態にあ
り、ホイールシリンダ液圧が０（大気圧）である状態か
ら、現時点までの流入積算量ｑwin と流出積算量ｑwout
との符号を考慮した和｛ｑw ＝ｑwin ＋（−ｑwout）｝
を求めれば、有効ホイールシリンダ液量ｑw を求めるこ
とができる。このホイールシリンダ液圧が０である状態
を初期状態と称し、初期状態にある時点を初期時点と称
する。また、有効ホイールシリンダ液量ｑw とホイール
シリンダ液圧Ｐwcとの関係は、図１５に示すように予め
求められている。したがって、図１５に示すテーブルお
よび有効ホイールシリンダ液量ｑwに基づけば、ホイー
ルシリンダ液圧Ｐw を推定することができる。The effective hydraulic fluid amount existing in the wheel cylinder (the original hydraulic fluid amount already existing in the wheel cylinder at the initial stage when the brake was released from the actual hydraulic fluid amount actually present in the wheel cylinder at the present time) The effective wheel cylinder fluid amount qw
), These inflow liquid amount (inflow integrated amount) qwin,
Based on the outflow liquid amount (outflow integrated amount) qwout, the wheel cylinder hydraulic pressure Pw is estimated based on the effective wheel cylinder liquid amount qw. From the state where the brake is released and the wheel cylinder fluid pressure is 0 (atmospheric pressure), the integrated inflow qwin and the integrated outflow qwout up to the current time point
{Qw = qwin + (− qwout)} in consideration of the sign
Is obtained, the effective wheel cylinder liquid amount qw can be obtained. The state in which the wheel cylinder fluid pressure is 0 is referred to as an initial state, and the point in the initial state is referred to as an initial point. The relationship between the effective wheel cylinder fluid amount qw and the wheel cylinder fluid pressure Pwc is determined in advance as shown in FIG. Therefore, based on the table shown in FIG. 15 and the effective wheel cylinder fluid amount qw, the wheel cylinder fluid pressure Pw can be estimated.
【００４６】Ｓ６１において、入力液圧Ｐinが０より大
きいか否かが判定される。すなわち、プレーキペダル１
９が踏み込まれたか否かが判定されるのである。制動中
であれば判定はＹＥＳとなり、Ｓ６２において、出力液
圧Ｐout1が設定液圧（例えば、ファーストフィルに対応
する大きさとすることができ、本実施形態においては、
約１ＭＰａとされている。）以上か否かが判定される。
設定液圧以上であれば、Ｓ６３において、推定ホイール
シリンダ液圧Ｐw が出力液圧Ｐout1とされ、設定液圧よ
り小さい場合には、Ｓ６４〜６８において増圧リニアバ
ルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２において流れる作
動液の流入流量Ｑin，流出流量Ｑout に基づいて推定ホ
イールシリンダ液圧Ｐw が求められる。In S61, it is determined whether or not the input hydraulic pressure Pin is larger than 0. That is, the brake pedal 1
It is determined whether or not 9 is depressed. If the braking is being performed, the determination becomes YES, and in S62, the output hydraulic pressure Pout1 can be set to a set hydraulic pressure (for example, a magnitude corresponding to the first fill. In the present embodiment,
It is about 1 MPa. ) Is determined.
If the hydraulic pressure is equal to or higher than the set hydraulic pressure, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is set to the output hydraulic pressure Pout1 in S63. An estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is determined based on the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout of the hydraulic fluid.
【００４７】Ｓ６４〜６８において、増圧リニアバルブ
前後における液圧差ΔＰin（ΔＰin＝Ｐin−Ｐout1），
減圧リニアバルブ前後における液圧差ΔＰout （ΔＰou
t ＝Ｐout1−０）が求められ、これら増圧時液圧差ΔＰ
in，減圧時液圧差ΔＰout と各々のソレノイド２１０に
印加される増圧側印加電圧Ｖapply ，減圧側印加電圧Ｖ
release とに基づいて、増圧リニアバルブ１５０，減圧
リニアバルブ１５２各々における開口面積Ａva, Ａvr
が、図１４のグラフで表されるテーブルに従って求めら
れる。そして、これら開口面積Ａva, Ａvrと上記増圧時
液圧差ΔＰin，減圧時液圧差ΔＰout とに基づいて増圧
リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２における
流入流量Ｑin，流出流量Ｑout が、それぞれ式 Ｑin＝ＣＡva√（２×ΔＰin／ρ）・・・（６） Ｑout ＝ＣＡvr√（２×ΔＰout ／ρ）・・・（７） に従って求められる。図に示すように、増圧リニアバル
ブ１５０，減圧リニアバルブ１５２における液圧差と印
加電圧との少なくとも一方が０の場合には、開口面積は
０であり、流量は０となる。また、流入流量Ｑin，流出
流量Ｑout を初期時点から現時点までの増圧時間，減圧
時間でそれぞれ積分することによってホイールシリンダ
における流入積算量ｑwin ，流出積算量ｑwoutが求めら
れ、これら流入積算量ｑwin と流出積算量ｑwoutとが加
え合わせられることによって有効ホイールシリンダ液量
ｑw が求められる。次に、図１５のグラフで表されるテ
ーブルおよび有効ホイールシリンダ液量ｑw に基づいて
推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が求められる。In S64 to S68, the hydraulic pressure difference ΔPin before and after the pressure increasing linear valve (ΔPin = Pin−Pout1),
Hydraulic pressure difference ΔPout before and after the pressure reducing linear valve (ΔPou
t = Pout1−0), and the hydraulic pressure difference ΔP
in, the pressure difference ΔPout at the time of pressure reduction, and the applied voltage Vapply applied to each solenoid 210 and the applied voltage Vapplied to the pressure reduction side.
Based on the release, the opening areas Ava and Avr of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152, respectively.
Is obtained according to the table represented by the graph of FIG. Then, based on these opening areas Ava and Avr and the above-mentioned hydraulic pressure difference ΔPin at the time of pressure increase and the hydraulic pressure difference ΔPout at the time of pressure decrease, the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout in the pressure increase linear valve 150 and the pressure reduction linear valve 152 are respectively expressed by the following equation. CAva√ (2 × ΔPin / ρ) (6) Qout = CAvr√ (2 × ΔPout / ρ) (7) As shown in the drawing, when at least one of the hydraulic pressure difference and the applied voltage in the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 is 0, the opening area is 0 and the flow rate is 0. Further, the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout are integrated by the pressure increase time and the pressure reduction time from the initial time to the present time, respectively, to obtain the integrated flow amount qwin and the integrated flow amount qwout in the wheel cylinder. The effective wheel cylinder liquid amount qw is obtained by adding the outflow integrated amount qwout. Next, the estimated wheel cylinder fluid pressure Pw is determined based on the table shown in the graph of FIG. 15 and the effective wheel cylinder fluid quantity qw.
【００４８】このように、出力液圧Ｐout1が設定液圧よ
り小さい場合に、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が流入
積算量ｑwin と流出積算量ｑwoutとに基づいて求められ
れば、出力液圧Ｐout1とされる場合より、推定精度を向
上させることができる。その結果、偏差ｅｒｒｏｒが、
常に（目標液圧Ｐref −出力液圧Ｐout1）として求めら
れる場合より、偏差ｅｒｒｏｒの値を正確に求めること
ができ、ホイールシリンダ液圧の制御精度を向上させる
ことが可能となる。また、出力液圧Ｐout1が設定液圧以
上の場合には、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が出力液
圧Ｐout1とされるため、制御の複雑化を回避しつつホイ
ールシリンダ液圧の推定精度を向上させることができ
る。上述のように、流量を時間で積分することにより有
効ホイールシリンダ液量を求める場合には、誤差が累積
され、設定液圧以上の場合には、ホイールシリンダ液圧
の推定精度がかえって低下する場合もあるのである。As described above, when the output wheel pressure Pout1 is smaller than the set pressure, if the estimated wheel cylinder pressure Pw is obtained based on the integrated flow amount qwin and the integrated flow amount qwout, the output hydraulic pressure Pout1 is set. The estimation accuracy can be improved as compared with the case where As a result, the deviation error is
The value of the deviation error can be obtained more accurately than when it is always obtained as (target hydraulic pressure Pref-output hydraulic pressure Pout1), and the control accuracy of the wheel cylinder hydraulic pressure can be improved. When the output hydraulic pressure Pout1 is equal to or higher than the set hydraulic pressure, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is set to the output hydraulic pressure Pout1, so that the accuracy of estimating the wheel cylinder hydraulic pressure is improved while avoiding complicated control. be able to. As described above, when the effective wheel cylinder fluid amount is obtained by integrating the flow rate over time, errors are accumulated, and when the fluid cylinder pressure is equal to or higher than the set fluid pressure, the estimation accuracy of the wheel cylinder fluid pressure is rather reduced. There is also.
