CN101791979B - 车辆制动控制器 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种车辆制动控制器。该车辆制动控制器可以抑制在由于再生协调控制而发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时的减速度的变化。总控制器110具有如下工作的辅助驱动力校正部件：在再生协调控制下，再生制动转矩的变化量ΔReg越大，相对于输入杆冲程Xi的第一活塞2b的冲程越小。

Description

车辆制动控制器
技术领域
本发明涉及车辆制动控制器。
背景技术
日本特开2007-112426公开了以下制动力增强器(或制动助力器)(brake booster)，该制动力增强器的特征是，根据前后移动并与制动踏板一体化的输入杆的冲程来计算目标活塞冲程，并且驱动该制动力增强器的致动器并向该活塞施加驱动力，使得活塞冲程变为目标活塞冲程。
发明内容
然而，现有技术中的前述方案存在以下问题。当由于再生协调控制而发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时，输入杆的冲程随着主缸压力的变化而变化，使得车辆的减速度变化。
本发明的目的是通过提供以下车辆制动控制器来解决现有技术的前述问题：该车辆制动控制器可以抑制当由于再生协调控制而发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时的减速度的变化。
为了解决前述问题，根据本发明，在再生协调控制操作中，当所检测到的再生制动转矩的变化速率增大时，相对于输入构件的位移的辅助构件的位移减小。
具体地，本发明提供了一种车辆制动控制器，其用于具有制动踏板和多个车轮的车辆，所述车辆制动控制器包括：主缸，其包含处于主缸制动压力下的制动液体；输入构件，其基于所述制动踏板的移动而在所述主缸内移动，以调节所述主缸制动压力；输入构件位移传感器，其检测所述输入构件的位移；辅助构件，其在所述主缸内相对于所述输入构件移动，以进一步调节所述主缸制动压力；辅助构件位移传感器，其检测所述辅助构件的位移；偏置构件，其偏置所述辅助构件和所述输入构件，以使所述辅助构件和所述输入构件具有规定的相对位置关系；致动器，其向所述辅助构件施加驱动力，以使所述辅助构件基于所述输入构件的位移相对于所述输入构件移动；摩擦制动装置，其根据所述主缸制动压力，向各车轮施加摩擦制动转矩；再生制动装置，其向各车轮施加再生制动转矩；再生制动转矩变化速率检测器，其检测所述再生制动转矩的变化速率；再生协调控制器，其执行再生协调控制以控制所述摩擦制动转矩和所述再生制动转矩，使得总制动转矩符合制动转矩要求，所述总制动转矩包括所述摩擦制动转矩和所述再生制动转矩；以及辅助驱动力校正器，其在再生协调控制操作期间，根据检测到的所述再生制动转矩的变化速率，对相对于所述输入构件的位移的所述辅助构件的位移进行校正。
结果，根据本发明，可以抑制当由于再生协调控制操作而发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时主缸压力的变化，并且可以抑制减速度的变化。
附图说明
图1是示出混合动力车辆的整个系统的示意图。
图2是示出制动装置1的整个结构的示意图。
图3是示出由实施例1中的总控制器110所执行的、用于计算再生协调控制操作中的目标减速度的处理的流程图。
图4是示出当在车辆减速期间发生从再生制动转矩到摩擦制动转矩的转换时目标减速度的变化的时间图。
图5是示出实施例1中用于根据再生制动转矩的变化量来校正目标减速度的操作的时间图。
图6是示出实施例1中用于根据输入杆冲程的变化量来校正目标减速度的操作的时间图。
图7是示出实施例2中用于判断总控制器110是否能够执行再生协调控制的处理的流程图。
图8是示出与输入杆冲程和活塞冲程相对应的主缸压力的特性的图。
图9是示出实施例2中与根据主缸压力开始再生协调控制有关的判断操作的时间图。
图10是示出当制动回路中混入空气时主缸压力的上升开始位置的偏移的图。
图11是示出实施例2中与根据活塞冲程速度开始再生协调控制有关的判断操作的时间图。
图12是示出当快速下压制动踏板时主缸压力的短暂上升的图。
图13是示出实施例3中用于判断总控制器110是否能够执行再生协调控制的处理的流程图。
图14是示出实施例4中用于判断总控制器110是否能够执行再生协调控制的处理的流程图。
具体实施方式
以下将基于参考附图的实施例来解释本发明的车辆制动控制器的实施例。
实施例1
首先，将解释结构。
图1是示出实施例1的混合动力车辆的整个系统的图。如图1所示，实施例1中的混合动力车辆的驱动系统具有以下部件：引擎E、第一离合器CL1、电动发电机(motor generator)MG(再生制动装置)、第二离合器CL2、自动变速器AT、传动轴PS、差速器DF、左驱动轴DSL、右驱动轴DSR、左后轮RL、右后轮RR、左前轮FL和右前轮FR。
引擎E可以是汽油发动机，并且基于来自后面要说明的引擎控制器101的控制命令来控制引擎E的节流阀的开度。此外，将飞轮FW设置在引擎E的引擎输出轴上。
将第一离合器CL1布置在引擎E和电动发电机MG之间，并且基于来自(后面要说明的)第一离合器控制器105的控制命令，通过由第一离合器液压单元106所生成的控制液压来驱动第一离合器CL1，使得第一离合器CL1在控制命令的控制下接合/分离。更具体地，当没有控制第一离合器CL1时，第一离合器CL1用作为常闭型干式离合器，其中，第一离合器CL1的离合器片在板弹簧的偏置力下完全接合。当由第一离合器控制器105输出针对第一离合器CL1的开放命令时，将根据传递转矩容量命令的液压供给至活塞以使该活塞执行冲程，并且根据冲程距离来设置传递转矩容量。当进行超过规定水平的冲程时，离合器片之间的接触被解除。为了减小离合器开放时活塞的摩擦损失，即使在离合器片之间的接触终止之后也进一步增大施加至活塞的液压，并且设置规定的过大冲程距离。
另一方面，当第一离合器CL1从分离状态返回至接合状态时，施加至活塞的液压缓慢减小。结果，活塞开始其冲程，并且在该活塞到达规定冲程距离之后，离合器片开始接触。这里，可以通过检查引擎E的引擎旋转速度Ne是否开始增大来判断离合器片是否不再接触。然后，随着作用于活塞的液压减小，传递转矩容量增大。
电动发电机MG是转子中嵌入有永磁体并且在定子上缠绕有定子线圈的同步型电动发电机。基于来自(后面要说明的)电动机控制器102的控制命令，通过施加由逆变器103所产生的三相AC来执行控制。在从电池104供电时，电动发电机MG可以作为旋转驱动电动机来工作。当由外力驱动转子以使其转动时，电动发电机MG作为在定子线圈的两端处生成电动势的发电机来工作，从而对电池104充电(在下文将该工作状态称为“再生”)。电动发电机MG的转子经由减振器(未示出)连接至自动变速器AT的输入轴。
