WO2013137104A1 - ブレーキ装置 - Google Patents
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- B60T8/36—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition including a pilot valve responding to an electromagnetic force
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- B60T8/3675—Electromagnetic valves specially adapted for anti-lock brake and traction control systems integrated in modulator units
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- B60T8/40—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition comprising an additional fluid circuit including fluid pressurising means for modifying the pressure of the braking fluid, e.g. including wheel driven pumps for detecting a speed condition, or pumps which are controlled by means independent of the braking system
- B60T8/4072—Systems in which a driver input signal is used as a control signal for the additional fluid circuit which is normally used for braking
- B60T8/4081—Systems with stroke simulating devices for driver input
Definitions
- the present invention relates to a brake device mounted on a vehicle.
- a brake device including a booster that generates an auxiliary force for reducing a driver's brake operation force by an energy source different from the driver's brake operation force.
- the brake device described in Patent Literature 1 includes a hydraulic booster as a booster. The hydraulic booster amplifies the depressing force of the brake pedal using the pressure energy stored in the accumulator by the pump and transmits it to the master cylinder.
- An object of the present invention is to provide a brake device capable of improving energy efficiency.
- the brake device of the present invention preferably suppresses the operation of the booster in a predetermined brake operation region.
- FIG. 1 is an overall perspective view of a brake device according to a first embodiment. It is a figure which shows schematic structure of the brake device of Example 1 with the hydraulic circuit of a hydraulic unit. It is a figure which shows the internal structure of the master cylinder of Example 1.
- FIG. The flow of the brake fluid at the time of non-operation of the hydraulic unit of Example 1 is shown.
- the flow of the brake fluid in the boost control (pressure increase control) of the hydraulic unit of the first embodiment is shown.
- the flow of the brake fluid in the boost control (pressure reduction control) of the hydraulic unit of the first embodiment is shown.
- the flow of the brake fluid in the regeneration cooperative control (pressure reduction control) of the hydraulic unit of the first embodiment is shown.
- the flow of the brake fluid in the regeneration cooperative control (holding control) of the hydraulic unit according to the first embodiment is shown.
- the flow of the brake fluid in the regeneration cooperative control (pressure increase control) of the hydraulic unit of the first embodiment is shown.
- the relational characteristic between pedaling force and hydraulic pressure when the link mechanism is applied is shown. It is a figure which shows the flow of the brake fluid in the master cylinder of Example 1 (when a pedal stroke is below a predetermined value). It is a figure which shows the flow of the brake fluid in the master cylinder of Example 1 (when a pedal stroke exceeds predetermined value).
- the relational characteristic between the liquid amount and the pedal stroke when the first fill mechanism is applied is shown.
- FIG. 1 is an overall perspective view of a brake device (hereinafter referred to as a device 1) according to a first embodiment.
- the apparatus 1 is a braking system for an electric vehicle such as a hybrid vehicle provided with an electric motor (generator) in addition to an engine as a prime mover for driving wheels, and an electric vehicle provided with only an electric motor (generator).
- an electric vehicle such as a hybrid vehicle provided with an electric motor (generator) in addition to an engine as a prime mover for driving wheels
- an electric vehicle provided with only an electric motor (generator).
- regenerative braking that brakes the vehicle by regenerating kinetic energy of the vehicle into electric energy can be executed by a regenerative braking device including a motor (generator).
- a regenerative braking device including a motor (generator).
- it is good also as applying to the non-electric vehicle which uses only an engine as a drive source, for example.
- the device 1 is a hydraulic brake device that applies a brake hydraulic pressure to each wheel of a vehicle to generate a braking force. Specifically, when brake fluid (oil) is supplied to a wheel cylinder 8 provided on each wheel of the vehicle, a piston in the wheel cylinder 8 is pressed, and a brake disk that rotates together with the wheel is braked as a friction member. The pad is pressed. As a result, a hydraulic braking force is applied to each wheel.
- a drum brake may be used instead of the disc brake.
- the device 1 optimally distributes the regenerative braking force and the hydraulic braking force by the regenerative braking device to generate a desired braking force, for example, a braking force requested by the driver (driver).
- the regenerative cooperative control to be executed is provided to be executable.
- the device 1 has a brake pedal 2 as a brake operation member that receives an input of a driver's brake operation, and a change rate of a depression force (brake operation force) with respect to a depression amount (pedal stroke) of the brake pedal 2 by the driver.
- a link mechanism 3 a reservoir tank (hereinafter referred to as a reservoir) 4 as a brake fluid source for storing brake fluid, and a brake fluid supplied from the reservoir 4 while being connected to the brake pedal 2 via the link mechanism 3,
- a master cylinder 5 as a first brake fluid pressure generation source that generates a brake fluid pressure in accordance with an operation (brake operation) of the brake pedal 2 by the driver, and a stroke for detecting a displacement amount of the brake pedal 2 as a brake operation amount From sensor 90 (brake operation amount detection means) and reservoir 4 or master cylinder 5
- a hydraulic unit 6 serving as a second brake hydraulic pressure generation source that is supplied with rake liquid and generates brake hydraulic pressure independently of the brake operation by the driver, and an electronic control unit that controls the operation of the hydraulic unit 6 ( (Hereinafter referred to as ECU) 10.
- the reservoir 4, the master cylinder 5, the hydraulic unit 6 (electromagnetic valve or pump 7), and the ECU 10 are provided integrally, and the device 1 is configured as one unit.
- the device 1 does not include a negative pressure booster (hereinafter referred to as an engine negative pressure booster) that boosts or amplifies a brake operation force (depressing force of a brake pedal) by using a negative pressure generated by a vehicle engine.
- the device 1 is a brake control device that is capable of controlling the hydraulic pressure of each wheel cylinder 8, that is, the hydraulic braking force, independently of the driver's brake operation by using the hydraulic pressure unit 6.
- the device 1 exhibits a boosting function that assists the brake operation by generating a hydraulic brake force that is insufficient for the driver's brake operation force. That is, by providing the hydraulic pressure unit 6 in place of not including the negative pressure booster, the brake operation force can be assisted.
- the device 1 also includes an automatic brake control (VDC or ESC) for preventing a side slip of the vehicle and stabilizing the vehicle behavior, and an anti-lock brake control (ABS) for preventing wheel lock. ) Etc. are provided so as to be executable.
- VDC or ESC automatic brake control
- ABS anti-lock brake control
- FIG. 2 is a diagram showing a schematic configuration of the apparatus 1 together with a hydraulic circuit of the hydraulic unit 6.
- the hydraulic braking system has two systems (primary P system and secondary S system) of brake piping, for example, X piping.
- primary P system and secondary S system of brake piping
- X piping for example, X piping.
- other piping formats such as H piping, may be sufficient.
- the members provided corresponding to the P system are distinguished from each other by adding a suffix p to the end of the symbol and a suffix s at the end of the symbol indicating the member corresponding to the S system.
- the link mechanism 3 is provided between the brake pedal 2 and the master cylinder 5 so as to be integrally connected to the master cylinder 5.
- the link mechanism 3 has a rod-shaped first link 31 in a side view and a triangle in a side view.
- a second link 32 having a shape.
- the base of the brake pedal 2 is rotatably supported on the vehicle body side by a shaft 200.
- a first corner of the second link 32 is rotatably supported on the vehicle body side by a shaft 320.
- One end of the first link 31 is rotatably supported on the base portion of the brake pedal 2 by a shaft 310.
- the other end of the first link 31 is rotatably supported on the second corner of the second link 32 by a shaft 311.
- a third corner portion of the second link 32 is rotatably supported by a shaft 321 at the end portion in the negative x-axis direction of the push rod 30 as an input member.
- FIG. 3 is a diagram showing the internal structure of the master cylinder 5 and shows a partial cross section in which the cylinder 50 is cut along a plane passing through the axis of the piston 54.
- the master cylinder 5 is a tandem master cylinder that generates a brake fluid pressure (master cylinder fluid pressure) in accordance with the brake operation state of the driver, and includes a bottomed cylindrical cylinder 50 and an inner peripheral surface of the cylinder 50. And a plurality of seals for sealing between the two pistons 54p, 54s interlocking with the brake pedal 2 (push rod 30) and the inner peripheral surface of the cylinder 50 and the outer peripheral surface of the pistons 54p, 54s. And a piston seal 55 as a member.
- the cylinder 50 includes a discharge port (supply port) 501 that is connected to the hydraulic pressure unit 6 so as to be able to communicate with the wheel cylinder 8, and a replenishment port 502 that is connected to the reservoir 4 and communicates therewith.
- a discharge port (supply port) 501 that is connected to the hydraulic pressure unit 6 so as to be able to communicate with the wheel cylinder 8, and a replenishment port 502 that is connected to the reservoir 4 and communicates therewith.
- the P system ports 501 and 502 are provided on the negative side of the cylinder 50 in the x-axis negative direction
- the S system ports 501 and 502 are provided on the positive side of the x axis.
- the discharge port 501 is provided on the x-axis positive direction side with respect to the replenishment port 502.
- a suction port 503 that is connected to the hydraulic unit 6 and communicates with the suction portion 70 of the pump 7 is provided at a predetermined position in the x-axis direction between the P system ports 501p and 502p.
- a relief port 504 that is connected to the hydraulic unit 6 and communicates with the relief valve 28 is provided at a predetermined position in the x-axis direction between the discharge port 501p and the suction port 503 of the P system.
- the inner peripheral surface of the cylinder 50 is formed in a substantially cylindrical shape, and is closed in a bag shape at the end in the x-axis positive direction.
- the inner peripheral wall of the cylinder 50 includes a small-diameter portion 50a provided with a relatively small diameter in a predetermined x-axis positive direction range in which the discharge ports 501p and 501s and the S-system replenishment port 502s open, a relief port 504, and a suction port 503 has a large-diameter portion 50b provided with a relatively large diameter in a predetermined x-axis negative direction range that opens, and the large-diameter portion 50b opens at the end of the cylinder 50 in the x-axis negative direction.
- a predetermined range in the x-axis direction where the P-system supply port 502p opens is a second large-diameter portion 50c provided with a larger diameter than the other portions of the large-diameter portion 50b.
- a plurality of annular grooves are formed in the inner peripheral wall of the cylinder 50 so as to surround the shaft center and extend in the circumferential direction.
- the first annular groove 505 is provided for each of the P and S systems at a predetermined position in the x-axis direction (small diameter portion 50a) between the discharge port 501 and the replenishment port 502.
- a first piston seal 551 is installed in the first annular groove 505.
- the second annular groove 506 is provided for each of the P and S systems on the x-axis negative direction side of the supply port 502. In the P system, it is provided in the large diameter part 50b, and in the S system, it is provided in the small diameter part 50a.
- a second piston seal 552 is installed in the second annular groove 505.
- the third annular groove 507 is provided at a predetermined position in the x-axis direction (large diameter portion 50b) between the suction port 503 and the relief port 504.
- a third piston seal 553 is installed in the third annular groove 507.
- the fourth annular groove 508 is provided at a predetermined position (large diameter portion 50b) in the x-axis direction between the suction port 503 and the P-system supply port 502p.
- a fourth piston seal 554 is installed in the fourth annular groove 508.
- the piston 54 has a substantially cylindrical shape.
- the S system piston 54s is housed on the x axis positive direction side (small diameter portion 50a) of the cylinder 50, while the P system piston 54p is on the x axis negative direction side (small diameter portion 50a and large diameter portion 50b) of the cylinder 50. Be contained.
- the piston 54p has a bottomed hole 540 that opens to the x-axis negative direction side, and the x-axis positive direction end of the push rod 30 is installed in the bottomed hole 540.
- a coil spring 561 as an urging member is installed between the pistons 54p and 54s in a compressed state.
- a coil spring 562 is installed in a compressed state.
- the piston 54p is urged toward the x-axis negative direction side by the coil spring 561, and is urged toward the x-axis positive direction side via the push rod 30 when the brake pedal 2 is depressed.
- the piston 54S is biased toward the positive x-axis direction by the coil spring 561 and biased toward the negative x-axis direction by the coil spring 562.
- the coil springs 561 and 562 are return springs for the piston 54 and are reaction force applying means for applying an appropriate reaction force to the brake pedal 2.
- the P-type piston 54p is formed with a first small-diameter portion 541 formed on the x-axis positive direction side and a larger diameter than the first small-diameter portion 541 adjacent to the first small-diameter portion 541 on the x-axis negative direction side.
- the second large-diameter portion 544 is formed adjacent to the x-axis negative direction side and has the same diameter as the first large-diameter portion 542 and has a bottomed hole 540 formed on the inner peripheral side.
- the push rod 30 is installed so as to be inserted from the opening on the x-axis negative direction side of the second large-diameter portion 544 (bottomed hole 540) and contact the bottom on the x-axis positive direction side.
- the first small diameter portion 541 is provided with a slightly smaller diameter than the small diameter portion 50a of the cylinder 50, and is disposed on the x axis negative direction side of the small diameter portion 50a so as to be reciprocally movable.
- a first piston seal 551 is in sliding contact with the first small diameter portion 541.
- the first large-diameter portion 542 is provided with a slightly smaller diameter than the large-diameter portion 50b of the cylinder 50, and can reciprocate to the large-diameter portion 50b (on the x-axis positive direction side with respect to the second large-diameter portion 50c). Is installed.
- a third piston seal 553 is in sliding contact with the first large diameter portion 542.
- the second large diameter portion 544 is installed in the large diameter portion 50b of the cylinder 50 (mainly on the x-axis negative direction side of the second large diameter portion 50c) so as to be reciprocally movable.
- the second piston seal 552 is in sliding contact with the second large diameter portion 544.
- the fourth piston seal 554 comes into sliding contact with the second large diameter portion 544.
- the S-system piston 54S is formed to have substantially the same diameter as the first small-diameter portion 541 of the P-system piston 54p, and is installed on the x-axis positive direction side of the small-diameter portion 50a of the cylinder 50 so as to be reciprocally movable.
- the first piston seal 551s and the second piston seal 552s are in sliding contact with the piston 54s.
- the first piston seal 551p defines a first liquid chamber 51p on the x-axis positive direction side.
- the first liquid chamber 51p is mainly formed between the x-axis positive end surface of the piston 54p (first small-diameter portion 541), the x-axis negative end surface of the piston 54s, and the inner peripheral surface of the cylinder 50 (small-diameter portion 50a). It is composed of space.
- a discharge port 501p is always open in the first liquid chamber 51p.
- the third piston seal 553 defines the second liquid chamber 52 on the x-axis positive direction side.
- the second liquid chamber 52 mainly includes a positive end surface (a tapered surface connecting the first small diameter portion 541 and the first large diameter portion 542) of the piston 54p (first large diameter portion 542) and the first small diameter portion. It is constituted by a space between the outer peripheral surface of 541 and the inner peripheral surface of the cylinder 50 (large diameter portion 50b). A relief port 504 is always open in the second liquid chamber 52.
- the second piston seal 552 defines the third liquid chamber 53 together with the third piston seal 553.
- the third liquid chamber 53 mainly includes an end surface in the negative x-axis direction of the first large diameter portion 542 of the piston 54p (a tapered surface connecting the first large diameter portion 542 and the second small diameter portion 543) and the second small diameter portion 543.
- the first piston seal 551s defines a first liquid chamber 51s on the positive side of the x-axis.
- the first liquid chamber 51s is mainly constituted by a space between the end surface in the x-axis positive direction of the piston 54s and the inner peripheral surface of the cylinder 50 (small diameter portion 50a).
- a discharge port 501s is always open in the first liquid chamber 51s.
- the second large-diameter portion 544 (the x-axis positive direction end) of the piston 54p and the inner diameter side of the fourth piston seal 554 (the lip portion thereof).
- a predetermined x-axis direction distance X0 is provided between the end portions.
- the fourth piston seal 554 When the movement amount (hereinafter referred to as piston stroke X) from the initial position of the piston 54p to the x-axis positive direction side is less than the distance X0 (hereinafter referred to as a predetermined stroke) (0 ⁇ X ⁇ X0), the fourth piston seal 554 is The piston 54p surrounds the second small diameter portion 543 and does not slide on the outer periphery of the second large diameter portion 544.
- the piston stroke X is equal to or greater than X0 (X ⁇ ⁇ ⁇ )
- the fourth piston seal 554 is in sliding contact with the second large diameter portion 542.
- the predetermined stroke X0 is set to the maximum value in a range in which the piston 54 is stroked by a normal brake operation (operating force or pedal stroke) by the driver.
- Each piston seal 55 is a well-known cup-shaped seal member (cup seal) having a lip portion on the inner diameter side. When the lip portion is in sliding contact with the outer peripheral surface of the piston 54, the brake fluid in one direction Allow the flow and suppress the flow of brake fluid in the other direction.
- the first piston seal 551 allows only the flow of brake fluid from the second fluid chamber 52 to the first fluid chamber 51, and brake fluid from the first fluid chamber 51 to the second fluid chamber 52. It is arranged in the direction that suppresses the flow of water.
- the second piston seal 552 is arranged in a direction that suppresses the flow of brake fluid from the third fluid chamber 53 to the outside of the cylinder 50.
- the third piston seal 553 allows only the flow of brake fluid from the third fluid chamber 53 to the second fluid chamber 52, and suppresses the flow of brake fluid from the second fluid chamber 52 to the third fluid chamber 53. Is arranged.
- the fourth piston seal 554 allows only the flow of brake fluid from the replenishment port 502 to the suction port 503 in a state where the fourth piston seal 554 is in sliding contact with the second large diameter portion 544 (a state where the piston 54p has stroked X0 or more).
- the brake fluid is arranged in a direction to suppress the flow of brake fluid from 503 to the replenishment port 502.
- the first piston seal 551 allows only the flow of brake fluid from the replenishment port 502s to the first fluid chamber 51, and suppresses the flow of brake fluid from the first fluid chamber 51 to the replenishment port 502s. It is arranged in the direction to be.
- the second piston seal 552 is arranged in such a direction as to suppress the flow of brake fluid from the first fluid chamber 51p of the P system to the replenishment port 502s.
- a relief oil passage 18 is connected to the relief port 504.
- the relief oil passage 18 merges with a suction oil passage 14 described later, and is connected to the suction port 503 via the suction oil passage 14.
- a relief valve 28 is provided in the relief oil passage 18. The relief valve 28 prohibits the flow of brake fluid from the suction port 503 (suction oil passage 14) side to the relief port 504 (second fluid chamber 52) side, and the hydraulic pressure (second fluid chamber) on the relief port 504 side. When the pressure of the fluid (52 fluid pressure) exceeds a predetermined pressure (relief pressure), the valve opens to allow the brake fluid to flow from the relief port 504 (second fluid chamber 52) side to the suction port 503 (suction oil passage 14) side. To do.
- the relief valve 28 includes a ball 280 as a valve body, a valve seat 281 in which the relief oil passage 18 is opened, and an elastic body (coil spring) 282 as an urging member.
- the elastic body 282 always presses the ball 280 against the valve seat 281 and constantly urges the ball 280 in a direction to close the opening of the relief oil passage 18.
- the fluid pressure on the relief port 504 side presses the ball 280 in the direction opposite to the elastic body 282, that is, in the direction away from the valve seat 281.
- the urging force (set load) of the elastic body 281 the relief pressure when the ball 280 moves away from the valve seat 281 is adjusted.
- the master cylinder 5 includes the first liquid chamber 51 connected to the discharge port 501 and the second liquid chamber 52 communicating with the relief port 504.
- the first and second liquid chambers 51 and 52 are Brake fluid is supplied from the reservoir 4 so as to be received.
- the volume of the first liquid chamber 51 is reduced when the piston 54 strokes in the positive x-axis direction by the driver's brake operation, and a hydraulic pressure is generated.
- the brake fluid is supplied from the first fluid chamber 51 to the wheel cylinder 8 through the discharge port 501.
- substantially the same hydraulic pressure is generated in the first liquid chambers 51p and 51s.
- the hydraulic unit 6 is provided between the wheel cylinder 8 and the master cylinder 5 provided in each wheel FL to RR, and the master cylinder hydraulic pressure or the control fluid is provided in each wheel cylinder 8.
- the pressure can be supplied individually.
- the hydraulic unit 6 includes a pump 7 that is a hydraulic pressure generation source and a plurality of control valves (solenoid valves) as hydraulic equipment (actuators) for generating a control hydraulic pressure to be supplied to each wheel cylinder 8. Yes.
- the pump 7 is rotationally driven by the motor 60 and sucks the brake fluid in the master cylinder 5 or the reservoir 4 and discharges it toward the wheel cylinder 8.
- a gear pump excellent in sound vibration performance and the like, specifically, an external gear pump is employed.
- the pump 7 is commonly used in both systems and is driven by the same motor 60.
- the solenoid valve opens and closes according to the control signal to control the flow of brake fluid.
- the members provided corresponding to the respective wheels FL to RR are distinguished from each other by adding suffixes a to d at the end of the reference numerals.
- the hydraulic unit 6 includes a first oil passage 11 that connects the discharge port 501 of the master cylinder 5 and the discharge portion 71 of the pump 7, and a normally open (non-energized state valve opening) provided in the first oil passage 11.
- the second oil passage 12 branched from the shutoff valve (gate-out valve) 21 and the branch portion 110 between the discharge portion 71 of the pump 7 and the shutoff valve 21 in the first oil passage 11 and connected to the wheel cylinder 8.
- a normally open pressure increasing valve 22 provided in the second oil passage 12, a suction oil passage 14 connecting the suction port 503 of the master cylinder 5 and the suction portion 70 of the pump 7, and the second oil passage 12 and the suction.
- a third pressure reducing oil passage 17 branched from the section 110d) and connected to the suction oil passage 14, and a normally closed third pressure reducing valve 27 provided in the third pressure reducing oil passage 17.
- first oil passage 11 p of the P system and the first oil passage 11 s of the S system merge and are connected to the discharge unit 71 of the pump 7.
- One of the first oil passages 11p and 11s before joining (the first oil passage 11p in the first embodiment) is between the discharge portion 71 of the pump 7 and the shutoff valve 21 (in the first embodiment, the branch of the P system).
- the normally closed communication valve 23 is provided between the section 110a and the branch section 110b of the S system. The communication valve 23 is provided so that the communication between the first oil passages 11p and 11s can be switched.
- At least one of the shut-off valve 21, the pressure increasing valve 22, the communication valve 23, the first pressure reducing valve 25 of each system (in the first embodiment, the first pressure reducing valves 25a and 25b of the front wheels FL and FR), and the second pressure reducing valve 27 Is a proportional control valve in which the opening of the valve is adjusted in proportion to the current supplied to the solenoid.
- the other valves (the first pressure reducing valves 25c and 25d of the rear wheels RL and RR, and the second pressure reducing valve 26) are on / off valves that are on / off controlled.
- a proportional control valve can also be used as the other valve.
- a check valve (a discharge valve of the pump 7) 24 is provided.
- the check valve 24 improves the durability of the pump 7 by suppressing the high pressure from the master cylinder 5 (first liquid chamber 51) side by the driver's brake operation from acting on the discharge part 71 of the pump 7.
- An oil passage 120 is provided in the second oil passage 12 in parallel with the pressure increasing valve 22.
- the oil passage 120 is provided with a check valve 220 that allows only the flow of brake fluid from the wheel cylinder 8 side to the branching portion 110 side and prohibits the flow in the opposite direction.
- the check valve 220 is opened when the brake fluid is returned from the wheel cylinder 8 to the master cylinder 5 side, and is braked not only through the second oil passage 12 (pressure increasing valve 22) but also through the oil passage 120 (check valve 220). By returning the liquid, the foil cylinder hydraulic pressure can be reduced smoothly.
- the suction oil passage 14 directly connects the low pressure side (the side opposite to the wheel cylinder 8 side) of the first pressure reducing valve 25 and the low pressure side (suction part 70) of the pump 7 directly without using an internal reservoir or the like. Connects to the suction port 503.
- a hydraulic pressure sensor 91 is provided between the discharge port 501 of the master cylinder 5 and the shut-off valve 21 in the first oil passage 11p, and the detected value is input to the ECU 10. Is done.
- the fluid pressure detected by the fluid pressure sensor 91 is the fluid pressure in the first fluid chambers 51p and 51s (master cylinder fluid). Pressure).
- the liquid pressure for detecting the liquid pressure (pump discharge pressure) at this point is detected.
- a sensor 92 is provided, and the detected value is input to the ECU 10.
- the brake system that connects the first fluid chamber 51 of the master cylinder 5 and the wheel cylinder 8 generates a wheel cylinder fluid pressure (hereinafter referred to as a pedal force brake) by the master cylinder fluid pressure generated by using the pedal depression force.
- 1 system is configured to realize normal braking (non-boosting control).
- the brake system including the pump 7 and connecting the third fluid chamber 53 (reservoir 4) of the master cylinder 5 and the wheel cylinder 8 creates the wheel cylinder hydraulic pressure by the hydraulic pressure generated using the pump 7 (
- a second system (hereinafter referred to as “pump-up”) is configured to realize boost control, regenerative cooperative control, and the like.
- the state in which the piston 54 of the master cylinder 5 is stroked by less than X0 and the supply port 502 and the suction port 503 communicate with each other is referred to as a first state.
- the state in which the port 502 and the suction port 503 are blocked (the state in which the flow of brake fluid from the replenishment port 502 to the suction port 503 is allowed and the flow in the opposite direction is suppressed) is referred to as a second state.
- the first and second states that is, regardless of the magnitude of the piston stroke X
- the device 1 is driven by the fluid pressure in the first fluid chamber 51 generated by the driver's brake operation (that is, by the first system).
- the wheel cylinder hydraulic pressure is created.
- This hydraulic pressure generating means constitutes a first brake hydraulic pressure generating device. Further, the device 1 is provided so as to generate the wheel cylinder hydraulic pressure by operating the pump 7 (that is, by the second system) so as to realize the brake hydraulic pressure required by the driver, the regenerative braking device and the like. Yes.
- This hydraulic pressure generating means constitutes a second brake hydraulic pressure generating device.
- the hydraulic unit 6 and the ECU 10 constitute a hydraulic control unit that controls the hydraulic pressure of the wheel cylinder 8 by operating the pump 7 and the electromagnetic valve (the cutoff valve 21 and the like) based on various information.
- the ECU 10 receives a detection value of the stroke sensor 90 and detects a displacement amount of the brake pedal 2 (hereinafter referred to as a pedal stroke S) as a brake operation amount, and the detected brake operation amount.
- the stroke sensor 90 is not limited to the one that directly detects the amount of displacement of the brake pedal 2 but may be one that detects the amount of displacement of the push rod 30.
- a pedal force sensor for detecting the pedal force of the brake pedal 2 may be provided, and the brake operation amount may be detected based on the detected value. That is, the brake operation amount used for the control is not limited to the pedal stroke S, and other appropriate variables may be used.
- the target wheel cylinder hydraulic pressure calculation unit 102 determines a predetermined boost ratio, that is, the pedal stroke S and the driver's required brake hydraulic pressure (the vehicle reduction required by the driver).
- the target wheel cylinder hydraulic pressure that realizes the ideal relationship characteristic with the speed G) is calculated.
- a brake device hereinafter, referred to as a structure including an engine negative pressure booster of a normal size and not including the link mechanism 3 or the first fill mechanism 5a (a configuration related to the stepped piston 54p and the relief valve 28) described below
- Comparative Example 1 a predetermined relationship characteristic (see FIG.
- the target wheel cylinder hydraulic pressure calculation unit 102 calculates the target wheel cylinder hydraulic pressure in relation to the regenerative braking force during the regenerative cooperative control. Specifically, the sum of the regenerative braking force input from the control unit of the regenerative braking device and the hydraulic braking force corresponding to the target wheel cylinder hydraulic pressure determines the vehicle deceleration (required brake hydraulic pressure) required by the driver. A target foil cylinder hydraulic pressure that satisfies the requirement is calculated. At the time of VDC, for example, the target wheel cylinder hydraulic pressure of each wheel is calculated so as to realize a desired vehicle motion state based on the detected vehicle motion state amount (lateral acceleration or the like).