【００４９】なお、出力液圧Ｐout1と実際のホイールシ
リンダ液圧Ｐwcとの関係は、予め求めておくことができ
るため、これらの関係と出力液圧Ｐout1とに基づいてホ
イールシリンダ液圧を推定することもできる。出力液圧
Ｐout1と実際のホイールシリンダ液圧Ｐwcとの関係の一
例を図１６に示すが、これらの関係をテーブル化してＲ
ＯＭに予め格納しておけば、出力液圧Ｐout1に基づいて
ホイールシリンダ液圧を容易に推定することができる。Since the relationship between the output hydraulic pressure Pout1 and the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc can be obtained in advance, the wheel cylinder hydraulic pressure is estimated based on these relationships and the output hydraulic pressure Pout1. You can also. FIG. 16 shows an example of the relationship between the output hydraulic pressure Pout1 and the actual wheel cylinder hydraulic pressure Pwc.
If stored in the OM in advance, the wheel cylinder hydraulic pressure can be easily estimated based on the output hydraulic pressure Pout1.
【００５０】上述のように推定された推定ホイールシリ
ンダ液圧Ｐw に基づいて液圧センサ６４が異常か否かが
検出される。この異常検出は、図１０のフローチャート
で表される異常検出プログラムの実行に従って行われる
が、このプログラムは一定時間毎に実行される。Ｓ７５
において、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw と液圧センサ
６４によって検出された出力液圧Ｐout1とが読み込ま
れ、これらの差が適正範囲内にあるか否かが判定され
る。適正範囲内にある場合には、Ｓ７６において、液圧
センサ６４が正常であると判定され、適正範囲内にない
場合には、Ｓ７７において、液圧センサ６４が異常であ
ると判定され、回生禁止フラグがセットされる。回生禁
止フラグがセットされれば、それに応じて、電磁開閉弁
３０，３２および８０のソレノイドが消磁されるととも
に、リニアバルブ装置５６への電圧印加が禁止され、本
液圧ブレーキシステムは通常の液圧ブレーキシステムと
して機能する状態とされる。また、上記禁止フラグの内
容は、図示しない回生制動システムにおいても参照さ
れ、セット状態にあれば回生制動が禁止される。このよ
うに、本実施形態においては、液圧センサ６４が異常で
あるとされた場合には、リニアバルブ装置５６の制御電
圧が０とされ、回生制動協調制御が終了させられるので
ある。Based on the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw estimated as described above, it is detected whether or not the hydraulic pressure sensor 64 is abnormal. This abnormality detection is performed in accordance with the execution of the abnormality detection program shown in the flowchart of FIG. 10, and this program is executed at regular intervals. S75
In step (1), the estimated wheel cylinder pressure Pw and the output pressure Pout1 detected by the pressure sensor 64 are read, and it is determined whether or not the difference between them is within an appropriate range. If it is within the proper range, it is determined in S76 that the fluid pressure sensor 64 is normal. The flag is set. When the regeneration prohibition flag is set, the solenoids of the solenoid valves 30, 32, and 80 are demagnetized accordingly, and the application of voltage to the linear valve device 56 is prohibited. It is set to function as a pressure brake system. The content of the above-mentioned prohibition flag is also referred to in a regenerative braking system (not shown). Thus, in the present embodiment, when the hydraulic pressure sensor 64 is determined to be abnormal, the control voltage of the linear valve device 56 is set to 0, and the regenerative braking cooperative control is terminated.
【００５１】なお、Ｓ７７においては、液圧センサ６４
の異常に限定しないで、液圧センサ６２，コントローラ
６６，定液圧源２０，リニアバルブ装置５６等ブレーキ
液圧制御装置の異常であるとすることもできる。液圧セ
ンサ６４がブレーキ液圧制御装置の他の装置より異常が
生じ易いものである場合には、液圧センサ６４の異常に
限定することが可能であるが、広くブレーキ液圧制御装
置に異常が生じたとすることも可能なのである。これら
の異常時においても、液圧センサ６４が異常である場合
と同様に、制御電圧が０とされることが望ましい。この
ように、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw と出力液圧Ｐou
t1とに基づいて液圧センサ６４の異常が検出されれば、
液圧センサ８８は不可欠ではない。しかし、液圧センサ
８８と液圧センサ異常検出プログラムの実行との両方に
基づいて液圧センサ６４の出力液圧Ｐout1の妥当性を監
視しても差し支えない。In S77, the hydraulic pressure sensor 64
However, the abnormality may not be limited to the abnormality of the brake fluid pressure control device such as the fluid pressure sensor 62, the controller 66, the constant fluid pressure source 20, and the linear valve device 56. If the hydraulic pressure sensor 64 is more likely to cause an abnormality than other devices of the brake hydraulic pressure control device, it is possible to limit the abnormality to the abnormality of the hydraulic pressure sensor 64. It can be said that a situation has occurred. It is desirable that the control voltage be set to 0 even in the case of these abnormalities, as in the case where the hydraulic pressure sensor 64 is abnormal. Thus, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw and the output hydraulic pressure Pou
If an abnormality of the hydraulic pressure sensor 64 is detected based on t1,
Hydraulic pressure sensor 88 is not essential. However, the validity of the output hydraulic pressure Pout1 of the hydraulic pressure sensor 64 may be monitored based on both the hydraulic pressure sensor 88 and the execution of the hydraulic pressure sensor abnormality detection program.
【００５２】前述のＳ１４に示したＶapply ，Ｖreleas
e 算出処理の内容の一例を図１１に示す。この処理にお
いて、リニアバルブ装置５６の制御状態の決定、すなわ
ち、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に電圧
が印加される状態（増圧）と、減圧リニアバルブ１５２
のソレノイド２１０に電圧が印加される状態（減圧）
と、いずれにも電圧が印加されない状態（保持）との決
定は、図１２のマップで表されるテーブルに従って行わ
れる。図に示すように、制御状態の決定は、偏差ｅｒｒ
ｏｒと目標液圧変化ｄＰref との値に基づいて行われ
る。具体的には、目標液圧変化ｄＰref が予め設定され
た正の液圧変化しきい値ｄＰth1 を越える場合（この状
態をで示し、以下状態と称する）においては、偏差
ｅｒｒｏｒの符号に応じて増圧または保持とされる。目
標液圧変化ｄＰref が液圧変化しきい値ｄＰth1 以下で
あり、かつ、負の液圧変化しきい値ｄＰth2 以上である
場合（状態と称する）においては、偏差ｅｒｒｏｒが
予め設定された上限液圧偏差ｅｒｒ１より大きい場合に
増圧が行なわれ、予め設定された下限液圧偏差ｅｒｒ２
未満である場合に減圧が行なわれ、それ以外の場合に保
持が行なわれる。また、目標液圧変化ｄＰref が液圧変
化しきい値ｄＰth2 未満である場合（状態と称する）
においては、偏差ｅｒｒｏｒの符号に基づいて保持また
は減圧が行なわれる。Vapply and Vreleas shown in S14 described above.
FIG. 11 shows an example of the content of the e calculation process. In this process, the control state of the linear valve device 56 is determined, that is, the state in which a voltage is applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150 (pressure increase) and the pressure-reducing linear valve 152.
Voltage is applied to the solenoid 210 (pressure reduction)
And the state in which no voltage is applied (hold) is determined according to the table shown in the map of FIG. As shown in the figure, the determination of the control state is based on the deviation err.
This is performed based on the value of or and the target hydraulic pressure change dPref. Specifically, when the target hydraulic pressure change dPref exceeds a preset positive hydraulic pressure change threshold value dPth1 (this state is indicated by a numeral, hereinafter referred to as a state), the target hydraulic pressure change dPref is increased according to the sign of the deviation error. Pressure or hold. When the target hydraulic pressure change dPref is equal to or less than the hydraulic pressure change threshold dPth1 and equal to or more than the negative hydraulic pressure change threshold dPth2 (referred to as a state), the deviation error is set to a preset upper limit hydraulic pressure. When the difference is larger than the error err1, the pressure is increased, and a predetermined lower limit hydraulic pressure error err2 is set.
If it is less than this, the pressure is reduced, otherwise the hold is performed. When the target hydraulic pressure change dPref is less than the hydraulic pressure change threshold dPth2 (referred to as a state)
In, the holding or decompression is performed based on the sign of the deviation error.