将第二离合器CL2设置在电动发电机MG和左后轮RL/右后轮RR之间。利用来自(后面要说明的)AT控制器107的控制命令，在由第二离合器液压单元108所产生的控制液压的控制下，第二离合器CL2接合/分离。
自动变速器AT是根据车辆速度VSP和加速器开度AP等在5个前进速度级和1个后退速度级或其它设置之间阶梯式自动切换变速比的变速器。优选第二离合器CL2不是新添加的专用离合器。相反，第二离合器CL2包括自动变速器AT的各速度级中所接合的多个摩擦接合元件中的特定摩擦接合元件。
这里，自动变速器AT的输出轴经由(作为车辆的驱动轴的)传动轴PS、差速器DF、左驱动轴DSL和右驱动轴DSR连接至左后轮RL/右后轮RR。可以使用允许利用比例螺线管连续控制液体流量和液压的湿式多片离合器作为第一离合器CL1和第二离合器CL2。
混合驱动系统具有根据第一离合器CL1的接合/分离状态的三种行驶模式。
第一行驶模式是在第一离合器CL1分离时仅使用电动发电机MG的动力作为动力源的电动机驱动式行驶模式或电动车辆行驶模式(在下文称为EV行驶模式)。
第二行驶模式是在第一离合器CL1接合时车辆在驱动动力源中包括引擎E的情况下行驶的使用引擎的车辆行驶模式(在下文称为HEV行驶模式)。
第三行驶模式是在第一离合器CL1接合并且第二离合器CL2处于滑动接合状态时车辆在驱动动力源中包括引擎E的情况下行驶的使用引擎的滑动行驶模式(在下文称为WSC行驶模式)。特别在电池的SOC(state of charge，充电状态)低时或者在引擎水温低时，采用该模式以实现缓慢行驶状态。当进行从EV行驶模式到HEV行驶模式的模式转换时，第一离合器CL1接合，并且电动发电机MG的转矩用于启动引擎E。
HEV行驶模式包括三种行驶模式，具体地，引擎行驶模式、电动机辅助行驶模式和行驶发电模式。
在引擎行驶模式下，仅使用引擎E作为用于驱动左后轮RL/右后轮RR的动力源。在电动机辅助行驶模式下，存在用于驱动左后轮RL/右后轮RR的两个动力源：引擎E和电动发电机MG。在行驶发电模式下，使用引擎E作为用于驱动左后轮RL/右后轮RR的动力源，而电动发电机MG作为发电器来工作。
在电动恒速工作时和加速期间，引擎E的动力用于生成电动发电机MG用的动力，该电动发电机MG在该模式下用作为发电机。此外，在减速期间，进行制动能的再生，以利用电动发电机MG生成用于对电池104充电的电能。
作为其它模式，存在发电模式，在该发电模式下，车辆停止，并且引擎E的动力用于利用用作为发电机的电动发电机MG生成电能。
以下将解释混合动力车辆的控制系统。
如图1所示，实施例1中的混合动力车辆的控制系统具有以下部件：引擎控制器101、电动机控制器102、逆变器103、电池104、第一离合器控制器105、第一离合器液压单元106、AT控制器107、第二离合器液压单元108、制动装置1和总控制器110(对应于再生协调控制部件)。这里，引擎控制器101、电动机控制器102、第一离合器控制器105、AT控制器107、制动装置1和总控制器110经由允许相互交换信息的CAN通信线111而连接。
引擎控制器101如下工作：输入来自引擎旋转速度传感器112的引擎旋转速度信息，并且根据来自总控制器110的目标引擎转矩命令等，向例如节流阀致动器(未示出)输出用于控制引擎旋转速度Ne和引擎转矩Te的命令。此外，经由CAN通信线111将引擎旋转速度Ne等的信息给送至总控制器110。
电动机控制器102如下工作：输入来自检测电动发电机MG的转子的转动位置的旋转变压器113的信息，并且根据来自总控制器110的目标电动发电机转矩命令等，将用于控制电动发电机MG的旋转速度Nm和转矩Tm的命令输出至逆变器103。这里，电动机控制器102监视表示电池104的充电状态的电池SOC。电池SOC信息用于控制电动发电机MG，并且还经由CAN通信线111将电池SOC信息发送至总控制器110。
第一离合器控制器105如下工作：输入来自第一离合器液压传感器114和第一离合器冲程传感器115的传感器信息，并且根据来自总控制器110的第一离合器控制命令，将控制第一离合器CL1的接合/分离的命令输出至第一离合器液压单元106。这里，经由CAN通信线111将与第一离合器冲程CIS有关的信息发送至总控制器110。
AT控制器107如下工作：输入来自加速器开度传感器116、车辆速度传感器117和第二离合器液压传感器118等的传感器信息，并且根据来自总控制器110的第二离合器控制命令，将控制第二离合器CL2的接合/分离的命令输出至AT液压控制阀中的第二离合器液压单元108。此外，经由CAN通信线111将与加速器开度AP和车辆速度VSP有关的信息发送至总控制器110。
制动装置1根据驾驶员对制动器的操作，对各车轮施加摩擦制动转矩。此外，基于来自总控制器110的再生协调控制命令来调节该摩擦制动转矩。现在将解释再生协调控制。
总控制器110用于控制车辆的总能耗，并用于使车辆以最高效率工作。总控制器110接收来自以下传感器的输入传感器信息：电动机旋转速度传感器121，其检测电动机旋转速度Nm；第二离合器输出旋转速度传感器122，其检测第二离合器输出旋转速度N2out；第二离合器转矩传感器123，其检测第二离合器传递转矩容量TCL2(第二离合器转矩)；车轮速度传感器124，其检测四个车轮中每个车轮的车轮速度；以及G传感器125，其检测向前/向后加速度，并且总控制器110还接收经由CAN通信线111所获得的信息作为输入。
总控制器110利用针对引擎控制器101的控制命令来控制引擎E的工作，利用针对电动机控制器102的控制命令来控制电动发电机MG的工作，利用针对第一离合器控制器105的控制命令来控制第一离合器CL1的接合/分离，利用针对AT控制器107的控制命令来控制第二离合器CL2的接合/分离，并且控制制动装置1的工作。
总控制器110计算相对于由驾驶员产生的制动踏板下压距离的目标减速度，并且在优先再生制动转矩的情况下控制计算出的目标减速度。这种控制使得能够实现高能量回收效率，并且可以利用直到较低的车辆速度的再生制动来实现能量回收。
另一方面，根据由车辆速度所确定的旋转速度，存在针对再生制动转矩的上限。结果，当仅由再生制动转矩产生的减速度相对于目标减速度不足时，将再生协调控制命令输出至制动装置1以补偿该不足。
图2是示出实施例1中的制动装置1的整个结构的图。
