CN103492245B - 制动系统 - Google Patents

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Abstract

提供抑制鼓式制动器的脉动导致的控制波动的制动系统。基于右后轮（46）的旋转角度减左后轮（48）的旋转角度而得的值取得相对相位，根据相对相位与包括左右后轮（46、48）的制动轮缸（52RL、RR）的液压的左右后轮总液压的分散值（σ2）间的关系设分散值（σ2）小时的相对相位为目标相对相位（δref）。进而，实际的相对相位（δ）大于目标相对相位（δref）时对右后轮（48）施加制动力使实际相对相位（δ）变小而接近目标相对相位（δref），实际相对相位（δ）小于目标相对相位（δref）时对左后轮（46）施加制动力而接近目标相对相位（δref）。由此能抑制左右后轮总液压的变化，抑制因鼓式制动器的脉动导致的控制波动。

Description

制动系统
技术领域
本发明涉及包括摩擦制动器的制动系统。
背景技术
专利文献1中记载：在具备鼓式制动器和盘式制动器的制动装置中，在鼓式制动器的制动轮缸的液压的控制中、以及盘式制动器的制动轮缸的液压的控制中，改变规则。由于在鼓式制动器中容易产生脉动，因此增大不灵敏区域宽度等，以便难以切换成增压控制、减压控制。由此，能够抑制因脉动而导致的控制波动（control hunting）。
专利文献2中记载：在具备电动鼓式制动器的制动装置中，对伴随着车轮的旋转而产生的电动鼓式制动器的扭矩变动进行检测，并对朝电动马达供给的供给电流进行控制以使得扭矩变动变小。
专利文献3中记载：在从对车轮施加再生制动扭矩的再生制动模式或者协作制动模式朝对车轮仅施加摩擦制动扭矩的摩擦制动模式过渡的情况下，在左侧车轮和右侧车轮，使相位错开。即，在左侧车轮和右侧车轮，错开时间从再生制动模式或者协作制动模式朝摩擦制动模式过渡。由此，能够减轻减速度的变化，从而能够减轻驾驶员的不适感。
专利文献1：日本特开2005－028975号
专利文献2：日本特开2002－079933号
专利文献3：日本特开2007－276579号
发明内容
本申请发明的课题在于，在包括摩擦制动器的制动系统中，实现对控制波动的抑制。
在本申请发明所涉及的制动系统中，取得车辆的多个车轮中的至少两个车轮的相对相位、与表示包括上述至少两个车轮旋转一周的期间的摩擦制动器的制动力的总制动力的变化状态的值之间的关系亦即变化特性。
例如，在摩擦制动器是鼓式制动器，鼓的真圆度低的情况下，或者鼓偏心安装的情况下，即便在本来制动力应该恒定的情况下，伴随着车轮的旋转，制动力周期性地变化。并且，虽然该鼓式制动器的制动力的周期性变化是针对各轮的每个产生的，但是，根据至少两个车轮的相对相位，存在至少两个轮的各个的鼓式制动器的制动力合在一起后的力（总制动力的一种方式）的变化的振幅变大的情况或变小的情况。
针对该情况，如果使两个车轮的相对相位成为使得总制动力的振幅变小的相位，则能够减小总制动力的周期性的变化的振幅，能够抑制由此导致的控制波动。
可获得保护的发明
以下，对可获得保护的发明进行说明。
（1）一种制动系统，包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮中的至少两个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得上述至少两个车轮之间的各自的相对相位；
变化特性取得装置，该变化特性取得装置取得由上述相对相位取得装置取得的上述至少两个车轮之间的各自的相对相位、与表示上述至少两个车轮至少旋转一周的期间的总制动力的变化状态的值之间的关系亦即总制动力变化特性，上述总制动力包括上述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力；以及
旋转角度控制装置，该旋转角度控制装置对上述至少两个车轮中的至少一个轮的旋转角度进行控制，由此使上述至少两个车轮之间的相对相位的各个分别接近基于由上述变化特性取得装置取得的上述总制动力变化特性决定的目标相对相位。