【００５３】図１１のフローチャートにおけるＳ１００
において偏差ｅｒｒｏｒが算出され、Ｓ１０２におい
て、目標液圧変化ｄＰref が液圧変化しきい値ｄＰth1
より大きいか否かが判定される。結果がＹＥＳであれ
ば、Ｓ１０４において、偏差ｅｒｒｏｒがゼロ以上であ
るか否かが判定され、ゼロ以上であればＳ１０６におい
て増圧のための印加電圧ｖ1 が増圧側印加電圧Ｖapply
としてセットされ、減圧側印加電圧Ｖrelease がゼロと
される。ここで、印加電圧ｖ1 の値は、図６に示したＳ
５０において算出されるフィードフォワード増圧電圧Ｖ
Ｆapply と、図５のＳ１２において算出されるフィード
バック増圧電圧ＶＢapply との和として算出される。つ
ぎに、Ｓ１０８において、変数flagに増圧を表す値が代
入された後にＶapply ，Ｖrelease 算出処理が終了す
る。以上の経路で増圧のための印加電圧が算出されるこ
とは、図１２の状態において、増圧が行なわれること
に相当する。上記経路の他に、Ｓ１０２の判定結果がＮ
Ｏであり、続くＳ１１０の判定結果がＮＯであり、さら
に、続くＳ１１２の判定結果がＹＥＳである場合におい
ても増圧が行なわれる。Ｓ１１０は、目標液圧変化ｄＰ
ref が目標液圧しきい値ｄＰth2 未満であるか否かの判
定処理であり、Ｓ１１２は、偏差ｅｒｒｏｒが偏差しき
い値ｅｒｒ１より大きいか否かの判定処理である。つま
り、この経路によりＳ１０６およびＳ１０８の処理が行
なわれることは、図１２の状態において、増圧が行な
われる場合に相当することになる。S100 in the flowchart of FIG.
In step S102, the target error pressure change dPref is calculated as a difference error dPth1.
It is determined whether it is greater than. If the result is YES, it is determined in S104 whether or not the deviation error is equal to or greater than zero, and if it is equal to or greater than zero, the applied voltage v1 for increasing the pressure is increased in S106.
, And the reduced pressure applied voltage Vrelease is set to zero. Here, the value of the applied voltage v1 is equal to the value of S shown in FIG.
The feedforward boosted voltage V calculated at 50
It is calculated as the sum of Fapply and the feedback boosted voltage VBapply calculated in S12 of FIG. Next, in S108, after the value indicating the pressure increase is substituted into the variable flag, the calculation process of Vapply and Vrelease ends. Calculating the applied voltage for increasing the pressure in the above-described path corresponds to increasing the pressure in the state of FIG. In addition to the above route, the determination result of S102 is N
O, the determination result in S110 is NO, and the determination result in S112 is YES, the pressure is increased. S110 is the target hydraulic pressure change dP
This is processing for determining whether or not ref is less than the target hydraulic pressure threshold dPth2, and step S112 is processing for determining whether or not the deviation error is greater than the deviation threshold err1. In other words, performing the processes of S106 and S108 through this route corresponds to the case where the pressure is increased in the state of FIG.
【００５４】Ｓ１１０の判定結果がＹＥＳであり、か
つ、続くＳ１１４の判定結果がＹＥＳである場合には、
Ｓ１１６において増圧側印加電圧Ｖapply にゼロがセッ
トされるとともに、減圧側印加電圧Ｖrelease に減圧の
ための印加電圧ｖ2 がセットされる。印加電圧ｖ2 の値
は、図６のＳ５０において算出されるフィードフォワー
ド減圧電圧ＶＦrelease と、図５のＳ１２においてフィ
ードバック制御によって算出されるフィードバック減圧
電圧ＶＢrelease との和として算出される。つぎに、Ｓ
１１８において、変数flagに減圧を表す値が代入された
後にＶapply ，Ｖrelease 算出処理が終了する。以上の
経路で減圧のための印加電圧が算出されることは、図１
２の状態において、減圧が行なわれることに相当す
る。上記経路の他に、Ｓ１１２の判定結果がＮＯであ
り、かつ、続くＳ１２０の判定結果がＹＥＳである場合
においても減圧が行なわれる。Ｓ１２０は、偏差ｅｒｒ
ｏｒが偏差しきい値ｅｒｒ２未満であるか否かの判定処
理である。この経路によりＳ１１６およびＳ１１８の処
理が行なわれることは、図１２の状態において、減圧
が行なわれる場合に相当する。If the result of the determination in S110 is YES and the result of the determination in subsequent S114 is YES,
In S116, zero is set to the pressure-increase-side applied voltage Vapply, and the applied voltage v2 for pressure-decrease is set to the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease. The value of the applied voltage v2 is calculated as the sum of the feedforward reduced voltage VFrelease calculated in S50 of FIG. 6 and the feedback reduced voltage VBrelease calculated by the feedback control in S12 of FIG. Next, S
At 118, after the value representing the decompression is substituted into the variable flag, the process of calculating Vapply and Vrelease ends. The calculation of the applied voltage for decompression in the above-described path is shown in FIG.
In the state of No. 2, this corresponds to the decompression. In addition to the above-described route, even when the determination result of S112 is NO and the determination result of subsequent S120 is YES, the pressure is reduced. S120 is the deviation err
This is a process of determining whether or is smaller than the deviation threshold err2. Performing the processing of S116 and S118 along this route corresponds to the case where pressure reduction is performed in the state of FIG.
【００５５】Ｓ１０４，Ｓ１１４およびＳ１２０のいず
れかの判定処理が行なわれ、その結果がＮＯであれば、
Ｓ１２２において、増圧側印加電圧Ｖapply および減圧
側印加電圧Ｖrelease にゼロがセットされた後に、Ｓ１
２４において変数flagに保持を表す値が代入されて、Ｖ
apply ，Ｖrelease 算出処理が終了する。なお、本実施
形態においては、図１２の図表で表される規則に基づい
て増圧側印加電圧Ｖapply および減圧側印加電圧Ｖrele
ase が算出されるようにされていたが、他の規則に基づ
いて算出されるようにすることも可能である。If any one of the determination processes of S104, S114 and S120 is performed and the result is NO,
In step S122, after zero is set to the pressure-increase side applied voltage Vapply and the pressure-decrease side applied voltage Vrelease,
At 24, a value indicating retention is substituted for the variable flag, and V
Apply and Vrelease calculation processing ends. In the present embodiment, based on the rules shown in the table of FIG. 12, the pressure-increase-side applied voltage Vapply and the pressure-decrease-side applied voltage Vrele
Although ase was calculated, it can be calculated based on other rules.
【００５６】次に、Ｓ１６の作動液漏れ検出処理の詳細
を図１３に示す。回生制動協調制御に伴って、ホイール
シリンダから排出された作動液によって減圧用リザーバ
１５４が満たされ、もはや減圧リニアバルブ１５２が開
かれても推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が減少しなくな
る。上記のように、減圧リニアバルブ１５２が開かれて
も推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が減少しなくなったこ
とが検出された後も、前記図５のＳ１８において減圧側
印加電圧Ｖrelease が減圧リニアバルブ１５２のソレノ
イド２１０に印加されるようにしても差し支えないが、
本実施形態においては、電気エネルギが無駄に消費され
ることを回避する観点から、減圧側印加電圧Ｖrelease
の印加が禁止されるようにされている。回生制動力が０
とされ、回生制動協調制御が終了させられるのである。Next, FIG. 13 shows the details of the hydraulic fluid leak detection processing in S16. With the regenerative braking cooperative control, the pressure reducing reservoir 154 is filled with the hydraulic fluid discharged from the wheel cylinder, and the estimated wheel cylinder fluid pressure Pw does not decrease even when the pressure reducing linear valve 152 is opened. As described above, even after it is detected that the estimated wheel cylinder fluid pressure Pw does not decrease even when the pressure-reducing linear valve 152 is opened, the pressure-reducing side applied voltage Vrelease is maintained at S18 in FIG. Although it can be applied to the solenoid 210,
In the present embodiment, from the viewpoint of avoiding wasteful consumption of electric energy, the reduced-side applied voltage Vrelease
Is prohibited. Regenerative braking force is 0
Thus, the regenerative braking cooperative control is terminated.
【００５７】まず、Ｓ１５０において、制動中か否か、
すなわち、ブレーキペダル１９が踏み込まれているか否
かが、ブレーキランプスイッチ３０６がＯＮか否かによ
って判定される。ブレーキ解除状態であり、判定結果が
ＮＯであれば、Ｓ１５２において、減圧用リザーバ１５
４への作動液の流入量の和である作動液総流入量ΣΔＱ
がクリアされるとともに、変数FlagA に１が、変数Flag
B にゼロがそれぞれ代入されて、１回の処理が終了す
る。作動液総流入量ΣΔＱは、すべてのホイールシリン
ダからの流出積算量の和に相当する。ブレーキ作用状態
の場合には、Ｓ１５０の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ１
５４以降が実行される。Ｓ１５４，１５６において一連
の減圧の開始が待たれ、一連の減圧が開始されれば、Ｓ
１５８において変数FlagA にゼロが、変数FlagB に１が
それぞれ代入され、Ｓ１６０において推定ホイールシリ
ンダ液圧Ｐw の一連の減圧開始時における値 startＰw
が記憶される。なお、Ｓ１５６における減圧か否かの判
定は、上記Ｖapply ，Ｖrelease 算出処理において設定
される変数flagの内容に基づいて行われる。First, in S150, it is determined whether or not braking is being performed.