制动装置1具有以下部件：主缸2、储液室RES、布置在车轮上的轮缸4a～4d、布置成与主缸2相连接的主缸压力控制机构(制动力增强器)5和输入杆(输入构件)6、制动踏板下压距离检测器7、以及控制主缸压力控制机构5的主缸压力控制器8。
输入杆6连同制动踏板BP一起执行冲程，并且输入杆6调节主缸2中的液压(在下文称为主缸压力Pmc)。主缸压力控制机构5和主缸压力控制器8控制主缸2的第一活塞(辅助构件)2b，以产生调节主缸压力Pmc的冲程。
以下为了便于说明，将X轴设置为主缸2的轴方向，并且将制动踏板BP侧定义为负方向。实施例1中的主缸2是所谓的串联型，并且主缸2包括第一活塞2b和第二活塞2c。在主缸2的内周表面和第一活塞2b的X轴正方向侧的表面之间形成第一液压室2d。在主缸2的内周表面和第二活塞2c的X轴正方向侧的表面之间形成第二液室2e。
第一液压室2d连接至第一回路10，并且第二液室2e连接至第二回路20。随着第一活塞2b和第二活塞2c在主缸2中执行冲程，第一液压室2d的容积变化。将复位弹簧2f布置在第一液压室2d中，以使第一活塞2b偏向X轴负方向侧。随着第二活塞2c在主缸2中执行冲程，第二液室2e的容积变化。将复位弹簧2g布置在第二液室2e中，以使第二活塞2c偏向X轴负方向侧。此外，尽管图中未示出，将各种类型的阀以及电动机泵和储液室等布置在第一回路10和第二回路20中以实行ABS控制等。
将第一液压传感器14(对应于主液压检测部件)布置在第一回路10中，并且将第二液压传感器13(对应于主液压检测部件)布置在第二回路20中。第一液压传感器14检测第一液压室2d的液压，并且第二液压传感器13检测第二液室2e的液压。将液压信息发送至主缸压力控制器8。
输入杆6的位于X轴正方向侧的一端6a通过第一活塞2b的隔壁2h中所形成的通孔，进入第一液压室2d。将输入杆6的一端6a和第一活塞2b的隔壁2h相对于彼此密封，使得确保液体密封性，并且布置一端(6a)使得其可以沿X方向相对于隔壁2h滑动。输入杆6的位于X轴负方向侧的另一端6b连接至制动踏板BP。当驾驶员下压制动踏板BP时，输入杆6朝X轴正方向侧移动，并且当驾驶员的脚从制动踏板BP抬起时，输入杆6朝X轴负方向侧移动。
此外，在输入杆6上形成直径大于第一活塞2b的隔壁2h的内周(通孔)且小于凸缘6c的外直径的大直径部6f。当完全释放制动器时，在隔壁2h的位于X轴负方向侧的端表面和大直径部6f的位于X轴正方向侧的端表面之间形成间隙L1。利用间隙L1，当从总控制器110接收到再生协调控制命令时，第一活塞2b相对于输入杆6沿X轴负方向相对移动，使得摩擦制动转矩可以根据再生制动转矩而减小。此外，利用间隙L1，当输入杆6相对于第一活塞2b沿X轴正方向相对移位了间隙L1的量时，大直径部6f的位于X轴正方向端的表面和隔壁2h彼此接触，并且输入杆6和第一活塞2b可以作为整体移动。
在输入杆6或第一活塞2b沿X轴正方向移动时，对第一液压室2d中的工作液体加压，并将加压后的工作液体供给至第一回路10。此外，由加压后的工作液体所传递的第一液压室2d的压力驱动第二活塞2c沿X轴正方向移动。在第二活塞2c沿X轴正方向移动时，对第二液室2e中的工作液体加压，并将加压后的工作液体供给至第二回路20。
如上所述，在输入杆6移动以在第一液压室2d中施加压力时，输入杆6与制动踏板BP耦合。结果，在主缸压力控制机构5的驱动电动机50(致动器)因故障而停止的情况下，当驾驶员进行制动操作(下压制动踏板BP)时，主缸压力Pmc升高，并且可以确保规定的制动转矩。此外，经由输入杆6将与主缸压力Pmc相应的力施加至制动踏板BP，并且由于施加至制动踏板的反作用力被传递至驾驶员，因此无需在制动踏板处设置用于生成反作用力的专用装置。结果，可以使制动力增强器更小、更轻且更容易安装在车辆中。
制动踏板下压距离检测器7用于检测驾驶员所要求的减速度，并将其布置在输入杆6的另一端6b侧。制动踏板下压距离检测器7是用于检测输入杆6沿X轴方向的位移(冲程)的冲程传感器；即，制动踏板下压距离检测器7是用于制动踏板BP的冲程传感器。
储液室RES具有由隔壁(图中未示出)彼此分开的至少两个液室。这些液室可以经由制动回路11、12分别连接至主缸2的第一液压室2d和第二液室2e。
轮缸4a～4d(摩擦制动装置)各自具有缸、活塞和垫等。利用由主缸2所供给的工作液体使活塞移动，并且该活塞相对相应的盘转子40a～40d按压连接至该活塞的垫。这里，盘转子40a～40d与车轮(FR、RL、RR和RL)一体地转动，并且作用于盘转子40a～40d的制动转矩分别变为在各车轮和路面之间作用的制动力。
在主缸压力控制器8的控制命令下，主缸压力控制机构5控制第一活塞2b的位移，即主缸压力Pmc。主缸压力控制机构5包括驱动电动机50、减速器51和旋转/平移转换器55。主缸压力控制器8是算术和逻辑运算电路，并且基于来自制动踏板下压距离检测器7和驱动电动机50的传感器信号等控制驱动电动机50的操作。
以下将解释主缸压力控制机构5的结构和操作。
这里，驱动电动机50是三相DC无刷电动机，并且利用基于主缸压力控制器8的控制命令所供给的电力而使驱动电动机50工作，使得生成期望的旋转转矩。
减速器51利用带轮减速系统减小驱动电动机50的输出的旋转速度。减速器51具有以下部件：布置在驱动电动机50的输出轴上的小直径驱动侧带轮52、布置在旋转/平移转换器55的球状螺母56上的大直径从动侧带轮53、以及悬挂在带轮52和带轮53之间的带54。减速器51根据减速比(驱动侧带轮52的半径相对于从动侧带轮53的半径的比)来放大驱动电动机50的旋转转矩，并且将放大后的旋转转矩传递至旋转/平移转换器55。
旋转/平移转换器55将驱动电动机50的旋转动力转换成平移动力，并且该平移动力按压第一活塞2b。在实施例1中，采用球状螺旋系统作为动力转换机构，并且旋转/平移转换器55具有以下部件：球状螺母56、球状螺杆57、可移动构件58和复位弹簧59。
第一壳体构件HSG1连接至主缸2的X轴负方向端处，并且第二壳体构件HSG2连接至第一壳体构件HSG1的X轴负方向端处。将球状螺母56以能够进行轴旋转的方式布置在第二壳体构件HSG2中的轴承BRG的内周上。将从动侧带轮53嵌合在球状螺母56的X轴负方向端处的外周上。将球状螺杆57拧入球状螺母56的内周中。将多个球轴承可旋转地布置在球状螺母56和球状螺杆57之间的间隙中。
将可移动构件58一体地形成在球状螺杆57的X轴正方向端处，并且第一活塞2b接合可移动构件58的X轴正方向端处的表面。第一活塞2b容纳在第一壳体构件HSG1中，并且第一活塞2b的X轴正方向端从第一壳体构件HSG1突出，并嵌合至主缸2的内周。