- the ECU 10 switches between the first brake hydraulic pressure generating device and the second brake hydraulic pressure generating device based on the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure, and controls the operation of the second brake hydraulic pressure generating device. Specifically, when the ECU 10 detects the start of the brake operation by the brake operation amount detection unit 101, the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure is reduced to a predetermined value P1 (for example, a vehicle reduction generated by a normal brake operation not during a sudden brake). If it is equal to or less than the maximum value of the speed G, the wheel cylinder hydraulic pressure is generated by the first brake hydraulic pressure generating device. On the other hand, when the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure is higher than the predetermined hydraulic pressure P1, the hydraulic pressure unit 6 is put into an operating state.
- a predetermined value P1 for example, a vehicle reduction generated by a normal brake operation not during a sudden brake.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is generated by the second brake hydraulic pressure generating device.
- the ECU 10 controls each actuator (second brake hydraulic pressure generating device) of the hydraulic unit 6 to increase the hydraulic pressure of each wheel cylinder 8, and a pressure reduction control unit that reduces the hydraulic pressure. 104 and a holding control unit 105 that holds the same fluid pressure.
- [Operation of hydraulic pressure control unit] 4 to 9 show the outline of the flow of the brake fluid at the time of each control of the hydraulic unit 6 by a thick line.
- Normal brake pedaling brake
- the device 1 controls the wheel cylinder hydraulic pressure P by the first brake hydraulic pressure generating device (first system). Create.
- the brake operation amount detection unit 101 detects the start of the brake operation
- the ECU 10 turns off the hydraulic pressure unit 6 when the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure is equal to or lower than a predetermined hydraulic pressure P1.
- the energized state is set, and the pump 7 and each solenoid valve are deactivated (non-energized state).
- the hydraulic pressure P1 corresponds to about 0.1 to 0.2 G in terms of the vehicle deceleration G. Therefore, as shown in FIG. 4, according to the depression operation of the brake pedal 2, the brake fluid is supplied from the master cylinder 5 (first fluid chamber 51) toward each wheel cylinder 8 (when pressure is increased). Further, when the brake pedal 2 is stepped back, the brake fluid is returned from each wheel cylinder 8 toward the master cylinder 5 (first fluid chamber 51) (when pressure is reduced). Specifically, brake fluid is supplied to and discharged from each wheel cylinder 8 from the first fluid chamber 51 of each system of the master cylinder 5 via the first oil passage 11 and the second oil passage 12.
- the hydraulic pressure (master cylinder hydraulic pressure) in the first fluid chamber 51 generated according to the operation of the brake pedal 2 is supplied to the wheel cylinder 8. If there is a possibility that more brake fluid may be supplied from the primary side first fluid chamber 51p than the secondary side first fluid chamber 51s by the first fill mechanism 5a, the same pressure is supplied to each wheel. Therefore, the communication valve 23 may be controlled in the valve opening direction.
- the device 1 generates the wheel cylinder hydraulic pressure P by the second brake hydraulic pressure generating device (second system) in a predetermined high pressure region (P1 ⁇ P) while the brake operation is performed.
- the ECU 10 drives the hydraulic unit 6 to create the wheel cylinder hydraulic pressure when the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure is higher than a predetermined hydraulic pressure P1 in a state where the brake operation is performed.
- a predetermined hydraulic pressure P1 in a state where the brake operation is performed.
- the pressure increase control unit 103 of the ECU 10 drives the pump 7 in a state where the brake operation (depression) is performed, controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction, and controls the pressure increase valve 22.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is increased by controlling the valve opening direction and controlling the communication valve 23 in the valve opening direction.
- pressure increase control can be implemented by easy control.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is controlled to be the target hydraulic pressure by controlling the rotation speed (discharge amount) of the pump 7 based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 92.
- the pressure increasing valve 22 is a proportional control valve, fine control is possible and smooth pressure increasing control can be realized.
- the pump 7 sucks the brake fluid in the reservoir 4 through the master cylinder 5 (replenishment port 502, third fluid chamber 53, and suction port 503) and the suction oil passage 14. Further, since the second pressure reducing valve 26 is controlled in the valve opening direction (the valve opening amount is controlled when a proportional control valve is used), the pump 7 brakes in the first liquid chamber 51p of the master cylinder 5. The liquid is sucked through the second reduced pressure oil passage 16 and the suction oil passage 14. The brake fluid discharged from the pump 7 is supplied to each wheel cylinder 8 via the second oil passage 12. Since the communication valve 23 is controlled in the valve opening direction, the brake fluid discharged from the pump 7 is supplied to the wheel cylinders 8 of both P and S systems.
- the hydraulic unit 6 can have a simple configuration, and the apparatus 1 can be reduced in size and weight.
- the pump / motor unit and the electromagnetic valve units may be configured separately.
- the housing (housing) that accommodates each unit can be made smaller than in the case of being integrated, and the vehicle mounting property can be improved.
- the influence of sound vibration can be improved by installing a pump / motor at a location away from the passenger compartment.
- the pressure increase control unit 103 of the ECU 10 controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction, and controls the second pressure reducing valve 26 in the valve opening direction based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 91 (when using a proportional control valve).
- the master cylinder hydraulic pressure is controlled to the target hydraulic pressure by controlling the valve opening amount.
- the brake fluid discharged from the primary side first fluid chamber 51p of the master cylinder 5 passes through the second pressure reducing valve 26 and is returned to the reservoir 4 through the intake oil passage 14 and the third fluid chamber of the master cylinder.
- the pressure reduction control unit 104 of the ECU 10 controls the shutoff valve 21 in the valve closing direction and the pressure increase valve 22 in the valve opening direction in a state where the brake operation (stepping back) is performed.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is reduced by controlling the communication valve 23 in the valve opening direction and controlling the third pressure reducing valve 27 in the valve opening direction.
- pressure reduction control can be implemented by easy control.
- the valve opening amount of the third pressure reducing valve 27 based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 92, the wheel cylinder hydraulic pressure is controlled to become the target hydraulic pressure.
- the third pressure reducing valve 27 is a proportional control valve, fine control is possible and smooth pressure reducing control can be realized.
- the brake fluid returned from each wheel cylinder 8 to the third fluid chamber 53 of the master cylinder 5 through the second oil passage 12, the third decompression oil passage 17, and the suction oil passage 14 is the size of the piston stroke X. Is less than X0 (first state), it is returned to the reservoir 4 through the supply port 502. Therefore, in order to make the pressure reduction control of the wheel cylinder 8 smooth, it is preferable that the size of the piston stroke X is less than X0. Therefore, X0 indicates that the piston 54p is driven by the driver's normal brake operation (stepping force F or pedal stroke S) in a state where the supply of brake fluid from the master cylinder 5 (first fluid chamber 51) to the wheel cylinder 8 is shut off. Is set to be greater than or equal to the maximum stroke range.
- the brake fluid from each wheel cylinder 8 is returned to the third fluid chamber 53 (reservoir 4) of the master cylinder 5 through the suction oil passage 14.
- the pressure reduction control unit 104 of the ECU 10 controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction and controls the second pressure reducing valve 26 in the valve opening direction based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 91, so that the master cylinder hydraulic pressure is reduced. It is good also as controlling so that it may become a target hydraulic pressure.
- the first pressure reducing valve 25 may be controlled instead of the third pressure reducing valve 27 to reduce each wheel cylinder hydraulic pressure.
- the control can be simplified. That is, it is not necessary to individually control the wheel cylinder hydraulic pressure of each wheel, and by controlling one third pressure reducing valve 27, the wheel cylinder hydraulic pressure of the four wheels can be simultaneously reduced. Therefore, power consumption can also be suppressed.
- the holding control unit 105 of the ECU 10 controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction, controls the communication valve 23 in the valve opening direction, and deactivates the other actuators while the brake operation (holding) is performed. .
- the holding control can be performed by the easy control. Since the first oil passage 11 is blocked by the shutoff valve 21, the brake fluid is not supplied from the first fluid chamber 51 of the master cylinder 5 to the wheel cylinder 8. The hydraulic pressure in each wheel cylinder 8 is maintained because it does not escape from the first pressure reducing valve 25 and the third pressure reducing valve 27 from the shut-off valve 21.
- the device 1 regenerates by generating wheel cylinder hydraulic pressure by the second brake hydraulic pressure generating device (second system). Perform cooperative control. Specifically, the ECU 10 calculates the target wheel cylinder hydraulic pressure based on the detected brake operation amount (driver's required braking force) and the value of the input regenerative braking force, and realizes this target wheel cylinder hydraulic pressure. Then, the hydraulic unit 6 is driven. For example, when the wheel cylinder hydraulic pressure is generated by the first or second brake hydraulic pressure generating device (during normal braking), the pressure reduction control unit 104 is foiled in accordance with an increase in the regenerative braking force by the regenerative braking device. Reduce cylinder hydraulic pressure.
- the specific operation of the hydraulic pressure unit 6 during each control of pressure reduction, pressure increase, and holding is basically the same as that during normal braking (during boost control). This will be described below.
- the pressure reduction control unit 104 of the ECU 10 is in a state in which a brake operation (depression, stepping back, or holding) is performed, as well as a pressure reduction control during normal braking (during boost control).
- 21 is controlled in the valve closing direction
- the pressure increasing valve 22 is controlled in the valve opening direction
- the communication valve 23 is controlled in the valve opening direction
- the third pressure reducing valve 27 is controlled in the valve opening direction. The pressure is reduced.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is controlled to become the target hydraulic pressure.
- the pressure reduction control unit 104 of the ECU 10 controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction and controls the second pressure reducing valve 26 in the valve opening direction based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 91 (when a proportional control valve is used). Is controlled so that the master cylinder hydraulic pressure becomes the target hydraulic pressure. For example, when the brake pedal is depressed, the brake fluid discharged from the primary side first fluid chamber 54p of the master cylinder 5 passes through the second pressure reducing valve 26 and passes through the suction oil passage 14 and the third fluid chamber of the master cylinder. And returned to the reservoir 4.
- the holding control unit 105 of the ECU 10 is in a state in which a brake operation (depressing, stepping back, or holding) is performed, as well as the holding control during normal braking (during boost control).
- 21 is controlled in the valve closing direction
- the pressure increasing valve 22 and the communication valve 23 are controlled in the valve opening direction
- the first pressure reducing valve 25 and the third pressure reducing valve 27 are controlled in the valve closing direction.
- Hold fluid pressure Further, the holding control unit 105 of the ECU 10 controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction, and controls the second pressure reducing valve 26 in the valve opening direction based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 91 (when a proportional control valve is used).
- the master cylinder hydraulic pressure becomes the target hydraulic pressure.
- the brake fluid discharged from the primary side first fluid chamber of the master cylinder 5 passes through the second pressure reducing valve 26 and enters the suction oil passage 14 and the third fluid chamber 53 of the master cylinder 5.
- the reservoir 4 Is controlled so that the master cylinder hydraulic pressure becomes the target hydraulic pressure.
- the pressure increase control unit 103 of the ECU 10 is in a state where a brake operation (depressing, stepping back, or holding) is performed, similarly to the pressure increase control during normal braking (during boost control).
- the shutoff valve 21 is controlled in the valve closing direction
- the pressure increasing valve 22 is controlled in the valve opening direction
- the communication valve 23 is controlled in the valve opening direction, thereby increasing the wheel cylinder hydraulic pressure.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is controlled to be the target hydraulic pressure by controlling the rotation speed (discharge amount) of the pump 7 based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 92.
- the pressure increase control unit 103 of the ECU 10 controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction, and controls the second pressure reducing valve 26 in the valve opening direction based on the detection value of the hydraulic pressure sensor 91, whereby the master cylinder hydraulic pressure is controlled. Is controlled to become the target hydraulic pressure. For example, when the brake pedal is depressed, the brake fluid discharged from the primary fluid chamber 51p on the primary side of the master cylinder 5 is supplied to the suction oil passage 14 through the second pressure reducing valve 26.
- VDC / ABS In a state where the brake operation is performed or not performed, the device 1 performs the VDC control by generating the wheel cylinder hydraulic pressure by the second brake hydraulic pressure generating device (second system). Specifically, the ECU 10 drives the hydraulic unit 6 so as to realize the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure. In addition, when the wheel lock is detected in a state where the brake operation is performed, the device 1 generates the wheel cylinder hydraulic pressure by the second brake hydraulic pressure generating device (second system), Execute ABS control. Specifically, the ECU 10 drives the hydraulic pressure unit 6 so that the wheel slip ratio falls within a predetermined range by repeatedly reducing, maintaining, and increasing the wheel cylinder hydraulic pressure.
- the ABS control may be performed by setting the target wheel cylinder hydraulic pressure and controlling the wheel cylinder hydraulic pressure so as to be the target foil cylinder hydraulic pressure.
- the specific operation of the hydraulic unit 6 during each control of pressure reduction, pressure increase, and holding is the same as that during regenerative cooperative control.
- the wheel cylinder hydraulic pressure of the wheel to be controlled is individually increased by controlling the opening / closing of each pressure increasing valve 22, and the opening / closing of each first pressure reducing valve 25 instead of the third pressure reducing valve 27 is controlled.
- the wheel cylinder hydraulic pressure of the wheel to be controlled is individually reduced.
- the actuators other than the pressure increasing valve 22 are not controlled (the shut-off valve 21 is opened), and only the pressure increasing valve 22 is controlled to maintain the hydraulic pressure of each wheel cylinder. ⁇
- the pressure may be increased.
- the depressing force of the brake pedal 2 (hereinafter referred to as the depressing force F) required to move the push rod 30 (piston 54p) by the same amount is changed with desired characteristics according to the pedal stroke S.
- the link mechanism 3 (for example, the position of the support shaft, the shape of the link, the length, etc.) is adjusted.
- FIG. 10 shows the pedaling force F and the fluid pressure in the first fluid chamber 51 (the fluid pressure P in the wheel cylinder 8) when the link mechanism 3 is applied to a normal master cylinder (the first fill mechanism 5a described later is not provided).
- the relationship characteristics are shown.
- the piston thrust Fp with respect to the pedaling force F when the pedaling force F is within a range from zero to a predetermined value F1 (in Example 1, the magnitude of the pedaling force F when the pedal stroke S is the predetermined value S1).
- the rate of change (lever ratio k) is larger than the rate of change when the pedaling force F is in a range exceeding the predetermined value F1 and is relatively large.
- the lever ratio k changes with the predetermined value S1 (F1) as a boundary, so the rate of change of the hydraulic pressure P with respect to the pedaling force F also takes the predetermined value S1 (F1) as a boundary. Change.
- the hydraulic pressure P at the predetermined value S1 (F1) is set to the same value P1 as the reference hydraulic pressure for switching between the pedal brake and pump-up, for example, but is not limited thereto.
- the link mechanism 3 makes the piston ratio Fp to the driver's brake operation force (stepping force F) by making the lever ratio k variable according to the driver's brake operation amount (pedal stroke S or pedaling force F). And a hydraulic pressure P with respect to the treading force F (from the first fluid chamber 51 toward the wheel cylinder 8).
- This is a hydraulic pressure variable mechanism that makes the change rate of the brake hydraulic pressure supplied) variable.
- FIG. 11 and 12 are partial cross-sectional views similar to FIG. 3, and the main part of the flow of the brake fluid in the master cylinder 5 when the brake pedal 2 is depressed is indicated by arrows.
- FIG. 11 shows the operation when the pedal stroke S is equal to or less than the predetermined value S1
- FIG. 12 shows the operation when the pedal stroke S exceeds the predetermined value S1.
- the link mechanism 3 is not provided, and that the pedal stroke speed dS / dt is within a predetermined range in a normal braking operation (for example, not during sudden braking).
- the piston stroke X is proportional to the pedal stroke S.
- At least one of the pistons 54 has a stepped shape having a partially different diameter (having a first small diameter part 541 and a first large diameter part 542).
- the first piston seal 551 allows the brake fluid to flow from the second fluid chamber 52 to the first fluid chamber 51, while suppressing the reverse brake fluid flow.
- the third piston seal 553 allows the flow of brake fluid from the third fluid chamber 53 (reservoir 4 side) to the second fluid chamber 52, while suppressing the flow of brake fluid in the reverse direction.
- the master cylinder 5 is provided with a relief valve 28 communicating with the second liquid chamber 52.
- the second liquid is maintained until the hydraulic pressure in the second liquid chamber 52 (which defines the first large-diameter portion 542) exceeds a predetermined value (relief pressure) according to the piston stroke X (pedal stroke S).
- the relief valve 28 Since the pressure is lower than the pressure, the relief valve 28 is closed.
- the second liquid chamber 52 since the first liquid chamber 51 communicates with the wheel cylinder 8, the second liquid chamber 52 has a higher rate of increase in hydraulic pressure (hydraulic rigidity) with respect to volume reduction in accordance with an increase in the piston stroke X. It becomes higher than the liquid chamber 51. That is, immediately after the brake is depressed, the second liquid chamber 52 has a higher pressure than the first liquid chamber 51. Therefore, as shown in FIG. 11, the brake fluid in the second fluid chamber 52 flows through the third piston seal 553 to the first fluid chamber 51 side.
- the piston 54p functions as a large-diameter piston until the pedal stroke S reaches S1 (the fluid pressure in the second fluid chamber 52 reaches the relief pressure).
- a brake fluid amount corresponding to the product of the pressure receiving area of the first large diameter portion 542 and the piston stroke X (volume reduction of the second fluid chamber 52) is supplied to the first fluid chamber 51.
- the sum of the brake fluid amount and the brake fluid amount corresponding to the product of the pressure receiving area of the first small diameter portion 541 and the piston stroke X is the first fluid chamber 51.
- the piston stroke X (pedal stroke S) is relatively large (greater than or equal to S1)
- the hydraulic pressure in the second fluid chamber 52 becomes greater than or equal to the relief pressure, so the relief valve 28 opens. Therefore, as shown in FIG. 12, the brake fluid in the second fluid chamber 52 passes through the relief valve 28 and flows to the reservoir 4 side.
- the first fluid chamber 51 is lower than the second fluid chamber 52 (relief pressure)
- the brake fluid in the second fluid chamber 52 passes through the relief valve 28 and is discharged to the reservoir 4 side. It passes through and is not supplied to the first liquid chamber 51. That is, the piston 54p functions as a small-diameter piston after the pedal stroke S becomes S1 or more (the fluid pressure in the second fluid chamber 52 is more than the relief pressure).
- the amount of brake fluid corresponding to the product of the pressure receiving area of the first small diameter portion 541 and the piston stroke X (volume reduction of the first fluid chamber 51) is directed from the first fluid chamber 51 to the wheel cylinder 8. Supplied. If the fluid pressure (relief pressure) in the second fluid chamber 52 is higher than the fluid pressure in the first fluid chamber 51, the fluid passes through the first piston seal 551 and enters the first fluid chamber 51 in the same manner as described above. Brake fluid is supplied. Therefore, according to the pedal stroke S, the amount of brake fluid (hereinafter referred to as fluid amount Q) supplied from the first fluid chamber 51 toward the fluid pressure unit 6 (wheel cylinder 8) changes.
- fluid amount Q the amount of brake fluid supplied from the first fluid chamber 51 toward the fluid pressure unit 6 (wheel cylinder 8) changes.
- FIG. 13 shows the relationship between the liquid amount Q and the pedal stroke S.
- the change rate (change gradient) of the fluid amount Q with respect to the pedal stroke S is determined by the pedal stroke S being predetermined.
- the rate of change is larger than the above-mentioned rate of change when the value is in a range exceeding the value S1 and relatively large.
- the predetermined value S1 is the same as the value at which the lever ratio k of the link mechanism 3 changes, but is not limited thereto.
- the stepped shape of the piston 54p and the above-described configuration related to the relief valve 28 change the rate of change of the liquid amount Q with respect to the pedal stroke S according to the magnitude of the pedal stroke S as described above. And has a function of increasing the total amount of liquid supplied from the master cylinder 5 to the wheel cylinder 8 immediately after the brake is depressed. By providing the first fill mechanism 5a, a sufficient amount of liquid can be supplied to the wheel cylinder 8 immediately after the brake is depressed.
- the first fill mechanism 5a is not limited to the configuration of the first embodiment (the stepped piston 54p and the relief valve 28) as long as the rate of change of the liquid amount Q can be made variable.
- the hydraulic pressure of the first fluid chamber 51 acting on the first small diameter portion 541 (corresponding to the hydraulic pressure P of the wheel cylinder 8) is the hydraulic pressure of the wheel cylinder 8.
- the brake cylinder 8 increases with a relatively small gradient until a certain amount of brake fluid is supplied to the wheel cylinder 8, and after a sufficient amount of brake fluid is supplied to the wheel cylinder 8, it corresponds to the pedal stroke S. Increase with a relatively large gradient.
- the hydraulic pressure in the second liquid chamber 52 acting on the first large-diameter portion 542 is relatively large (than the hydraulic pressure in the first liquid chamber 51) according to the pedal stroke S until the relief pressure is reached.
- the hydraulic pressure received as a whole by the piston 51p (the first small diameter portion 541 and the first large diameter portion 542), in other words, the pedal reaction force (stepping force F) due to the hydraulic pressure is large or small (for example, the second liquid chamber).
- the rate of change with respect to the pedal stroke S can be changed according to whether or not the hydraulic pressure at 52 exceeds a predetermined value S1 that is the relief pressure.
- the piston 54p functions as a large-diameter piston (with a large pressure receiving area), so that the pedaling force F changes with a relatively large gradient with respect to the pedal stroke S.
- the first fill mechanism 5a is a fluid amount variable mechanism that varies the rate of change of the fluid amount Q with respect to the pedal stroke S according to the driver's brake operation amount (pedal stroke S or relief pressure).
- This is an operation force variable mechanism that makes the change rate of the brake operation force (stepping force F) with respect to the pedal stroke S variable.
- the communication between the replenishment port 502p and the suction port 503 is blocked by the fourth piston seal 554.
- the flow of brake fluid from the suction port 503 to the supply port 502p is suppressed (only the flow of brake fluid from the supply port 502p to the suction port 503 is allowed).
- the normally closed valve the first to third pressure reducing valves 25 to 27
- the foil is removed.
- the brake fluid flow from the cylinder 8 to the reservoir 4 can be suppressed, and the brake fluid pressure can be secured in the fluid pressure unit 6.
- the brake fluid in the P system including the wheel cylinder 8a of the wheel FL passes through the first pressure reducing oil passage 15a and the low-pressure intake oil passage. 14 flows out. For this reason, it becomes difficult to increase the hydraulic pressure of the wheel cylinder 8 of the P system.
- the piston 54p of the master cylinder 5 is moved to x by the driver's brake operation. Stroke X0 or more in the positive axis direction.
- the second state is reached, and the flow of brake fluid from the suction port 503 (suction oil passage 14p side) to the replenishment port 502 (reservoir 4 side) in the third fluid chamber 53 is suppressed. Therefore, the brake fluid in the P system wheel cylinder 8 is prevented from flowing out from the suction oil passage 14 to the reservoir 4.
- the master cylinder hydraulic pressure corresponding to the operation of the brake pedal 2 is supplied from the first fluid chamber 51 of the master cylinder 5 to each wheel cylinder 8. Therefore, the hydraulic pressure of each wheel cylinder 8 of the P system including the wheel cylinder 8a is created.
- the stepped shape of the piston 54p (having the second small-diameter portion 543 and the second large-diameter portion 544) and the above-described configuration relating to the fourth piston seal 554 constitute a fail-safe mechanism.
- the fluid pressure in the third fluid chamber 53 on the x-axis positive direction side (suction port 503 side) with respect to the fourth piston seal 554. Does not exceed at least the hydraulic pressure of the first liquid chamber 51 (master cylinder hydraulic pressure). For this reason, the pressure above the discharge part 71 does not act on the suction part 70 of the pump 7. Therefore, durability of the pump 7 (seal member thereof) can be maintained.
- each control boost, regenerative coordination, VDC, ABS
- VDC regenerative coordination
- ABS regenerative coordination
- VDC regenerative coordination
- ABS regenerative coordination
- the piston stroke X becomes less than X0 (first state)
- the suction port 503 and the replenishment port 502 of the master cylinder 5 communicate with each other. Therefore, since the pressure in the third liquid chamber 53 is substantially the same as the low pressure (atmospheric pressure) of the reservoir 4, no high pressure acts on the suction portion 70 of the pump 7. Therefore, the durability of the pump 7 can be maintained and improved.
- the device 1 realizes desired brake characteristics by operating the hydraulic unit 6 (second brake hydraulic pressure generating device) based on the detected pedal stroke S.
- a boost function that reduces the brake operation force of the driver is realized by generating the wheel cylinder hydraulic pressure by an energy source different from the brake operation force of the driver.
- an energy source such as an engine negative pressure booster
- the device 1 suppresses the operation (pump up) of the hydraulic unit 6 (second brake hydraulic pressure generating device) in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation. Therefore, energy efficiency can be improved while realizing a boost function.
- the device 1 does not include an engine negative pressure booster, and compensates for the shortage of the brake operation force by another energy source (hydraulic pressure unit 6). Therefore, it is easy to apply to an electric vehicle. Further, when applied to a vehicle equipped with an engine, fuel efficiency can be improved. Also, hydraulic units for ABS and VDC are already provided in many brake devices. However, the device 1 eliminates the engine negative pressure booster as an energy source to compensate for the shortage of brake operation force, and replaces the hydraulic unit with the hydraulic unit. Use. Therefore, the number of parts can be reduced and the cost can be reduced, and the configuration of the apparatus can be simplified and the mounting property on the vehicle can be improved. Furthermore, the vehicle can be reduced in size and weight, and thereby the energy efficiency of the vehicle can be improved.
- a specific example will be described using a comparative example.
- the apparatus 1 of the first embodiment is compared with an apparatus that uses means provided separately from the hydraulic unit as an energy source to compensate for the shortage of the brake operation force instead of the engine negative pressure booster (Comparative Examples 2 and 3).
- the effect of will be described.
- the first embodiment includes a hydraulic unit (first energy source) including a pump between a master cylinder and a wheel cylinder, and generates wheel cylinder hydraulic pressure by supplying brake fluid from the hydraulic unit.
- ESC and the like can be realized.
- the SP (G) characteristics are shown in FIGS.
- a negative pressure booster that operates using a negative pressure generated by a negative pressure pump (third energy source) is provided between the brake pedal and the master cylinder.
- the brake operating force is amplified by an energy source and transmitted to the master cylinder.
- a hydraulic pressure unit (second energy source) including a pump is provided between the master cylinder and the wheel cylinder so that the skid prevention control ESC and the like can be realized.
- the SP (G) characteristic is shown in FIG. Comparative Example 3 includes an accumulator that stores high pressure (pressure energy) by the operation of the hydraulic pump (second energy source), and increases the high pressure of the accumulator (first energy source) between the brake pedal and the master cylinder.
- a hydraulic pressure booster that operates by using the hydraulic pressure booster is provided, and the brake pressure is amplified by this hydraulic pressure booster and transmitted to the master cylinder.
- ESC or the like can be realized by generating wheel cylinder hydraulic pressure via a hydraulic pressure unit by supplying brake fluid from an accumulator (first energy source).
- the SP (G) characteristic is shown in FIG.
- the booster is operated in accordance with the driver's brake operation in the entire brake operation region including the predetermined brake operation region after the brake is depressed. That is, during the brake operation, the required brake fluid pressure is always generated using an energy source (a negative pressure pump and a negative pressure booster in Comparative Example 2; a hydraulic pump and an accumulator in Comparative Example 3). Therefore, there is a limit to improving energy efficiency.
- the device 1 according to the first embodiment suppresses the operation of the booster in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation. That is, in the operation area, the brake fluid pressure is generated by the driver's brake operation force so that the energy source (hydraulic pressure unit 6) is not used as much as possible.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is secured using an energy source (hydraulic pressure unit 6).
- a negative pressure pump or negative pressure booster (Comparative Example 2), or a hydraulic pump or accumulator (Comparative Example 3) is used as an energy source to compensate for the shortage of the brake operation force. ). Therefore, the number of parts may increase and the cost may increase, and the brake device may be increased in size and complexity, and the mounting property on the vehicle may be deteriorated. Furthermore, since the vehicle becomes larger and the weight increases, the energy efficiency of the vehicle may be deteriorated.
- the device 1 of the first embodiment uses the ABS or VDC hydraulic unit already provided in many brake devices as an energy source to compensate for the shortage of the brake operation force.