That is, whether or not the brake pedal 19 is depressed is determined by whether or not the brake lamp switch 306 is ON. If the brake is released and the determination result is NO, in S152, the pressure reducing reservoir 15 is released.
4 is the sum of the inflows of the hydraulic fluid into the hydraulic fluid 4.
Is cleared, the variable FlagA is set to 1 and the variable Flag
Zero is substituted for B, respectively, and one process ends. The working fluid total inflow amount ΣΔQ corresponds to the sum of the outflow integrated amounts from all the wheel cylinders. In the case of the brake application state, the determination result of S150 becomes YES, and S1
54 and subsequent steps are executed. In S154 and 156, the start of a series of decompression is waited.
At 158, zero is substituted for the variable FlagA, and 1 is substituted for the variable FlagB.
Is stored. The determination of whether or not the pressure is reduced in S156 is made based on the contents of the variable flag set in the above-described Vapply and Vrelease calculation processing.
【００５８】続くＳ１６２，Ｓ１６４は、上記一連の減
圧の終了を意味する増圧の開始を検出するステップであ
る。変数FlagB には、前記Ｓ１５２でゼロが代入される
一方、Ｓ１５８で１が代入されるため、制動開始直後に
実行されるＳ１６２の判定結果がＮＯであり、Ｓ１６４
の増圧判定は行われず、一旦一連の減圧が行われた後に
のみＳ１６４の増圧判定が行われる。したがって、Ｓ１
６４の判定結果がＹＥＳになることは、一連の減圧の後
の増圧の開始、すなわち一連の減圧の終了を意味するの
であり、Ｓ１６６において、FlagA に１が、FlagB にゼ
ロがそれぞれ代入されて、次の一連の減圧の開始を検出
するための準備がなされた後、Ｓ１６８において、推定
ホイールシリンダ液圧Ｐw の一連の減圧終了時における
値 endＰw が記憶される。The following S162 and S164 are steps for detecting the start of pressure increase, which means the end of the series of pressure reduction. Since zero is assigned to the variable FlagB in step S152 and 1 is assigned in step S158, the result of the determination in step S162 executed immediately after the start of braking is NO.
Is not performed, and the pressure increase determination in S164 is performed only after a series of pressure reductions is performed. Therefore, S1
If the result of the determination in step 64 becomes YES, it means the start of pressure increase after a series of pressure reductions, that is, the end of a series of pressure reductions. After the preparation for detecting the start of the next series of pressure reduction is made, the value endPw of the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw at the end of the series of pressure reduction is stored in S168.
【００５９】一方、上記Ｓ１６４の判定結果がＮＯの場
合には、ブレーキランプスイッチ３０６の状態に基づく
Ｓ１７０の制動終了か否かの判定と、Ｓ１７２の減圧不
能か否かの判定とが行われる。減圧不能か否かの判定
は、前述のように減圧用リザーバ１５４がもはや作動液
を収容し得なくなったために、減圧リニアバルブ１５２
を開いても減圧を行うことができない状態になったか否
かを判定することであり、種々の手段が可能であるが、
本実施形態においては、目標液圧変化ｄＰref が負の設
定値より小さく、かつ、変数flagに減圧を表す値が代入
されて一定時間が経過したにもかかわらず、推定ホイー
ルシリンダ液圧Ｐw が減少しない場合に、減圧不能な状
態になったと判定されるようにされている。そして、Ｓ
１７０，Ｓ１７２のいずれかの判定結果がＹＥＳとなっ
た場合には、Ｓ１６６，Ｓ１６８が実行される。一連の
減圧終了時における値 endＰw の記憶は、一連の増圧の
開始時のみならず、制動終了時と減圧不能時とにも行わ
れるのである。On the other hand, when the result of the determination in S164 is NO, a determination is made as to whether or not the braking is completed in S170 based on the state of the brake lamp switch 306 and a determination is made as to whether or not the pressure reduction in S172 is impossible. The determination as to whether or not the pressure reduction is impossible is made because the pressure reduction reservoir 154 can no longer contain the hydraulic fluid as described above,
It is to determine whether or not it becomes impossible to perform decompression even if is opened, various means are possible,
In the present embodiment, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw decreases despite the target hydraulic pressure change dPref being smaller than the negative set value, and the value indicating the pressure reduction being substituted for the variable flag after a certain period of time. If not, it is determined that a state in which the pressure cannot be reduced is determined. And S
If the determination result of any of 170 and S172 is YES, S166 and S168 are executed. The storage of the value endPw at the end of a series of pressure reductions is performed not only at the start of a series of pressure increase but also at the end of braking and when pressure reduction is impossible.
【００６０】上記Ｓ１６８の実行後、Ｓ１７４におい
て、記憶された startＰw と endＰwとから、一連の減
圧に伴って減圧用リザーバ１５４に流入した作動液の量
ΔＱが取得されるとともに、それまでの作動液総流入量
ΣΔＱに加算される。一連の減圧に伴って減圧用リザー
バ１５４に流入した作動液の量ΔＱは、いかなる方法で
取得されてもよいが、本実施形態においては、図１５の
グラフで表されるテーブルによって取得される。After the execution of S168, in S174, the amount ΔQ of the hydraulic fluid flowing into the decompression reservoir 154 with the series of decompression is obtained from the stored startPw and endPw, and the hydraulic fluid up to that time is obtained. It is added to the total inflow ΣΔQ. The amount ΔQ of the hydraulic fluid that has flowed into the decompression reservoir 154 with a series of decompression may be obtained by any method. In the present embodiment, the amount ΔQ is obtained by a table shown in the graph of FIG.
【００６１】上記Ｓ１７４において取得された作動液総
流入量ΣΔＱは、それの最大値ΣΔＱmax 、つまりリザ
ーバ容量と比較され、作動液総流入量ΣΔＱがリザーバ
容量より大きい場合には、減圧リニアバルブ１５２より
減圧用リザーバ１５４側の部分において液漏れが発生し
たと判定され、Ｓ１７８において回生制動システムによ
る回生制動とリニアバルブ装置５６を使用する液圧制御
とを禁止するフラグがセット状態に切り換えられる。The total hydraulic fluid inflow ΣΔQ obtained in S174 is compared with its maximum value ΣΔQmax, that is, the reservoir capacity. It is determined that a liquid leak has occurred in the portion on the side of the pressure reducing reservoir 154, and in S178, a flag for prohibiting the regenerative braking by the regenerative braking system and the hydraulic pressure control using the linear valve device 56 is switched to a set state.
【００６２】このように、作動液漏れの検出が、検出液
圧Ｐout1でなく、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw に基づ
いて行われるため、検出精度を向上させることができ
る。なお、上記のように、作動液漏れの検出に応じて、
リニアバルブ装置５６への電圧印加が禁止されれば、増
圧リニアバルブ１５０が前述のように３ＭＰａの減圧弁
として機能する状態となり、ＲＬシリンダ５０およびＲ
Ｒシリンダ５２の液圧が無用に小さく抑えられることに
なる。それをできる限り回避するために、少なくとも制
動中は、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０
に、連続的に印加しても過熱の問題が生じない程度の電
圧が印加されるようにしてもよい。また、回生制動は禁
止されず、増圧リニアバルブ１５０の制御も通常通り行
われるが、減圧リニアバルブ１５２の制御は禁止される
ようにすることも可能である。この場合には、例えば、
図５のメインルーチンの大半は通常通り実行されるが、
Ｓ１８の印加処理において減圧側印加電圧Ｖrelease の
印加が禁止されるようにすればよい。As described above, the detection of the hydraulic fluid leakage is performed based on the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw instead of the detected hydraulic pressure Pout1, so that the detection accuracy can be improved. As described above, in response to detection of hydraulic fluid leakage,
If the voltage application to the linear valve device 56 is prohibited, the pressure-increasing linear valve 150 is in a state of functioning as a 3 MPa pressure-reducing valve as described above, and the RL cylinders 50 and R
The hydraulic pressure of the R cylinder 52 is unnecessarily reduced. To avoid this as much as possible, at least during braking, the solenoid 210 of the intensifier linear valve 150
Alternatively, a voltage may be applied to such an extent that the problem of overheating does not occur even if the voltage is continuously applied. In addition, the regenerative braking is not prohibited and the control of the pressure-increasing linear valve 150 is performed as usual, but the control of the pressure-reducing linear valve 152 may be prohibited. In this case, for example,
Most of the main routine in FIG. 5 is executed as usual,
In the application process of S18, the application of the reduced pressure application voltage Vrelease may be prohibited.