将复位弹簧59布置在第一壳体构件HSG1中的第一活塞2b的外周上。将复位弹簧59的X轴正方向端固定至第一壳体构件HSG1内部X轴正方向端处的表面A，并且复位弹簧59的X轴负方向端与可移动构件58接合。将复位弹簧59以沿X方向被压缩的方式布置在表面A和可移动构件58之间，使得可移动构件58和球状螺杆57偏向X轴负方向侧。
球状螺母56与从动侧带轮53一体地旋转。球状螺母56的旋转移动引起球状螺杆57沿X方向平移。由于球状螺杆57朝向X轴正方向侧的平移的驱动力，经由可移动构件58朝向X轴正方向侧按压第一活塞2b。这里，图2示出当没有操作制动器(制动踏板BP完全释放)时球状螺杆57位于朝向X轴负方向侧最大程度移位的初始位置处的状态。
另一方面，复位弹簧59的弹性力相对于沿X轴正方向的驱动力沿相反方向(朝向X轴负方向侧)作用于球状螺杆57。结果，当沿X轴正方向按压第一活塞2b并且施加主缸压力Pmc时，在故障导致驱动电动机50停止从而使得不能够施加使球状螺杆57复位的控制的情况下，仍然可以利用复位弹簧59的反作用力使球状螺杆27返回至初始位置。结果，主缸压力Pmc降低至接近0，使得可以防止制动力牵引的变化，并且可以避免由制动力牵引所引起的车辆运行状况的不稳定性。
将一对弹簧6d、6e(对应于偏置构件)布置在输入杆6和第一活塞2b之间所形成的环状空间B中。该对弹簧6d、6e中的每个弹簧的一端与设置在输入杆6上的凸缘6c接合。弹簧6d的另一端与第一活塞2b的隔壁2h接合，而弹簧6e的另一端与可移动构件58接合。该对弹簧6d、6e具有以下功能：使输入杆6相对于第一活塞2b偏向这两个构件之间的相对位移的中立位置，并且当完全释放制动操作时，使输入杆6和第一活塞2b保持在相对移动的中立位置处。利用该对弹簧6d、6e，当输入杆6和第一活塞2b沿任意方向从中立位置相对偏移时，偏置力作用，使得输入杆6相对于第一活塞2b返回至中立位置。
将旋转变压器或其它旋转角度检测传感器50a布置在驱动电动机50上。结果，将从前述检测所得的电动机输出轴的位置信号输入至主缸压力控制器8。基于所输入的位置信号，主缸压力控制器8计算驱动电动机50的旋转角度。基于该旋转角度，计算旋转/平移转换器55的驱动力距离，即第一活塞2b沿X方向的位移。
以下将解释利用主缸压力控制机构5和主缸压力控制器8来放大输入杆6的驱动力的操作。在实施例1中，根据输入杆6的位移，主缸压力控制器8利用驱动电动机50控制第一活塞2b的位移，即输入杆6和第一活塞2b之间的相对位移。
根据当驾驶员下压制动踏板时输入杆6的位移所确定的目标减速度，主缸压力控制机构5和主缸压力控制器8工作以提供第一活塞2b的位移。结果，除输入杆6的驱动力以外，还可以将第一活塞2b的驱动力施加至第一液压室2d，使得对主缸压力Pmc进行调节。即，放大输入杆6的驱动力。根据输入杆6和第一活塞2b在与第一液压室2d中的轴垂直的方向上的横截面积(在下文称为受压面积AIR和APP)，如下确定放大比(在下文称为增强比(boost ratio)α)。
基于由以下等式(1)所表示的压力平衡关系来执行对主缸压力Pmc的液压的调节。
Pmc＝(FIR+K×Δx)/AIR＝(FPP-K×Δx)/APP…(1)
这里，压力平衡等式(1)中的各种要素如下。
Pmc：第一液压室2d的液压(主缸压力)
FIR：输入杆6的驱动力
FPP：第一活塞2b的驱动力
AIR：输入杆6的受压面积
APP：第一活塞2b的受压面积
K：弹簧6d、6e的弹簧常数
Δx：输入杆6和第一活塞2b之间的相对位移
在实施例1中，将输入杆6的受压面积AIR设置为小于第一活塞2b的受压面积APP。
这里，假定输入杆6的位移(输入杆冲程)为Xi、并且第一活塞2b的位移(活塞冲程)为Xb，则将相对位移Δx定义为Δx＝Xb-Xi。结果，对于Δx，将相对移动的中立位置定义为0，将第一活塞2b相对于输入杆6的向前移动(沿X轴正方向的冲程)的方向定义为正，并且将相反方向定义为负。这里，在压力平衡等式(1)中忽略密封的滑动阻力。可以根据驱动电动机50的电流值估计第一活塞2b的驱动力FPP。
另一方面，可以由以下等式(2)来表示增强比α。
α＝Pmc×(APP+AIR)/FIR    (2)
结果，当将等式(1)中的Pmc代入等式(2)中时，通过以下等式(3)提供增强比α。
α＝(1+K×Δx/FIR)×(AIR+APP)/AIR    (3)
在增强控制时，控制(活塞冲程为Xb的)驱动电动机50，使得获得目标主缸压力特性。这里，主缸压力特性指相对于输入杆冲程Xi的主缸压力Pmc的变化的特性。通过使表示相对于输入杆冲程Xi的活塞冲程Xb的冲程特性与目标主缸压力特性相对应，可以获得用于计算表示相对于输入杆冲程Xi的相对位移Δx的变化的目标位移的特性。基于通过验证所获得的目标位移计算特性，计算相对位移Δx的目标值(在下文称为目标位移Δx*)。
即，目标位移计算特性表示相对于输入杆冲程Xi的目标位移Δx*的变化的特性，并且确定与输入杆冲程Xi相对应的目标位移Δx*。当控制驱动电动机50的旋转(第一活塞2b的位移Xb)从而实现与检测到的输入杆冲程Xi相对应地确定的目标位移Δx*时，由主缸2生成大小与目标位移Δx*相对应的主缸压力Pmc。
这里，如上所述，由制动踏板下压距离检测器7来检测输入杆冲程Xi，基于旋转角度检测传感器50a的信号来计算活塞冲程Xb，并且可以根据检测到的(计算出的)位移之间的差确定相对位移Δx。更具体地，在增强控制时，基于检测到的位移Xi和目标位移计算特性来设置目标位移Δx*，并且控制驱动电动机50(反馈控制)，使得检测到的(计算出的)相对位移Δx与目标位移Δx*一致。还可以采用单独设置用于检测活塞冲程Xb的冲程传感器的方案。
在实施例1中，通过在不使用踏板上的力传感器的情况下进行增强控制，可以相应地削减成本。此外，通过控制驱动电动机50使得相对位移Δx变为任意规定值，可以获得比由受压面积比(AIR+APP)/AIR所限定的增强比大或小的增强比，并且可以获得基于期望的增强比的制动力。
执行驱动电动机50的恒定增强控制，使得输入杆6和第一活塞2b一体地偏移，即，在第一活塞2b相对于输入杆6总是取中立位置并且相对位移Δx＝0的情况下偏移。当第一活塞2b进行冲程使得Δx＝0时，根据等式(3)将增强比α唯一定义为α＝(AIR+APP)/AIR。结果，通过基于必需的增强比设置AIR和APP并且控制第一活塞2b以使得位移Xb等于输入杆冲程Xi，可以总是获得恒定的(必需的)增强比。
对于恒定增强控制时的目标主缸压力特性，伴随输入杆6的向前移动(沿X轴正方向的位移)所生成的主缸压力Pmc，按二次曲线、三次曲线或作为相比于二次曲线或三次曲线的更高次曲线的组合所形成的多次曲线(在下文称为多次曲线)而增大。此外，恒定增强控制具有第一活塞2b进行距离与输入杆冲程Xi的距离相同的冲程(Xb＝Xi)的冲程特性。根据基于冲程特性和目标主缸压力特性所获得的目标位移计算特性，针对任意输入杆冲程Xi，目标位移Δx*均为0。