- the device 1 uses a pedal force brake in a predetermined brake operation region after the brake depression is started. Therefore, pumping up can be suppressed and the energy efficiency of the apparatus 1 can be improved, and the operation of the pump 7 can be suppressed, whereby the durability of the pump 7 and the silence of the apparatus 1 can be improved.
- the device 1 uses a pedal force brake in a brake operation region where the wheel cylinder hydraulic pressure is in a predetermined low pressure range (0 ⁇ P ⁇ P1) or a reduced speed range, and the wheel cylinder hydraulic pressure is in a predetermined high pressure range ( In the brake operation region where P1 ⁇ P) or the high deceleration region, the driver's required brake fluid pressure is realized by pumping up.
- the operation frequency of the pump 7 is as follows. (Excluding pump operation by ABS and VDC) was found to be reduced. In other words, when pedaling is braked to 0.2G (pumping is suppressed), it is less than 80%, when pedaling is braked to 0.15G, less than 70%, and when pedaling is braked to 0.1G, more than 50% , Respectively, the pump operating frequency can be reduced. Note that, even in a brake operation region where the wheel cylinder hydraulic pressure is in a predetermined low pressure region (0 ⁇ P ⁇ P1), there is a possibility that regenerative cooperative control is performed and pump-up is performed.
- the brake operation region where the wheel cylinder hydraulic pressure is in a predetermined low pressure range includes the case where the target wheel cylinder hydraulic pressure calculated based on the detected pedal stroke S is equal to or lower than the predetermined hydraulic pressure P1 in the first embodiment.
- the master cylinder hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure sensor 91 or the wheel cylinder hydraulic pressure detected by the hydraulic pressure sensor 92 is not more than a predetermined value, or the detected pedal stroke S is not more than the predetermined value S1.
- the detected value is provided for a device provided with a pedaling force sensor for detecting the pedaling force F of the brake pedal 2. It may be a case where is less than a predetermined value, and is not particularly limited.
- a brake assist control device that is, a device that pumps up when a predetermined assist condition such as when the brake operation speed becomes equal to or greater than a predetermined value indicating an emergency brake is satisfied, and assists the driver's brake operation.
- a brake assist control device that is, a device that pumps up when a predetermined assist condition such as when the brake operation speed becomes equal to or greater than a predetermined value indicating an emergency brake is satisfied.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is within a predetermined low pressure range (0
- the pedaling force brake is used in a brake operation region where ⁇ P ⁇ P1) or the vehicle deceleration G is in a predetermined reduction speed region.
- the apparatus 1 is different from the brake assist control apparatus in terms of pumping up conditions (or objects and effects).
- the wheel cylinder hydraulic pressure P may be increased in combination with pump-up on the premise that the pedal force brake is used even at the predetermined reduction speed in the device 1.
- the pump 7 it is not necessary to operate the pump 7 in order to realize the required brake fluid pressure by the amount of the pedal effort brake. Therefore, the said effect of suppressing the action
- the device 1 of the first embodiment can improve the response of the vehicle deceleration G. In other words, there is a delay time until the motor speed increases when the speed is reduced (for example, between time t and 0 to 0.15 sec).
- the pressure increase gradient (the rate of increase with respect to time) of the wheel cylinder hydraulic pressure P is relatively gentle.
- the pressure gradient (the rate of increase with respect to time) of the wheel cylinder hydraulic pressure P can be increased by the amount that the wheel cylinder hydraulic pressure is increased by the pedal effort brake. . Therefore, the response of the vehicle deceleration G can be improved even during sudden braking, for example.
- the rotational speed of the pump 7 (motor 60) may be set in accordance with the speed of the pedaling force F or the speed of the pedal stroke S, and this can be dealt with by such easy control.
- the device 1 uses the hydraulic unit 6 as a booster, the minimum is necessary depending on the driver's brake operation force in case the hydraulic control unit, that is, the hydraulic unit 6 or the power supply system (ECU 10) fails. Equipped with a fail-safe mechanism that achieves slow vehicle deceleration. Specifically, the link mechanism 3 or the first fill mechanism 5a is caused to function as the fail-safe mechanism.
- the minimum required vehicle deceleration is a deceleration that occurs when the maximum value of the pedal effort F is Fmax (for example, 200 N) (hereinafter referred to as an ideal deceleration Gf * at the time of failure), and (engine negative pressure Comparative Example 1 (with a booster) is set to a value (eg, 0.4 G) higher than the vehicle deceleration Gf that can be generated with the maximum pedaling force Fmax when the engine negative pressure booster fails.
- the link mechanism 3 is an operating force variable mechanism that makes the change rate of the piston thrust Fp with respect to the pedaling force F variable.
- the first fill mechanism 5a is an operating force variable mechanism that makes the change rate of the pedal force F with respect to the pedal stroke S variable.
- the piston 54p functions as a small-diameter piston so that it is relatively small. It is possible to set the pedal stroke S so that the pedaling force F increases. Therefore, even when the hydraulic unit 6 or the like fails, the ideal deceleration Gf * at the time of failure can be realized by amplifying the driver's brake operation force when the pedal stroke S exceeds S1.
- the apparatus 1 can realize Gf * with the maximum pedaling force Fmax even when the hydraulic unit 6 or the like fails and the pump-up is not in operation.
- the minimum required vehicle power is required in the event of failure of the energy source (negative pressure pump and negative pressure booster in Comparative Example 2; pump and accumulator in Comparative Example 3) that compensates for the insufficient brake operating force. Since there is no fail-safe mechanism that can generate deceleration, countermeasures for failure are insufficient.
- the apparatus 1 according to the first embodiment can generate the minimum required vehicle deceleration Gf * even when the energy source (hydraulic pressure unit 6) that compensates for the shortage of the brake operation force is lost.
- both the link mechanism 3 and the first fill mechanism 5a are allowed to function as the fail-safe mechanism. However, either one may be allowed to function as the fail-safe mechanism (Embodiments 2 and 3). reference).
- the ideal deceleration Gf * at the time of failure can be realized more easily.
- comparative example 5 when pumping up is suppressed in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation and pedal effort braking is to be realized, comparative example 1 having an engine negative pressure booster.
- the brake characteristics FSG characteristics
- This may give the driver a feeling of strangeness in the brake operation feeling. For example, the following problems occur.
- the FG characteristic similar to that in Comparative Example 1 is realized even though it is possible to realize the ideal deceleration Gf * upon failure with the maximum pedaling force Fmax. Is difficult. Specifically, immediately after the brake is depressed, the pedal force F required to realize the same wheel cylinder hydraulic pressure P (vehicle deceleration G) becomes larger than that in Comparative Example 1. For example, if the magnification of the engine negative pressure booster of Comparative Example 1 is 5 times, the (fixed) lever ratio of Comparative Example 5 is 2 times and the piston pressure-receiving area ratio is 1 / 1.5. .67 times the pedaling force F is required.
- the pedaling force F is zero to a predetermined value immediately after the brake is depressed. While the pedal stroke S and the deceleration G are not generated in a range less than Fj, the pedal stroke S and the deceleration G are generated when the pedaling force F reaches a predetermined value Fj, and the characteristic increases (jump-in characteristic).
- Comparative Example 5 does not include an engine negative pressure booster and has a characteristic that the pedal stroke S and the deceleration G gradually increase as the pedal force F increases from when the pedal force F is substantially zero. For this reason, the jump-in characteristic cannot be imitated. That is, the characteristic of Comparative Example 1 in which the pedal stroke S and the deceleration G increase rapidly from substantially zero in the vicinity of the pedaling force Fj and then gradually increases according to the pedaling force F cannot be realized. There is a risk that the driver feels uncomfortable with the brake operation feeling.
- the device 1 includes a link mechanism 3 and a first fill mechanism 5a as a fluid pressure variable mechanism, a fluid volume variable mechanism, or an operation force variable mechanism. Therefore, the brake characteristics can be arbitrarily changed between a predetermined brake operation region after the brake is depressed and other brake operation regions. Therefore, since the uncomfortable feeling of the brake operation feeling can be reduced in the predetermined brake operation region in which the pedal effort braking is performed while realizing the ideal deceleration Gf * at the time of failure, the trade-off can be eliminated.
- the apparatus 1 of Example 1 is provided with a first fill mechanism 5a having a stepped shape of the piston 54p. That is, in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation, the piston 54p functions as a large-diameter piston having a large pressure receiving area. Therefore, as shown in FIG. 13, when the pedal stroke S is relatively small (the wheel cylinder hydraulic pressure P is less than P1), the increasing gradient of the fluid amount Q with respect to the pedal stroke S becomes large.
- the wheel cylinder hydraulic pressure P increases in accordance with the liquid quantity Q.
- the pedal stroke S necessary for realizing the same wheel cylinder hydraulic pressure P (vehicle deceleration G) in the SG characteristic is brought close to that of the first comparative example. Is possible. That is, as shown in FIG. 14, when the pedal stroke S is in the range from 0 to S1, S ⁇ becomes small, and the pedal stroke S necessary for realizing the same wheel cylinder hydraulic pressure P (vehicle deceleration G) is: It approaches Comparative Example 1. Therefore, the uncomfortable feeling of the brake operation feeling can be suppressed in a predetermined brake operation area after the start of the brake operation.
- the device 1 of the first embodiment makes it possible to reduce the uncomfortable feeling of the brake operation feeling because the lever ratio k of the link mechanism 3 is variable. That is, in a predetermined brake operation area after the start of the brake operation, the lever ratio k is set larger than the other operation areas. Therefore, as shown in FIG. 10, when the pedal stroke S is relatively small (the hydraulic pressure P is less than P1), the increasing gradient of the hydraulic pressure P with respect to the pedal effort F becomes large. Therefore, in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation, the pedal force F required to realize the same wheel cylinder hydraulic pressure P (vehicle deceleration G) in the FG characteristic can be made close to that of the first comparative example.
- the piston 54p functions as a large-diameter piston having a large pressure receiving area in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation. Therefore, when the piston stroke X is relatively small, the increasing gradient of the liquid amount Q with respect to the piston stroke X becomes large. Therefore, if the rate of change of the piston stroke X with respect to the pedaling force F is the same regardless of the pedal stroke S, the increasing gradient of the fluid amount Q with respect to the pedaling force F also increases, and the same wheel cylinder hydraulic pressure P ( The pedal effort F required to realize the vehicle deceleration G) can be made closer to that of the first comparative example.
- the link mechanism 3 is provided in addition to the first fill mechanism 5a. Therefore, when the pedal stroke S is relatively small, even if the pressure receiving area of the piston 54p is large, the piston thrust Fp with respect to the pedal force F is increased by setting the lever ratio k of the link mechanism 3 to be large. It becomes possible to maintain the increasing gradient of X. Therefore, the FG characteristic can be brought closer to Comparative Example 1 more effectively. More specifically, in the first embodiment, as shown in FIG.
- the pedaling force against the pedaling force F in the range from Fj to F1.
- the change rate (slope) of the deceleration G is brought close to that of Comparative Example 1.
- the deceleration actually generated with respect to the pedaling force F is adjusted by adjusting the invalid pedaling force of the master cylinder 5 (the magnitude of the pedaling force that actually starts to occur when the pedal stroke S or the deceleration G exceeds zero) Fo.
- the size of G is brought close to that of Comparative Example 1.
- the lever ratio k can be arbitrarily set as long as the ideal deceleration Gf * upon failure can be realized with the maximum pedaling force Fmax. Therefore, when the brake operation amount is relatively large, the linkage mechanism 3 is set so that the lever ratio k is smaller than when the brake operation amount is small, thereby suppressing the pedal stroke S from becoming excessively large. be able to.
- the value of the pedal stroke S when realizing the ideal deceleration Gf * upon failure with the maximum pedaling force Fmax 200N is set to be within 70 mm.
- the device 1 of the first embodiment makes it possible to reduce the uncomfortable feeling of the brake operation feeling because the lever ratio k of the link mechanism 3 is variable. That is, in a predetermined brake operation area after the start of the brake operation, the lever ratio k is set larger than the other operation areas. Therefore, as shown in FIG. 19, when the pedal stroke S is relatively small, the increasing gradient of the pedal stroke S with respect to the pedal effort F is increased. Therefore, the jump-in characteristic of Comparative Example 1 can be simulated.
- the FS characteristic is adjusted after jump-in.
- the characteristics of Comparative Example 1 can be approached.
- the magnitude of the invalid pedaling force Fo of the master cylinder 5 the FS characteristic in a predetermined brake operation region after the start of the brake operation can be more effectively brought closer to the comparative example 1 as a whole. .
- the first fill mechanism 5a having a small diameter (the pressure receiving area of the first small diameter portion 541 is smaller than that of a normal master cylinder piston) that can be applied to a light vehicle to a medium / heavy vehicle is set.
- the lever ratio k of the link mechanism 3, the relief pressure of the first fill mechanism 5 a, and the invalid pedaling force Fo of the master cylinder 5 are adjusted based on the vehicle specifications and the pedal force brake target (engine) Brake characteristics (when equipped with a negative pressure booster) can be simulated. For example, if the design of only the link mechanism 3 (lever ratio) is changed to cope with different vehicle types, the mountability of the device 1 can be improved.
- the specific means for adjusting the brake characteristics of the FSG is that the ideal deceleration Gf * at the time of failure is achieved, and the brake characteristics are partially brought close to those of the comparative example 1 to achieve the brake operation feeling. What is necessary is just to be able to reduce a sense of incongruity, and it is not restricted to the thing of Example 1.
- the specific setting method of the lever ratio k, the pressure receiving area of the piston 54, the relief pressure, and the invalid pedaling force Fo is not limited to that of the embodiment.
- the device 1 can achieve the same brake characteristics as in the first comparative example by generating a desired brake fluid pressure by the fluid pressure control unit even in the brake operation region where the pedal stroke S exceeds S1.
- the configuration of the hydraulic pressure control unit is not limited to that of the first embodiment.
- the hydraulic pressure control unit according to the first embodiment is employed, the following effects are further achieved.
- an oil passage capable of supplying brake fluid from the pressure chamber R of the master cylinder M / C to the wheel cylinder W / C according to the brake operation and increasing the pressure of the wheel cylinder W / C is referred to as an oil passage A, and a brake fluid source.
- the oil passage that can supply the brake fluid from the reservoir RES to the pump P as the fluid pressure generation source is an oil passage B, and the brake fluid can be returned from the wheel cylinder W / C to the reservoir RES so that the wheel cylinder W / C can be decompressed.
- Let the oil passage be oil passage C.
- the brake system (oil path A) using the master cylinder M / C as the hydraulic pressure source constitutes the first system
- the brake system (oil path B) using the pump P as the hydraulic pressure source constitutes the second system. .
- the oil passages B and C are connected to the reservoir 4 without passing through the pressure chamber R (first liquid chamber 51). It is possible to suppress the deterioration of the brake operation feeling while obtaining an arbitrary wheel cylinder hydraulic pressure by controlling the valve. That is, the controllability can be improved by dividing the system (oil path A and oil paths B and C) for each of the first and second brake hydraulic pressure generating devices. For example, when the regenerative braking device is operating, the wheel cylinder hydraulic pressure is generated by the second system (second brake hydraulic pressure generating device) according to the regenerative braking force, so that the brake is generated in the second system. Brake control can be performed like a by-wire BBW.
- the hydraulic unit 6 directly connects the suction port 503 (or reservoir 4) of the master cylinder 5 and the low pressure side (for example, the pump suction unit 70) of the pump 7 and the first to third pressure reducing valves 25 to 27.
- a suction oil passage 14 to be connected is provided.
- the suction port 503 and each low pressure side are directly connected without going through an internal reservoir or the like (a volume chamber or a brake fluid storage chamber in the hydraulic unit), the internal reservoir or the like can be omitted. It is possible to suppress an increase in size of the (hydraulic pressure unit 6) and improve component layout. Further, the suction resistance of the pump 7 can be reduced.
- the master cylinder 5 is provided with a third liquid chamber 53 as an oil passage that allows the reservoir 4 and the pump suction portion 70 to communicate with each other.
- the third liquid chamber 53 is isolated from the primary and secondary first liquid chambers 51. Therefore, pedal feeling deterioration can be suppressed.
- the hydraulic unit 6 includes a pump 7, a first oil passage 11 connecting the discharge portion 71 of the pump 7 and the discharge port 501 of the master cylinder 5, a shut-off valve 21 provided in the first oil passage 11, A second oil passage 12 branched from the pump discharge portion 71 and the shutoff valve 21 in the oil passage 11 and connected to the wheel cylinder 8, a pressure increasing valve 22 provided in the second oil passage 12, and a second oil passage 12 And a first pressure reducing oil path 15 connecting the suction oil path 14 and a first pressure reducing valve 25 provided in the first pressure reducing oil path 15.
- the hydraulic unit 6 can be configured by making a small change to an existing ABS or VDC system.
- the shutoff valve 21 is provided between the discharge port 501 of the master cylinder 5 and the pressure increasing valve 22, the first liquid chamber 51 of the master cylinder 5 can be shut off from the discharge side of the pump 7. Therefore, it is possible to suppress the deterioration of the pedal feeling when the hydraulic unit 6 is operated. That is, when the first oil passage 11 is shut off by the shut-off valve 21 during the operation of the hydraulic unit 6, the brake fluid supply from the first fluid chamber 51 to the wheel cylinder 8 is suppressed, and the reaction force of the brake pedal 2 is reduced. It becomes easy to be secured. In addition, transmission of the discharge pressure of the pump 7 to the first liquid chamber 51 of the master cylinder 5 is suppressed. Therefore, it is possible to suppress the driver from feeling uncomfortable due to the vibration generated in the brake pedal 2.
- the hydraulic unit 6 branches from the pump discharge portion 71 and the shutoff valve 21 in the first oil passage 11 to the third reduced pressure oil passage 17 and the third reduced pressure oil passage 17 connected to the suction oil passage 14.
- a third pressure reducing valve 27 provided. That is, the third pressure reducing oil passage 17 and the third pressure reducing valve 27 are provided between the shutoff valve 21 and the pressure increasing valve 22, and the third pressure reducing oil passage 17 is connected to the suction port 503 of the master cylinder 5 through the suction oil passage 14.
- the hydraulic pressure control unit has a regenerative cooperative function for reducing the wheel cylinder hydraulic pressure as the braking force increases by the regenerative braking device.
- This regenerative coordination function controls the shut-off valve 21 in the valve closing direction, controls the pressure increasing valve 22 in the valve opening direction, controls the third pressure reducing valve 27 in the valve opening direction, and stops the pump 7.
- the third pressure reducing valve 27 is a proportional control valve.
- the third decompression oil passage 17 or the suction oil passage 14 may be directly connected to the reservoir 4 instead of being connected to the suction port 503.
- the brake piping can be simplified.
- the stepped shape of the piston 54p (having the second small diameter portion 543 and the second large diameter portion 544) also at the time of failure (open failure) of the normally closed valve (the third pressure reducing valve 27, etc.).
- the pedal effort brake can be maintained.
- the third pressure reducing oil passage 17 and the third pressure reducing valve 27 may be provided not only in the P system but also in the S system.
- the communication valve 23 is provided, and the third pressure reducing oil passage 17 and the third pressure reducing valve 27 of the S system are omitted. Therefore, the hydraulic unit 6 has a simple configuration, and the apparatus 1 can be reduced in size and weight. Can be planned.
- the hydraulic unit 6 is provided so that the shut-off valve 21 is closed to shut off the communication between the master cylinder 5 and the wheel cylinder 8 and the master cylinder hydraulic pressure and the wheel cylinder hydraulic pressure can be controlled independently. ing. For this reason, it becomes easy to arbitrarily set the brake characteristics even when the pump is up.
- the hydraulic unit 6 is provided in the second decompression oil passage 16 and the second decompression oil passage 16 which are branched from the discharge port 501 and the shutoff valve 21 in the first oil passage 11 and connected to the suction oil passage 14.
- the second pressure reducing valve 26 is provided.
- a second oil pressure passage 16 is provided to connect the first oil passage 11 between the discharge port 501 of the master cylinder 5 and the shut-off valve 21 and the reservoir 4 side (suction oil passage 14).
- a second pressure reducing valve 26 as a stroke simulator valve is provided on the pressure reducing oil passage 16.
- the master cylinder is controlled by controlling the second pressure reducing valve 26 in the valve opening direction (the valve opening amount is controlled when a proportional control valve is used).
- the brake fluid in the first fluid chamber 51p of the fluid 5 flows out to the suction oil passage 14 (the suction side of the pump 7 or the third fluid chamber 53 or the reservoir 4 of the master cylinder 5) via the second decompression oil passage 16. Is possible. Therefore, it is possible to suppress the feeling of stepping on the brake pedal 2 by controlling the shutoff valve 21 in the valve closing direction.
- the valve opening amount of the second pressure reducing valve 26 the outflow amount (that is, the liquid pressure in the first liquid chamber 51p) can be adjusted.
- a reaction force corresponding to the pedal stroke S can be generated by the coil springs 561 and 562 of the master cylinder 5.
- a stroke simulator is constituted by the coil springs 561 and 562, the second pressure reducing oil passage 16 and the second pressure reducing valve 27, whereby a pedal feeling at the time of operation of the hydraulic unit 6 can be arbitrarily made.
- the device 1 closes the shut-off valve 21 and shuts off the communication between the master cylinder 5 and the wheel cylinder 8, and the second pressure reducing valve based on the detected pedal stroke S.
- the master cylinder hydraulic pressure is controlled by controlling 26 and the like. Thereby, the FS characteristic can be adjusted. Specifically, the brake characteristics are adjusted so as to approach the comparative example 1.
- the second decompression oil passage 16 may be directly connected to the reservoir 4 instead of being connected to the suction port 503. Further, the second pressure reducing oil passage 16 and the second pressure reducing valve 26 may be provided not only in the P system but also in the S system. Further, instead of providing the second pressure reducing valve 26 and the second pressure reducing oil passage 16, or when these are provided, the wheel cylinder hydraulic pressure is generated by the second brake hydraulic pressure generating device (second system). The shutoff valve 21 is opened and closed so that the difference between the hydraulic pressure on the master cylinder 5 (detected value of the hydraulic pressure sensor 91) and the hydraulic pressure on the pump discharge side (detected value of the hydraulic pressure sensor 92) becomes a desired value. The energization amount) may be controlled. In this case, it is possible to improve the operational feeling of the brake pedal 2 by adjusting the stroke and reaction force of the piston 54 by controlling the hydraulic pressure on the master cylinder 5 side.
- a master cylinder 5 that generates a hydraulic pressure in accordance with a driver's brake operation, and a booster (second brake hydraulic pressure creation) that reduces the driver's brake operating force by an energy source (hydraulic pressure unit 6). Device), and suppresses the operation of the booster device in a predetermined brake operation region. Therefore, energy efficiency can be improved while realizing a boost function.
- the booster (second brake hydraulic pressure generating device) does not include the engine negative pressure booster, and reduces the brake operation force by using another energy source (hydraulic pressure unit 6). Therefore, it is easy to apply to an electric vehicle. Further, when applied to a vehicle equipped with an engine, fuel efficiency can be improved.
- the energy source is the hydraulic unit 6. Therefore, the number of parts can be reduced and the cost can be reduced, and the configuration of the apparatus can be simplified and the mounting property on the vehicle can be improved.
- the hydraulic unit 6 includes a pump 7 that discharges brake fluid toward a wheel cylinder 8 provided on the wheel. Therefore, the operating frequency of the pump 7 can be suppressed, thereby improving the durability of the pump 7 and the quietness of the device 1.
- a master cylinder 5 that generates hydraulic pressure in accordance with a brake operation by a driver, a brake operation amount detection unit 101 that detects a brake operation amount (pedal stroke S), and a master cylinder 5 Detected by a reservoir 4 capable of supplying brake fluid, a pump 7 that sucks the brake fluid in the master cylinder 5 or the reservoir 4 and discharges the brake fluid toward a wheel cylinder 8 provided on the wheel, and a brake operation amount detector 101.
- a hydraulic pressure control unit (hydraulic pressure unit 6, ECU 10) that controls the hydraulic pressure of the wheel cylinder 8 by operating the pump 7 and the electromagnetic valve (the shut-off valve 21 and the like) according to the brake operation amount.
- the wheel cylinder hydraulic pressure is created by the hydraulic pressure generated by the master cylinder 5. Therefore, the same effect as the above (4) can be obtained.
- the predetermined brake operation area is a predetermined brake operation area after the start of the brake operation.
- the master cylinder 5 When the brake operation amount detection unit 101 detects the start of the brake operation by the driver, the master cylinder 5 generates the wheel cylinder hydraulic pressure. In this way, immediately after the start of the braking operation, the low pressure region in the initial stage of braking is pressurized with the master cylinder 5, so that the operation frequency of the pump 7 can be significantly reduced, and the durability can be suppressed. It is possible to suppress the deterioration.
- a target wheel cylinder fluid pressure calculation unit 102 that calculates a target wheel cylinder fluid pressure based on the brake operation amount (pedal stroke S) detected by the brake operation amount detector 101 is provided, and the calculated target wheel cylinder fluid is calculated.
- the pressure is higher than the predetermined hydraulic pressure P1
- the wheel cylinder hydraulic pressure is created by the pump 7 and the hydraulic pressure control unit.
- FIG. 21 is a diagram illustrating a schematic configuration of the device 1 according to the second embodiment. Unlike the first embodiment, the end portion of the push rod 30 in the negative x-axis direction is connected to the root portion of the brake pedal 2, and the lever ratio is fixed. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.
- the apparatus 1 includes the first fill mechanism 5a similar to that of the first embodiment, and the rate of change of the fluid amount Q with respect to the driver's brake operation amount (pedal stroke S) or the rate of change of the brake operation force (stepping force F) with respect to the pedal stroke S. Is made variable.
- FIG. 22 is a diagram illustrating a schematic configuration of the device 1 according to the third embodiment.
- the piston 54p of the master cylinder 5 is not provided with the first large diameter portion 542.
- the cylinder 50 is not provided with the third piston seal 553, and the second liquid chamber 52 is not defined.
- the relief oil passage 18 and the relief valve 28 are not provided. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.
- the device 1 includes the same link mechanism 3 as in the first embodiment, and changes the change rate of the piston thrust Fp with respect to the driver's brake operation force (stepping force F) or the change rate of the hydraulic pressure P with respect to the stepping force F. Therefore, not only can the energy efficiency and the durability of the pump 7 be improved by suppressing the pump-up by the same action as in the first embodiment, but also realizes a fail sale by realizing the ideal deceleration Gf * in the event of a failure. On the other hand, it is possible to reduce the uncomfortable feeling of the brake operation feeling during the pedal braking.
- the lever ratio k of the link mechanism 3 is set to be relatively small in the first half of the brake depression and relatively large in the second half of the brake depression.
- the brake operation burden on the driver can be reduced by pumping up in the first half of the brake depression, and the brake operation feeling can be appropriately controlled by controlling the hydraulic unit 6. It is also possible to adjust.
- the lever ratio increases in the second half of the brake depression, so that even if the hydraulic pressure control unit (power supply system or hydraulic pressure unit 6) fails, the ideal deceleration Gf * is achieved to achieve the fail sale.
- the hydraulic pressure control unit power supply system or hydraulic pressure unit 6
- the ideal deceleration Gf * is achieved to achieve the fail sale.
- Comparative Examples 2 and 3 do not have a fail-safe mechanism that can generate the minimum required vehicle deceleration when the energy source that compensates for the shortage of the brake operation force is not provided. is there.
- the device 1 according to the second embodiment can generate the minimum required vehicle deceleration Gf * even when the energy source (hydraulic pressure unit 6) fails.
- the device 1 may include an engine negative pressure booster when applied to a vehicle including an engine.
- the engine negative pressure booster fails (in addition to the hydraulic pressure control unit)
- the ideal deceleration Gf * upon failure can be realized by the same configuration and operation as in the embodiment.
- the brake operation feeling similar to that of Comparative Example 1 is obtained by the same configuration and operation as in the embodiment.
- the type of the hydraulic unit 6 is not limited to that of the embodiment.
- a pump may be provided in each system.
- the pump 7 is not limited to the external gear type, and may be an internal gear type, for example.
- a plunger pump may be used, for example.
- the form of the master cylinder 5 is not limited to that of the embodiment.