摩擦制动器可以是具备利用液压将摩擦卡合部件朝制动器旋转体推压的推压装置的液压制动器，也可以是具备利用由电动马达等产生的电磁驱动力将摩擦卡合部件朝制动器旋转体推压的推压装置的电动制动器。
相对相位取得装置分别取得至少两个车轮之间的相对相位。对于相对相位取得装置，例如在分别取得三个车轮的相对相位的情况下，分别取得三个车轮中的每两个车轮的相对相位。例如，对于车轮A、B、C，取得车轮A、B之间的相对相位和车轮B、C之间的相对相位。如果取得了车轮A、B之间的相对相位，B、C之间的相对相位，则能够唯一确定车轮A、C之间的相对相位。
总制动力包括至少两个轮的摩擦制动器的制动力，但也可以包括除此之外的制动力。例如，在除此之外的制动力的值小的情况下，在车轮旋转一周的期间的变化小的情况下，即便包括除此之外的制动力，也能够准确地取得总制动力的变化状态。
对于总制动力，可以（i）直接检测；也可以（ii）分别单独地检测至少两个车轮的各个的摩擦制动器的制动力，并取得上述单独的制动力之和来作为总制动力。
对于变化特性，可以在车辆的行驶中取得，也可以在制造工厂中例如在车辆出厂前取得。
作为表示变化状态的值，振幅的最大值，表示相对于车轮旋转一周的期间的总制动力的平均值的偏差的值（例如分散值），此外，对车轮旋转一周的期间的总制动力的值进行统计学处理而得的值相当于此。
旋转角度控制装置通过对施加于车轮的前后方向力进行控制来对转速进行控制，由此对旋转角度进行控制，从而使至少两个轮之间的相对相位接近目标相对相位。旋转角度控制装置可以对施加于车轮的制动力进行控制，也可以对驱动力进行控制。从该意思出发，旋转角度控制装置也能够称作转速控制装置、相对相位控制装置。
优选将表示车轮旋转一周的期间的总制动力的变化状态的值在设定值以下的情况下的相对相位决定为目标相对相位。例如，能够设定成总制动力的振幅的最大值在设定值以下的情况下的相对相位，或者设定成表示总制动力的偏差的值在设定值以下的情况下的相对相位。
另外，对于专利文献3的“错开相位朝制动模式过渡”中的“相位”，从专利文献3所记载的发明的主旨出发，并不意味着多个车轮之间的旋转角度的差，而是意味着进行过渡的时间差。因此，专利文献3的记载与本申请发明没有关系。
（2）在（1）项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置包括：（a）分散值取得部，该分散值取得部取得上述总制动力的值的分散值来作为表示上述总制动力的上述至少两个车轮至少旋转一周的期间的变化状态的值；以及（b）分散值利用变化特性取得部，该分散值利用变化特性取得部取得由上述分散值取得部取得的分散值与上述各个相对相位之间的关系来作为上述变化特性。
由此可知：在分散值小的情况下，车轮旋转一周的期间的总制动力的偏差小，在分散值大的情况下偏差大。换言之，可知：在分散值小的情况下，车轮旋转一周的期间的总制动力的变化小（振幅小），在分散值大的情况下，总制动力的变化大（振幅大）。
（3）在（1）项或（2）项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置包括变化特性存储部，该变化特性存储部存储上述取得的总制动力变化特性。
所取得的总制动力变化特性被存储于变化特性存储部。
（4）在（1）项至（3）项中的任一项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置至少包括总制动力取得部，在由上述相对相位取得装置取得的上述至少两个车轮之间的各自的相对相位恒定的状态下，上述总制动力取得部取得上述总制动力。
例如，在至少两个车轮的各个的转速恒定，且至少两个车轮之间的转速大致相同的情况下，认为处于至少两个车轮之间的各自的相对相位恒定的状态。
（5）在（1）项至（4）项中的任一项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置包括总制动力取得部，在假定上述至少两个车轮不旋转的情况下，在上述总制动力恒定的状态下，上述总制动力取得部取得上述总制动力。