【００６３】また、ホイールシリンダ液圧の推定方法
は、上記実施形態における場合に限らず他の方法によっ
ても推定し得る。例えば、上記実施形態においては、流
入液量Ｑinを取得する際の増圧時液圧差ΔＰinが液圧セ
ンサ６２，６４によって実際に検出された検出液圧Ｐi
n，Ｐout1の差とされていたが、液圧センサ６２によっ
て検出された検出液圧Ｐinと推定ホイールシリンダ液圧
Ｐw との差とすることができる。また、開口面積を求め
る際に弁子２００の弁座２０２に対するストロークｘを
考慮することも可能である。The method of estimating the wheel cylinder hydraulic pressure is not limited to the above embodiment, but may be estimated by other methods. For example, in the above-described embodiment, the hydraulic pressure difference ΔPin at the time of increasing the pressure when acquiring the inflow liquid amount Qin is the detected hydraulic pressure Pi actually detected by the hydraulic pressure sensors 62 and 64.
Although the difference between n and Pout1 is used, the difference may be the difference between the detected hydraulic pressure Pin detected by the hydraulic pressure sensor 62 and the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw. In determining the opening area, the stroke x of the valve 200 with respect to the valve seat 202 can be considered.
【００６４】開口面積は、弁子２００と弁座２０２との
間の隙間の最小面積であるが、最小面積は、図２０に示
すように、斜線が付してある円錐の側面部である。図に
示す円錐は、弁子２００が弁座２０２に着座している状
態における弁子２００と弁座２０２との接線と、離間し
ている状態における弁子２００の基準点とを結んで得ら
れる形状を有したものである。この面積は、弁子２０
０，弁座２０２の形状およびストロークｘに基づいて求
めることができる。増圧リニアバルブ１５０において
は、弁子２００には、図４に示すように、電磁駆動力Ｆ
s ，差圧作用力Ｆd，スプリング２０２の付勢力Ｆp が
作用し、これら作用する力が、ストロークｘ，移動速度
ｘ′，移動加速度ｘ″の状態において、式 Ｍｘ″＋ｃｘ′＋ｋｘ＝Ｆs ＋Ｆd −Ｆp ・・・（８） が成立する状態で釣り合っている。The opening area is the minimum area of the gap between the valve element 200 and the valve seat 202. The minimum area is the side face of the hatched cone as shown in FIG. The cone shown in the figure is obtained by connecting a tangent line between the valve 200 and the valve seat 202 when the valve 200 is seated on the valve seat 202 and a reference point of the valve 200 when the valve 200 is separated. It has a shape. This area corresponds to the valve 20
0, it can be obtained based on the shape of the valve seat 202 and the stroke x. In the pressure-increasing linear valve 150, as shown in FIG.
s, the differential pressure acting force Fd, and the urging force Fp of the spring 202 act. When the acting forces are in the state of the stroke x, the moving speed x ', and the moving acceleration x ", the formula Mx" + cx' + kx = Fs + Fd- Fp (8) is balanced in a state where the following holds.
【００６５】ここで、Ｍは弁子２００の質量、ｃは減衰
係数、ｋはスプリングのばね定数である。差圧作用力Ｆ
d は、増圧時液圧差ΔＰinに開口面積Ａvaを乗じた大き
さとされ、電磁駆動力Ｆs は、図１９のグラフで表され
るテーブルに従って印加電圧Ｖapply とストロークｘと
に基づいて求めることができ、スプリング２０２の付勢
力Ｆp は、予め定められたばね定数，ストロークｘ等に
基づいて求めることができる。図に示すように、電磁駆
動力Ｆs は、印加電圧がそれほど大きくない範囲内にお
いては、印加電圧に基づいて決定される。また、ブレー
キ解除状態にあり、ホイールシリンダ液圧が大気圧（初
期状態）にある初期時点においては、ストロークｘ，移
動速度ｘ′，移動加速度ｘ″は０であり、増圧時液圧差
ΔＰinも，印加電圧Ｖapply も０である。ストローク
ｘ，移動速度ｘ′，移動加速度ｘ″は、ブレーキ解除状
態に限らず、保持が決定された場合にも０とされる。弁
子２００が弁座２０２に着座しているからである。この
初期状態から、増圧リニアバルブ１５０の制御に伴って
ホイールシリンダに作動液が流入させられるが、初期状
態から現時点までの作動液の流入積算量ｑwinを求めれ
ば、現時点においてホイールシリンダに存在する作動液
量ｑw が取得され、作動液量ｑw および図１５のグラフ
で表されるテーブルに基づいてホイールシリンダ液圧Ｐ
w を推定し得る。Here, M is the mass of the valve 200, c is the damping coefficient, and k is the spring constant of the spring. Differential pressure acting force F
d is a magnitude obtained by multiplying the pressure difference during pressure increase ΔPin by the opening area Ava, and the electromagnetic driving force Fs can be obtained based on the applied voltage Vapply and the stroke x according to the table shown in the graph of FIG. , Spring 202 can be determined based on a predetermined spring constant, stroke x, and the like. As shown in the figure, the electromagnetic driving force Fs is determined based on the applied voltage within a range where the applied voltage is not so large. In the initial state when the brake is released and the wheel cylinder hydraulic pressure is at the atmospheric pressure (initial state), the stroke x, the moving speed x ', and the moving acceleration x "are zero, and the hydraulic pressure difference ΔPin at the time of pressure increase is also obtained. , The applied voltage Vapply is also 0. The stroke x, the moving speed x ', and the moving acceleration x ″ are not limited to the brake released state, and are set to 0 when the holding is determined. This is because the valve 200 is seated on the valve seat 202. From this initial state, the hydraulic fluid is caused to flow into the wheel cylinder in accordance with the control of the pressure-intensifying linear valve 150. The hydraulic fluid amount qw is obtained, and the wheel cylinder hydraulic pressure P is calculated based on the hydraulic fluid amount qw and the table shown in the graph of FIG.
w can be estimated.
【００６６】初期状態において、ブレーキペダル１９が
踏み込まれれば、増圧時液圧差ΔＰinが大きくされ（Ｐ
in）とされ、それに応じて電圧が印加される。電磁駆動
力Ｆs が０より大きくなるが、差圧作用力Ｆd は開口面
積が０であるため０である。また、スプリングの付勢力
Ｆp はセット荷重に対応する大きさ、すなわち、前述の
開弁圧に対応する大きさとされる。この状態において、
弁子２００の移動加速度ｘ″が求められる。この弁子２
００が弁座２０２から離間し始めた状態においては、移
動加速度ｘ″，移動速度ｘ′，ストロークｘは互いに同
じ大きさとみなすことができる。以下、前回の移動速度
ｘ′(k-1) に今回の移動加速度ｘ″(k)を加えれば、今
回の移動速度ｘ′(k) が求められ、今回の移動速度ｘ′
(k) を前回のストロークｘ(k-1) に加えれば、今回のス
トロークｘ(k) が求められる。そして、ストロークｘ
(k) に基づいて円錐の斜線の部分の面積を求めれば、開
口面積Ａva(k) が求められ、以下、上記実施形態におけ
る場合と同様に推定ホイールシリンダ液圧Ｐw が取得さ
れる。また、本実施形態においては、今回の増圧時液圧
差ΔＰin(k) が、液圧センサ６２による検出液圧Ｐinと
前回の推定ホイールシリンダ液圧Ｐw(k-1)との差（Ｐin
−Ｐw(k-1)）として取得される。減圧リニアバルブ１５
２における制御においても同様に、減圧開始時から現時
点までにホイールシリンダから流出させられた作動液の
流出積算量ｑwoutが求められる。減圧開始時にホイール
シリンダに存在する作動液量は、減圧開始時までの流入
積算量等に基づいて推定し得る。これら流入積算量ｑwi
n と流出積算量ｑwoutとの和が、現時点における作動液
量ｑw とされる。また、減圧時液圧差ΔＰout も増圧時
液圧差ΔＰinと同様に、前回の推定ホイールシリンダ液
圧Ｐw(k-1)に基づいて求められる。ΔＰout は、（Ｐw
(k-1)−Ｐres ＝Ｐw(k-1)−０）とされるのである。In the initial state, if the brake pedal 19 is depressed, the pressure increase pressure difference ΔPin is increased (P
in), and a voltage is applied accordingly. Although the electromagnetic driving force Fs becomes larger than zero, the differential pressure acting force Fd is zero because the opening area is zero. Further, the urging force Fp of the spring has a magnitude corresponding to the set load, that is, a magnitude corresponding to the above-described valve opening pressure. In this state,
The movement acceleration x ″ of the valve 200 is obtained.