另一方面，在可变增强控制时，将目标位移Δx*设置为正的规定值，并且控制驱动电动机50，使得相对位移Δx与规定值相同。结果，在驱动输入杆6以使其沿使主缸压力Pmc增大的方向向前移动时，第一活塞2b的位移Xb变为大于输入杆冲程Xi。根据等式(3)，增强比α的大小增大到(1+K×Δx/FIR)倍。即，变为与如下情况相同：驱动第一活塞2b，从而以通过将输入杆冲程Xi乘以比例增益(1+K×Δx/FIR)所获得的距离执行冲程。这样，可以根据相对位移Δx来调节增强比α。主缸压力控制机构5用作为增强源，并且在制动踏板上的下压力大幅减小的情况下生成驾驶员所需的制动转矩。
即，从控制属性的观点，优选比例增益(1+K×Δx/FIR)的值为1。然而，例如，在驾驶员想要以增大了的制动踏板下压距离来施加制动转矩时的紧急制动等的情况下，可以将前述比例增益临时改变为大于1的值。结果，即使在相同的制动踏板下压距离的情况下，也可以将主缸压力Pmc增大至正常情况下(当比例增益为1时)的主缸压力以上。结果，可以生成较大的制动转矩。这里，可以通过判断来自制动踏板下压距离检测器7的信号的时间变化速率是否超过规定水平，来进行针对是否应当应用紧急制动的判断。
这样，在可变增强控制时，使第一活塞2b的向前移动大于输入杆6的向前移动(Xb＞Xi)，随着输入杆6向前移动，第一活塞2b相对于输入杆6的相对位移Δx增大，并且控制驱动电动机50，使得伴随相对于输入杆6的向前移动增大了的向前移动的主缸压力Pmc的增大大于恒定增强控制时的增大。
对于可变增强控制时的目标主缸压力特性，伴随输入杆6的向前移动(沿X轴正方向的位移)所生成的主缸压力Pmc的增大大于恒定增强控制时主缸压力的增大(以多次曲线的形式增大的主缸压力特性更加陡峭)。此外，该可变增强控制具有相对于输入杆冲程Xi的增大的活塞冲程Xb的增大大于1的冲程特性。根据基于该冲程特性和目标主缸压力特性所获得的目标位移计算特性，目标位移Δx*相对于输入杆冲程Xi的增大以规定比增大。
此外，除前述控制以外，对于可变增强控制还可以采用以下控制方案：控制驱动电动机50，以使得随着输入杆6沿主缸压力Pmc增大的方向移动时，活塞冲程Xb变得小于输入杆冲程Xi。结果，在再生协调控制下可以根据再生制动转矩的增大而减小摩擦制动转矩。
图3是示出由总控制器110所执行的再生协调控制期间的目标减速度计算中所涉及的处理的流程图。以下将解释各处理步骤。这里，按规定的算术和逻辑运算周期重复执行该处理。
在步骤S1中，读取由制动踏板下压距离检测器7检测到的输入杆冲程Xi，然后流程进入步骤S2。
在步骤S2中，根据使用旋转角度检测传感器50a检测到的驱动电动机50的旋转角度，计算活塞冲程Xb，然后流程进入步骤S3。
在步骤S3中，基于根据使用车轮速度传感器124所获得的各车轮速度而计算出的车辆速度，计算可以生成的最大再生制动转矩Reg，然后流程进入步骤S4。
在步骤S4中，基于输入杆冲程Xi，计算目标车辆减速度Gcom，然后流程进入步骤S5。这里，目标减速度Gcom具有随着输入杆冲程Xi增大而增大的典型特征。此外，针对目标减速度Gcom，设置上限GcomMax和下限GcomMin。
在步骤S5中，从目标减速度Gcom减去目标减速度Gcom的前一周期值Gcom_Z(在前一算术和逻辑运算周期中所获取并存储的前一周期中的目标减速度Gcom的值)，以获得目标减速度的变化量ΔGcom，然后流程进入步骤S6。
ΔGcom＝Gcom-Gcom_Z
在步骤S6中，从再生制动转矩Reg减去再生制动转矩Reg的前一周期值Reg_Z，以计算再生制动转矩的变化量ΔReg(对应于再生制动转矩变化速率检测部件)，然后流程进入步骤S7。
ΔReg＝Reg-Reg_Z
在步骤S7中，从输入杆冲程Xi减去输入杆冲程Xi的前一周期值Xi_Z，以计算输入杆冲程的变化量ΔXi(对应于踏板冲程速度检测部件)，然后流程进入步骤S8。
ΔXi＝Xi-Xi_Z
在步骤S8中，计算相对于再生制动转矩的变化量ΔReg的增益Gain_R(对应于辅助驱动力校正部件)，然后流程进入步骤S9。在步骤S8中示出相对于再生制动转矩的变化量ΔReg的Gain_R的设置图。当ΔReg小于规定值ΔReg1时，Gain_R为1。当ΔReg大于或等于规定值ΔReg1但小于或等于规定值ΔReg2时，增益随着ΔReg增大而减小，并且当ΔReg大于规定值ΔReg2时，增益为0.25。
在步骤S9中，计算相对于输入杆冲程的变化量ΔXi的增益Gain_Xi，然后流程进入步骤S10。在步骤S9中示出相对于ΔXi的Gain_Xi的设置图。当ΔXi小于规定值ΔXi1时，Gain_Xi为1。当ΔXi位于规定值ΔXi1和规定值ΔXi2之间时，Gain_Xi随着ΔXi增大而增大，并且当ΔXi大于规定值ΔXi2时，Gain_Xi为4。
在步骤S10中，将Gain_R和Gain_Xi的乘积与1进行比较。将这两者中较小的一个作为目标减速度的变化速率Gain来计算，然后流程进入步骤S11。
Gain＝SelectLo(1，Gain_R×Gain_Xi)
在步骤S11中，将通过将目标减速度的变化速率Gain和目标减速度的变化量ΔGcom相乘所获得的值与校正后的目标减速度Gcom2的前一周期值Gcom2_Z相加，以计算目标减速度的当前周期虚拟值GcomT，然后流程进入步骤S12。
GcomT＝Gcom2_Z+ΔGcom×Gain
在步骤S12中，取目标减速度的当前周期虚拟值GcomT和目标减速度的上限GcomMax中的较小值作为目标减速度的当前周期虚拟值GcomT，并且流程进入步骤S13。
GcomT＝SelectLo(GcomT，GcomMax)
在步骤S13中，取目标减速度的当前周期虚拟值GcomT和目标减速度的下限GcomMin中的较大值作为校正后的目标减速度Gcom2，然后流程进入步骤S14。
Gcom2＝SelectHi(GcomT，GcomMin)
在步骤S14中，将在当前算术和逻辑运算周期中所获取或计算出的Gcom、Gcom2、Reg和Xi的值作为前一周期值来存储，然后流程进入“返回”。
Gcom_Z＝Gcom
Gcom2_Z＝Gcom2
Reg_Z＝Reg
Xi_Z＝Xi
利用总控制器110，从在前述处理中确定的校正后的目标减速度Gcom2减去由再生制动转矩Reg所实现的减速度，以计算由摩擦制动转矩要实现的减速度，并且将再生协调控制命令输出至制动装置1。制动装置1的主缸压力控制器8控制主缸压力控制机构5的活塞冲程Xb，以获得由摩擦制动转矩要实现的减速度。