在至少两个车轮的各个的摩擦制动器的制动力保持不变的状态下，即、在制动力不因伴随着车轮的旋转的摩擦卡合部件与制动器旋转体之间的距离变化以外的原因而变化的状态下，取得总制动力。
例如，（i）在车轮不旋转的状态下制动力保持恒定的状态，（ii）不通过控制使制动力变化的状态，以及（iii）在不是碎石路、跨线路的路面上直线行驶的状态中的一个以上成立的状态相当于此。具体而言，在摩擦制动器借助制动轮缸的液压工作的情况下，形成包括制动轮缸的闭区域的状态相当于此。在闭区域中，因伴随着车轮的旋转的制动器旋转体与摩擦卡合部件之间的距离的变化而导致缸室的容积变化，从而使制动轮缸的液压变化。并且，在摩擦制动器借助电动马达的推压力而工作的情况下，朝电动马达供给的供给电流保持恒定的状态相当于此。
（6）在（1）项至（5）项中的任一项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置包括行驶中总制动力取得部，在上述车辆的行驶中的变化特性取得条件成立的情况下，该行驶中总制动力取得部取得上述总制动力。
（7）在（6）项所记载的制动系统中，在下述条件中的一个以上满足的情况下，上述行驶中总制动力取得部认为上述变化特性取得条件成立，从而取得上述总制动力，上述条件包括：（i）上述至少两个车轮的各个的转速的变化量处于设定范围内；（ii）上述至少两个车轮的转速的差的各个的绝对值分别在设定值以下；（iii）上述车辆不处于转弯过程中；（iv）包括上述至少两个摩擦制动器的制动力的总制动力在设定制动力以上；以及（v）上述至少两个摩擦制动器的各个的制动力的目标值的变化幅度分别处于设定范围内。
（A）在至少两个车轮的相对相位恒定的状态下取得变化特性。在至少两个车轮的各个的转速恒定，且至少两个车轮的各个的转速大致相同的情况[（i）、（ii）的条件成立的情况]下，认为至少两个车轮的相对相位恒定。（iii）的条件能够认为是包括于（ii）的条件的概念。
关于（i），在碎石路行驶中等，至少两个车轮的各个的转速变化的情况下，难以使相对相位保持恒定。
关于（ii），在跨线路行驶中等，至少两个车轮的转速不同的情况下，难以使相对相位保持恒定。
关于（iii），在车辆转弯的情况下，在转弯外侧轮和转弯内侧轮转速不同，相对相位容易变化。能够基于方向盘的转向操纵角、横摆率、横G（横向加速度）取得上述车辆是否处于转弯中。
（B）在总制动力的变化状态大于能够识别的设定制动力的状态下取得变化特性（iv）。
（C）在总制动力本来保持恒定的状态下取得变化特性。
关于（v），在车轮不旋转的情况下制动力恒定的状态、目标制动力恒定的状态、制动力不因摩擦卡合部件与制动器旋转体的摩擦面之间的距离变化以外的原因而变化的状态下，取得总制动力。由此，能够准确地检测伴随着车轮的旋转的制动力的变化。
（8）在（1）项至（5）项中的任一项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置包括在制造工厂中取得上述变化特性的工厂内取得部。
能够预先在制造工厂中取得并加以存储。
（9）在（1）项至（8）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括目标相对相位决定部，该目标相对相位决定部基于表示上述变化状态的值在设定值以下的情况下的上述相对相位决定上述目标相对相位。
（10）在（2）项至（9）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括目标相对相位决定部，该目标相对相位决定部基于上述分散值在设定值以下的情况下的上述相对相位决定上述目标相对相位。
（11）在（1）项至（10）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括最小值对应目标相对相位决定部，该最小值对应目标相对相位决定部基于上述变化特性，将表示上述变化状态的值最小的情况下的相对相位决定为上述目标相对相位。