In the state where 00 begins to separate from the valve seat 202, the moving acceleration x ″, the moving speed x ′, and the stroke x can be regarded as having the same magnitude as each other. Hereinafter, the previous moving speed x ′ (k−1) By adding the current moving acceleration x ″ (k), the current moving speed x ′ (k) is obtained, and the current moving speed x ′ (k) is obtained.
By adding (k) to the previous stroke x (k-1), the current stroke x (k) is obtained. And the stroke x
If the area of the hatched portion of the cone is obtained based on (k), the opening area Ava (k) is obtained, and thereafter, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is obtained as in the above embodiment. In the present embodiment, the current pressure increase pressure difference ΔPin (k) at the time of pressure increase is the difference (Pin) between the hydraulic pressure Pin detected by the hydraulic pressure sensor 62 and the previous estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw (k−1).
-Pw (k-1)). Pressure reducing linear valve 15
Similarly, in the control in 2, the integrated flow amount qwout of the hydraulic fluid discharged from the wheel cylinder from the start of the pressure reduction to the current time is obtained. The amount of hydraulic fluid present in the wheel cylinder at the start of pressure reduction can be estimated based on the inflow integrated amount up to the start of pressure reduction. These inflow integrated quantity qwi
The sum of n and the integrated flow amount qwout is defined as the current working fluid amount qw. Similarly, the pressure-reducing hydraulic pressure difference ΔPout is determined based on the previous estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw (k−1), similarly to the pressure-increasing hydraulic pressure difference ΔPin. ΔPout is (Pw
(k-1) -Pres = Pw (k-1) -0).
【００６７】図１７のＳ２１０において、ブレーキペダ
ル１９が踏み込まれたか否か、すなわち、液圧センサ６
２によって検出された検出液圧Ｐinが０より大きいか否
かが検出される。０の場合には、ブレーキ解除状態にあ
るため、Ｓ２１１において初期設定が行われる。上述の
ように、ストロークｘ，移動速度ｘ′，移動加速度ｘ″
等が０とされるとともに、推定ホイールシリンダ液圧Ｐ
w(0)，ホイールシリンダに存在する作動液量ｑw(0)，流
入流量Ｑin(0) ，流出流量Ｑout(0)等各変数の初期値が
０とされる。ブレーキ解除状態にある間、Ｓ２１０，２
１１が繰り返し実行される。ブレーキペダル１９が踏み
込まれると、Ｓ２１０における判定がＹＥＳとなり、Ｓ
２１２において、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニア
バルブ１５２に作用する差圧作用力Ｆd が求められる。
増圧リニアバルブ１５０における差圧作用力Ｆd は、前
後における増圧時液圧差ΔＰinに開口面積Ａvaを乗じた
大きさであり、減圧リニアバルブ１５２に作用する差圧
作用力Ｆｄは、減圧時液圧差ΔＰout（ΔＰout ＝Ｐw
）に開口面積Ａvrを乗じた大きさである。最初にＳ２
１２が実行された場合には、推定ホイールシリンダ液圧
Ｐw は０であるため、増圧時液圧差ΔＰinは検出液圧Ｐ
in（ΔＰin＝Ｐin）であり、減圧時液圧差ΔＰout は０
である。しかし、ストロークｘが０であるため、開口面
積Ａva，Ａvrが０とされ、差圧作用力Ｆd も０とされ
る。In S210 of FIG. 17, it is determined whether or not the brake pedal 19 is depressed, that is, whether the hydraulic pressure sensor 6
It is detected whether or not the detected hydraulic pressure Pin detected by Step 2 is larger than 0. If the value is 0, the brake is in the released state, and thus the initialization is performed in S211. As described above, the stroke x, the moving speed x ′, and the moving acceleration x ″
Etc. are set to 0 and the estimated wheel cylinder hydraulic pressure P
Initial values of variables such as w (0), the amount of working fluid qw (0) present in the wheel cylinder, the inflow flow rate Qin (0), and the outflow flow rate Qout (0) are set to 0. While in the brake release state, S210, 2
11 is repeatedly executed. When the brake pedal 19 is depressed, the determination in S210 becomes YES, and
At 212, the differential pressure acting force Fd acting on the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 is determined.
The differential pressure acting force Fd in the pressure-increasing linear valve 150 is a value obtained by multiplying the hydraulic pressure difference ΔPin before and after pressure by the opening area Ava, and the differential pressure acting force Fd acting on the pressure-decreasing linear valve 152 Pressure difference ΔPout (ΔPout = Pw
) Is multiplied by the opening area Avr. First S2
12 is executed, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw is 0, and thus the hydraulic pressure difference ΔPin during pressure increase is equal to the detected hydraulic pressure Pw.
in (ΔPin = Pin), and the pressure difference ΔPout during pressure reduction is 0
It is. However, since the stroke x is 0, the opening areas Ava and Avr are set to 0, and the differential pressure acting force Fd is also set to 0.
【００６８】次に、Ｓ２１３において、リニアバルブ装
置５６の制御状態が検出される。上記実施形態における
場合と同様に、偏差ｅｒｒｏｒ，目標液圧変化ｄＰref
および図１２のグラフで表されるテーブルに基づいて増
圧，保持，減圧のいずれかが決定されるのであるが、い
ずれが決定されたかが変数flagの値に基づいて検出され
るのである。増圧が決定された場合には、Ｓ２１４にお
いて流入流量Ｑinが取得され、減圧が決定された場合に
は、Ｓ２１５において流出流量Ｑout が取得され、保持
が決定された場合には、Ｓ２１６，２１７において、流
入流量Ｑin，流出流量Ｑout が０とされるとともに、ス
トロークｘ，移動速度ｘ′，移動加速度ｘ″が０とされ
る。保持の場合には、増圧リニアバルブ１５０，減圧リ
ニアバルブ１５２のいずれにおいても、弁子２００が弁
座２０２に着座しているため、上述のストロークｘ等が
０となる。また、作動液が流れることがないため、流入
流量Ｑin，流出流量Ｑout も０とされるのである。Next, in S213, the control state of the linear valve device 56 is detected. As in the case of the above embodiment, the deviation error and the target hydraulic pressure change dPref
12. Any one of pressure increase, hold, and pressure reduction is determined based on the table represented by the graph of FIG. 12, and which is determined based on the value of the variable flag. If the pressure increase is determined, the inflow flow rate Qin is obtained in S214, if the pressure reduction is determined, the outflow flow rate Qout is obtained in S215, and if the hold is determined, the flow rate is determined in S216, 217. , The inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout are set to 0, and the stroke x, the moving speed x ′, and the moving acceleration x ″ are set to 0. In the case of holding, the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 are controlled. In any case, since the valve 200 is seated on the valve seat 202, the above-described stroke x and the like become 0. Further, since the hydraulic fluid does not flow, the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout are also set to 0. Because
【００６９】ここで、増圧リニアバルブ１５０と減圧リ
ニアバルブ１５２との両方のソレノイド２１０に同時に
電圧が印加されることはないため、流入流量Ｑinおよび
流出流量Ｑout の両方が同時に０より大きい値になるこ
とはない。本実施形態においては、流入流量Ｑinが正の
値、流出流量Ｑout が負の値として表され、Ｓ２１８に
おいて、流入流量Ｑin(k) と流出流量Ｑout (k) との和
としてのホイールシリンダにおける作動液の変化液量Ｑ
(k) が求められ、Ｓ２１９において、ホイールシリンダ
の前回の作動液量ｑw(k-1)に今回の変化液量Ｑ(k) を加
えることにより、今回の作動液量ｑw(k)が求められる。
Ｓ２２０においては、今回の作動液量ｑw(k)および図１
５のグラフで表されるテーブルに基づいてホイールシリ
ンダ液圧Ｐw(k)が推定される。このように推定されたホ
イールシリンダ液圧Ｐw に基づいてリニアバルブ装置５
６の制御，液圧センサ６４の異常検出，作動液漏れ検出
等が行われる。また、推定ホイールシリンダ液圧Ｐw(k)
は、Ｓ２１２において、増圧時，減圧時液圧差ΔＰin,
ΔＰout を検出する際に使用される。Here, since no voltage is applied to both the solenoids 210 of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 at the same time, both the inflow flow rate Qin and the outflow flow rate Qout are simultaneously set to values larger than zero. It will not be. In the present embodiment, the inflow flow rate Qin is expressed as a positive value, and the outflow flow rate Qout is expressed as a negative value. In S218, the operation in the wheel cylinder as the sum of the inflow flow rate Qin (k) and the outflow flow rate Qout (k) is performed. Fluid change volume Q
(k) is obtained, and in S219, the current hydraulic fluid amount qw (k) is obtained by adding the current changing fluid amount Q (k) to the previous hydraulic fluid amount qw (k-1) of the wheel cylinder. Can be
In S220, the current hydraulic fluid amount qw (k) and FIG.