以下将解释实施例1的作用。
图4是示出在车辆正在减速时将再生制动转矩切换至摩擦制动转矩的情况下目标减速度的变化的时间图。
在时间t1，驾驶员开始下压制动踏板BP，并且在时间t2，踏板冲程保持恒定。这里，根据等式(1)的压力平衡等式，当踏板冲程恒定时，可以通过以下等式(4)来表示驾驶员的制动下压力Fi。
Fi＝Pmc×AIR+K×Δx    (4)
从等式(4)可以看出，根据主缸压力Pmc和弹簧6d、6e的反作用力来确定制动下压力Fi。
在时间t3，由于车辆已经减速并且车辆速度正接近不可能进行再生的水平，因此在车辆的减速度保持恒定的情况下，将利用再生制动转矩的减速度转换至利用摩擦制动转矩的减速度。在这种情况下，主缸压力控制机构5控制活塞冲程Xb以增大主缸压力Pmc，使得摩擦制动转矩随着再生制动转矩减小而增大。
这里，当主缸压力Pmc增大时，尽管驾驶员保持制动踏板BP处的冲程恒定，然而等式(4)右侧的Pmc×AIR增大，并且制动下压力Fi增大。因此，理想的是，对活塞冲程Xb进行控制以使得K×Δx根据Pmc×AIR的增大而减小。即，活塞冲程Xb应当使制动下压力Fi保持恒定。
然而，在活塞冲程Xb和主缸压力Pmc之间的关系具有非线性特性的情况下，活塞冲程Xb和弹簧6d、6e的反作用力之间的关系具有线性特性。结果，在对活塞冲程Xb进行控制之后，制动下压力Fi的变化，或者换言之，作用于制动踏板上的反作用力的变化(减小了的反作用力)不可避免。由于驾驶员以恒定的下压力下压加速器踏板，因此踏板冲程随着反作用力减小而变化(时间t3～t4)。在本实施例中，示出制动踏板冲程增大的情况作为例子。如步骤S4所示，当踏板冲程变化时，即当输入杆冲程Xi变化时，目标减速度Gcom变为较大的值。如果不进行如图3所示的步骤S8的增益校正，则尽管驾驶员期望恒定的减速度并以恒定的下压力下压制动踏板，但减速度根据踏板冲程的变化而增大。结果，当发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时，尽管驾驶员对制动踏板BP维持恒定的下压力，但目标减速度增大(时间t3～t4)。结果，尽管驾驶员并未期望，但发生减速度的增大。
另一方面，在实施例1中的再生协调控制的情况下，再生制动转矩的变化量ΔReg越大，相对于再生制动转矩的变化量ΔReg的增益Gain_R越小。结果，再生制动转矩的变化量ΔReg越大，校正后的目标减速度的值Gcom2越小。
即，在实施例1中，再生制动转矩Reg的变化速率越高，相对于输入杆冲程Xi的活塞冲程Xb的值越小。结果，如图5所示，可以抑制在时间t3时由再生制动转矩产生的减速度转换为由摩擦制动转矩产生的减速度时主缸压力Pmc的变化。与不执行该控制的情况相比较，可以抑制目标减速度的变化以及驾驶员未期望的增大的减速度。
根据活塞冲程、主缸压力Pmc和弹簧6d、6e的反作用之间的关系，制动踏板的踏板冲程可能减小。在该情况下，可以通过进行与本实施例的校正相反的校正来实现相同效果。
此外，在实施例1中的再生协调控制的情况下，输入杆冲程的变化量ΔXi越大，相对于输入杆冲程的变化量ΔXi的Gain_Xi的值越大。结果，输入杆冲程的变化量ΔXi越大，校正后的目标减速度的值Gcom2越大。
即，在实施例1中，当制动踏板BP的冲程速度较高时，相对于输入杆冲程Xi的变化的活塞冲程Xb的变化较大。结果，如图6所示，当在时间t3由再生制动转矩产生的减速度转换为由摩擦制动转矩产生的减速度时，如果驾驶员进一步下压制动踏板BP，则可以针对驾驶员对增大减速度的要求，增大目标减速度。
例如，当驾驶员快速下压制动踏板BP时(在紧急制动时等)，如果与制动踏板BP的冲程的变化相应的目标减速度的变化小，则将产生响应迟缓的感觉。这里，通过在制动踏板BP的冲程速度高时增大相对于输入杆冲程Xi的变化的活塞冲程Xb的变化，可以使车辆的减速度毫无延迟地跟随驾驶员对减速度的变化的要求。
在实施例1中，通过基于相对于再生制动转矩的变化量ΔReg的Gain_R和相对于输入杆冲程的变化量ΔXi的Gain_Xi而对目标减速度Gcom进行校正，来确定校正后的目标减速度的当前周期虚拟值GcomT，并且将该当前周期虚拟值GcomT与目标减速度的上限GcomMax和目标减速度的下限GcomMin进行比较，以确定校正后的目标减速度Gcom2。
结果，可以防止当再生制动转矩的变化量ΔReg大时设置过大的校正后的目标减速度Gcom2，并且可以防止在输入杆冲程ΔXi的变化量大时设置过小的校正后的目标减速度Gcom2。
以下将解释本发明的实施例的效果。
以下说明由实施例1中的车辆制动控制器能够实现的效果。
(1)车辆制动控制器包括以下部件：输入杆6，其在下压/释放制动踏板BP时向前/向后移动；第一活塞2b，其被配置为能够相对于输入杆6的移动方向移动；弹簧6d、6e，其使输入杆6相对于第一活塞2b偏向这两个部件之间的相对位移的中立位置；以及驱动电动机50，其根据输入杆冲程Xi来驱动第一活塞2b向前/向后移动。还包括以下部件：主缸压力控制机构5，用于生成增强第一活塞2b的力的推力，以对主缸中的制动液体加压；轮缸4a～4d，用于根据主缸压力向各车轮施加摩擦制动转矩；电动发电机MG，用于向各车轮施加再生制动转矩；再生制动转矩变化速率检测器，用于检测作为再生制动转矩的变化速率的再生制动转矩的变化量ΔReg(步骤S6)；总控制器110，用于对摩擦制动转矩和再生制动转矩执行再生协调控制，使得包括摩擦制动转矩和再生制动转矩的总制动转矩变为驾驶员所要求的制动转矩；以及辅助驱动力校正器(步骤S8)，其如下工作：在再生协调控制操作时，再生制动转矩的变化量ΔReg越大，相对于输入杆冲程Xi的变化量的第一活塞2b的变化量越小。结果，当发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时，可以抑制主缸压力Pmc的变化和减速度的变化。
(2)车辆制动控制器具有用于检测输入杆冲程的变化量ΔXi的踏板冲程速度检测器(步骤S7)，并且辅助驱动力校正器如下工作：输入杆冲程的变化量ΔXi越大，相对于输入杆冲程Xi的变化量的第一活塞2b的变化量越大。结果，可以使车辆的减速度和驾驶员所要求的减速度的变化一致。
实施例2
实施例2中的车辆制动控制器与实施例1中的车辆制动控制器的不同之处仅在于针对是否可以开始再生协调控制的判断。因此，实施例2中采用实施例1中所使用的步骤中的许多步骤，因而为了简洁，将省略对这些步骤的说明。
图7是示出由实施例2中的总控制器110所执行的、针对是否可以执行再生协调控制的判断处理的流程图。以下将解释各处理步骤。这里，以规定的算术和逻辑运算周期重复执行该处理。