- the first fill mechanism 5a and the third liquid chamber 53 are provided on the primary side.
- the first fill mechanism 5a or A third liquid chamber 53 (suction port 503) may be provided.
- the relief valve 28 of the first fill mechanism 5a may be arranged not on the master cylinder 5 side but on the hydraulic unit 6 side.
- the hydraulic pressure control unit The pump; A first oil passage connecting a discharge portion of the pump and a discharge port of the master cylinder; A shut-off valve provided in the first oil passage; A second oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage and the shutoff valve and connected to the wheel cylinder; A pressure increasing valve provided in the second oil passage; A suction oil passage connecting a suction port of the master cylinder or the reservoir and a suction portion of the pump; A first reduced pressure oil passage connecting the second oil passage and the suction oil passage; A first pressure reducing valve provided in the first pressure reducing oil passage; A second pressure reducing oil path that branches from between the discharge port of the master cylinder of the first oil path and the shutoff valve and is connected to the suction oil path; A second pressure reducing valve provided in the second pressure reducing oil passage; A third decompression oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage
- the brake device wherein the hydraulic pressure control unit includes a suction oil passage that directly connects a suction port of the master cylinder or the reservoir and a suction unit of the pump. Therefore, by connecting directly without going through the internal reservoir, an increase in the size of the hydraulic pressure control unit can be suppressed, leading to a reduction in the suction resistance of the pump.
- the hydraulic pressure control unit The pump; A shutoff valve provided in a first oil passage connecting the discharge portion of the pump and the discharge port of the master cylinder; A second oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage and the shutoff valve and connected to the wheel cylinder; A pressure increasing valve provided in the second oil passage; A first reduced pressure oil passage connecting the second oil passage and the suction oil passage; A brake device comprising: a first pressure reducing valve provided in the first pressure reducing oil passage. Therefore, the hydraulic pressure control unit can be configured with small changes from the existing system.
- the hydraulic pressure control unit A second pressure reducing oil path that branches from between the discharge port of the master cylinder of the first oil path and the shutoff valve and is connected to the suction oil path; A second pressure reducing valve provided in the pressure reducing oil passage 2, By controlling the shut-off valve in the valve closing direction and controlling the second pressure reducing valve in the valve opening direction, the hydraulic pressure created by the master cylinder and the hydraulic pressure created by the hydraulic pressure control unit
- the brake device characterized by separating. Therefore, even if each of the master cylinder and the hydraulic pressure control unit is simultaneously activated, there is no mutual interference, and the driver can operate the brake pedal without feeling uncomfortable.
- the fluid pressure control unit controls the shut-off valve in a valve closing direction, controls the pressure increasing valve in a valve opening direction, controls the first pressure reducing valve in a valve closing direction, and drives the pump.
- the hydraulic pressure control unit controls the shutoff valve in a valve closing direction, controls the pressure increasing valve in a valve opening direction, controls the third pressure reducing valve in a valve opening direction, and performs pressure reduction control for stopping the pump.
- a brake device used in a vehicle having a regenerative braking device A master cylinder that generates brake fluid pressure in response to a brake pedal operation by the driver;
- a brake pedal operation amount detector for detecting an operation amount of the brake pedal;
- a reservoir capable of supplying brake fluid into the master cylinder;
- a pump that sucks the brake fluid in the master cylinder or the reservoir and discharges the brake fluid toward a wheel cylinder provided on a wheel;
- a hydraulic pressure control unit that controls the hydraulic pressure of the wheel cylinder by operating the pump and the electromagnetic valve according to the brake pedal operation amount detected by the brake pedal operation amount detection unit;
- the hydraulic pressure of the wheel cylinder is created by the hydraulic pressure generated by the master cylinder
- a brake device characterized in that, when the regenerative braking device is operating, the hydraulic pressure control unit generates wheel cylinder hydraulic pressure.
- the hydraulic pressure control unit The pump; A first oil passage connecting a discharge portion of the pump and a discharge port of the master cylinder; A shut-off valve provided in the first oil passage; A second oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage and the shutoff valve and connected to the wheel cylinder; A pressure increasing valve provided in the second oil passage; A suction oil passage connecting a suction port of the master cylinder or the reservoir and a suction portion of the pump; A first reduced pressure oil passage connecting the second oil passage and the suction oil passage; A first pressure reducing valve provided in the first pressure reducing oil passage; A second pressure reducing oil path that branches from between the discharge port of the master cylinder of the first oil path and the shutoff valve and is connected to the suction oil path; A second pressure reducing valve provided in the second pressure reducing oil passage; A third decompression oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage and the shutoff valve and connected to the suction oil passage
- (C1) a master cylinder that generates brake fluid pressure when the piston is displaced in accordance with the driver's operation of the brake pedal;
- the brake pedal is integrally connected to the master cylinder, and the rate of change in the propulsive force of the piston with respect to the driver's brake pedal operating force or the amount of displacement of the brake pedal, depending on the driver's brake pedal operating amount
- An operation force variable mechanism that makes the change rate of the operation force variable,
- a pump for generating brake fluid pressure in an oil passage between the master cylinder and the wheel cylinder to create fluid pressure of the wheel cylinder is provided between the master cylinder and the wheel cylinder provided on the wheel.
- Brake device characterized by. Therefore, since a high brake fluid pressure can be generated with a small brake pedal operation force, a sufficient braking force can be obtained without operating the pump. Moreover, the reliability at the time of failure is improved.
- a brake pedal operation amount detection unit for detecting an operation amount of the brake pedal;
- the brake pedal operation amount detection unit detects the start of a driver's brake operation, the master cylinder generates a wheel cylinder hydraulic pressure. Therefore, by pressurizing the low pressure region in the initial stage of braking with the master cylinder, the frequency of operation of the pump can be reduced, so that it is possible to suppress a decrease in durability and to suppress deterioration in sound vibration performance.
- a target wheel cylinder hydraulic pressure calculation unit that calculates a target wheel cylinder hydraulic pressure based on the brake pedal operation amount detected by the brake pedal operation amount detection unit;
- a brake device characterized in that when the calculated target wheel cylinder hydraulic pressure is higher than a predetermined hydraulic pressure, a wheel cylinder hydraulic pressure is created by the pump and the hydraulic pressure control unit. Therefore, since the pump is driven only when the target hydraulic pressure is high, durability can be improved.
- (C4) In the brake device described in (C1) above, A first oil passage connecting a discharge portion of the pump and a discharge port of the master cylinder; A shut-off valve provided in the first oil passage; A second oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage and the shutoff valve and connected to the wheel cylinder; A pressure increasing valve provided in the second oil passage; A suction oil passage connecting a suction port of the master cylinder or the reservoir and a suction portion of the pump; A first reduced pressure oil passage connecting the second oil passage and the suction oil passage; A first pressure reducing valve provided in the first pressure reducing oil passage; A second pressure reducing oil path that branches from between the discharge port of the master cylinder of the first oil path and the shutoff valve and is connected to the suction oil path; A second pressure reducing valve provided in the second pressure reducing oil passage; A third decompression oil passage branched from between the discharge portion of the pump of the first oil passage and the shutoff valve and connected to the suction oil passage; A brake device comprising:
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Abstract
エネルギ効率を向上することができるブレーキ装置を提供する。運転者のブレーキ操作に伴って液圧を発生させるマスタシリンダ5と、エネルギ源(液圧ユニット6)により運転者のブレーキ操作力を低減する倍力装置と、を備え、所定のブレーキ操作領域では、倍力装置の作動を抑制することとした。
Description
本発明は、車両に搭載されるブレーキ装置に関する。
従来、運転者のブレーキ操作力を低減するための補助力を、運転者のブレーキ操作力とは別のエネルギ源により発生する倍力装置を備えたブレーキ装置が知られている。例えば特許文献1に記載のブレーキ装置は、倍力装置として液圧ブースタを備える。液圧ブースタは、ポンプによりアキュムレータに蓄えられた圧力エネルギを用いてブレーキペダルの踏力を増幅し、マスタシリンダに伝達する。
しかし、従来の技術では、運転者のブレーキ操作に応じて倍力装置を常時作動させる構成であるため、エネルギの効率が低下するおそれがある。本発明の目的とするところは、エネルギ効率を向上することができるブレーキ装置を提供することにある。
上記目的を達成するため、本発明のブレーキ装置は、好ましくは、所定のブレーキ操作領域では倍力装置の作動を抑制する。
よって、エネルギ効率を向上することができる。
以下、本発明のブレーキ装置を実現する形態を、図面に基づき説明する。
[実施例1]
図1は、実施例1のブレーキ装置(以下、装置1という。)の全体斜視図である。装置1は、車輪を駆動する原動機として、エンジンのほか、電動式のモータ(ジェネレータ)を備えたハイブリッド車や、電動式のモータ(ジェネレータ)のみを備えた電気自動車等の、電動車両のブレーキシステムに適用される。このような電動車両においては、モータ(ジェネレータ)を含む回生制動装置により、車両の運動エネルギを電気エネルギに回生することで車両を制動する回生制動を実行可能である。なお、例えばエンジンのみを駆動源とする非電動車両に適用することとしてもよい。装置1は、車両の各車輪にブレーキ液圧を付与して制動力を発生させる液圧式ブレーキ装置である。具体的には、車両の各車輪に設けられたホイルシリンダ8にブレーキ液(オイル)が供給されると、ホイルシリンダ8内のピストンが押圧され、車輪と共に回転するブレーキディスクに摩擦部材としてのブレーキパッドが押し付けられる。これにより、各車輪に液圧制動力が付与される。なお、ディスクブレーキではなくドラムブレーキを用いてもよい。装置1は、この液圧制動力を制御することで、回生制動装置による回生制動力と液圧制動力とを最適に配分して所望の制動力、例えば運転者(ドライバ)の要求する制動力を発生させる回生協調制御を実行可能に設けられている。
図1は、実施例1のブレーキ装置(以下、装置1という。)の全体斜視図である。装置1は、車輪を駆動する原動機として、エンジンのほか、電動式のモータ(ジェネレータ)を備えたハイブリッド車や、電動式のモータ(ジェネレータ)のみを備えた電気自動車等の、電動車両のブレーキシステムに適用される。このような電動車両においては、モータ(ジェネレータ)を含む回生制動装置により、車両の運動エネルギを電気エネルギに回生することで車両を制動する回生制動を実行可能である。なお、例えばエンジンのみを駆動源とする非電動車両に適用することとしてもよい。装置1は、車両の各車輪にブレーキ液圧を付与して制動力を発生させる液圧式ブレーキ装置である。具体的には、車両の各車輪に設けられたホイルシリンダ8にブレーキ液(オイル)が供給されると、ホイルシリンダ8内のピストンが押圧され、車輪と共に回転するブレーキディスクに摩擦部材としてのブレーキパッドが押し付けられる。これにより、各車輪に液圧制動力が付与される。なお、ディスクブレーキではなくドラムブレーキを用いてもよい。装置1は、この液圧制動力を制御することで、回生制動装置による回生制動力と液圧制動力とを最適に配分して所望の制動力、例えば運転者(ドライバ)の要求する制動力を発生させる回生協調制御を実行可能に設けられている。
装置1は、運転者のブレーキ操作の入力を受けるブレーキ操作部材としてのブレーキペダル2と、運転者によるブレーキペダル2の踏込み量(ペダルストローク)に対する踏込み力(ブレーキ操作力)の変化割合を可変にするリンク機構3と、ブレーキ液を貯留するブレーキ液源としてのリザーバタンク(以下、リザーバという)4と、リンク機構3を介してブレーキペダル2に接続されると共にリザーバ4からブレーキ液を供給され、運転者によるブレーキペダル2の操作(ブレーキ操作)に伴ってブレーキ液圧を発生させる第1のブレーキ液圧発生源としてのマスタシリンダ5と、ブレーキ操作量としてブレーキペダル2の変位量を検出するストロークセンサ90(ブレーキ操作量検出手段)と、リザーバ4又はマスタシリンダ5からブレーキ液を供給され、運転者によるブレーキ操作とは独立にブレーキ液圧を発生させる第2のブレーキ液圧発生源としての液圧ユニット6と、液圧ユニット6の作動を制御する電子制御ユニット(以下、ECUという)10とを備える。リザーバ4、マスタシリンダ5、液圧ユニット6(電磁弁やポンプ7)、ECU10は一体に設けられており、装置1は1つのユニットとして構成されている。液圧ユニット6には、ポンプ7を駆動するモータ60が一体に取付けられている。
装置1は、車両のエンジンが発生する負圧を利用してブレーキ操作力(ブレーキペダルの踏力)を倍力ないし増幅する負圧ブースタ(以下、エンジン負圧ブースタという)を備えていない。装置1は、液圧ユニット6を用いることで、運転者のブレーキ操作から独立して各ホイルシリンダ8の液圧すなわち液圧制動力を制御可能に設けられたブレーキ制御装置である。装置1は、このブレーキ液圧制御により、運転者のブレーキ操作力では不足する液圧制動力を発生してブレーキ操作を補助する倍力機能を発揮する。すなわち、負圧ブースタを備えない代わりに液圧ユニット6を作動させることで、ブレーキ操作力を補助可能に設けられている。また、装置1は、上記回生協調制御の他、車両の横滑り等を防止して車両挙動を安定化するための自動ブレーキ制御(VDCないしESC)や、車輪ロックを防止するアンチロックブレーキ制御(ABS)等を実行可能に設けられている。
図2は、装置1の概略構成を液圧ユニット6の液圧回路と共に示す図である。マスタシリンダ5については、その軸を通る平面で切った部分断面を示す。以下、説明の便宜上、ピストン54の軸が延びる方向にx軸を設け、ブレーキペダル2とは反対側(ブレーキペダル2の踏み込みに応じてピストン54がストロークする方向)を正方向とする。液圧制動システムは2系統(プライマリP系統及びセカンダリS系統)のブレーキ配管を有しており、例えばX配管である。なお、H配管等、他の配管形式でもよい。P系統に対応して設けられた部材にはその符号の末尾に添字pを、S系統に対応する部材を示す符号の末尾には添字sをそれぞれ付して区別する。
リンク機構3は、ブレーキペダル2とマスタシリンダ5との間に、マスタシリンダ5に対し一体的に接続されるように設けられており、側面視で棒状の第1リンク31と、側面視で三角状の第2リンク32とを有する。ブレーキペダル2の根元部は軸200により車体側に回転自在に支持されている。第2リンク32の第1の角部は軸320により車体側に回転自在に支持されている。第1リンク31の一端は軸310によりブレーキペダル2の根元部に回転自在に支持されている。第1リンク31の他端は軸311により第2リンク32の第2の角部に回転自在に支持されている。第2リンク32の第3の角部は軸321により入力部材としてのプッシュロッド30のx軸負方向端部に回転自在に支持されている。
図3は、マスタシリンダ5の内部構造を示す図であり、ピストン54の軸心を通る平面でシリンダ50を切った部分断面を示す。マスタシリンダ5は、運転者のブレーキ操作の状態に応じたブレーキ液圧(マスタシリンダ液圧)を発生するタンデム型のマスタシリンダであり、有底筒状のシリンダ50と、シリンダ50の内周面に摺動可能に挿入され、ブレーキペダル2(プッシュロッド30)と連動する2つのピストン54p、54sと、シリンダ50の内周面とピストン54p、54sの外周面との間をシールする複数のシール部材であるピストンシール55とを備える。シリンダ50は、液圧ユニット6に接続してホイルシリンダ8と連通可能に設けられた吐出ポート(供給ポート)501と、リザーバ4に接続してこれと連通する補給ポート502とを、P、S系統毎に備える。P系統のポート501,502はシリンダ50のx軸負方向側に設けられ、S系統のポート501,502はx軸正方向側に設けられている。各系統において、吐出ポート501は補給ポート502よりもx軸正方向側に設けられている。また、P系統のポート501p,502p間のx軸方向所定位置には、液圧ユニット6に接続してポンプ7の吸入部70と連通する吸入ポート503が設けられている。P系統の吐出ポート501pと吸入ポート503との間のx軸方向所定位置には、液圧ユニット6に接続してリリーフ弁28と連通するリリーフポート504が設けられている。
シリンダ50の内周面は、略円筒状に形成されており、x軸正方向端部で袋状に閉じられている。シリンダ50の内周壁は、各吐出ポート501p,501s及びS系統の補給ポート502sが開口する所定のx軸正方向側範囲で比較的小径に設けられた小径部50aと、リリーフポート504及び吸入ポート503が開口する所定のx軸負方向範囲で比較的大径に設けられた大径部50bとを有し、大径部50bはシリンダ50のx軸負方向端部に開口している。更に、大径部50bのうち、P系統の補給ポート502pが開口する所定のx軸方向範囲は、大径部50bの他の部分よりも大径に設けられた第2大径部50cとなっている。シリンダ50の内周壁には、軸心を取り囲んで周方向に延びる環状の溝が複数形成されている。第1環状溝505は、吐出ポート501と補給ポート502との間のx軸方向所定位置(小径部50a)に、P、S系統毎に設けられている。第1環状溝505には第1ピストンシール551が設置される。第2環状溝506は、補給ポート502よりもx軸負方向側に、P、S系統毎に設けられている。P系統では大径部50bに設けられ、S系統では小径部50aに設けられている。第2環状溝505には第2ピストンシール552が設置される。第3環状溝507は、吸入ポート503とリリーフポート504との間のx軸方向所定位置(大径部50b)に設けられている。第3環状溝507には第3ピストンシール553が設置される。第4環状溝508は、吸入ポート503とP系統の補給ポート502pとの間のx軸方向所定位置(大径部50b)に設けられている。第4環状溝508には第4ピストンシール554が設置される。
ピストン54は、略円柱状である。S系統のピストン54sはシリンダ50のx軸正方向側(小径部50a)に収容される一方、P系統のピストン54pはシリンダ50のx軸負方向側(小径部50a及び大径部50b)に収容される。ピストン54pはx軸負方向側に開口する有底孔540を有しており、有底孔540内にはプッシュロッド30のx軸正方向端部が設置される。両ピストン54p,54sの間には、付勢部材としてのコイルスプリング561が押し縮められた状態で設置されている。ピストン54sとシリンダ50のx軸正方向端部との間には、コイルスプリング562が押し縮められた状態で設置されている。ピストン54pは、コイルスプリング561によりx軸負方向側に付勢されると共に、ブレーキペダル2の踏み込みによりプッシュロッド30を介してx軸正方向側に付勢される。ピストン54Sは、コイルスプリング561によりx軸正方向側に付勢されると共に、コイルスプリング562によりx軸負方向側に付勢される。コイルスプリング561,562は、ピストン54の戻しばねであると共に、ブレーキペダル2に対して適当な反力を付与する反力付与手段である。
P系統のピストン54pは、x軸正方向側に形成された第1小径部541と、第1小径部541のx軸負方向側に隣接して第1小径部541よりも大径に形成された第1大径部542と、第1大径部542のx軸負方向側に隣接して第1小径部541と略同じ径に形成された第2小径部543と、第2小径部543のx軸負方向側に隣接して第1大径部542と略同径に形成され、内周側に有底孔540が形成された第2大径部544とを備える。プッシュロッド30は、第2大径部544(有底孔540)のx軸負方向側の開口部から挿入されてx軸正方向側の底部に当接するように設置される。第1小径部541は、シリンダ50の小径部50aよりも僅かに小径に設けられており、往復移動可能に小径部50aのx軸負方向側に設置されている。第1小径部541には、第1ピストンシール551が摺接する。第1大径部542は、シリンダ50の大径部50bよりも僅かに小径に設けられており、(第2大径部50cよりもx軸正方向側の)大径部50bに往復移動可能に設置されている。第1大径部542には、第3ピストンシール553が摺接する。第2大径部544は、シリンダ50の(主に第2大径部50cよりもx軸負方向側の)大径部50bに往復移動可能に設置されている。第2大径部544には、第2ピストンシール552が摺接する。ピストン54が初期位置からx軸正方向側に所定ストロークX0以上移動すると、第2大径部544に第4ピストンシール554が摺接するようになる。S系統のピストン54Sは、P系統のピストン54pの第1小径部541と略同じ径に形成され、往復移動可能にシリンダ50の小径部50aのx軸正方向側に設置されている。ピストン54sには、第1ピストンシール551sおよび第2ピストンシール552sが摺接する。