The wheel cylinder hydraulic pressure Pw (k) is estimated based on the table represented by the graph of FIG. Based on the wheel cylinder hydraulic pressure Pw estimated in this way, the linear valve device 5
6, the abnormality detection of the hydraulic pressure sensor 64, the detection of the hydraulic fluid leak, and the like are performed. Also, the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw (k)
Is the hydraulic pressure difference ΔPin,
Used to detect ΔPout.
【００７０】ここで、流入流量Ｑinの推定について説明
する。Ｓ２５１において、電磁駆動力Ｆs が、図１９に
示すテーブルに基づいて取得される。図に示すように、
電磁駆動力Ｆs は、ストロークｘが大きく、印加電圧Ｖ
apply が大きいほど大きくなる。最初にＳ２５１が実行
される場合には、ストロークｘは０であるため、印加電
圧が大きくなると大きくなる。Ｓ２５２において、移動
加速度ｘ″が上述の（８）式に従って求められる。ここ
で、差圧作用力Ｆd はＳ２１２においてすでに求められ
ている。Ｓ２５３，２５４において、初期値に順次これ
らの値を加えることにより、ストロークｘが求められ、
Ｓ２５５において、ストロークｘに基づいて開口面積Ａ
vaが求められ、Ｓ２５６において、上記実施形態におけ
る場合と同様に、（６）式に従って、開口面積Ａva，増
圧時液圧差ΔＰin等に基づいて流入液量Ｑinが求められ
る。流出液量Ｑout の推定も同様で、（７）式に従っ
て、開口面積Ａvrおよび減圧時液圧差ΔＰout に基づい
て行われる。Here, the estimation of the inflow flow rate Qin will be described. In S251, the electromagnetic driving force Fs is obtained based on the table shown in FIG. As shown in the figure,
The electromagnetic driving force Fs is such that the stroke x is large and the applied voltage V
The larger the apply, the larger. When S251 is first executed, the stroke x is 0, and therefore the stroke x increases as the applied voltage increases. In S252, the moving acceleration x ″ is obtained according to the above-described equation (8). Here, the differential pressure acting force Fd has already been obtained in S212. In S253 and 254, these values are sequentially added to the initial value. Gives the stroke x,
In S255, the opening area A based on the stroke x
va is calculated, and in S256, the inflow liquid amount Qin is calculated based on the opening area Ava, the pressure increase-time hydraulic pressure difference ΔPin, and the like according to the equation (6) in the same manner as in the above embodiment. The estimation of the effluent amount Qout is performed in the same manner based on the opening area Avr and the pressure-reducing pressure difference ΔPout according to the equation (7).
【００７１】このように推定されたホイールシリンダ液
圧に基づいてリニアバルブ装置５６の制御電圧が決定さ
れれば、液圧センサ６４が不要となる。換言すれば、液
圧センサ６４が設けられていなくてもホイールシリンダ
液圧の推定が可能なのであり、液圧センサ６４がなくて
もリニアバルブ装置５６の制御が可能なのである。液圧
センサ６４が不要となれば、その分、ブレーキ液圧制御
装置のコストダウンを図ることが可能となる。また、液
圧センサ６４が設けられている場合において、液圧セン
サ６４が異常であるとされても、推定ホイールシリンダ
液圧Ｐw に基づいてリニアバルブ装置４５の制御を継続
して行うことが可能となる。禁止フラグをセットする必
要がなくなり、回生制動を減少させて０にする必要がな
くなる。回生制動を継続することが可能となり、運動エ
ネルギの無駄な放出を抑制することができる。If the control voltage of the linear valve device 56 is determined based on the wheel cylinder fluid pressure estimated in this way, the fluid pressure sensor 64 becomes unnecessary. In other words, the wheel cylinder hydraulic pressure can be estimated without the hydraulic pressure sensor 64, and the linear valve device 56 can be controlled without the hydraulic pressure sensor 64. If the fluid pressure sensor 64 becomes unnecessary, the cost of the brake fluid pressure control device can be reduced accordingly. Further, when the hydraulic pressure sensor 64 is provided, even if the hydraulic pressure sensor 64 is determined to be abnormal, the control of the linear valve device 45 can be continuously performed based on the estimated wheel cylinder hydraulic pressure Pw. Becomes There is no need to set a prohibition flag, and it is not necessary to reduce regenerative braking to zero. Regenerative braking can be continued, and wasteful release of kinetic energy can be suppressed.
【００７２】なお、上記実施形態のブレーキ液圧制御装
置は、回生制動システムを備えない車両用の液圧ブレー
キシステムのブレーキ液圧制御装置にも適用することが
できる。その場合には、車両減速度に基づいてホイール
シリンダ液圧を取得することが可能となり、ホイールシ
リンダ液圧が取得された状態を初期状態とし、その初期
状態からのホイールシリンダ液圧変化量と、流入積算量
および流出積算量とに基づいて現時点におけるホイール
シリンダ液圧を上記実施形態における場合と同様に取得
することができる。また、回生制動システムを備えない
液圧ブレーキシステムに使用された場合には、広くホイ
ールシリンダ液圧を制御する場合に適用することが可能
である。運転者のブレーキペダル１９の操作力に対応し
た制動力が得られるようにホイールシリンダ液圧を制御
する制動効果制御、操作力に対応したホイールシリンダ
液圧が得られるように制御するブースタ型制御、ホイー
ルシリンダ液圧を運転者の操作力をアシストした大きさ
に制御するブレーキアシスト制御等に基づいて取得され
た値であってもよい。さらに、ブレーキスイッチ３０２
は不可欠ではない。液圧センサ６２によって検出される
液圧が０より大きいか否かを検出すれば、ブレーキペダ
ル１９が踏み込まれたか否かを検出することができる。The brake fluid pressure control device of the above embodiment can be applied to a brake fluid pressure control device of a vehicle hydraulic brake system without a regenerative braking system. In that case, it is possible to acquire the wheel cylinder fluid pressure based on the vehicle deceleration, and set the state in which the wheel cylinder fluid pressure is acquired as the initial state, and the amount of change in the wheel cylinder fluid pressure from the initial state, Based on the inflow integrated amount and the outflow integrated amount, the wheel cylinder hydraulic pressure at the present time can be obtained in the same manner as in the above embodiment. Also, when used in a hydraulic brake system without a regenerative braking system, it can be widely applied to the case where wheel cylinder hydraulic pressure is controlled. Braking effect control for controlling wheel cylinder hydraulic pressure so as to obtain a braking force corresponding to the driver's operation force on the brake pedal 19; booster-type control for controlling so as to obtain wheel cylinder hydraulic pressure corresponding to the operating force; It may be a value acquired based on brake assist control or the like that controls the wheel cylinder hydraulic pressure to a level that assists the driver's operating force. Further, the brake switch 302
Is not essential. If it is detected whether or not the hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure sensor 62 is greater than 0, it is possible to detect whether or not the brake pedal 19 is depressed.
【００７３】以上、本発明のいくつかの実施形態を説明
したが、これらは文字通りの例示であり、本発明は特許
請求の範囲を逸脱することなく種々の変形，改良を施し
た態様で実施することができる。While several embodiments of the present invention have been described above, these are mere examples, and the present invention is embodied in various modified and improved forms without departing from the scope of the claims. be able to.
【図１】本発明の一実施形態であるブレーキ液圧制御装
置を含む液圧ブレーキ装置の構成を示す系統図である。FIG. 1 is a system diagram showing a configuration of a hydraulic brake device including a brake hydraulic pressure control device according to an embodiment of the present invention.
【図２】上記液圧ブレーキ装置に含まれるリニアバルブ
装置の構成を概略的に示す系統図である。FIG. 2 is a system diagram schematically showing a configuration of a linear valve device included in the hydraulic brake device.
【図３】上記液圧ブレーキ装置と回生制動装置とを含む
制動装置における制動力制御の概略を示すグラフであ
る。FIG. 3 is a graph schematically showing braking force control in a braking device including the hydraulic brake device and a regenerative braking device.
【図４】上記リニアバルブ装置に含まれるシーティング
弁の弁子に作用する力を示す模式図である。FIG. 4 is a schematic view showing a force acting on a valve element of a seating valve included in the linear valve device.
【図５】上記ブレーキ液圧制御装置に含まれるコントロ
ーラによって実行されるメイン処理の内容の一例を示す
フローチャートである。FIG. 5 is a flowchart showing an example of a content of a main process executed by a controller included in the brake fluid pressure control device.
【図６】図５のＳ１０においてコールされるＶＦapply
，ＶＦrelease 算出処理の内容を示すフローチャート
である。6 is VFapply called in S10 of FIG.
, VFrelease calculation processing.