在步骤S21中，读取利用制动踏板下压距离检测器7检测到的输入杆冲程Xi(对应于输入构件移动速度检测器)，然后流程进入步骤S22。
在步骤S22中，根据利用旋转角度检测传感器50a检测到的驱动电动机50的旋转角度，计算活塞冲程Xb，然后流程进入步骤S23。
在步骤S23中，读取由第一液压传感器14和第二液压传感器13所读取的主缸压力Pmc的值，然后流程进入步骤S24。
在步骤S24中，基于输入杆冲程Xi计算车辆的目标减速度Gcom，然后流程进入步骤S25。这里，目标减速度Gcom具有随着输入杆冲程Xi增大而增大的特性。
在步骤S25中，判断是否正在执行再生协调控制。如果判断结果为“是”，则流程进入步骤S31。另一方面，如果判断结果为“否”，则流程进入步骤S26。
在步骤S26中，判断主缸压力Pmc是否高于规定值。如果判断结果为“是”，则流程进入步骤S27。另一方面，如果判断结果为“否”，则流程进入步骤S30。这里，该规定值指当主缸压力Pmc的变化大于输入杆冲程Xi的变化时的主缸压力。
在步骤S27中，从活塞冲程Xb减去活塞冲程Xb的前一周期值Xb_Z，以计算活塞冲程速度ΔXb(对应于辅助构件移动速度检测器)，然后流程进入步骤S28。
在步骤S28中，判断活塞冲程速度ΔXb是否小于规定值。如果判断结果为“是”，则流程进入步骤S29。如果判断结果为“否”，则流程进入步骤S30(对应于稳定状态判断装置)。
在步骤S29中，允许开始再生协调控制，然后流程进入步骤S31。
在步骤S30中，不允许开始再生协调控制，然后流程进入步骤S31。
在步骤S31中，将活塞冲程Xb作为前一周期值Xb_Z来存储，然后流程进入“返回”。
以下将解释实施例2的作用。
在实施例1中，已经说明了以下特征：当发生再生制动转矩和摩擦制动转矩之间的转换时，活塞冲程Xb和主缸压力Pmc之间的关系展现非线性特性，并且活塞冲程Xb和弹簧6d、6e的反作用力之间的关系展现线性特性，因此制动下压力Fi发生变化。
该问题在主缸压力Pmc的变化相对于活塞冲程Xb的变化小的区域(例如，主缸2的储液室口未关闭的区域，或者主缸压力Pmc变化但其增益小的区域)中，更加显著。
如图8所示，在主缸压力控制机构5中，与输入杆冲程Xi和活塞冲程Xb的和相对应地生成主缸压力Pmc。这里，如果在输入杆冲程Xi处于状态A时开始再生协调控制、并且发生从再生制动转矩到摩擦制动转矩的转换，则活塞冲程Xb必须从A移动至B。在从A到C的区域中，相对于活塞冲程Xb，主缸压力Pmc几乎不变化。结果，当相对于活塞冲程Xb的增大的弹簧6d、6e的反作用力小时，由于主缸压力Pmc上升缓慢，因而制动下压力Fi减小。
另一方面，在实施例2中，当主缸压力Pmc处于状态C时，开始再生协调控制。即，在相对于活塞冲程Xb的主缸压力Pmc的变化大的区域中开始再生协调控制。结果，如图9所示，与当不采用该控制时的情况不同，可以减小相对于活塞冲程Xb的主缸压力Pmc的上升的延迟，并且可以抑制制动下压力Fi的减小以及目标减速度的变化。
另外，如果如图10所示制动回路中混入空气，则主缸压力Pmc的上升开始位置(Xi+Xb)相对不存在空气时的情况下的上升开始位置变化。然而，当采用实施例2中的方案时，可以从主缸压力Pmc相对于活塞冲程Xb的变化确实上升的状态开始再生协调控制，并且对于制动下压力Fi的减小可以实现显著改善(图11)。
在实施例2中，当活塞冲程速度ΔXb低于规定水平时，即当判断为第一活塞2b的工作处于稳定状态时，开始再生协调控制。如图12所示，如果驾驶员快速下压制动踏板BP，则可能出现以下现象：主缸压力Pmc短暂上升，然后降低。这是由制动回路中所布置的阀等的孔作用(orifice behavior)所引起的。
在这种情况下，如果仅利用主缸压力Pmc开始再生协调控制，则在主缸压力Pmc短暂上升的时间D时开始再生协调控制。结果，由于主缸压力Pmc随后减小，因此制动下压力Fi大幅降低。
考虑到该问题，在实施例2中，在判断为第一活塞2b的工作处于稳定状态之后开始再生协调控制，使得可以在主缸压力Pmc的变化相对于活塞冲程Xb的变化大的区域中开始再生协调控制，并且可以抑制在快速下压制动踏板时制动下压力Fi的减小。
以下将解释效果。
对于实施例2中的车辆制动控制器，除实施例1的效果(1)、(2)以外，还可以实现以下列出的效果。
(3)车辆制动控制器配置有用于检测主缸压力Pmc的第一液压传感器14和第二液压传感器13，并且在主缸压力Pmc大于规定水平时，由总控制器110开始再生协调控制。结果，可以减小相对于活塞冲程Xb的主缸压力Pmc的上升的延迟，并且可以抑制制动下压力Fi的减小以及目标减速度的变化。
(4)车辆制动控制器具有用于判断辅助构件的操作是否处于稳定状态的稳定状态判断装置(步骤S28)。当判断为第一活塞2b的工作处于稳定状态时，总控制器110开始再生协调控制。结果，可以在主缸压力Pmc的变化相对于活塞冲程Xb的变化大的区域中开始再生协调控制，并且可以抑制在快速下压制动踏板时制动下压力Fi的减小。
(5)车辆制动控制器具有用于检测活塞冲程速度ΔXb的辅助构件移动速度检测器(步骤S27)，并且当活塞冲程速度ΔXb小于规定水平时，判断为第一活塞2b的工作处于稳定状态。结果，可以判断主缸压力Pmc是否是短暂变高。
实施例3
实施例3与实施例2的不同之处仅在于用于判断第一活塞的稳定状态的方法。
图13是示出实施例3中针对总控制器110是否可以执行再生协调控制的判断处理的流程图。以下将解释各处理步骤。实施例3中采用以上实施例1和实施例2所使用的步骤中的许多步骤，因此为了简洁，将省略对这些步骤的解释。
在步骤S32中，从输入杆冲程Xi减去输入杆冲程Xi的前一周期值Xi_Z，以计算总控制器110的工作周期之间的规定时间段中表示输入杆冲程速度信息的输入杆冲程的变化量ΔXi(对应于输入构件移动速度检测器)，然后流程进入步骤S33。
在步骤S33中，判断输入杆冲程的变化量ΔXi是否小于规定值。如果判断结果为“是”，则流程进入步骤S29。另一方面，如果判断结果为“否”，则流程进入步骤S30(对应于稳定状态判断装置)。
在步骤S34中，将输入杆冲程Xi作为前一周期值Xi_Z来存储，并且流程进入“返回”。
以下将解释实施例3的作用。
在实施例3中，通过将输入杆冲程的变化量ΔXi与规定值进行比较来判断第一活塞2b的工作是否处于稳定状态。由于输入杆6连接至制动踏板BP，因此输入杆冲程的变化量ΔXi等于制动踏板BP的下压速度。这里，当制动踏板BP的下压速度高时，要求与该下压速度相应的输入杆冲程Xi，使得可以间接判断第一活塞2b的工作是否处于稳定状态。
以下将解释效果。