P系統についてみると、第1ピストンシール551pは、そのx軸正方向側に第1液室51pを画成する。第1液室51pは、主に、ピストン54p(第1小径部541)のx軸正方向端面とピストン54sのx軸負方向端面とシリンダ50(小径部50a)の内周面との間の空間により構成されている。第1液室51pには吐出ポート501pが常時開口する。第3ピストンシール553は、そのx軸正方向側に第2液室52を画成する。第2液室52は、主に、ピストン54p(第1大径部542)のx軸正方向端面(第1小径部541と第1大径部542を接続するテーパ面)と第1小径部541の外周面とシリンダ50(大径部50b)の内周面との間の空間により構成されている。第2液室52にはリリーフポート504が常時開口する。第2ピストンシール552は、第3ピストンシール553と共に第3液室53を画成する。第3液室53は、主に、ピストン54pの第1大径部542のx軸負方向端面(第1大径部542と第2小径部543を接続するテーパ面)と第2小径部543及び第2大径部544の外周面とシリンダ50(大径部50b及び第2大径部50c)の内周面との間の空間により構成されている。第3液室53には補給ポート502と吸入ポート503が常時開口する。S系統についてみると、第1ピストンシール551sは、そのx軸正方向側に第1液室51sを画成する。第1液室51sは、主に、ピストン54sのx軸正方向端面とシリンダ50(小径部50a)の内周面との間の空間により構成されている。第1液室51sには吐出ポート501sが常時開口する。
図3に示すように、ブレーキペダル2が踏み込まれていない初期状態で、ピストン54pの第2大径部544(のx軸正方向端)と第4ピストンシール554(のリップ部)の内径側端部との間には、所定のx軸方向距離X0が設けられている。ピストン54pの初期位置からx軸正方向側への移動量(以下、ピストンストロークXという)が上記距離X0(以下、所定ストロークという)未満(0≦X<X0)では、第4ピストンシール554は、ピストン54pの第2小径部543を囲繞する位置にあって第2大径部544の外周に摺接しない。一方、ピストンストロークXがX0以上(X≧・・)のときは、第4ピストンシール554が第2大径部542に摺接する。なお、所定ストロークX0は、例えば、運転者の通常のブレーキ操作(操作力ないしペダルストローク)によりピストン54がストロークする範囲の最大値に設定する。
各ピストンシール55は、内径側にリップ部を備える周知の断面カップ状のシール部材(カップシール)であり、リップ部がピストン54の外周面に摺接した状態では、一方向へのブレーキ液の流れを許容し、他方向へのブレーキ液の流れを抑制する。P系統についてみると、第1ピストンシール551は、第2液室52から第1液室51へのブレーキ液の流れのみを許容し、第1液室51から第2液室52へのブレーキ液の流れを抑制する向きに配置されている。第2ピストンシール552は、第3液室53からシリンダ50の外部へのブレーキ液の流れを抑制する向きに配置されている。第3ピストンシール553は、第3液室53から第2液室52へのブレーキ液の流れのみを許容し、第2液室52から第3液室53へのブレーキ液の流れを抑制する向きに配置されている。第4ピストンシール554は、第2大径部544に摺接した状態(ピストン54pがX0以上ストロークした状態)で、補給ポート502から吸入ポート503へのブレーキ液の流れのみを許容し、吸入ポート503から補給ポート502へのブレーキ液の流れを抑制する向きに配置されている。S系統についてみると、第1ピストンシール551は、補給ポート502sから第1液室51へのブレーキ液の流れのみを許容し、第1液室51から補給ポート502sへのブレーキ液の流れを抑制する向きに配置されている。第2ピストンシール552は、P系統の第1液室51pから補給ポート502sへのブレーキ液の流れを抑制する向きに配置されている。
リリーフポート504には、リリーフ油路18が接続されている。リリーフ油路18は、後述する吸入油路14に合流しており、吸入油路14を介して吸入ポート503に接続されている。リリーフ油路18には、リリーフ弁28が設けられている。リリーフ弁28は、吸入ポート503(吸入油路14)側からリリーフポート504(第2液室52)側へのブレーキ液の流れを禁止すると共に、リリーフポート504側の液圧(第2液室52の液圧)が所定圧(リリーフ圧)以上になると開弁して、リリーフポート504(第2液室52)側から吸入ポート503(吸入油路14)側へのブレーキ液の流れを許容する。具体的には、リリーフ弁28は、弁体としてのボール280と、リリーフ油路18が開口する弁座281と、付勢部材としての弾性体(コイルスプリング)282とを有している。弾性体282は、ボール280を弁座281に押し付けてリリーフ油路18の開口を塞ぐ方向に常時付勢する。リリーフポート504側の液圧(第2液室52の液圧)は、ボール280を弾性体282とは反対側、すなわち弁座281から離す方向に押圧する。弾性体281の付勢力(セット荷重)を調整することで、ボール280が弁座281から離れるときのリリーフ圧が調整される。
以上のように、マスタシリンダ5は、吐出ポート501に接続する第1液室51と、リリーフポート504に連通する第2液室52とを備え、第1、第2液室51、52は、リザーバ4からブレーキ液の補給を受けることが可能に設けられている。第1液室51は、運転者のブレーキ操作によってピストン54がx軸正方向側にストロークすると容積が縮小し、液圧を発生する。これにより、第1液室51から吐出ポート501を介してホイルシリンダ8に向けてブレーキ液が供給される。なお、P系統とS系統では、第1液室51p、51sに略同じ液圧が発生する。
図2に示すように、液圧ユニット6は、各車輪FL~RRに設けられたホイルシリンダ8とマスタシリンダ5との間に設けられており、各ホイルシリンダ8にマスタシリンダ液圧又は制御液圧を個別に供給可能である。液圧ユニット6は、各ホイルシリンダ8に供給する制御液圧を発生するための液圧機器(アクチュエータ)として、液圧発生源であるポンプ7及び複数の制御弁(電磁弁)を有している。ポンプ7は、モータ60により回転駆動されてマスタシリンダ5又はリザーバ4内のブレーキ液を吸入し、ホイルシリンダ8に向けて吐出する。本実施例1では、音振性能等で優れたギヤポンプ、具体的には外接歯車式ポンプを採用する。ポンプ7は両系統で共通に用いられ、同一のモータ60により駆動される。電磁弁は、制御信号に応じて開閉動作してブレーキ液の流れを制御する。以下、各輪FL~RRに対応して設けられた部材にはその符号の末尾にそれぞれ添字a~dを付して区別する。
液圧ユニット6は、マスタシリンダ5の吐出ポート501とポンプ7の吐出部71とを接続する第1油路11と、第1油路11に設けられた常開の(非通電状態で開弁する)遮断弁(ゲートアウト弁)21と、第1油路11におけるポンプ7の吐出部71と遮断弁21との間の分岐部110から分岐してホイルシリンダ8と接続する第2油路12と、第2油路12に設けられた常開の増圧弁22と、マスタシリンダ5の吸入ポート503とポンプ7の吸入部70とを接続する吸入油路14と、第2油路12と吸入油路14を接続する第1減圧油路15と、第1減圧油路15に設けられた常閉の(非通電状態で閉弁する)第1減圧弁25と、第1油路11pにおけるマスタシリンダ5の吐出ポート501pと遮断弁21pとの間から分岐して吸入油路14と接続する第2減圧油路16と、第2減圧油路16に設けられた常閉の第2減圧弁26と、第1油路11のポンプ7の吐出部71と遮断弁21との間(分岐部110d)から分岐して吸入油路14と接続する第3減圧油路17と、第3減圧油路17に設けられた常閉の第3減圧弁27と、を備える。また、P系統の第1油路11pとS系統の第1油路11sは合流してポンプ7の吐出部71に接続する。上記合流前の第1油路11p、11sのいずれか(実施例1では第1油路11p)には、ポンプ7の吐出部71と遮断弁21との間(実施例1ではP系統の分岐部110aとS系統の分岐部110bと間)に、常閉の連通弁23が設けられている。連通弁23は、第1油路11p、11s間の連通・遮断を切り替え可能に設けられている。遮断弁21、増圧弁22、連通弁23、各系統の第1減圧弁25のうち少なくとも1つ(実施例1では前輪FL,FRの第1減圧弁25a、25b)、及び第2減圧弁27は、ソレノイドに供給される電流に比例して弁の開度が調整される比例制御弁である。他の弁(後輪RL,RRの第1減圧弁25c、25d、及び第2減圧弁26)は、オン・オフ制御されるオン・オフ弁である。尚、上記他の弁に比例制御弁を用いることも可能である。
第1油路11には、分岐部110cとポンプ7の吐出部71との間に、吐出部71側から分岐部110c側へのブレーキ液の流れのみを許容し、反対方向の流れを禁止するチェック弁(ポンプ7の吐出弁)24が設けられている。チェック弁24は、運転者のブレーキ操作によるマスタシリンダ5(第1液室51)側からの高圧がポンプ7の吐出部71に作用することを抑制することで、ポンプ7の耐久性を向上する。第2油路12には、増圧弁22と並列に油路120が設けられている。油路120には、ホイルシリンダ8側から分岐部110側へのブレーキ液の流れのみを許容し、反対方向の流れを禁止するチェック弁220が設けられている。チェック弁220は、ホイルシリンダ8からブレーキ液をマスタシリンダ5側へ戻す際に開弁し、第2油路12(増圧弁22)だけでなく油路120(チェック弁220)をも介してブレーキ液を戻すことで、ホイルシリンダ液圧の減圧を円滑にする。吸入油路14は、第1減圧弁25の低圧側(ホイルシリンダ8側とは反対側)とポンプ7の低圧側(吸入部70)を、内部リザーバ等を介さずに直接、マスタシリンダ5の吸入ポート503と接続する。
P系統で、第1油路11pにおけるマスタシリンダ5の吐出ポート501と遮断弁21との間には、この箇所の液圧を検出する液圧センサ91が設けられ、その検出値はECU10に入力される。P系統とS系統では、第1液室51p、51sに略同じ液圧が発生するため、液圧センサ91により検出される液圧は、第1液室51p、51sの液圧(マスタシリンダ液圧)である。また、P、S系統で、第1油路11におけるポンプ7の吐出部71(分岐部110)と遮断弁21との間には、この箇所の液圧(ポンプ吐出圧)を検出する液圧センサ92が設けられ、その検出値はECU10に入力される。
マスタシリンダ5の第1液室51とホイルシリンダ8とを接続するブレーキ系統は、ペダル踏力を用いて発生させたマスタシリンダ液圧によりホイルシリンダ液圧を創生(以下、踏力ブレーキという)する第1の系統を構成し、通常ブレーキ(非倍力制御)を実現する。一方、ポンプ7を含み、マスタシリンダ5の第3液室53(リザーバ4)とホイルシリンダ8を接続するブレーキ系統は、ポンプ7を用いて発生させた液圧によりホイルシリンダ液圧を創生(以下、ポンプアップという)する第2の系統を構成し、倍力制御や回生協調制御等を実現する。ここで、マスタシリンダ5のピストン54がX0未満だけストロークした位置にあり、補給ポート502と吸入ポート503が連通した状態を第1の状態といい、ピストン54がX0以上ストロークした位置にあり、補給ポート502と吸入ポート503が遮断された状態(補給ポート502から吸入ポート503へのブレーキ液の流れが許容され、反対方向の流れが抑制された状態)を第2の状態という。装置1は、第1及び第2の状態で(すなわちピストンストロークXの大きさに関わらず)、運転者のブレーキ操作により発生する第1液室51の液圧によって(すなわち第1の系統により)ホイルシリンダ液圧を創生可能に設けられている。この液圧創生手段は、第1ブレーキ液圧創生装置を構成する。また、装置1は、運転者や回生制動装置等が要求するブレーキ液圧を実現するよう、ポンプ7を作動させ(すなわち第2の系統により)、ホイルシリンダ液圧を創生可能に設けられている。この液圧創生手段は、第2ブレーキ液圧創生装置を構成する。
液圧ユニット6とECU10は、各種情報に基づきポンプ7及び電磁弁(遮断弁21等)を作動させてホイルシリンダ8の液圧を制御する液圧制御部を構成する。ECU10は、ストロークセンサ90の検出値の入力を受けてブレーキ操作量としてのブレーキペダル2の変位量(以下、ペダルストロークSという)を検出するブレーキ操作量検出部101と、検出されたブレーキ操作量(ペダルストロークS)に基づき目標ホイルシリンダ液圧を算出する目標ホイルシリンダ液圧算出部102とを備える。なお、ストロークセンサ90は、ブレーキペダル2の変位量を直接検出するものに限らず、プッシュロッド30の変位量を検出するものであってもよい。また、ブレーキペダル2の踏力を検出する踏力センサを設け、その検出値に基づきブレーキ操作量を検出することとしてもよい。すなわち、制御に用いるブレーキ操作量として、ペダルストロークSに限らず、他の適当な変数を用いてもよい。
具体的には、目標ホイルシリンダ液圧算出部102は、検出されたペダルストロークSに基づき、所定の倍力比、すなわちペダルストロークSと運転者の要求ブレーキ液圧(運転者が要求する車両減速度G)との間の理想の関係特性を実現する目標ホイルシリンダ液圧を算出する。実施例1では、例えば、通常サイズのエンジン負圧ブースタを備え、かつリンク機構3や後述するファーストフィル機構5a(段付きのピストン54p及びリリーフ弁28に係る構成)を備えないブレーキ装置(以下、比較例1という)において、エンジン負圧ブースタの作動時に実現されるペダルストロークSとホイルシリンダ液圧P(ブレーキ液圧)との間の所定の関係特性(図14参照)を、目標ホイルシリンダ液圧を算出するための上記理想の関係特性とする。また、目標ホイルシリンダ液圧算出部102は、回生協調制御時には、回生制動力との関係で目標ホイルシリンダ液圧を算出する。具体的には、回生制動装置のコントロールユニットから入力される回生制動力と目標ホイルシリンダ液圧に相当する液圧制動力との和が、運転者の要求する車両減速度(要求ブレーキ液圧)を充足するような目標ホイルシリンダ液圧を算出する。なお、VDC時には、例えば検出された車両運動状態量(横加速度等)に基づき、所望の車両運動状態を実現するよう、各車輪の目標ホイルシリンダ液圧を算出する。
ECU10は、算出された目標ホイルシリンダ液圧に基づき、第1ブレーキ液圧創生装置と第2ブレーキ液圧創生装置とを切り替えると共に、第2ブレーキ液圧創生装置の作動を制御する。具体的には、ECU10は、ブレーキ操作量検出部101によりブレーキ操作の開始を検出すると、算出した目標ホイルシリンダ液圧が所定値P1(例えば急ブレーキ時でない通常時のブレーキ操作で発生する車両減速度Gの最大値相当)以下である場合、第1ブレーキ液圧創生装置によりホイルシリンダ液圧を創生する。一方、算出した目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1より高い場合、液圧ユニット6を作動状態とする。すなわち、第2ブレーキ液圧創生装置によりホイルシリンダ液圧を創生する。ECU10は、液圧ユニット6の各アクチュエータ(第2ブレーキ液圧創生装置)を制御して各ホイルシリンダ8の液圧を増圧する増圧制御部103と、同液圧を減圧する減圧制御部104と、同液圧を保持する保持制御部105とを備える。
[液圧制御部の作動]
図4~図9は、液圧ユニット6の各制御時におけるブレーキ液の流れの概略を太線で示す。
(通常ブレーキ:踏力ブレーキ時)
装置1は、制動初期、すなわちブレーキ操作が開始された後の所定の低圧域(0<P≦P1)では、第1ブレーキ液圧創生装置(第1の系統)によりホイルシリンダ液圧Pを創生する。具体的には、ECU10は、ブレーキ操作量検出部101によりブレーキ操作の開始が検出されると、算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1以下である場合、液圧ユニット6を非通電状態とし、ポンプ7及び各電磁弁を非作動(非通電状態)とする。液圧P1は、車両減速度Gに換算すると、0.1~0.2G程度に相当する。よって、図4に示すように、ブレーキペダル2の踏み込み操作に応じて、マスタシリンダ5(第1液室51)から各ホイルシリンダ8に向けてブレーキ液が供給される(増圧時)。また、ブレーキペダル2が踏み戻されると、各ホイルシリンダ8からマスタシリンダ5(第1液室51)に向けてブレーキ液が戻される(減圧時)。具体的には、マスタシリンダ5の各系統の第1液室51から、第1油路11及び第2油路12を介して、各ホイルシリンダ8にブレーキ液が給排される。すなわち、ブレーキペダル2の操作に応じて発生する第1液室51の液圧(マスタシリンダ液圧)がホイルシリンダ8に供給される。なお、ファーストフィル機構5aにより、プライマリ側の第1液室51pから、セカンダリ側の第1液室51sよりも多くのブレーキ液が供給されるおそれがある場合には、各輪に同圧を供給するため、連通弁23を開弁方向に制御することとしてもよい。
図4~図9は、液圧ユニット6の各制御時におけるブレーキ液の流れの概略を太線で示す。
(通常ブレーキ:踏力ブレーキ時)
装置1は、制動初期、すなわちブレーキ操作が開始された後の所定の低圧域(0<P≦P1)では、第1ブレーキ液圧創生装置(第1の系統)によりホイルシリンダ液圧Pを創生する。具体的には、ECU10は、ブレーキ操作量検出部101によりブレーキ操作の開始が検出されると、算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1以下である場合、液圧ユニット6を非通電状態とし、ポンプ7及び各電磁弁を非作動(非通電状態)とする。液圧P1は、車両減速度Gに換算すると、0.1~0.2G程度に相当する。よって、図4に示すように、ブレーキペダル2の踏み込み操作に応じて、マスタシリンダ5(第1液室51)から各ホイルシリンダ8に向けてブレーキ液が供給される(増圧時)。また、ブレーキペダル2が踏み戻されると、各ホイルシリンダ8からマスタシリンダ5(第1液室51)に向けてブレーキ液が戻される(減圧時)。具体的には、マスタシリンダ5の各系統の第1液室51から、第1油路11及び第2油路12を介して、各ホイルシリンダ8にブレーキ液が給排される。すなわち、ブレーキペダル2の操作に応じて発生する第1液室51の液圧(マスタシリンダ液圧)がホイルシリンダ8に供給される。なお、ファーストフィル機構5aにより、プライマリ側の第1液室51pから、セカンダリ側の第1液室51sよりも多くのブレーキ液が供給されるおそれがある場合には、各輪に同圧を供給するため、連通弁23を開弁方向に制御することとしてもよい。
(通常ブレーキ:倍力制御時)
装置1は、ブレーキ操作が行われている間、所定の高圧域(P1<P)では、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧Pを創生することで、倍力機能を実現する。具体的には、ECU10は、ブレーキ操作が行われた状態で、算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1より高い場合に、液圧ユニット6を駆動し、ホイルシリンダ液圧を創生する。以下、増圧・減圧・保持の各作動を説明する。
装置1は、ブレーキ操作が行われている間、所定の高圧域(P1<P)では、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧Pを創生することで、倍力機能を実現する。具体的には、ECU10は、ブレーキ操作が行われた状態で、算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1より高い場合に、液圧ユニット6を駆動し、ホイルシリンダ液圧を創生する。以下、増圧・減圧・保持の各作動を説明する。
図5に示すように、ECU10の増圧制御部103は、ブレーキ操作(踏み込み)が行われた状態で、ポンプ7を駆動すると共に、遮断弁21を閉弁方向に制御し、増圧弁22を開弁方向に制御し、連通弁23を開弁方向に制御することで、ホイルシリンダ液圧を増圧する。このように容易な制御により増圧制御を実施できる。液圧センサ92の検出値に基づきポンプ7の回転数(吐出量)等を制御することで、ホイルシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。実施例1では、増圧弁22を比例制御弁としているため、細かい制御が可能となり、滑らかな増圧制御が実現可能となっている。ポンプ7は、リザーバ4内のブレーキ液をマスタシリンダ5(補給ポート502、第3液室53、及び吸入ポート503)並びに吸入油路14を介して吸入する。また、第2減圧弁26が開弁方向に制御(比例制御弁を用いた場合には開弁量を制御)されているため、ポンプ7は、マスタシリンダ5の第1液室51p内のブレーキ液を第2減圧油路16及び吸入油路14を介して吸入する。ポンプ7が吐出したブレーキ液は、第2油路12を介して各ホイルシリンダ8に供給される。連通弁23が開弁方向に制御されているため、ポンプ7が吐出したブレーキ液は、P、S両系統のホイルシリンダ8に供給される。このように、遮断弁21と増圧弁22との間に連通弁23を設け、P系統とS系統を互いに接続しているため、1つのポンプ7と1つのモータ60(1組のポンプ・モータ)で4輪を昇圧することができる。よって、液圧ユニット6を簡略な構成とし、装置1の小型化・軽量化を図ることができる。なお、液圧ユニット6において、ポンプ・モータのユニットと各電磁弁のユニットとを別体の構成としてもよい。この場合、一体とした場合よりも各ユニットを収容する筺体(ハウジング)を小さくすることができ、車両搭載性を向上することができる。また、車室から離れたところにポンプ・モータを設置することで、音振の影響を改善することができる。また、ECU10の増圧制御部103は、遮断弁21を閉弁方向に制御し、液圧センサ91の検出値に基づき第2減圧弁26を開弁方向に制御(比例制御弁を用いた場合には開弁量を制御)することで、マスタシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。マスタシリンダ5のプライマリ側の第1液室51pから吐出されたブレーキ液は、第2減圧弁26を通って、吸入油路14およびマスタシリンダの第3液室を介してリザーバ4に戻される。
図6に示すように、ECU10の減圧制御部104は、ブレーキ操作(踏み戻し)が行われた状態で、遮断弁21を閉弁方向に制御し、増圧弁22を開弁方向に制御し、連通弁23を開弁方向に制御し、第3減圧弁27を開弁方向に制御することで、ホイルシリンダ液圧を減圧する。このように容易な制御により減圧制御を実施できる。液圧センサ92の検出値に基づき第3減圧弁27の開弁量等を制御することで、ホイルシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。実施例1では、第3減圧弁27を比例制御弁としているため、細かい制御が可能となり、滑らかな減圧制御が実現可能となっている。各ホイルシリンダ8から、第2油路12、第3減圧油路17、及び吸入油路14を介してマスタシリンダ5の第3液室53に戻されたブレーキ液は、ピストンストロークXの大きさがX0未満(第1の状態)であれば、補給ポート502を通ってリザーバ4に戻される。よって、ホイルシリンダ8の減圧制御を円滑にするために、ピストンストロークXの大きさがX0未満となることが好ましい。よって、X0は、マスタシリンダ5(第1液室51)からホイルシリンダ8へのブレーキ液の供給が遮断された状態で、運転者の通常のブレーキ操作(踏力FないしペダルストロークS)によりピストン54pがストロークする範囲の最大値以上に設定される。各ホイルシリンダ8からのブレーキ液は、吸入油路14を介してマスタシリンダ5の第3液室53(リザーバ4)に戻される。一方、遮断弁21により第1油路11が遮断されているため、ホイルシリンダ8からマスタシリンダ5の第1液室51へブレーキ液が戻ることが抑制される。なお、ECU10の減圧制御部104は、遮断弁21を閉弁方向に制御し、液圧センサ91の検出値に基づき第2減圧弁26を開弁方向に制御することで、マスタシリンダ液圧が目標液圧となるように制御することとしてもよい。また、第3減圧弁27の代わりに第1減圧弁25を制御して各ホイルシリンダ液圧を減圧することとしてもよい。実施例1では、第3減圧弁27を介して減圧することとしたため、制御を簡素化することができる。すなわち、各車輪のホイルシリンダ液圧を個別に制御する必要がなく、1つの第3減圧弁27を制御することで、4輪のホイルシリンダ液圧を同時に減圧することができる。よって、電力消費も抑制できる。
ECU10の保持制御部105は、ブレーキ操作(保持)が行われた状態で、遮断弁21を閉弁方向に制御し、連通弁23を開弁方向に制御し、その他のアクチュエータを非作動とする。このように容易な制御により保持制御を実施できる。遮断弁21により第1油路11が遮断されるため、マスタシリンダ5の第1液室51からホイルシリンダ8にブレーキ液が供給されない。各ホイルシリンダ8の液圧は、遮断弁21からも第1減圧弁25、第3減圧弁27からも逃げないため、保持される。
(回生協調制御)
ブレーキ操作が行われた状態で、回生制動装置が作動しているとき、装置1は、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、回生協調制御を実行する。具体的には、ECU10は、検出されたブレーキ操作量(運転者の要求制動力)及び入力される回生制動力の値に基づき目標ホイルシリンダ液圧を算出し、この目標ホイルシリンダ液圧を実現するように、液圧ユニット6を駆動する。例えば、減圧制御部104は、第1又は第2ブレーキ液圧創生装置によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき(通常ブレーキ時)、回生制動装置による回生制動力の増加等に伴ってホイルシリンダ液圧を減圧する。減圧・増圧・保持の各制御時の液圧ユニット6の具体的な作動は、基本的に、通常ブレーキ時(倍力制御時)と同様である。以下、説明する。
ブレーキ操作が行われた状態で、回生制動装置が作動しているとき、装置1は、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、回生協調制御を実行する。具体的には、ECU10は、検出されたブレーキ操作量(運転者の要求制動力)及び入力される回生制動力の値に基づき目標ホイルシリンダ液圧を算出し、この目標ホイルシリンダ液圧を実現するように、液圧ユニット6を駆動する。例えば、減圧制御部104は、第1又は第2ブレーキ液圧創生装置によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき(通常ブレーキ時)、回生制動装置による回生制動力の増加等に伴ってホイルシリンダ液圧を減圧する。減圧・増圧・保持の各制御時の液圧ユニット6の具体的な作動は、基本的に、通常ブレーキ時(倍力制御時)と同様である。以下、説明する。
図7に示すように、ECU10の減圧制御部104は、ブレーキ操作(踏み込み、踏み戻し、ないし保持)が行われた状態で、通常ブレーキ時(倍力制御時)の減圧制御と同様、遮断弁21を閉弁方向に制御し、増圧弁22を開弁方向に制御し、連通弁23を開弁方向に制御し、第3減圧弁27を開弁方向に制御することで、ホイルシリンダ液圧を減圧する。液圧センサ92の検出値に基づき第3減圧弁27の開弁量等を制御することで、ホイルシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。また、ECU10の減圧制御部104は、遮断弁21を閉弁方向に制御し、液圧センサ91の検出値に基づき第2減圧弁26を開弁方向に制御(比例制御弁を用いた場合には開弁量を制御)することで、マスタシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。例えばブレーキペダルの踏み込み時には、マスタシリンダ5のプライマリ側の第1液室54pから吐出されたブレーキ液は、第2減圧弁26を通って、吸入油路14およびマスタシリンダの第3液室を介してリザーバ4に戻される。
図8に示すように、ECU10の保持制御部105は、ブレーキ操作(踏み込み、踏み戻し、ないし保持)が行われた状態で、通常ブレーキ時(倍力制御時)の保持制御と同様、遮断弁21を閉弁方向に制御し、増圧弁22及び連通弁23を開弁方向に制御し、第1減圧弁25及び第3減圧弁27を閉弁方向に制御することで、各ホイルシリンダ8の液圧を保持する。また、ECU10の保持制御部105は、遮断弁21を閉弁方向に制御し、液圧センサ91の検出値に基づき第2減圧弁26を開弁方向に制御(比例制御弁を用いた場合には開弁量を制御)することで、マスタシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。例えばブレーキペダルの踏み込み時には、マスタシリンダ5のプライマリ側の第1液室から吐出されたブレーキ液は、第2減圧弁26を通って、吸入油路14およびマスタシリンダ5の第3液室53を介してリザーバ4に戻される。
図9に示すように、ECU10の増圧制御部103は、ブレーキ操作(踏み込み、踏み戻し、ないし保持)が行われた状態で、通常ブレーキ時(倍力制御時)の増圧制御と同様、ポンプ7を駆動すると共に、遮断弁21を閉弁方向に制御し、増圧弁22を開弁方向に制御し、連通弁23を開弁方向に制御することで、ホイルシリンダ液圧を増圧する。液圧センサ92の検出値に基づきポンプ7の回転数(吐出量)等を制御することで、ホイルシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。また、ECU10の増圧制御部103は、遮断弁21を閉弁方向に制御し、液圧センサ91の検出値に基づき第2減圧弁26を開弁方向に制御することで、マスタシリンダ液圧が目標液圧となるように制御する。例えばブレーキペダルの踏み込み時には、マスタシリンダ5のプライマリ側の第1液室51pから吐出されたブレーキ液は、第2減圧弁26を通って、吸入油路14に供給される。
(VDC・ABS)
ブレーキ操作が行われた状態又は行われない状態で、装置1は、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、VDC制御を実行する。具体的には、ECU10は、算出された目標ホイルシリンダ液圧を実現するように、液圧ユニット6を駆動する。また、ブレーキ操作が行われた状態で、車輪のロックが検出されたとき、装置1は、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、ABS制御を実行する。具体的には、ECU10は、ホイルシリンダ液圧の減圧・保持・増圧を繰り返すことで、車輪のスリップ率が所定範囲内に収まるよう、液圧ユニット6を駆動する。なお、目標ホイルシリンダ液圧を設定し、この目標ホイルシリンダ液圧となるようにホイルシリンダ液圧を制御することでABS制御を行うこととしてもよい。減圧・増圧・保持の各制御時の液圧ユニット6の具体的な作動は、回生協調制御時と同様である。ただし、VDC・ABSでは、各増圧弁22の開閉を制御することで制御対象輪のホイルシリンダ液圧を個別に増圧し、第3減圧弁27ではなく各第1減圧弁25の開閉を制御することで、制御対象輪のホイルシリンダ液圧を個別に減圧する。また、必ずしも第2減圧弁26を開弁制御してマスタシリンダ液圧を制御しなくてもよい。また、ABSでの保持・増圧時には、増圧弁22以外のアクチュエータを制御せず(遮断弁21を開弁状態とし)、各増圧弁22のみを制御することで、各ホイルシリンダ液圧を保持・増圧することとしてもよい。
ブレーキ操作が行われた状態又は行われない状態で、装置1は、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、VDC制御を実行する。具体的には、ECU10は、算出された目標ホイルシリンダ液圧を実現するように、液圧ユニット6を駆動する。また、ブレーキ操作が行われた状態で、車輪のロックが検出されたとき、装置1は、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、ABS制御を実行する。具体的には、ECU10は、ホイルシリンダ液圧の減圧・保持・増圧を繰り返すことで、車輪のスリップ率が所定範囲内に収まるよう、液圧ユニット6を駆動する。なお、目標ホイルシリンダ液圧を設定し、この目標ホイルシリンダ液圧となるようにホイルシリンダ液圧を制御することでABS制御を行うこととしてもよい。減圧・増圧・保持の各制御時の液圧ユニット6の具体的な作動は、回生協調制御時と同様である。ただし、VDC・ABSでは、各増圧弁22の開閉を制御することで制御対象輪のホイルシリンダ液圧を個別に増圧し、第3減圧弁27ではなく各第1減圧弁25の開閉を制御することで、制御対象輪のホイルシリンダ液圧を個別に減圧する。また、必ずしも第2減圧弁26を開弁制御してマスタシリンダ液圧を制御しなくてもよい。また、ABSでの保持・増圧時には、増圧弁22以外のアクチュエータを制御せず(遮断弁21を開弁状態とし)、各増圧弁22のみを制御することで、各ホイルシリンダ液圧を保持・増圧することとしてもよい。
[実施例1の作用]
次に、装置1の作用を説明する。
[リンク機構の作動]
ブレーキペダル2が踏み込まれると、ブレーキペダル2の根元部が軸200の周りで回転する。この回転力(踏力)が、リンク機構3を介して、プッシュロッド30をx軸正方向側に移動させる直線方向の力に変換される。このとき、ブレーキペダル2の踏み込み量(ペダルストロークS)の大小に応じて、この踏み込み量Sの変化分ΔSに対するプッシュロッド30のx軸方向移動量(ピストンストロークX)の変化分ΔXが所望の特性で変化するように、リンク機構3が配列されている。言換えると、プッシュロッド30(ピストン54p)を同じ量だけ移動させるために必要なブレーキペダル2の踏み込み力(以下、踏力Fという)が、ペダルストロークSに応じて所望の特性で変化するように、リンク機構3(例えば支軸の位置やリンクの形状、長さ等)が調整されている。具体的には、ピストンストロークXに対するペダルストロークSの比k(=ΔS/ΔX)、言い換えると、踏力Fに対するプッシュロッド30によるピストン54pの推進力(以下、ピストン推力Fpという)の比k(レバー比ないし倍力比)は、ペダルストロークSがゼロから所定値S1までの範囲にあり比較的小さい領域では大きく(例えばk=5~7程度に)、ペダルストロークSが所定値S1よりも大きい範囲にあり比較的大きい領域では小さく(例えばk=3~4程度に)なるように、設定されている。