【図７】（ａ）図６のＳ４２において使用される関数Ｍ
ＡＰaを示すグラフである。（ｂ）図６のＳ４６におい
て使用される関数ＭＡＰr を示すグラフである。FIG. 7 (a) Function M used in S42 of FIG. 6
It is a graph which shows APa. (B) A graph showing the function MAPr used in S46 of FIG.
【図８】目標液圧変化ｄＰref を算出するために実行さ
れるタイマ割込処理の内容を示すフローチャートであ
る。FIG. 8 is a flowchart showing the contents of a timer interrupt process executed to calculate a target hydraulic pressure change dPref.
【図９】上記コントローラによって実行されるホイール
シリンダ液圧推定プログラムを示すフローチャートであ
る。FIG. 9 is a flowchart showing a wheel cylinder hydraulic pressure estimation program executed by the controller.
【図１０】上記コントローラによって実行される液圧セ
ンサ異常検出プログラムを示すフローチャートである。FIG. 10 is a flowchart showing a hydraulic pressure sensor abnormality detection program executed by the controller.
【図１１】図５のＳ１４においてコールされるＶapply
，Ｖrelease 算出処理の内容の一例を説明するための
図表である。11 is Vapply called in S14 of FIG.
, Vrelease is a table for explaining an example of the contents of the calculation processing.
【図１２】上記リニアバルブ装置の制御状態を決定する
ためのテーブルを示すグラフである。FIG. 12 is a graph showing a table for determining a control state of the linear valve device.
【図１３】図５のＳ１６に示した作動液漏れ検出処理の
内容の一例を示すフローチャートである。13 is a flowchart showing an example of the contents of a hydraulic fluid leak detection process shown in S16 of FIG.
【図１４】上記リニアバルブ装置のシーティング弁にお
ける開口面積と印加電圧との関係を示す図である。FIG. 14 is a diagram showing a relationship between an opening area and an applied voltage in a seating valve of the linear valve device.
【図１５】ホイールシリンダ液圧と有効ホイールシリン
ダ液量との関係を示すグラフである。FIG. 15 is a graph showing a relationship between a wheel cylinder fluid pressure and an effective wheel cylinder fluid volume.
【図１６】初期増量の必要性を説明するためのグラフで
あり、出力液圧と実際のホイールシリンダ液圧との関係
を示すグラフである。FIG. 16 is a graph for explaining the necessity of an initial increase, and is a graph showing a relationship between an output hydraulic pressure and an actual wheel cylinder hydraulic pressure.
【図１７】上記実施形態とは別の一実施形態であるブレ
ーキ液圧制御装置のコントローラによって実行されるホ
イールシリンダ液圧推定プログラムを示すフローチャー
トである。FIG. 17 is a flowchart illustrating a wheel cylinder pressure estimation program executed by a controller of a brake fluid pressure control device according to another embodiment different from the above embodiment.
【図１８】図１７のＳ２１４における流入流量の取得を
示すフローチャートである。FIG. 18 is a flowchart showing acquisition of an inflow flow rate in S214 of FIG.
【図１９】図１８のＳ２５１で使用される電磁駆動力
と、印加電圧およびストロークとの関係を表すグラフで
ある。FIG. 19 is a graph showing a relationship between an electromagnetic driving force used in S251 of FIG. 18, and an applied voltage and a stroke.
【図２０】上記シーティング弁における開口面積の大き
さを示すための図である。FIG. 20 is a view showing the size of the opening area of the seating valve.
６２，６４：液圧センサ ５６：リニアバルブ装置 ６６：コントローラ １５０：増圧リニアバルブ １５２：減圧リニアバルブ 62, 64: hydraulic pressure sensor 56: linear valve device 66: controller 150: pressure increasing linear valve 152: pressure reducing linear valve
Claims (3)
られ、高圧源からホイールシリンダへの作動液の流入を
許容する増圧許容状態と、作動液の流入を阻止する増圧
阻止状態とに切り換え可能な増圧制御弁と、 その増圧制御弁を制御することによりホイールシリンダ
液圧を制御する増圧弁制御手段とを含むブレーキ液圧制
御装置であって、 前記増圧弁制御手段が、前記ホイールシリンダ液圧の初
期状態と、ホイールシリンダ液圧が初期状態にあった初
期時点から現時点までにホイールシリンダに流入した作
動液の流入積算量とに基づいてホイールシリンダの液圧
を推定するホイールシリンダ液圧推定手段を含むことを
特徴とするブレーキ液圧制御装置。1. A pressure increase permitting state which is provided between a high pressure source and a wheel cylinder and allows a flow of hydraulic fluid from a high pressure source to a wheel cylinder, and a pressure increase prevention state which blocks an inflow of hydraulic fluid. A brake fluid pressure control device including a switchable pressure increasing control valve, and pressure increasing valve control means for controlling a wheel cylinder fluid pressure by controlling the pressure increasing control valve, wherein the pressure increasing valve control means comprises: A wheel cylinder for estimating a wheel cylinder hydraulic pressure based on an initial state of the wheel cylinder hydraulic pressure and an integrated flow amount of the hydraulic fluid flowing into the wheel cylinder from an initial point in time when the wheel cylinder hydraulic pressure is in the initial state to the present time. A brake fluid pressure control device comprising fluid pressure estimating means.
じた大きさの駆動力を発生させる電気的駆動装置を含
み、当該増圧制御弁の高圧側の液圧とホイールシリンダ
側の液圧との差である増圧時液圧差が、前記電気的駆動
装置に付与される電力に応じた大きさである間、前記増
圧許容状態に保たれるものであり、 前記ホイールシリンダ液圧推定手段が、当該ホイール
シリンダ液圧推定手段によって推定された推定ホイール
シリンダ液圧を前記ホイールシリンダ側の液圧として前
記増圧時液圧差を取得する液圧差取得手段と、その液
圧差取得手段によって取得された増圧時液圧差と前記電
気的駆動装置に付与された電力とに基づいて前記流入積
算量を取得する流入積算量取得手段とを含むことを特徴
とする請求項１に記載のブレーキ液圧制御装置。2. The pressure-increasing control valve includes an electric drive device that generates a driving force having a magnitude corresponding to the applied electric power, and a hydraulic pressure on a high-pressure side of the pressure-increasing control valve and a wheel pressure on a wheel cylinder side. While the pressure difference at the time of pressure increase, which is a difference from the hydraulic pressure, is a magnitude corresponding to the electric power applied to the electric drive device, the pressure increase allowable state is maintained, and the wheel cylinder fluid Hydraulic pressure difference obtaining means for obtaining the pressure difference at the time of pressure increase using the estimated wheel cylinder hydraulic pressure estimated by the wheel cylinder hydraulic pressure estimating means as the hydraulic pressure on the wheel cylinder side, and the hydraulic pressure difference obtaining means 2. An inflow integrated amount obtaining means for obtaining the integrated flow amount based on the hydraulic pressure difference at the time of pressure increase obtained by the above and the electric power applied to the electric drive device. Brake fluid pressure control .
検出するホイールシリンダ側液圧検出手段と、 そのホイールシリンダ側液圧検出手段によって検出され
た検出液圧に基づいてホイールシリンダ液圧を取得する
検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧取得手段と、 その検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧取得手段によっ
て取得された検出液圧依拠ホイールシリンダ液圧と、前
記ホイールシリンダ液圧推定手段によって推定された推
定ホイールシリンダ液圧との差が設定範囲外である場合
に、当該ブレーキ液圧制御装置に異常が生じたとする異
常検出手段とを含むことを特徴とする請求項１または２
に記載のブレーキ液圧制御装置。3. The brake fluid pressure control device comprising: a wheel cylinder side fluid pressure detecting means for detecting a fluid pressure on the wheel cylinder side from the pressure increasing control valve; and a wheel cylinder side fluid pressure detecting means. Detecting cylinder pressure obtaining means for obtaining wheel cylinder hydraulic pressure based on the detected hydraulic pressure, and detecting cylinder pressure obtaining wheel cylinder hydraulic pressure obtained by the detecting hydraulic pressure dependent wheel cylinder hydraulic obtaining means. An abnormality detecting means for determining that an abnormality has occurred in the brake fluid pressure control device when a difference from the estimated wheel cylinder fluid pressure estimated by the wheel cylinder fluid pressure estimating means is out of a set range. Claim 1 or 2
4. The brake fluid pressure control device according to item 1.
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Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005041422A (en) * | 2003-07-25 | 2005-02-17 | Toyota Motor Corp | Braking force control device for vehicle |
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-
1997
- 1997-08-12 JP JP21790097A patent/JP3508492B2/en not_active Expired - Lifetime
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| JP4512063B2 (en) * | 2006-06-12 | 2010-07-28 | 日信工業株式会社 | Brake hydraulic pressure control device for vehicles |
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