对于实施例3中的车辆制动控制器，除实施例1中的效果(1)、(2)和实施例2中的效果(3)、(4)以外，可以实现以下效果。
(6)车辆制动控制器具有用于检测输入杆冲程的变化量ΔXi的输入构件移动速度检测器(步骤S32)，并且当输入杆冲程的变化量ΔXi小于规定值时，稳定状态判断装置(步骤S33)判断为第一活塞2b的工作处于稳定状态。结果，可以间接判断第一活塞2b的工作是否处于稳定状态。
实施例4
实施例4与实施例2的不同之处仅在于判断第一活塞的稳定状态的方法。图14是示出实施例4中针对是否允许总控制器110执行再生协调控制的判断处理的流程图。以下将解释各处理步骤。实施例4中采用实施例1和实施例2所使用的相同步骤中的许多步骤，因此为了简洁，将省略对这些步骤的说明。
在步骤S35中，基于输入杆冲程Xi计算目标活塞冲程Xbcom，并且流程进入步骤S25。这里，目标活塞冲程Xbcom具有基于输入杆冲程Xi获得目标减速度Gcom所利用的特性。
在步骤S36中，从目标活塞冲程Xbcom减去活塞冲程Xb，以计算相对位置ΔX，然后流程进入步骤S37。
在步骤S37中，判断相对位置ΔX是否小于规定值。如果判断结果为“是”，则流程进入步骤S29。如果判断结果为“否”，则流程进入步骤S30(对应于稳定状态判断装置)。
以下将解释实施例4的作用。
在实施例4中，通过将目标活塞冲程Xbcom和活塞冲程Xb之间的相对位置ΔX与规定值进行比较，来判断第一活塞2b的工作是否处于稳定状态。当下压制动踏板BP时，考虑到致动器(主缸压力控制机构5)响应的延迟，活塞冲程Xb落后于输入杆冲程Xi。
结果，当生成目标活塞冲程Xbcom和活塞冲程Xb之间的偏差(相对位置ΔX)时，驾驶员保持进一步下压制动踏板BP的状态，或者驾驶员保持制动踏板BP稳定。可以看出活塞冲程Xb可以赶上目标活塞冲程Xbcom。即，当目标活塞冲程Xbcom和活塞冲程Xb之间的相对位置ΔX小于规定值时，可以判断为下压踏板的操作和第一活塞2b的工作处于稳定状态。
以下将解释效果。
对于实施例4中的车辆制动控制器，除实施例1的效果(1)、(2)和实施例2的效果(3)、(4)以外，可以实现以下效果。
(7)当目标活塞冲程Xbcom和实际活塞冲程Xb之间的相对位置ΔX小于规定值时，由稳定状态判断装置(步骤S37)判断为第一活塞2b的工作处于稳定状态。结果，可以判断为踏板操作和第一活塞2b的工作处于稳定状态。
以上已经参考实施例解释了本发明的制动力增强器控制器。然而，更具体的结构不局限于所述实施例。只要符合权利要求书所述的本发明的要旨，就可以采用各种变形或添加。
例如，制动力增强器的结构不局限于这些实施例。本发明可以适用于具有以下特征的任意制动力增强器并具有与所述实施例中的作用和效果相同的作用和效果：该制动力增强器具有：输入构件，其在下压/释放制动踏板时向前/向后移动；辅助构件，其能够沿输入构件的移动方向相对于该输入构件移动；偏置构件，其使输入构件相对于辅助构件偏向这两个部件之间的相对位移的中立位置；以及致动器，其根据输入构件的位移来驱动辅助构件向前/向后移动；并且该制动力增强器生成在主缸中利用辅助构件的驱动力增强后的制动液体。

Claims (9)

1.一种车辆制动控制器，其用于具有制动踏板和多个车轮的车辆，所述车辆制动控制器包括：
主缸，其包含处于主缸制动压力下的制动液体；
输入构件，其基于所述制动踏板的移动而在所述主缸内移动，以调节所述主缸制动压力；
输入构件位移传感器，其检测所述输入构件的位移；
辅助构件，其在所述主缸内相对于所述输入构件移动，以进一步调节所述主缸制动压力；
辅助构件位移传感器，其检测所述辅助构件的位移；
偏置构件，其偏置所述辅助构件和所述输入构件，以使所述辅助构件和所述输入构件具有规定的相对位置关系；
致动器，其向所述辅助构件施加驱动力，以使所述辅助构件基于所述输入构件的位移相对于所述输入构件移动；
摩擦制动装置，其根据所述主缸制动压力，向各车轮施加摩擦制动转矩；
再生制动装置，其向各车轮施加再生制动转矩；
再生制动转矩变化速率检测器，其检测所述再生制动转矩的变化速率；
再生协调控制器，其执行再生协调控制以控制所述摩擦制动转矩和所述再生制动转矩，使得总制动转矩符合制动转矩要求，所述总制动转矩包括所述摩擦制动转矩和所述再生制动转矩；以及
辅助驱动力校正器，其在再生协调控制操作期间，根据检测到的所述再生制动转矩的变化速率，对相对于所述输入构件的位移的所述辅助构件的位移进行校正。
2.根据权利要求1所述的车辆制动控制器，其特征在于：
所述辅助驱动力校正器对相对于所述输入构件的位移的所述辅助构件的位移进行校正，使得随着所述再生制动转矩的变化速率变高，减小相对于所述输入构件的位移的所述辅助构件的位移。
3.根据权利要求1所述的车辆制动控制器，其特征在于：
所述辅助驱动力校正器通过基于所述再生制动转矩的变化速率而校正基于所述制动转矩要求所计算出的目标减速度，对相对于所述输入构件的位移的所述辅助构件的位移进行校正。
4.根据权利要求1所述的车辆制动控制器，其特征在于，还包括：
踏板冲程速度检测器，其检测所述制动踏板的冲程速度，
其中，所述辅助驱动力校正器随着检测到的所述制动踏板的冲程速度变高，增大相对于所述输入构件的位移的所述辅助构件的位移。
5.根据权利要求1所述的车辆制动控制器，其特征在于，还包括：
主缸压力检测器，其检测所述主缸制动压力，
其中，当检测到的所述主缸制动压力超过规定水平时，所述再生协调控制器开始所述再生协调控制。
6.根据权利要求5所述的车辆制动控制器，其特征在于，还包括：
稳定状态判断装置，其判断所述辅助构件的工作是否处于稳定状态，
其中，当判断为所述辅助构件的工作处于稳定状态时，所述再生协调控制器开始所述再生协调控制。
7.根据权利要求6所述的车辆制动控制器，其特征在于，还包括：
辅助构件移动速度检测器，其检测所述辅助构件的移动速度，
其中，当检测到的所述辅助构件的移动速度低于规定水平时，所述稳定状态判断装置判断为所述辅助构件的工作处于稳定状态。
8.根据权利要求6所述的车辆制动控制器，其特征在于，还包括：
输入构件移动速度检测器，其检测所述输入构件的移动速度，
其中，当检测到的所述输入构件的移动速度低于规定水平时，所述稳定状态判断装置判断为所述辅助构件的工作处于稳定状态。
9.根据权利要求6所述的车辆制动控制器，其特征在于：
所述稳定状态判断装置基于所述输入构件的位移来计算所述辅助构件的目标位移，
其中，当所述辅助构件的目标位移和所述辅助构件的实际位移之间的差小于规定值时，所述稳定状态判断装置判断为所述辅助构件的工作处于稳定状态。
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