次に、装置1の作用を説明する。
[リンク機構の作動]
ブレーキペダル2が踏み込まれると、ブレーキペダル2の根元部が軸200の周りで回転する。この回転力(踏力)が、リンク機構3を介して、プッシュロッド30をx軸正方向側に移動させる直線方向の力に変換される。このとき、ブレーキペダル2の踏み込み量(ペダルストロークS)の大小に応じて、この踏み込み量Sの変化分ΔSに対するプッシュロッド30のx軸方向移動量(ピストンストロークX)の変化分ΔXが所望の特性で変化するように、リンク機構3が配列されている。言換えると、プッシュロッド30(ピストン54p)を同じ量だけ移動させるために必要なブレーキペダル2の踏み込み力(以下、踏力Fという)が、ペダルストロークSに応じて所望の特性で変化するように、リンク機構3(例えば支軸の位置やリンクの形状、長さ等)が調整されている。具体的には、ピストンストロークXに対するペダルストロークSの比k(=ΔS/ΔX)、言い換えると、踏力Fに対するプッシュロッド30によるピストン54pの推進力(以下、ピストン推力Fpという)の比k(レバー比ないし倍力比)は、ペダルストロークSがゼロから所定値S1までの範囲にあり比較的小さい領域では大きく(例えばk=5~7程度に)、ペダルストロークSが所定値S1よりも大きい範囲にあり比較的大きい領域では小さく(例えばk=3~4程度に)なるように、設定されている。
図10は、(後述するファーストフィル機構5aが設けられていない)通常のマスタシリンダにリンク機構3を適用した場合の、踏力Fと第1液室51の液圧(ホイルシリンダ8の液圧Pに相当)との関係特性を示す。踏力Fがゼロから所定値F1(実施例1では、ペダルストロークSが所定値S1のときの踏力Fの大きさ)までの範囲内にあって比較的小さいときの、踏力Fに対するピストン推力Fpの変化率(レバー比k)は、踏力Fが所定値F1を超えた範囲にあって比較的大きいときの上記変化率よりも、大きい。すなわち、ペダルストロークSが比較的小さいときは、リンク機構3によりレバー比が大きく設定されているため、ペダルストロークSが比較的大きいときよりも、同じ踏力Fに対してピストン推力Fpが大きくなり、少ない踏力Fで大きなピストン推進力Fpを得ることができる。ここで、(後述するファーストフィル機構5aが設けられていない)通常のマスタシリンダにあっては、液圧Pは、ピストン推力Fpに正比例する。よって、踏力Fと液圧Pの関係特性は、図10のようになる。ペダルストロークS(踏力F)の大小に応じて、所定値S1(F1)を境にレバー比kが変化するため、踏力Fに対する液圧Pの変化割合も、所定値S1(F1)を境にして変化する。なお、所定値S1(F1)のときの液圧Pは、例えば、踏力ブレーキとポンプアップとを切り替える基準となる液圧と同じ値P1に設定するが、これに限らない。
このように、リンク機構3は、運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークSないし踏力F)に応じてレバー比kを可変にすることで、運転者のブレーキ操作力(踏力F)に対するピストン推力Fpの変化割合を可変にする操作力可変機構である(例えば運転者のブレーキ操作力を低減する倍力機構である)と共に、踏力Fに対する液圧P(第1液室51からホイルシリンダ8に向けて供給されるブレーキ液圧)の変化割合を可変にする液圧可変機構である。
[ファーストフィル機構の作動]
図11および図12は、図3と同様の部分断面図であり、ブレーキペダル2が踏み込まれたときのマスタシリンダ5におけるブレーキ液の流れの要部を矢印で示す。図11は、ペダルストロークSが所定値S1以下であるときの作動を示し、図12は、ペダルストロークSが所定値S1を超えたときの作動を示す。以下、説明を簡単にするため、リンク機構3が設けられておらず、また、通常時の(例えば急ブレーキ時でない)ブレーキ操作であってペダルストローク速度dS/dtが所定範囲内であるとする。リンク機構3が設けられていない場合、ピストンストロークXはペダルストロークSに比例する。よって、簡単のため、S=Xとする。なお、リンク機構3が設けられている場合でも、Xは、リンク機構3の配列に基づき、Sに対して一対一の関係で決定される。実施例1のマスタシリンダ5では、ピストン54の少なくとも一方(ピストン54p)は、部分的に口径が異なる(第1小径部541と第1大径部542を有する)段付形状である。また、ピストンストロークXにかかわらず、第1ピストンシール551により、第2液室52から第1液室51へのブレーキ液の流れが許容される一方、逆方向のブレーキ液の流れが抑制される。第3ピストンシール553により、第3液室53(リザーバ4側)から第2液室52へのブレーキ液の流れが許容される一方、逆方向のブレーキ液の流れが抑制される。さらに、マスタシリンダ5には第2液室52に連通するリリーフ弁28が設けられている。
図11および図12は、図3と同様の部分断面図であり、ブレーキペダル2が踏み込まれたときのマスタシリンダ5におけるブレーキ液の流れの要部を矢印で示す。図11は、ペダルストロークSが所定値S1以下であるときの作動を示し、図12は、ペダルストロークSが所定値S1を超えたときの作動を示す。以下、説明を簡単にするため、リンク機構3が設けられておらず、また、通常時の(例えば急ブレーキ時でない)ブレーキ操作であってペダルストローク速度dS/dtが所定範囲内であるとする。リンク機構3が設けられていない場合、ピストンストロークXはペダルストロークSに比例する。よって、簡単のため、S=Xとする。なお、リンク機構3が設けられている場合でも、Xは、リンク機構3の配列に基づき、Sに対して一対一の関係で決定される。実施例1のマスタシリンダ5では、ピストン54の少なくとも一方(ピストン54p)は、部分的に口径が異なる(第1小径部541と第1大径部542を有する)段付形状である。また、ピストンストロークXにかかわらず、第1ピストンシール551により、第2液室52から第1液室51へのブレーキ液の流れが許容される一方、逆方向のブレーキ液の流れが抑制される。第3ピストンシール553により、第3液室53(リザーバ4側)から第2液室52へのブレーキ液の流れが許容される一方、逆方向のブレーキ液の流れが抑制される。さらに、マスタシリンダ5には第2液室52に連通するリリーフ弁28が設けられている。
これにより、ピストンストロークX(ペダルストロークS)に応じて、(第1大径部542が画成する)第2液室52の液圧が所定値(リリーフ圧)以上になるまでは第2液室52から(第1小径部541が画成する)第1液室51pへブレーキ液が供給され、第2液室52の液圧が所定値(リリーフ圧)以上になると第2液室52から第1液室51へのブレーキ液の供給が抑制されるようになっている。具体的には、ピストンストロークX(ペダルストロークS)が比較的小さい(第2液室52の液圧がリリーフ圧となる所定ストロークS1未満である)とき、第2液室52の液圧はリリーフ圧より低いため、リリーフ弁28は閉じた状態である。一方、第1液室51はホイルシリンダ8に連通しているため、ピストンストロークXの増大に応じた容積縮小に対する液圧の上昇率(液圧剛性)は、第2液室52のほうが第1液室51よりも高くなる。すなわち、ブレーキ踏み込み直後は、第2液室52のほうが第1液室51よりも高圧となる。よって、図11に示すように、第2液室52のブレーキ液は第3ピストンシール553を通過して第1液室51側へ流れる。第1液室51からは、通常の(例えばピストンが第1小径部541のみを有し第1大径部542を有しない)マスタシリンダよりも多くのブレーキ液が、ホイルシリンダ8に向けて供給される。すなわち、ピストン54pは、ペダルストロークSがS1に達する(第2液室52の液圧がリリーフ圧に達する)まではいわば大径ピストンとして機能する。具体的には、第1大径部542の受圧面積とピストンストロークXとの積(第2液室52の容積縮小)に相当するブレーキ液量が第1液室51へ供給される。このブレーキ液量と、第1小径部541の受圧面積とピストンストロークXとの積(第1液室51の容積縮小)に相当するブレーキ液量とを足し合わせたものが、第1液室51からホイルシリンダ8へ向けて供給される。
一方、ピストンストロークX(ペダルストロークS)が比較的大きい(S1以上である)とき、第2液室52の液圧がリリーフ圧以上となるため、リリーフ弁28が開く。よって、図12に示すように、第2液室52のブレーキ液はリリーフ弁28を通過してリザーバ4側へ流れる。第1液室51のほうが第2液室52(リリーフ圧)より低圧でない限り、第2液室52のブレーキ液はリリーフ弁28を通過してリザーバ4側へ排出され、第1ピストンシール551を通過して第1液室51に供給されない。すなわち、ピストン54pは、ペダルストロークSがS1以上(第2液室52の液圧がリリーフ圧以上)となってからはいわば小径ピストンとして機能する。具体的には、第1小径部541の受圧面積とピストンストロークXとの積(第1液室51の容積縮小)に相当するブレーキ液量のみが、第1液室51からホイルシリンダ8へ向けて供給される。なお、第2液室52の液圧(リリーフ圧)のほうが第1液室51の液圧よりも高い場合には、上記と同様に第1ピストンシール551を通過して第1液室51にブレーキ液が供給される。よって、ペダルストロークSに応じて、第1液室51から液圧ユニット6(ホイルシリンダ8)に向けて供給されるブレーキ液の量(以下、液量Qという)が変化する。
図13は、液量QとペダルストロークSとの関係特性を示す。図13に示すように、ペダルストロークSがゼロから所定値S1までの範囲内にあって比較的小さいときの、ペダルストロークSに対する液量Qの変化率(変化勾配)は、ペダルストロークSが所定値S1を超えた範囲にあって比較的大きいときの上記変化率よりも、大きい。なお、実施例1では、所定値S1は、リンク機構3のレバー比kが変化する値と同じであることとするが、これに限られない。このように、ピストン54pの段付形状およびリリーフ弁28に係る上記構成は、ペダルストロークSの大小に応じて、ペダルストロークSに対する液量Qの変化率を上記のように変化させるファーストフィル機構5aを構成し、ブレーキ踏み込み直後にマスタシリンダ5からホイルシリンダ8へ供給される総液量を増大させる機能を有する。ファーストフィル機構5aを備えることで、ブレーキ踏み込み直後からホイルシリンダ8へ十分な液量を供給することができる。よって、ホイルシリンダ8におけるブレーキパッドとブレーキディスクとの間の距離を増やし、両者の引きずりによるエネルギ損失等を抑制した場合(言換えるとホイルシリンダ8内のピストンのガタ詰めに必要な液量が増大した場合)でも、速やかにガタ詰めを行ってホイルシリンダ液圧を増大させることができ、これによりエネルギ効率の向上を図ることができる。なお、ファーストフィル機構5aは、液量Qの変化率を可変にすることができるものであればよく、実施例1の構成(段付きピストン54pやリリーフ弁28)に限られない。
また、ペダルストロークSと踏力Fとの関係について見ると、第1小径部541に作用する第1液室51の液圧(ホイルシリンダ8の液圧Pに相当)は、ホイルシリンダ8の液圧剛性にしたがい、ホイルシリンダ8へある程度のブレーキ液量が供給されるまでは、比較的小さな勾配で増大する一方、ホイルシリンダ8へ十分なブレーキ液量が供給された後は、ペダルストロークSに応じて比較的大きな勾配で増大する。これに対し、第1大径部542に作用する第2液室52の液圧は、リリーフ圧に達するまでは、ペダルストロークSに応じて、比較的大きな(第1液室51の液圧よりも大きな)勾配で増大すると共に、リリーフ圧に達した後は、それ以上に変化しない。よって、ピストン51p(第1小径部541と第1大径部542)が全体として受ける液圧、言い換えると液圧によるペダル反力(踏力F)は、ペダルストロークSの大小(例えば第2液室52の液圧がリリーフ圧となる所定値S1を超えるか否か)に応じて、ペダルストロークSに対する変化率が変わりうる。言い換えると、ペダルストロークSが所定値S1に達するまでは、ピストン54pがいわば(受圧面積が大きい)大径ピストンとして機能することで、ペダルストロークSに対して比較的大きな勾配で踏力Fが変化し(比較的大きな踏力Fが必要になり)、ペダルストロークSがS1を超えると、ピストン54pがいわば(受圧面積が小さい)小径ピストンとして機能することで、ペダルストロークSに対して比較的小さな勾配で踏力Fが変化する(比較的小さな踏力Fで済む)ように、ブレーキ特性を適宜設定することが可能である。
このように、ファーストフィル機構5aは、運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークSないしリリーフ圧)に応じて、ペダルストロークSに対する液量Qの変化割合を可変にする液量可変機構であると共に、ペダルストロークSに対するブレーキ操作力(踏力F)の変化割合を可変にする操作力可変機構である。
[フェールセーフ機構の作動]
実施例1のマスタシリンダ5を採用した場合、液圧制御部(電磁弁)の失陥時のフェールセーフ性能を向上することができる。すなわち、マスタシリンダ5の第3液室53は、ピストン54pのストロークXがX0未満であれば、図11及び図12に示すように補給ポート502pと吸入ポート503との連通が第4ピストンシール554により遮断されず、許容される。よって、第3液室53の圧力はリザーバ4と略同じ低圧(大気圧)である。運転者のブレーキ操作によってピストン54pがx軸正方向側にX0以上ストロークすると、第4ピストンシール554により補給ポート502pと吸入ポート503との連通が遮断される。具体的には、第3液室53において、吸入ポート503から補給ポート502pへのブレーキ液の流れが抑制される(補給ポート502pから吸入ポート503へのブレーキ液の流れのみが許容される)。このように、ピストン54pが一定以上ストロークすると吸入油路14とリザーバとの連通を遮断するため、常閉弁(第1~第3減圧弁25~27)の開故障時であっても、ホイルシリンダ8からリザーバ4へのブレーキ液の流れを抑制し、液圧ユニット6内にブレーキ液圧を確保することが可能となる。
実施例1のマスタシリンダ5を採用した場合、液圧制御部(電磁弁)の失陥時のフェールセーフ性能を向上することができる。すなわち、マスタシリンダ5の第3液室53は、ピストン54pのストロークXがX0未満であれば、図11及び図12に示すように補給ポート502pと吸入ポート503との連通が第4ピストンシール554により遮断されず、許容される。よって、第3液室53の圧力はリザーバ4と略同じ低圧(大気圧)である。運転者のブレーキ操作によってピストン54pがx軸正方向側にX0以上ストロークすると、第4ピストンシール554により補給ポート502pと吸入ポート503との連通が遮断される。具体的には、第3液室53において、吸入ポート503から補給ポート502pへのブレーキ液の流れが抑制される(補給ポート502pから吸入ポート503へのブレーキ液の流れのみが許容される)。このように、ピストン54pが一定以上ストロークすると吸入油路14とリザーバとの連通を遮断するため、常閉弁(第1~第3減圧弁25~27)の開故障時であっても、ホイルシリンダ8からリザーバ4へのブレーキ液の流れを抑制し、液圧ユニット6内にブレーキ液圧を確保することが可能となる。
例えば前左輪FLの第1減圧弁25aが開故障して閉じなくなった場合、この車輪FLのホイルシリンダ8aを含むP系統内のブレーキ液は第1減圧油路15aを介して低圧の吸入油路14に流出する。このため、このP系統のホイルシリンダ8の液圧を増圧することが困難となる。ここで、上記失陥時には、マスタシリンダ5の第1液室51からホイルシリンダ8に至る油路内の圧力が一時的に低下するため、運転者のブレーキ操作によってマスタシリンダ5のピストン54pがx軸正方向側にX0以上ストロークする。よって、第2の状態となり、第3液室53における吸入ポート503(吸入油路14p側)から補給ポート502(リザーバ4側)へのブレーキ液の流れが抑制される。よって、P系統のホイルシリンダ8内のブレーキ液が吸入油路14からリザーバ4へ流出することが抑制される。一方、マスタシリンダ5の第1液室51からはブレーキペダル2の操作に応じたマスタシリンダ液圧が各ホイルシリンダ8へ供給される。よって、ホイルシリンダ8aを含め、P系統の各ホイルシリンダ8の液圧が創生される。このように、ある第1減圧弁25aが開固着したような場合でも、ピストンストロークXがX0以上であれば、第1減圧弁25aを閉弁したときと同様の状態、すなわち吸入油路14がリザーバ4(大気圧)と連通しない状態となるため、P系統失陥とならず、踏力ブレーキを維持することができる。他の常閉弁(第2、第3減圧弁26、27)が開故障した場合も、同様のメカニズムにより、踏力ブレーキを維持することができる。
以上のように、ピストン54pの(第2小径部543と第2大径部544を有する)段付形状及び第4ピストンシール554に係る上記構成は、フェールセーフ機構を構成する。なお、失陥時、ピストンストロークXの大きさがX0以上(第2の状態)では、第4ピストンシール554よりもx軸正方向側(吸入ポート503側)における第3液室53の液圧は、少なくとも第1液室51の液圧(マスタシリンダ液圧)を超えない。このため、ポンプ7の吸入部70には吐出部71以上の圧力が作用しない。よって、ポンプ7(のシール部材等)の耐久性を維持することができる。また、非失陥時、第2の系統(ポンプ7)による各制御(倍力、回生協調、VDC、ABS)は、運転者の通常のブレーキ操作量の範囲内で行われる。このため、ピストンストロークXがX0未満(第1の状態)となり、マスタシリンダ5の吸入ポート503と補給ポート502が連通する。よって、第3液室53の圧力はリザーバ4の低圧(大気圧)と略同じとなるため、ポンプ7の吸入部70には高圧が作用しない。したがって、ポンプ7の耐久性を維持・向上できる。
[エネルギ効率の向上]
装置1は、検出されたペダルストロークSに基づき液圧ユニット6(第2ブレーキ液圧創生装置)を作動させることで、所望のブレーキ特性を実現する。言換えると、運転者のブレーキ操作力とは別のエネルギ源によりホイルシリンダ液圧を発生させることで、運転者のブレーキ操作力を低減する倍力機能を実現する。従来、運転者のブレーキ操作力とは別のエネルギ源(エンジン負圧ブースタ等)により運転者のブレーキ操作力を低減するための補助力を発生する倍力装置を備えたブレーキ装置が知られている。しかし、従来のブレーキ装置では、運転者のブレーキ操作に応じて倍力装置を常時作動させる構成であるため、エネルギの効率を向上させることに限界があった。これに対し、装置1は、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、液圧ユニット6(第2ブレーキ液圧創生装置)の作動(ポンプアップ)を抑制する。よって、倍力機能を実現しつつ、エネルギ効率を向上することができる。
装置1は、検出されたペダルストロークSに基づき液圧ユニット6(第2ブレーキ液圧創生装置)を作動させることで、所望のブレーキ特性を実現する。言換えると、運転者のブレーキ操作力とは別のエネルギ源によりホイルシリンダ液圧を発生させることで、運転者のブレーキ操作力を低減する倍力機能を実現する。従来、運転者のブレーキ操作力とは別のエネルギ源(エンジン負圧ブースタ等)により運転者のブレーキ操作力を低減するための補助力を発生する倍力装置を備えたブレーキ装置が知られている。しかし、従来のブレーキ装置では、運転者のブレーキ操作に応じて倍力装置を常時作動させる構成であるため、エネルギの効率を向上させることに限界があった。これに対し、装置1は、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、液圧ユニット6(第2ブレーキ液圧創生装置)の作動(ポンプアップ)を抑制する。よって、倍力機能を実現しつつ、エネルギ効率を向上することができる。
また、装置1は、エンジン負圧ブースタを備えず、これとは別のエネルギ源(液圧ユニット6)によりブレーキ操作力の不足を補う。よって、電動車両へ適用しやすい。また、エンジンを備えた車両に適用する場合には燃費を向上することができる。また、ABSやVDC用の液圧ユニットは既に多くのブレーキ装置に備えられているところ、装置1は、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源として、エンジン負圧ブースタをなくし、上記液圧ユニットを利用する。よって、部品点数を減らしてコストを削減できると共に、装置の構成を簡素化して車両への搭載性を向上することができる。さらに、車両の小型化や軽量化が可能となり、これにより車両のエネルギ効率の向上を図ることができる。以下、比較例を用いて具体的に説明する。
まず、エンジン負圧ブースタの代わりにブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源として、液圧ユニットとは別に設けた手段を用いるもの(比較例2、3)との対比で、実施例1の装置1の効果を説明する。実施例1は、マスタシリンダとホイルシリンダとの間に、ポンプを含む液圧ユニット(第1のエネルギ源)を備え、この液圧ユニットからのブレーキ液供給によりホイルシリンダ液圧を発生させることで、運転者のブレーキ操作力を低減すると共に、ESC等を実現可能としたものである。そのS-P(G)特性を図14及び図15に示す。比較例2は、ブレーキペダルとマスタシリンダとの間に、負圧ポンプ(第3のエネルギ源)により生成される負圧を用いて作動する負圧ブースタを設け、この負圧ブースタ(第1のエネルギ源)によりブレーキ操作力を増幅してマスタシリンダに伝達するようにしたものである。また、マスタシリンダとホイルシリンダとの間に、ポンプを含む液圧ユニット(第2のエネルギ源)を備えて横滑り防止制御ESC等を実現可能としたものである。そのS-P(G)特性を図16に示す。比較例3は、油圧ポンプ(第2のエネルギ源)の作動により高圧(圧力エネルギ)を蓄えるアキュムレータを備えると共に、ブレーキペダルとマスタシリンダとの間に、アキュムレータ(第1のエネルギ源)の高圧を用いて作動する液圧ブースタを設け、この液圧ブースタによりブレーキ操作力を増幅してマスタシリンダに伝達するようにしたものである。また、アキュムレータ(第1のエネルギ源)からのブレーキ液供給により液圧ユニットを介してホイルシリンダ液圧を発生させることで、ESC等を実現可能としたものである。そのS-P(G)特性を図17に示す。
比較例2,3は共に、ブレーキ踏み込み後の所定のブレーキ操作領域を含む全ブレーキ操作領域で、運転者のブレーキ操作に応じて倍力装置を作動させる。すなわち、ブレーキ操作中に常時、エネルギ源(比較例2では負圧ポンプと負圧ブースタ。比較例3では油圧ポンプとアキュムレータ)を用いて要求ブレーキ液圧を発生させる。よって、エネルギ効率を向上することに限界がある。これに対し、実施例1の装置1は、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、倍力装置の作動を抑制する。すなわち、上記操作領域では、運転者のブレーキ操作力によりブレーキ液圧を発生させることで、エネルギ源(液圧ユニット6)を可及的に用いないようにする。比較的高い減速度Gが必要なときには、エネルギ源(液圧ユニット6)を用いてホイルシリンダ液圧を確保する。このように、比較的使用頻度が高いブレーキ操作領域でエネルギ源を常時用いることを抑制するため、エネルギ効率を向上することができる。
また、比較例2,3は共に、液圧ユニットのほかに、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源として、負圧ポンプや負圧ブースタ(比較例2)、または油圧ポンプやアキュムレータ(比較例3)を設けている。よって、部品点数が増加してコストが上昇するおそれがあると共に、ブレーキ装置が大型化・複雑化して車両への搭載性が悪化するおそれがある。さらには、車両が大型化したり重量が増大したりするため、車両のエネルギ効率が悪化するおそれがある。これに対し、実施例1の装置1は、既に多くのブレーキ装置に備えられているABSやVDC用の液圧ユニットを、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源として利用する。よって、比較例1,2のような特別なエネルギ源が不要となるため、部品点数を減らしてコストを削減できると共に、装置の構成を簡素化して車両への搭載性を向上することができる。さらには、車両の小型化や軽量化が可能となり、これにより車両の
エネルギ効率の向上を図ることができる。
エネルギ効率の向上を図ることができる。
[液圧ユニットの作動抑制]
次に、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源として、エンジン負圧ブースタの代わりに液圧ユニットを備えたもの(比較例4)との対比で、実施例1の装置1の効果を説明する。比較例4は、比較例2,3と同様、ブレーキ踏み込み後の所定のブレーキ操作領域でも液圧ユニットを作動させて要求ブレーキ液圧を実現する。このため、ブレーキ装置を作動させるエネルギの効率向上に限界がある。また、ポンプアップが頻繁に行われ、ポンプの作動頻度が高くなる。よって、ポンプの耐久性が低下するおそれがあると共に、ブレーキ装置の静粛性(音振性能)が低下するおそれがある。これに対し、実施例1の装置1は、ブレーキ踏み込み開始後の所定のブレーキ操作領域では、踏力ブレーキを用いる。よって、ポンプアップを抑制して、装置1のエネルギ効率を向上することができると共に、ポンプ7の作動を抑制し、これによりポンプ7の耐久性及び装置1の静粛性を向上することができる。具体的には、装置1は、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域(0<P≦P1)ないし低減速度域となるブレーキ操作領域では踏力ブレーキを用い、ホイルシリンダ液圧が所定の高圧域(P1<P)ないし高減速度域となるブレーキ操作領域ではポンプアップにより運転者の要求ブレーキ液圧を実現する。このように、発現頻度が比較的高い、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域となる(車両減速度が所定の低減速度域となる)ブレーキ操作領域でポンプアップを抑制することで、ポンプ7の作動頻度を大幅に抑制することができる。
次に、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源として、エンジン負圧ブースタの代わりに液圧ユニットを備えたもの(比較例4)との対比で、実施例1の装置1の効果を説明する。比較例4は、比較例2,3と同様、ブレーキ踏み込み後の所定のブレーキ操作領域でも液圧ユニットを作動させて要求ブレーキ液圧を実現する。このため、ブレーキ装置を作動させるエネルギの効率向上に限界がある。また、ポンプアップが頻繁に行われ、ポンプの作動頻度が高くなる。よって、ポンプの耐久性が低下するおそれがあると共に、ブレーキ装置の静粛性(音振性能)が低下するおそれがある。これに対し、実施例1の装置1は、ブレーキ踏み込み開始後の所定のブレーキ操作領域では、踏力ブレーキを用いる。よって、ポンプアップを抑制して、装置1のエネルギ効率を向上することができると共に、ポンプ7の作動を抑制し、これによりポンプ7の耐久性及び装置1の静粛性を向上することができる。具体的には、装置1は、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域(0<P≦P1)ないし低減速度域となるブレーキ操作領域では踏力ブレーキを用い、ホイルシリンダ液圧が所定の高圧域(P1<P)ないし高減速度域となるブレーキ操作領域ではポンプアップにより運転者の要求ブレーキ液圧を実現する。このように、発現頻度が比較的高い、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域となる(車両減速度が所定の低減速度域となる)ブレーキ操作領域でポンプアップを抑制することで、ポンプ7の作動頻度を大幅に抑制することができる。
本出願人がシミュレーションにより検証した結果、ブレーキ操作の全領域でポンプアップした場合に対し、上記のように所定のブレーキ操作領域で踏力ブレーキを行う場合には、以下のようにポンプ7の作動頻度(ABSやVDCによるポンプ作動を除く)が削減されることが判った。すなわち、0.2Gまで踏力ブレーキした(ポンプアップを抑制した)場合には80%弱、0.15Gまで踏力ブレーキした場合には70%弱、0.1Gまで踏力ブレーキした場合には50%強、それぞれポンプ作動頻度を削減することができる。なお、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域(0<P≦P1)となるブレーキ操作領域でも、回生協調制御が行われてポンプアップが行われる場合がありうる。しかし、回生協調制御において、ポンプアップを伴うのは増圧制御のみである。また、この増圧制御は、通常、回生協調制御の終了時に一時的に行われるものであり、減圧制御や保持制御ではポンプアップは行われない。よって、ポンプ7の作動頻度の増大抑制効果が回生協調制御によって損なわれるおそれはない。
なお、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域となるブレーキ操作領域は、実施例1では、検出されたペダルストロークSに基づき算出される目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1以下である場合としたが、液圧センサ91により検出されたマスタシリンダ液圧または液圧センサ92により検出されたホイルシリンダ液圧が所定値以下である場合や、検出されたペダルストロークSが所定値S1以下である場合、その他、車両に備えられた加速度センサ等により検出された車両減速度Gが所定値以下である場合、ブレーキペダル2の踏力Fを検出する踏力センサを備えたものにあってはその検出値が所定値以下である場合等であってもよく、特に限定しない。
ここで、ブレーキアシスト制御装置、すなわちブレーキ操作速度が緊急ブレーキを示す所定値以上となったとき等の所定のアシスト条件が成立するとポンプアップを行い、運転者のブレーキ操作を補助する装置との相違を説明する。実施例1の装置1は、ブレーキ操作速度の如何にかかわらず(すなわち、ブレーキ操作速度が、アシスト条件を成立させる上記所定値未満であっても)、ホイルシリンダ液圧が所定の低圧域(0<P≦P1)となる、ないし車両減速度Gが所定の低減速度域となるブレーキ操作領域では踏力ブレーキを用いる。一方、ホイルシリンダ液圧が所定の高圧域(P1<P)となる、ないし車両減速度Gが所定の高減速度域となるブレーキ操作領域では、ポンプアップにより運転者の要求ブレーキ液圧を実現するものである。よって、装置1は、ポンプアップを行う条件(ないし目的及び作用効果)が上記ブレーキアシスト制御装置とは異なる。
なお、装置1において、上記所定の低減速度時であっても、踏力ブレーキを用いることを前提として、さらにポンプアップを併用してホイルシリンダ液圧Pを増圧することとしてもよい。この場合、踏力ブレーキの分だけ、要求ブレーキ液圧を実現するためにポンプ7を作動させる必要がなくなる。よって、ポンプ7の作動を抑制し、耐久性や静粛性の低下を抑制するという上記作用効果を得ることができる。この場合、図18のタイムチャートに示すように、実施例1の装置1は、車両減速度Gの応答性を向上することができる。すなわち、低減速度時(例えば時刻tが0~0.15secの間)は、モータ回転数が上昇するまでの遅れ時間がある。このため、ポンプ(モータ)のみによりホイルシリンダ液圧を増圧する比較例4では、ホイルシリンダ液圧Pの増圧勾配(時間に対する増加率)が比較的緩やかである。これに対し、装置1では、低減速度時であっても、踏力ブレーキによりホイルシリンダ液圧を増圧する分だけ、ホイルシリンダ液圧Pの増圧勾配(時間に対する増加率)を大きくすることができる。よって、例えば急ブレーキ時であっても、車両減速度Gの応答性を向上することができる。例えば、踏力Fの速度ないしペダルストロークSの速度に応じてポンプ7(モータ60)の回転数を設定すればよく、このように容易な制御で対応が可能である。一方、上記所定の低減速度時にはポンプアップを(VDCやABS等の場合を除いて)禁止し、踏力ブレーキのみとした場合には、ポンプ7の作動をより確実に抑制し、作動抑制による上記作用効果を向上することができる。
[フェールセーフ作用]
装置1は、倍力装置として液圧ユニット6を用いるため、液圧制御部、すなわち液圧ユニット6や電源系(ECU10)が失陥した場合に備え、運転者のブレーキ操作力により最低限必要な車両の減速度を実現するフェールセーフ機構を備える。具体的には、リンク機構3ないしファーストフィル機構5aを上記フェールセーフ機構として機能させる。上記最低限必要な車両の減速度は、踏力Fの最大値をFmax(例えば200N)としたときに発生する減速度(以下、失陥時理想減速度Gf*という)であり、(エンジン負圧ブースタを備えた)比較例1がエンジン負圧ブースタの失陥時に最大踏力Fmaxで発生可能な車両減速度Gfよりも高い値(例えば0.4G)に設定する。
装置1は、倍力装置として液圧ユニット6を用いるため、液圧制御部、すなわち液圧ユニット6や電源系(ECU10)が失陥した場合に備え、運転者のブレーキ操作力により最低限必要な車両の減速度を実現するフェールセーフ機構を備える。具体的には、リンク機構3ないしファーストフィル機構5aを上記フェールセーフ機構として機能させる。上記最低限必要な車両の減速度は、踏力Fの最大値をFmax(例えば200N)としたときに発生する減速度(以下、失陥時理想減速度Gf*という)であり、(エンジン負圧ブースタを備えた)比較例1がエンジン負圧ブースタの失陥時に最大踏力Fmaxで発生可能な車両減速度Gfよりも高い値(例えば0.4G)に設定する。
リンク機構3は、踏力Fに対するピストン推力Fpの変化割合を可変にする操作力可変機構であり、実施例1では、ペダルストロークSが所定値S1よりも大きい範囲にあり比較的大きい領域では、レバー比kがリンク機構3を備えない比較例1よりも大きく(具体的にはk=3~4程度に)なるように設定されている。よって、液圧制御部(液圧ユニット6等)の失陥時にも、ペダルストロークSが所定値S1を超えると運転者のブレーキ操作力を増幅することで、失陥時理想減速度Gf*を実現することが可能になる。ファーストフィル機構5aは、ペダルストロークSに対する踏力Fの変化割合を可変にする操作力可変機構であり、ペダルストロークSがS1を超えると、ピストン54pをいわば小径ピストンとして機能させることで、比較的小さな踏力FでペダルストロークSが増大するように設定することが可能である。よって、液圧ユニット6等の失陥時にも、ペダルストロークSがS1を超えると運転者のブレーキ操作力を増幅することで、失陥時理想減速度Gf*を実現することが可能になる。
よって、図14のS-G(P)特性に示すように、装置1は、液圧ユニット6等が失陥してポンプアップ非作動時にも、最大踏力FmaxでGf*を実現することができる。例えば上記比較例2,3は、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源(比較例2では負圧ポンプと負圧ブースタ。比較例3ではポンプとアキュムレータ)の失陥時に、最低限必要な車両の減速度を発生可能なフェールセーフ機構を備えていないため、失陥対策が不十分である。これに対し、実施例1の装置1は、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源(液圧ユニット6)の失陥時にも、最低限必要な車両の減速度Gf*を発生可能である。なお、実施例1ではリンク機構3とファーストフィル機構5aの両方を上記フェールセーフ機構として機能させることとしたが、どちらか一方を上記フェールセーフ機構として機能させることとしてもよい(実施例2,3参照)。実施例1では、ファーストフィル機構5aとリンク機構3の両方を備えるため、失陥時理想減速度Gf*をより容易に実現することができる。
[ブレーキ操作フィーリングの向上]
液圧ユニット6等の失陥時に失陥時理想減速度Gf*を実現するためだけであれば、例えばマスタシリンダのピストンを(段付ではなく単純な)小径にして、ブレーキ操作の全領域でピストンの受圧面積(ペダル反力)が比較例1よりも小さくなるよう設定すれば足りる。または、レバー比がブレーキ操作の全領域で比較例1よりも大きな一定値(例えば2倍)になるよう、レバー比を固定値として設定すれば足りる。エンジン負圧ブースタを備えないブレーキ装置において上記対策を施したものを、比較例5とする。しかし、この比較例5では、実施例1のようにブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域でポンプアップを抑制し、踏力ブレーキを実現しようとした場合、エンジン負圧ブースタを備えた比較例1に対して、ブレーキ特性(F-S-Gの各特性)が異なってくる。これにより、ブレーキ操作フィーリングの違和感を運転者に与えるおそれがある。例えば、以下のような問題が生じる。
液圧ユニット6等の失陥時に失陥時理想減速度Gf*を実現するためだけであれば、例えばマスタシリンダのピストンを(段付ではなく単純な)小径にして、ブレーキ操作の全領域でピストンの受圧面積(ペダル反力)が比較例1よりも小さくなるよう設定すれば足りる。または、レバー比がブレーキ操作の全領域で比較例1よりも大きな一定値(例えば2倍)になるよう、レバー比を固定値として設定すれば足りる。エンジン負圧ブースタを備えないブレーキ装置において上記対策を施したものを、比較例5とする。しかし、この比較例5では、実施例1のようにブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域でポンプアップを抑制し、踏力ブレーキを実現しようとした場合、エンジン負圧ブースタを備えた比較例1に対して、ブレーキ特性(F-S-Gの各特性)が異なってくる。これにより、ブレーキ操作フィーリングの違和感を運転者に与えるおそれがある。例えば、以下のような問題が生じる。
まず、S-G特性に関し、比較例5のようにマスタシリンダのピストンを単に小径にした場合、通常の径のピストンを用いたもの(比較例1)よりも、同じペダルストロークSに対してホイルシリンダへ供給されるブレーキ液量Qが少なくなる。このため、図14のSαに示すように、同じホイルシリンダ液圧P(車両減速度G)を実現するために必要なペダルストロークSが、比較例1よりも大きくなる。このようにS-G特性が比較例1と乖離することから、ブレーキ踏み込み直後から、ブレーキ操作フィーリングの違和感を運転者に与えるおそれがある。また、F-G特性に関し、比較例5では、最大踏力Fmaxで失陥時理想減速度Gf*を実現することは可能であっても、比較例1と同様のF-G特性を実現することが困難である。具体的には、ブレーキ踏み込み直後から、同じホイルシリンダ液圧P(車両減速度G)を実現するために必要な踏力Fが、比較例1よりも大きくなる。例えば、比較例1のエンジン負圧ブースタの倍率を5倍とすると、比較例5の(固定)レバー比を2倍、ピストンの受圧面積比を1/1.5としても、比較例1の1.67倍の踏力Fが必要となる。よって、ブレーキ踏み込み直後から、ブレーキ操作フィーリングの違和感を運転者に与えるおそれがある。また、F-G特性およびF-S特性に関し、図19、図20に示すように、エンジン負圧ブースタを備えた比較例1にあっては、ブレーキ踏み込み直後は、踏力Fがゼロから所定値Fj未満の範囲においてペダルストロークS及び減速度Gが発生しない一方、踏力Fが所定値Fjになると、ペダルストロークS及び減速度Gが発生して一気に所定量まで増大する、という特性(ジャンプイン特性)がある。これに対し、比較例5では、エンジン負圧ブースタを備えず、踏力Fが略ゼロのときから、踏力Fの増大に応じてペダルストロークS及び減速度Gが徐々に増大する特性を有する。このため、上記ジャンプイン特性を模倣できない。すなわち、踏力Fjの近傍でペダルストロークS及び減速度Gが略ゼロから急激に増大し、その後は踏力Fに応じて緩やかに増大するという比較例1の特性を実現することができず、これによりブレーキ操作フィーリングの違和感を運転者に与えるおそれがある。
これらのブレーキ操作フィーリングの違和感を低減するために、例えば、ブレーキ踏み込み直後から液圧ユニットを作動させてポンプアップを行うと、上記のようにポンプの作動頻度が高くなってしまう。すなわち、比較例5において、失陥時理想減速度Gf*を実現することを前提としつつ、ポンプの作動頻度を低減することとブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することとは、トレードオフの関係にある。これに対し、実施例1の装置1は、液圧可変機構、液量可変機構、ないし操作力可変機構としての、リンク機構3及びファーストフィル機構5aを備える。よって、ブレーキ踏み込み後の所定のブレーキ操作領域と、それ以外のブレーキ操作領域とで、ブレーキ特性を任意に変えることができる。したがって、失陥時理想減速度Gf*を実現しつつ、踏力ブレーキを行う上記所定のブレーキ操作領域ではブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することができるため、上記トレードオフを解消することができる。
具体的には、上記S-G特性に関する問題に対し、実施例1の装置1は、ピストン54pを段付形状としたファーストフィル機構5aを設けた。すなわち、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、ピストン54pは受圧面積が大きい大径ピストンとして機能する。よって、図13に示すように、ペダルストロークSが比較的小さい(ホイルシリンダ液圧PがP1未満である)ときは、ペダルストロークSに対する液量Qの増大勾配が大きくなる。ここで、ホイルシリンダ液圧Pは液量Qに応じて増大する。したがって、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、S-G特性において、同じホイルシリンダ液圧P(車両減速度G)を実現するために必要なペダルストロークSを、比較例1に近づけることが可能となる。すなわち、図14に示すように、ペダルストロークSが0からS1までの範囲では、Sαが小さくなり、同じホイルシリンダ液圧P(車両減速度G)を実現するために必要なペダルストロークSが、比較例1に近づく。よって、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域で、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
また、上記F-G特性に関する問題に対し、実施例1の装置1は、リンク機構3のレバー比kを可変としたため、上記ブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することが可能である。すなわち、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、他の操作領域よりもレバー比kを大きく設定する。よって、図10に示すように、ペダルストロークSが比較的小さい(液圧PがP1未満である)ときは、踏力Fに対する液圧Pの増大勾配が大きくなる。したがって、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、F-G特性において、同じホイルシリンダ液圧P(車両減速度G)を実現するために必要な踏力Fを、比較例1に近づけることが可能となる。また、ファーストフィル機構5aにより、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、ピストン54pは受圧面積が大きい大径ピストンとして機能する。よって、ピストンストロークXが比較的小さいときは、ピストンストロークXに対する液量Qの増大勾配が大きくなる。したがって、ペダルストロークSに関わらず踏力Fに対するピストンストロークXの変化割合が同じであれば、踏力Fに対する液量Qの増大勾配も大きくなって、F-G特性において、同じホイルシリンダ液圧P(車両減速度G)を実現するために必要な踏力Fを、比較例1に近づけることが可能となる。なお、ペダルストロークSが比較的小さいとき、ピストン54pの受圧面積が大きいと、踏力Fに対するピストンストロークXの増大勾配が抑制されるおそれがある。しかし、実施例1では、ファーストフィル機構5aに加えてリンク機構3を設けている。よって、ペダルストロークSが比較的小さいとき、ピストン54pの受圧面積が大きくても、リンク機構3のレバー比kを大きく設定することで、踏力Fに対するピストン推力Fpを増大させ、踏力Fに対するピストンストロークXの増大勾配を維持することが可能となる。したがって、より効果的に、F-G特性を比較例1に近づけることができる。より具体的には、実施例1では、図20に示すように、ピストン54pの受圧面積ないしリンク機構3のレバー比kを調整することで、踏力がFjからF1までの範囲での踏力Fに対する減速度Gの変化割合(傾き)を比較例1に近づける。加えて、マスタシリンダ5の無効踏力(実際にペダルストロークSないし減速度Gがゼロを超えて発生し始める踏力の大きさ)Foを調整することで、踏力Fに対して実際に発生する減速度Gの大きさを比較例1に近づける。
なお、ブレーキ操作量(ペダルストロークS等)が比較的大きいときは、ポンプアップによりホイルシリンダ液圧Pを発生させるため、踏力ブレーキにおける操作フィーリングに関する上記問題は生じない。よって、最大踏力Fmaxで失陥時理想減速度Gf*を実現することができさえすれば、レバー比kを任意に設定可能である。したがって、ブレーキ操作量が比較的大きいときは、ブレーキ操作量が小さいときよりも、レバー比kが小さくなるようにリンク機構3を設定することで、ペダルストロークSが過度に大きくなることを抑制することができる。実施例1では、図19に示すように、最大踏力Fmax200Nで失陥時理想減速度Gf*を実現するときのペダルストロークSの値が70mm以内に収まるように設定している。
また、上記F-S特性に関する問題に対し、実施例1の装置1は、リンク機構3のレバー比kを可変としたため、上記ブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することが可能である。すなわち、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、他の操作領域よりもレバー比kを大きく設定する。よって、図19に示すように、ペダルストロークSが比較的小さいときは、踏力Fに対するペダルストロークSの増大勾配が大きくなる。したがって、比較例1のジャンプイン特性を模擬することが可能となる。また、ファーストフィル機構5aのリリーフ圧の設定等により、踏力Fに対するペダルストロークSの変化割合(傾き)が変化する変曲点(F1)を調整することで、F-S特性を、ジャンプイン後の比較例1の特性に近づけることができる。さらに、マスタシリンダ5の無効踏力Foの大きさを調整することで、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域におけるF-S特性を、全体として、より効果的に比較例1に近づけることができる。
以上の構成により、実施例1では、失陥時理想減速度Gf*(Fmax=200Nで0.4G)をなるべくショートストロークで(ペダルストロークSが70mm以内で)達成しつつ、減速度Gが比較的小さい(0.1~0.2G程度)領域、すなわちブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域では、F-S-Gの関係特性がエンジン負圧ブースタ付きの比較例1に近似するように模擬する。装置1が搭載される車種が異なっても、例えば以下のようにして、車種違いに対応させることができる。すなわち、軽量車から中・重量車まで対応可能な、小径の(第1小径部541の受圧面積が通常のマスタシリンダピストンよりも小さい)ファーストフィル機構5aにしておく。そして、車両諸元や踏力ブレーキ目標に基づき、リンク機構3のレバー比kやファーストフィル機構5aのリリーフ圧やマスタシリンダ5の無効踏力Foを調整することで、搭載される車種に応じた(エンジン負圧ブースタを備えた場合の)ブレーキ特性を模擬することができる。例えばリンク機構3(レバー比)のみを設計変更するだけで車種違いに対応させるようにすれば、装置1の搭載性を向上することができる。
なお、F-S-Gのブレーキ特性を調整する具体的な手段は、失陥時理想減速度Gf*を実現しつつ、ブレーキ特性を部分的にでも比較例1に近づけてブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することができるものであればよく、実施例1のものに限らない。例えば、レバー比kやピストン54の受圧面積やリリーフ圧や無効踏力Foの具体的な設定方法は、実施例のものに限らない。また、ファーストフィル機構5aのみ、又はリンク機構3のみによりブレーキ特性を調整することとしてもよい(実施例2,3参照)。実施例1では、ファーストフィル機構5aとリンク機構3の両方を備えるため、ブレーキ特性をより容易に調整することができる。
[液圧ユニットによる作用]
装置1は、ペダルストロークSがS1を超えるブレーキ操作領域でも、液圧制御部により所望のブレーキ液圧を発生させることで、比較例1と同様のブレーキ特性を実現することが可能である。ここで、液圧制御部の構成は実施例1のものに限られない。実施例1の液圧制御部を採用した場合、更に以下の作用効果を奏する。以下、ブレーキ操作に応じてマスタシリンダM/Cの圧力室RからホイルシリンダW/Cへブレーキ液を供給しホイルシリンダW/Cを増圧可能な油路を油路Aとし、ブレーキ液源としてのリザーバRESから液圧発生源としてのポンプPへブレーキ液を供給可能な油路を油路Bとし、ホイルシリンダW/CからリザーバRESへブレーキ液を戻してホイルシリンダW/Cを減圧可能な油路を油路Cとする。マスタシリンダM/Cを液圧源とするブレーキ系統(油路A)は第1の系統を構成し、ポンプPを液圧源とするブレーキ系統(油路B)は第2の系統を構成する。
装置1は、ペダルストロークSがS1を超えるブレーキ操作領域でも、液圧制御部により所望のブレーキ液圧を発生させることで、比較例1と同様のブレーキ特性を実現することが可能である。ここで、液圧制御部の構成は実施例1のものに限られない。実施例1の液圧制御部を採用した場合、更に以下の作用効果を奏する。以下、ブレーキ操作に応じてマスタシリンダM/Cの圧力室RからホイルシリンダW/Cへブレーキ液を供給しホイルシリンダW/Cを増圧可能な油路を油路Aとし、ブレーキ液源としてのリザーバRESから液圧発生源としてのポンプPへブレーキ液を供給可能な油路を油路Bとし、ホイルシリンダW/CからリザーバRESへブレーキ液を戻してホイルシリンダW/Cを減圧可能な油路を油路Cとする。マスタシリンダM/Cを液圧源とするブレーキ系統(油路A)は第1の系統を構成し、ポンプPを液圧源とするブレーキ系統(油路B)は第2の系統を構成する。
実施例1の液圧ユニット6では、油路B,C(油路14,15)が圧力室R(第1液室51)を介さずにリザーバ4に接続されているため、ポンプ7と各弁を制御することで任意のホイルシリンダ液圧を得つつ、ブレーキ操作フィーリングの悪化を抑制することが可能である。すなわち、第1、第2ブレーキ液圧創生装置毎に系統(油路Aと油路B,C)を分けたことで、制御性を向上することができる。例えば、回生制動装置が作動しているとき、回生制動力に応じて第2の系統(第2ブレーキ液圧創生装置)によりホイルシリンダ液圧を創生することで、第2の系統でブレーキバイワイヤBBW的にブレーキ制御できる。このため、高効率な回生ブレーキ制御を実現することができる。このとき、ホイルシリンダ液圧の増減圧時にブレーキ液がマスタシリンダ5の同じ圧力室R(第1液室51)から出入りしないため、液圧ユニット6の作動時のペダルフィーリング悪化を抑制することができる。
具体的には、液圧ユニット6は、マスタシリンダ5の吸入ポート503(又はリザーバ4)とポンプ7や第1~第3減圧弁25~27の低圧側(例えばポンプ吸入部70)とを直接接続する吸入油路14を備える。このように、吸入ポート503と各低圧側とを、内部リザーバ等(液圧ユニット内の容積室ないしブレーキ液貯留室)を介さずに直接接続することから、内部リザーバ等を省略でき、装置1(液圧ユニット6)の大型化の抑制及び部品レイアウト性の向上を図ることができる。また、ポンプ7の吸入抵抗の低減を図ることもできる。マスタシリンダ5には、リザーバ4とポンプ吸入部70とを連通する油路として、第3液室53が設けられている。第3液室53はプライマリ側及びセカンダリ側の第1液室51と隔離されている。よって、ペダルフィーリング悪化を抑制することができる。
液圧ユニット6は、ポンプ7と、ポンプ7の吐出部71とマスタシリンダ5の吐出ポート501を接続する第1油路11と、第1油路11に設けられた遮断弁21と、第1油路11におけるポンプ吐出部71と遮断弁21の間から分岐してホイルシリンダ8と接続する第2油路12と、第2油路12に設けられた増圧弁22と、第2油路12と吸入油路14を接続する第1減圧油路15と、第1減圧油路15に設けられた第1減圧弁25と、を備える。このように、既存のABS用ないしVDC用のシステムを小変更することで液圧ユニット6を構成できる。
マスタシリンダ5の吐出ポート501と増圧弁22との間に遮断弁21を設けているため、マスタシリンダ5の第1液室51をポンプ7の吐出側から遮断することができる。よって、液圧ユニット6の作動時のペダルフィーリングの悪化を抑制することができる。すなわち、液圧ユニット6の作動時、遮断弁21により第1油路11が遮断されると、第1液室51からホイルシリンダ8へのブレーキ液供給が抑制され、ブレーキペダル2の反力が確保されやすくなる。また、ポンプ7の吐出圧がマスタシリンダ5の第1液室51に伝達することが抑制される。よって、ブレーキペダル2に振動が発生して運転者に不快感を与えることが抑制される。
また、液圧ユニット6は、第1油路11におけるポンプ吐出部71と遮断弁21の間から分岐して吸入油路14と接続する第3減圧油路17と、第3減圧油路17に設けられた第3減圧弁27と、を備える。すなわち、遮断弁21と増圧弁22との間に第3減圧油路17および第3減圧弁27を設け、吸入油路14を介して第3減圧油路17をマスタシリンダ5の吸入ポート503に接続することで、第1、第2ブレーキ液圧創生装置毎に系統(油路Aと油路B,C)を分けた。例えば、マスタシリンダ5、又は液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき、回生制動装置による制動力増加に伴って、液圧制御部はホイルシリンダ液圧を減圧する回生協調機能を備え、この回生協調機能は、遮断弁21を閉弁方向に制御し、増圧弁22を開弁方向に制御し、第3減圧弁27を開弁方向に制御し、ポンプ7を停止する。このように、マスタシリンダ5と液圧制御部(液圧ユニット6)を切り分けることで、制御性およびペダルフィーリングを向上することができる。ここで、第3減圧弁27は比例制御弁である。このように比例制御弁を使うことで、制御範囲を拡大することができる。
なお、第3減圧油路17または吸入油路14を吸入ポート503と接続するのではなく、リザーバ4に直接接続することとしてもよい。実施例1では第3減圧油路17および吸入油路14を吸入ポート503と接続したため、ブレーキ配管を簡素化できる。また、常閉弁(第3減圧弁27等)の失陥(開故障)時にも、上記のように、ピストン54pの(第2小径部543と第2大径部544を有する)段付形状に係るフェールセーフ機構により、踏力ブレーキを維持することができる。なお、P系統だけでなくS系統にも第3減圧油路17および第3減圧弁27を設けてもよい。実施例1では、連通弁23を設けると共に、S系統の第3減圧油路17および第3減圧弁27を省略したため、液圧ユニット6を簡略な構成とし、装置1の小型化・軽量化を図ることができる。
液圧ユニット6では、遮断弁21を閉弁してマスタシリンダ5とホイルシリンダ8との連通を遮断し、マスタシリンダ液圧とホイルシリンダ液圧とを独立して制御することが可能に設けられている。このため、ポンプアップ時にもブレーキ特性を任意に設定することが容易となる。例えば、液圧ユニット6は、第1油路11における吐出ポート501と遮断弁21の間から分岐して吸入油路14と接続する第2減圧油路16と、第2減圧油路16に設けられた第2減圧弁26と、を備える。すなわち、マスタシリンダ5の吐出ポート501と遮断弁21との間の第1油路11と、リザーバ4側(吸入油路14)とを接続する第2減圧油路16が設けられ、この第2減圧油路16上にストロークシミュレータ弁としての第2減圧弁26が設けられている。遮断弁21を閉弁方向に制御し、第2減圧弁26を開弁方向に制御することで、マスタシリンダ5で創生される液圧と液圧制御部(液圧ユニット6)で創生される液圧とを分離することができる。よって、マスタシリンダ5と液圧制御部(液圧ユニット6)のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダル2を操作できる。また、回生協調制御中は、運転者のブレーキ操作に関係なく、下流側でホイルシリンダ液圧を制御できる。
具体的には、遮断弁21を閉弁方向に制御したときでも、第2減圧弁26を開弁方向に制御(比例制御弁を用いた場合は開弁量を制御)することで、マスタシリンダ5の第1液室51p内のブレーキ液は、第2減圧油路16を介して吸入油路14(ポンプ7の吸入側またはマスタシリンダ5の第3液室53ないしリザーバ4)に流出することが可能になる。よって、遮断弁21を閉弁方向に制御することによるブレーキペダル2の板踏み感を抑制することができる。第2減圧弁26の開弁量を調整することで上記流出量(すなわち第1液室51pの液圧)を調整できる。また、ペダルストロークSに応じた反力をマスタシリンダ5のコイルスプリング561,562により発生することができる。言い換えると、コイルスプリング561,562と第2減圧油路16および第2減圧弁27によりストロークシミュレータが構成され、これにより液圧ユニット6の作動時のペダルフィーリングを任意に作ることができる。装置1は、ペダルストロークSがS1を超えたとき、遮断弁21を閉弁してマスタシリンダ5とホイルシリンダ8との連通を遮断した状態で、検出されたペダルストロークSに基づき第2減圧弁26等を制御することにより、マスタシリンダ液圧を制御する。これにより、F-S特性を調整することができる。具体的には、ブレーキ特性が比較例1に近づくよう調整する。
なお、第3減圧油路17と同様、第2減圧油路16を吸入ポート503と接続するのではなく、リザーバ4に直接接続することとしてもよい。また、P系統だけでなくS系統にも第2減圧油路16および第2減圧弁26を設けてもよい。また、第2減圧弁26および第2減圧油路16を設ける代わりに、またはこれらを設けると共に、第2ブレーキ液圧創生装置(第2の系統)によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき、マスタシリンダ5側の液圧(液圧センサ91の検出値)とポンプ吐出側の液圧(液圧センサ92の検出値)との差が所望の値となるように遮断弁21の開閉(通電量)を制御することとしてもよい。この場合、マスタシリンダ5側の液圧を制御してピストン54のストロークや反力を調整することで、ブレーキペダル2の操作フィーリングを向上することが可能となる。
[実施例1の効果]
以下、実施例1のブレーキ装置1が奏する効果を列挙する。
(1)運転者のブレーキ操作に伴って液圧を発生させるマスタシリンダ5と、エネルギ源(液圧ユニット6)により運転者のブレーキ操作力を低減する倍力装置(第2ブレーキ液圧創生装置)と、を備え、所定のブレーキ操作領域では、倍力装置の作動を抑制する。
よって、倍力機能を実現しつつ、エネルギ効率を向上することができる。
以下、実施例1のブレーキ装置1が奏する効果を列挙する。
(1)運転者のブレーキ操作に伴って液圧を発生させるマスタシリンダ5と、エネルギ源(液圧ユニット6)により運転者のブレーキ操作力を低減する倍力装置(第2ブレーキ液圧創生装置)と、を備え、所定のブレーキ操作領域では、倍力装置の作動を抑制する。
よって、倍力機能を実現しつつ、エネルギ効率を向上することができる。
(2)倍力装置(第2ブレーキ液圧創生装置)は、エンジン負圧ブースタを備えず、これとは別のエネルギ源(液圧ユニット6)によりブレーキ操作力を低減する。
よって、電動車両へ適用しやすい。また、エンジンを備えた車両に適用する場合には燃費を向上することができる。
よって、電動車両へ適用しやすい。また、エンジンを備えた車両に適用する場合には燃費を向上することができる。
(3)上記エネルギ源は液圧ユニット6である。
よって、部品点数を減らしてコストを削減できると共に、装置の構成を簡素化して車両への搭載性を向上することができる。
よって、部品点数を減らしてコストを削減できると共に、装置の構成を簡素化して車両への搭載性を向上することができる。
(4)液圧ユニット6は、車輪に設けられたホイルシリンダ8に向けてブレーキ液を吐出するポンプ7を含む。
よって、ポンプ7の作動頻度を抑制し、これによりポンプ7の耐久性及び装置1の静粛性を向上することができる。
よって、ポンプ7の作動頻度を抑制し、これによりポンプ7の耐久性及び装置1の静粛性を向上することができる。
(5)具体的には、運転者によるブレーキ操作に伴って液圧を発生させるマスタシリンダ5と、ブレーキ操作量(ペダルストロークS)を検出するブレーキ操作量検出部101と、マスタシリンダ5内にブレーキ液を供給可能なリザーバ4と、マスタシリンダ5又はリザーバ4内のブレーキ液を吸入し、車輪に設けられたホイルシリンダ8に向けて吐出するポンプ7と、ブレーキ操作量検出部101によって検出されたブレーキ操作量に応じてポンプ7及び電磁弁(遮断弁21等)を作動させてホイルシリンダ8の液圧を制御する液圧制御部(液圧ユニット6、ECU10)と、を備え、所定のブレーキ操作領域では、マスタシリンダ5が発生する液圧によりホイルシリンダ液圧を創生する。
よって、上記(4)と同様の効果を得ることができる。
よって、上記(4)と同様の効果を得ることができる。
(6)上記所定のブレーキ操作領域は、ブレーキ操作開始後の所定のブレーキ操作領域である。
このように、比較的使用頻度が高いブレーキ操作領域でエネルギ源を常時用いることを抑制するため、エネルギ効率を効果的に向上することができる。また、比較的使用頻度が高いブレーキ操作領域でポンプ7が常時作動することを抑制するため、ポンプ7の耐久性及び装置1の静粛性を効果的に向上することができる。
このように、比較的使用頻度が高いブレーキ操作領域でエネルギ源を常時用いることを抑制するため、エネルギ効率を効果的に向上することができる。また、比較的使用頻度が高いブレーキ操作領域でポンプ7が常時作動することを抑制するため、ポンプ7の耐久性及び装置1の静粛性を効果的に向上することができる。
(7)ブレーキ操作量検出部101で運転者のブレーキ操作の開始が検出されると、マスタシリンダ5によりホイルシリンダ液圧を創生する。
このように、ブレーキ操作の開始直後から、制動初期の低圧域をマスタシリンダ5で加圧することで、ポンプ7の作動頻度を大幅に少なくし、耐久性低下を抑えることができると共に、音振性能の悪化も抑制できる。
このように、ブレーキ操作の開始直後から、制動初期の低圧域をマスタシリンダ5で加圧することで、ポンプ7の作動頻度を大幅に少なくし、耐久性低下を抑えることができると共に、音振性能の悪化も抑制できる。
(8)ブレーキ操作量検出部101で検出されたブレーキ操作量(ペダルストロークS)に基づいて目標ホイルシリンダ液圧を算出する目標ホイルシリンダ液圧算出部102を備え、算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧P1よりも高い場合に、ポンプ7及び液圧制御部によってホイルシリンダ液圧を創生する。
このように、目標液圧が高い場合に限りポンプ7を駆動するため、ポンプ7の耐久性等の向上を図ることができる。
このように、目標液圧が高い場合に限りポンプ7を駆動するため、ポンプ7の耐久性等の向上を図ることができる。
(9)運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークS、踏力F、ないしリリーフ圧)に応じて、ブレーキ操作力(踏力F)に対するマスタシリンダ5のピストン54pの推進力(ピストン推力Fp)の変化割合(レバー比k)、またはブレーキ操作部材の変位量(ペダルストロークS)に対するブレーキ操作力(踏力F)の変化割合を可変にする操作力可変機構(リンク機構3またはファーストフィル機構5a)を備える。
よって、液圧制御部の失陥時でも、運転者のブレーキ操作力により最低限必要な車両の減速度を実現するブレーキ液圧を発生させることができる。よって、装置1の信頼性を向上することができる。また、上記所定のブレーキ操作領域で、踏力ブレーキの特性を調整し、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
よって、液圧制御部の失陥時でも、運転者のブレーキ操作力により最低限必要な車両の減速度を実現するブレーキ液圧を発生させることができる。よって、装置1の信頼性を向上することができる。また、上記所定のブレーキ操作領域で、踏力ブレーキの特性を調整し、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
(10)運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークSないしリリーフ圧)に応じて、ブレーキ操作部材の変位量(ペダルストロークS)に対する、マスタシリンダ5からホイルシリンダ8に向けて供給されるブレーキ液量Qの変化割合を可変にする液量可変機構(ファーストフィル機構5a)を備える。
よって、上記所定のブレーキ操作領域で、踏力ブレーキの特性を調整し、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
よって、上記所定のブレーキ操作領域で、踏力ブレーキの特性を調整し、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
(11)運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークSないし踏力F)に応じて、ブレーキ操作力(踏力F)に対する、マスタシリンダ5からホイルシリンダ8に向けて供給されるブレーキ液圧Pの変化割合を可変にする液圧可変機構(リンク機構3)を備える。
よって、上記所定のブレーキ操作領域で、踏力ブレーキの特性を調整し、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
よって、上記所定のブレーキ操作領域で、踏力ブレーキの特性を調整し、ブレーキ操作フィーリングの違和感を抑制することができる。
[実施例2]
実施例2は、装置1がリンク機構3を備えない点で、実施例1と相違する。図21は、実施例2の装置1の概略構成を示す図である。実施例1と異なり、プッシュロッド30のx軸負方向端部はブレーキペダル2の根元部に連結されており、レバー比は固定である。他の構成は実施例1と同様であるため、説明を省略する。装置1は実施例1と同様のファーストフィル機構5aを備え、運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークS)に対する液量Qの変化割合、ないしペダルストロークSに対するブレーキ操作力(踏力F)の変化割合を可変にする。よって、実施例1と同様の作用により、ポンプアップを抑制することでエネルギ効率やポンプ7の耐久性等を向上できるだけでなく、失陥時には理想減速度Gf*を実現してフェールセールを達成しつつ、踏力ブレーキ時にはブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することができる。例えば、装置1を車重の比較的軽い車両(軽自動車等)に搭載する場合、リンク機構3を備えずとも、ファーストフィル機構5aにより失陥時理想減速度Gf*を実現することが容易である。
実施例2は、装置1がリンク機構3を備えない点で、実施例1と相違する。図21は、実施例2の装置1の概略構成を示す図である。実施例1と異なり、プッシュロッド30のx軸負方向端部はブレーキペダル2の根元部に連結されており、レバー比は固定である。他の構成は実施例1と同様であるため、説明を省略する。装置1は実施例1と同様のファーストフィル機構5aを備え、運転者のブレーキ操作量(ペダルストロークS)に対する液量Qの変化割合、ないしペダルストロークSに対するブレーキ操作力(踏力F)の変化割合を可変にする。よって、実施例1と同様の作用により、ポンプアップを抑制することでエネルギ効率やポンプ7の耐久性等を向上できるだけでなく、失陥時には理想減速度Gf*を実現してフェールセールを達成しつつ、踏力ブレーキ時にはブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することができる。例えば、装置1を車重の比較的軽い車両(軽自動車等)に搭載する場合、リンク機構3を備えずとも、ファーストフィル機構5aにより失陥時理想減速度Gf*を実現することが容易である。
[実施例3]
実施例3は、装置1がファーストフィル機構5aを備えない点で、実施例1と相違する。図22は、実施例3の装置1の概略構成を示す図である。実施例1と異なり、マスタシリンダ5のピストン54pには第1大径部542が設けられていない。また、シリンダ50には第3ピストンシール553が備えられておらず、第2液室52が画成されていない。さらに、リリーフ油路18およびリリーフ弁28が設けられていない。他の構成は実施例1と同様であるため、説明を省略する。装置1は実施例1と同様のリンク機構3を備え、運転者のブレーキ操作力(踏力F)に対するピストン推力Fpの変化割合、ないし踏力Fに対する液圧Pの変化割合を可変にする。よって、実施例1と同様の作用により、ポンプアップを抑制することでエネルギ効率やポンプ7の耐久性等を向上できるだけでなく、失陥時には理想減速度Gf*を実現してフェールセールを達成しつつ、踏力ブレーキ時にはブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することができる。
実施例3は、装置1がファーストフィル機構5aを備えない点で、実施例1と相違する。図22は、実施例3の装置1の概略構成を示す図である。実施例1と異なり、マスタシリンダ5のピストン54pには第1大径部542が設けられていない。また、シリンダ50には第3ピストンシール553が備えられておらず、第2液室52が画成されていない。さらに、リリーフ油路18およびリリーフ弁28が設けられていない。他の構成は実施例1と同様であるため、説明を省略する。装置1は実施例1と同様のリンク機構3を備え、運転者のブレーキ操作力(踏力F)に対するピストン推力Fpの変化割合、ないし踏力Fに対する液圧Pの変化割合を可変にする。よって、実施例1と同様の作用により、ポンプアップを抑制することでエネルギ効率やポンプ7の耐久性等を向上できるだけでなく、失陥時には理想減速度Gf*を実現してフェールセールを達成しつつ、踏力ブレーキ時にはブレーキ操作フィーリングの違和感を低減することができる。
なお、装置1を搭載する車種に応じて、上記各効果のうち、ポンプアップを抑制せず、フェールセールを達成するようにしてもよい。例えば、装置1を車重の比較的重い車両に搭載する場合、リンク機構3のレバー比kを、ブレーキ踏込み前半には比較的小さく、ブレーキ踏込み後半には比較的大きくなるように設定する。この場合、車重が比較的重いため、ブレーキ踏込み前半には、ポンプアップにより運転者のブレーキ操作負担を軽減することができ、また、液圧ユニット6を制御することでブレーキ操作フィーリングを適宜調整することも可能である。一方、ブレーキ踏込み後半にはレバー比が大きくなることで、液圧制御部(電源系や液圧ユニット6)が失陥したときでも、理想減速度Gf*を実現してフェールセールを達成することができる。例えば上記比較例2,3は、ブレーキ操作力の不足を補うエネルギ源の失陥時に、最低限必要な車両減速度を発生可能なフェールセーフ機構を備えていないため、失陥対策が不十分である。これに対し、実施例2の装置1は、上記のように、エネルギ源(液圧ユニット6)の失陥時にも、最低限必要な車両の減速度Gf*を発生可能である。
[他の実施例]
以上、本発明を実現するための形態を、実施例に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成はこれらの実施例に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。
例えば、装置1は、エンジンを備えた車両に適用した場合に、エンジン負圧ブースタを備えることとしてもよい。この場合、(液圧制御部に加えて)エンジン負圧ブースタが失陥したとき、実施例と同様の構成及び作用により、失陥時理想減速度Gf*を実現することができる。また、小型のエンジン負圧ブースタを備えることとした場合には、実施例と同様の構成及び作用により、(通常サイズのエンジン負圧ブースタを備えた)比較例1と同様のブレーキ操作フィーリングを実現することが可能である。
液圧ユニット6の形式は実施例のものに限らない。例えば、1つのポンプを両系統で共用するのではなく、ポンプを各系統に設けてもよい。また、ポンプ7は外接歯車式に限らず、例えば内接歯車式であってもよい。また、ギヤポンプに限らず、例えばプランジャポンプであってもよい。
マスタシリンダ5の形式は実施例のものに限らない。例えば、実施例1ではファーストフィル機構5aや第3液室53(吸入ポート503)をプライマリ側に設けたが、プライマリ側に加えて、又はプライマリ側に代えて、セカンダリ側にファーストフィル機構5aや第3液室53(吸入ポート503)を設けてもよい。
ファーストフィル機構5aのリリーフ弁28を、マスタシリンダ5側でなく、液圧ユニット6側に配置することとしてもよい。
以上、本発明を実現するための形態を、実施例に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成はこれらの実施例に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。
例えば、装置1は、エンジンを備えた車両に適用した場合に、エンジン負圧ブースタを備えることとしてもよい。この場合、(液圧制御部に加えて)エンジン負圧ブースタが失陥したとき、実施例と同様の構成及び作用により、失陥時理想減速度Gf*を実現することができる。また、小型のエンジン負圧ブースタを備えることとした場合には、実施例と同様の構成及び作用により、(通常サイズのエンジン負圧ブースタを備えた)比較例1と同様のブレーキ操作フィーリングを実現することが可能である。
液圧ユニット6の形式は実施例のものに限らない。例えば、1つのポンプを両系統で共用するのではなく、ポンプを各系統に設けてもよい。また、ポンプ7は外接歯車式に限らず、例えば内接歯車式であってもよい。また、ギヤポンプに限らず、例えばプランジャポンプであってもよい。
マスタシリンダ5の形式は実施例のものに限らない。例えば、実施例1ではファーストフィル機構5aや第3液室53(吸入ポート503)をプライマリ側に設けたが、プライマリ側に加えて、又はプライマリ側に代えて、セカンダリ側にファーストフィル機構5aや第3液室53(吸入ポート503)を設けてもよい。
ファーストフィル機構5aのリリーフ弁28を、マスタシリンダ5側でなく、液圧ユニット6側に配置することとしてもよい。
以下に、実施例から把握される、特許請求の範囲に記載した以外の発明を列挙する。
(A4)前記液圧制御部は、
前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、
を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
(A4)前記液圧制御部は、
前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、
を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
(A5)前記液圧制御部は、前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を直接接続する吸入油路を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、内部リザーバを介さずに直接接続することで前記液圧制御部の大型化を抑制でき、ポンプの吸入抵抗の低減にもつながる。
よって、内部リザーバを介さずに直接接続することで前記液圧制御部の大型化を抑制でき、ポンプの吸入抵抗の低減にもつながる。
(A6)上記(A5)に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、
前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートとを接続する第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
前記液圧制御部は、
前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートとを接続する第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
(A7)上記(A6)に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記減圧油路2に設けられた第2減圧弁と、を備え、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記液圧制御部で創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。
よって、マスタシリンダと液圧制御部のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダルを操作できる。
前記液圧制御部は、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記減圧油路2に設けられた第2減圧弁と、を備え、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記液圧制御部で創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。
よって、マスタシリンダと液圧制御部のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダルを操作できる。
(A8)上記(A6)に記載のブレーキ装置において、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路を設け、
前記第3減圧油路に比例制御弁を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、比例制御弁を使うことで制御範囲を拡大することができる。
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路を設け、
前記第3減圧油路に比例制御弁を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、比例制御弁を使うことで制御範囲を拡大することができる。
(A9)上記(A6)に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第1減圧弁を閉弁方向に制御し、前記ポンプを駆動する増圧制御を実行することを特徴とするブレーキ装置。
よって、容易な制御で増圧制御を実施できる。
前記液圧制御部は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第1減圧弁を閉弁方向に制御し、前記ポンプを駆動する増圧制御を実行することを特徴とするブレーキ装置。
よって、容易な制御で増圧制御を実施できる。
(A10)上記(A8)に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第3減圧弁を開弁方向に制御し、前記ポンプを停止する減圧制御を実行することを特徴とするブレーキ装置。
よって、容易な制御で減圧制御を実施できる。
前記液圧制御部は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第3減圧弁を開弁方向に制御し、前記ポンプを停止する減圧制御を実行することを特徴とするブレーキ装置。
よって、容易な制御で減圧制御を実施できる。
(B1)回生制動装置を備えた車両に用いられるブレーキ装置であって、
運転者によるブレーキペダル操作に伴ってブレーキ液圧を発生させるマスタシリンダと、
前記ブレーキペダルの操作量を検出するブレーキペダル操作量検出部と、
前記マスタシリンダ内にブレーキ液を供給可能なリザーバと、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバ内のブレーキ液を吸入し、車輪に設けられたホイルシリンダに向けて吐出するポンプと、
前記ブレーキペダル操作量検出部によって検出されたブレーキペダル操作量に応じて前記ポンプ及び電磁弁を作動させて前記ホイルシリンダの液圧を制御する液圧制御部と、を備え、
運転者によるブレーキペダル操作の開始後の所定のブレーキペダル操作領域では、前記マスタシリンダが発生する液圧により前記ホイルシリンダの液圧を創生し、
前記回生制動装置が作動しているときは前記液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。
このようにマスタシリンダと液圧制御部を切り分けることで、制御性やペダルフィーリングを向上することができる。
運転者によるブレーキペダル操作に伴ってブレーキ液圧を発生させるマスタシリンダと、
前記ブレーキペダルの操作量を検出するブレーキペダル操作量検出部と、
前記マスタシリンダ内にブレーキ液を供給可能なリザーバと、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバ内のブレーキ液を吸入し、車輪に設けられたホイルシリンダに向けて吐出するポンプと、
前記ブレーキペダル操作量検出部によって検出されたブレーキペダル操作量に応じて前記ポンプ及び電磁弁を作動させて前記ホイルシリンダの液圧を制御する液圧制御部と、を備え、
運転者によるブレーキペダル操作の開始後の所定のブレーキペダル操作領域では、前記マスタシリンダが発生する液圧により前記ホイルシリンダの液圧を創生し、
前記回生制動装置が作動しているときは前記液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。
このようにマスタシリンダと液圧制御部を切り分けることで、制御性やペダルフィーリングを向上することができる。
(B2)上記(B1)に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、
前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
前記液圧制御部は、
前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
(B3)上記(B2)に記載のブレーキ装置において、
前記マスタシリンダ、又は前記液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき、前記回生制動装置による制動力増加に伴って、前記液圧制御部は前記ホイルシリンダ液圧を減圧する回生協調機能を備え、
前記回生協調機能は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第3減圧弁を開弁方向に制御することを特徴とするブレーキ装置。
このようにマスタシリンダと液圧制御部を切り分けることで、制御性やペダルフィーリングを向上することができる。
前記マスタシリンダ、又は前記液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき、前記回生制動装置による制動力増加に伴って、前記液圧制御部は前記ホイルシリンダ液圧を減圧する回生協調機能を備え、
前記回生協調機能は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第3減圧弁を開弁方向に制御することを特徴とするブレーキ装置。
このようにマスタシリンダと液圧制御部を切り分けることで、制御性やペダルフィーリングを向上することができる。
(B4)上記(B2)に記載のブレーキ装置において、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記液圧制御部で創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。
よって、マスタシリンダと液圧制御部のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダルを操作できる。回生協調中は運転者のブレーキペダル操作に関係なく、下流側でホイルシリンダ液圧を制御できる。
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記液圧制御部で創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。
よって、マスタシリンダと液圧制御部のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダルを操作できる。回生協調中は運転者のブレーキペダル操作に関係なく、下流側でホイルシリンダ液圧を制御できる。
(C1)運転者のブレーキペダル操作に伴ってピストンが変位することでブレーキ液圧を発生するマスタシリンダと、
前記マスタシリンダに対し一体的に接続され、運転者のブレーキペダル操作量に応じて、運転者のブレーキペダル操作力に対する前記ピストンの推進力の変化割合、または前記ブレーキペダルの変位量に対する前記ブレーキペダル操作力の変化割合を可変にする操作力可変機構と、を備え、
前記マスタシリンダと車輪に設けられたホイルシリンダの間に前記マスタシリンダと前記ホイルシリンダとの間の油路にブレーキ液圧を発生させて前記ホイルシリンダの液圧を創生するポンプを設けたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、少ないブレーキペダル操作力で高いブレーキ液圧を発生できるため、ポンプを作動させなくても十分な制動力が得られる。また、失陥時の信頼性が高められる。
前記マスタシリンダに対し一体的に接続され、運転者のブレーキペダル操作量に応じて、運転者のブレーキペダル操作力に対する前記ピストンの推進力の変化割合、または前記ブレーキペダルの変位量に対する前記ブレーキペダル操作力の変化割合を可変にする操作力可変機構と、を備え、
前記マスタシリンダと車輪に設けられたホイルシリンダの間に前記マスタシリンダと前記ホイルシリンダとの間の油路にブレーキ液圧を発生させて前記ホイルシリンダの液圧を創生するポンプを設けたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、少ないブレーキペダル操作力で高いブレーキ液圧を発生できるため、ポンプを作動させなくても十分な制動力が得られる。また、失陥時の信頼性が高められる。
(C2)上記(C1)に記載のブレーキ装置において、
前記ブレーキペダルの操作量を検出するブレーキペダル操作量検出部を備え、
前記ブレーキペダル操作量検出部で運転者のブレーキ操作の開始が検出されると、前記マスタシリンダによりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。
よって、制動初期の低圧域をマスタシリンダで加圧することで、ポンプの作動頻度を少なくできるため、耐久性低下を抑えることができると共に、音振性能の悪化も抑制できる。
前記ブレーキペダルの操作量を検出するブレーキペダル操作量検出部を備え、
前記ブレーキペダル操作量検出部で運転者のブレーキ操作の開始が検出されると、前記マスタシリンダによりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。
よって、制動初期の低圧域をマスタシリンダで加圧することで、ポンプの作動頻度を少なくできるため、耐久性低下を抑えることができると共に、音振性能の悪化も抑制できる。
(C3)上記(C2)に記載のブレーキ装置において、
前記ブレーキペダル操作量検出部で検出されたブレーキペダル操作量に基づいて目標ホイルシリンダ液圧を算出する目標ホイルシリンダ液圧算出部を備え、
前記算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧よりも高い場合に、前記ポンプ及び前記液圧制御部によってホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。
よって、目標液圧が高い場合にのみポンプを駆動するため耐久性向上が図れる。
前記ブレーキペダル操作量検出部で検出されたブレーキペダル操作量に基づいて目標ホイルシリンダ液圧を算出する目標ホイルシリンダ液圧算出部を備え、
前記算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧よりも高い場合に、前記ポンプ及び前記液圧制御部によってホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。
よって、目標液圧が高い場合にのみポンプを駆動するため耐久性向上が図れる。
(C4)上記(C1)に記載のブレーキ装置において、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、既存のシステムからの小変更で液圧制御部を構成することが可能である。
(C5)上記(C4)に記載のブレーキ装置において、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記ポンプで創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。
よって、マスタシリンダと液圧制御部のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダルを操作できる。回生協調中は運転者のブレーキペダル操作に関係なく、下流側でホイルシリンダ液圧を制御できる。
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記ポンプで創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。
よって、マスタシリンダと液圧制御部のそれぞれが同時に作動しても相互干渉せず、かつ、運転者が違和感なくブレーキペダルを操作できる。回生協調中は運転者のブレーキペダル操作に関係なく、下流側でホイルシリンダ液圧を制御できる。
(C6)上記(C4)に記載のブレーキ装置において、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路を設け、
前記第3減圧油路に比例制御弁を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、比例制御弁を使うことで制御範囲を拡大できる。
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路を設け、
前記第3減圧油路に比例制御弁を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
よって、比例制御弁を使うことで制御範囲を拡大できる。
2 ブレーキペダル(ブレーキ操作部材)
3 リンク機構(操作力可変機構、液圧可変機構)
4 リザーバ
5 マスタシリンダ
54 ピストン
5a ファーストフィル機構(操作力可変機構、液量可変機構)
6 液圧ユニット(エネルギ源、液圧制御部)
7 ポンプ
8 ホイルシリンダ
10 ECU(液圧制御部)
101 ブレーキ操作量検出部
102 目標ホイルシリンダ液圧算出部
3 リンク機構(操作力可変機構、液圧可変機構)
4 リザーバ
5 マスタシリンダ
54 ピストン
5a ファーストフィル機構(操作力可変機構、液量可変機構)
6 液圧ユニット(エネルギ源、液圧制御部)
7 ポンプ
8 ホイルシリンダ
10 ECU(液圧制御部)
101 ブレーキ操作量検出部
102 目標ホイルシリンダ液圧算出部
Claims (22)
- 運転者のブレーキ操作に伴って液圧を発生させるマスタシリンダと、
運転者のブレーキ操作量を検出するブレーキ操作量検出部と、
前記マスタシリンダ内にブレーキ液を供給可能なリザーバと、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバ内のブレーキ液を吸入し、車輪に設けられたホイルシリンダに向けて吐出するポンプと、
前記ブレーキ操作量検出部によって検出されたブレーキ操作量に応じて前記ポンプ及び電磁弁を作動させて前記ホイルシリンダの液圧を制御する液圧制御部と、を備え、
運転者のブレーキ操作の開始後の所定のブレーキ操作領域では、前記マスタシリンダが発生する液圧により前記ホイルシリンダの液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項1に記載のブレーキ装置において、
前記ブレーキ操作量検出部で運転者のブレーキ操作の開始が検出されると、前記マスタシリンダによりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項1に記載のブレーキ装置において、
前記マスタシリンダは、運転者のブレーキ操作の入力を受けるブレーキ操作部材の変位に伴いピストンが変位することで前記液圧を発生させ、
運転者のブレーキ操作量に応じて、運転者のブレーキ操作力に対する前記ピストンの推進力の変化割合、または前記ブレーキ操作部材の変位量に対する前記ブレーキ操作力の変化割合を可変にする操作力可変機構を設けたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項1に記載のブレーキ装置において、
前記マスタシリンダは、運転者のブレーキ操作の入力を受けるブレーキ操作部材の変位に伴い前記液圧を発生させ、
運転者のブレーキ操作量に応じて、前記ブレーキ操作部材の変位量に対する、前記マスタシリンダから前記ホイルシリンダに向けて供給される液量の変化割合を可変にする液量可変機構、または、運転者のブレーキ操作量に応じて、運転者のブレーキ操作力に対する、前記マスタシリンダから前記ホイルシリンダに向けて供給される液圧の変化割合を可変にする液圧可変機構を設けたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項1に記載のブレーキ装置において、
前記ブレーキ操作量検出部で検出されたブレーキ操作量に基づいて目標ホイルシリンダ液圧を算出する目標ホイルシリンダ液圧算出部を備え、
前記算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧よりも高い場合に、前記ポンプ及び前記液圧制御部によってホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項5に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項1に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を直接接続する吸入油路を備えたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項7に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートとを接続する第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項8に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記減圧油路2に設けられた第2減圧弁と、を備え、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記液圧制御部で創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項8に記載のブレーキ装置において、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路を設け、
前記第3減圧油路に比例制御弁を備えたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項8に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第1減圧弁を閉弁方向に制御し、前記ポンプを駆動する増圧制御を実行することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項10に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第3減圧弁を開弁方向に制御し、前記ポンプを停止する減圧制御を実行することを特徴とするブレーキ装置。 - 回生制動装置を備えた車両に用いられるブレーキ装置であって、
運転者によるブレーキペダル操作に伴ってブレーキ液圧を発生させるマスタシリンダと、
前記ブレーキペダルの操作量を検出するブレーキペダル操作量検出部と、
前記マスタシリンダ内にブレーキ液を供給可能なリザーバと、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバ内のブレーキ液を吸入し、車輪に設けられたホイルシリンダに向けて吐出するポンプと、
前記ブレーキペダル操作量検出部によって検出されたブレーキペダル操作量に応じて前記ポンプ及び電磁弁を作動させて前記ホイルシリンダの液圧を制御する液圧制御部と、を備え、
運転者によるブレーキペダル操作の開始後の所定のブレーキペダル操作領域では、前記マスタシリンダが発生する液圧により前記ホイルシリンダの液圧を創生し、
前記回生制動装置が作動しているときは前記液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項13に記載のブレーキ装置において、
前記液圧制御部は、前記ポンプと、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項14に記載のブレーキ装置において、
前記マスタシリンダ、又は前記液圧制御部によりホイルシリンダ液圧を発生させているとき、前記回生制動装置による制動力増加に伴って、前記液圧制御部は前記ホイルシリンダ液圧を減圧する回生協調機能を備え、
前記回生協調機能は、前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記増圧弁を開弁方向に制御し、前記第3減圧弁を開弁方向に制御することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項14に記載のブレーキ装置において、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記液圧制御部で創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。 - 運転者のブレーキペダル操作に伴ってピストンが変位することでブレーキ液圧を発生するマスタシリンダと、
前記マスタシリンダに対し一体的に接続され、運転者のブレーキペダル操作量に応じて、運転者のブレーキペダル操作力に対する前記ピストンの推進力の変化割合、または前記ブレーキペダルの変位量に対する前記ブレーキペダル操作力の変化割合を可変にする操作力可変機構と、を備え、
前記マスタシリンダと車輪に設けられたホイルシリンダの間に前記マスタシリンダと前記ホイルシリンダとの間の油路にブレーキ液圧を発生させて前記ホイルシリンダの液圧を創生するポンプを設けたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項17に記載のブレーキ装置において、
前記ブレーキペダルの操作量を検出するブレーキペダル操作量検出部を備え、
前記ブレーキペダル操作量検出部で運転者のブレーキ操作の開始が検出されると、前記マスタシリンダによりホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項17に記載のブレーキ装置において、
前記ブレーキペダル操作量検出部で検出されたブレーキペダル操作量に基づいて目標ホイルシリンダ液圧を算出する目標ホイルシリンダ液圧算出部を備え、
前記算出された目標ホイルシリンダ液圧が所定の液圧よりも高い場合に、前記ポンプ及び前記液圧制御部によってホイルシリンダ液圧を創生することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項17に記載のブレーキ装置において、
前記ポンプの吐出部と前記マスタシリンダの吐出ポートを接続する第1油路と、
前記第1油路に設けられた遮断弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁の間から分岐して前記ホイルシリンダと接続する第2油路と、
前記第2油路に設けられた増圧弁と、
前記マスタシリンダ又は前記リザーバの吸入ポートと前記ポンプの吸入部を接続する吸入油路と、
前記第2油路と前記吸入油路を接続する第1減圧油路と、
前記第1減圧油路に設けられた第1減圧弁と、
前記第1油路の前記マスタシリンダの吐出ポートと前記遮断弁の間から分岐して前記吸入油路と接続する第2減圧油路と、
前記第2減圧油路に設けられた第2減圧弁と、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路と、
前記第3減圧油路に設けられた第3減圧弁と、を備えたことを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項21に記載のブレーキ装置において、
前記遮断弁を閉弁方向に制御し、前記第2減圧弁を開弁方向に制御することで、前記マスタシリンダで創生される液圧と前記ポンプで創生される液圧とを分離することを特徴とするブレーキ装置。 - 請求項21に記載のブレーキ装置において、
前記第1油路の前記ポンプの吐出部と前記遮断弁との間から分岐して前記吸入油路と接続する第3減圧油路を設け、
前記第3減圧油路に比例制御弁を備えたことを特徴とするブレーキ装置。
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