（12）在（1）项至（11）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括底部对应目标相对相位决定部，该底部对应目标相对相位决定部基于上述变化特性，将表示上述变化状态的值在设定值以下、且利用上述相对相位对表示上述变化状态的值进行微分而得的值为0的情况下的相对相位决定为上述目标相对相位。
在（11）项、（12）项中，作为表示变化状态的值能够采用分散值。
（13）在（1）项至（12）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括实际相对相位对应目标值决定部，该实际相对相位对应目标值决定部基于表示上述变化状态的值在设定值以下的情况下的相对相位和上述至少两个轮的实际的相对相位决定上述目标相对相位。
在（9）项、（10）项、（12）项的情况下，存在满足上述条件的相对相位（以下称作暂定目标相对相位）有多个的情况。在该情况下，基于满足上述条件的相对相位以及实际的相对相位决定目标相对相位。
例如，能够将多个暂定目标相对相位中的、（a）最接近实际的相对相位的暂定目标相对相位设定成该情况下的目标相对相位，或者（b）表示与暂定目标相对相位对应的变化状态的值最小的暂定目标相对相位设定成目标相对相位，或者（c）当与实际的相对相位之差在设定相位以内的区域存在多个暂定目标相对相位的情况下，表示与该多个暂定目标相对相位对应的变化状态的值最小的暂定目标相对相位设定成目标相对相位。
另外，在已取得了总制动力变化特性的情况下，能够预先决定相对于实际的相对相位的目标相对相位并加以存储。
（14）在（1）项至（13）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括目标相对相位决定表存储部，该目标相对相位决定表存储部将上述至少两个轮的实际的相对相位的各个与上述目标相对相位建立对应关系地加以存储。
可以存储代替存储变化特性而存储目标相对相位决定表，也可以存储变化特性和目标相对相位决定表双方。
（15）在（1）项至（14）项中的任一项所记载的制动系统中，上述相对相位取得装置包括取得部，该取得部基于从上述至少两个车轮中的第一车轮的旋转角度减去第二车轮的旋转角度而得的值取得上述相对相位，上述旋转角度控制装置包括（a）第二车轮旋转抑制控制部和（b）第一车轮旋转抑制控制部中的至少一方，在上述相对相位小于上述目标相对相位的情况下，相对于上述第一车轮的旋转，上述第二车轮旋转抑制控制部抑制上述第二车轮的旋转，在上述相对相位大于上述目标相对相位的情况下，相对于上述第二车轮的旋转，上述第一车轮旋转抑制控制部抑制上述第一车轮的旋转。
（16）在（1）项至（15）项中的任一项所记载的制动系统中，上述相对相位取得装置包括取得部，该取得部基于从上述至少两个车轮中的第一车轮的旋转角度减去第二车轮的旋转角度而得的值取得上述相对相位，上述旋转角度控制装置包括（a）第一车轮旋转推进控制部和（b）第二车轮旋转推进控制部中的至少一方，在上述相对相位小于上述目标相对相位的情况下，相对于上述第二车轮的旋转，上述第一车轮旋转推进控制部推进上述第一车轮的旋转，在上述相对相位大于上述目标相对相位的情况下，相对于上述第一车轮的旋转，上述第二车轮旋转推进控制部推进上述第二车轮的旋转。
在相对相位小于目标相对相位的情况下，使相对相位变大。通过相对于第二车轮的转速增大第一车轮的转速、或者相对于第一车轮的转速减小第二车轮的转速，能够增大相对相位，从而能够接近目标相对相位。
在相对相位大于目标相对相位的情况下，使相对相位变小。通过相对于第二车轮的转速减小第一车轮的转速、或者相对于第一车轮的转速增大第二车轮的转速，能够减小相对相位，从而能够接近目标相对相位。
在减小转速的情况下，能够对车轮施加制动力，或者增大已经施加的制动力。换言之，可以在摩擦制动器、再生制动器的作用中执行，也可以在作用前执行。
在增大转速的情况下，能够对车轮施加驱动力或者增大已经施加的驱动力。
在第一车轮、第二车轮是驱动轮，且在驱动轮的各个设置有轮内马达的情况下，通过轮内马达的控制，能够单独地控制对驱动轮的各个施加的驱动力、再生制动力。
（17）在（1）项至（16）项中的任一项所记载的制动系统中，上述相对相位取得装置基于从上述多个车轮中的第一车轮的旋转角度减去上述第二车轮的旋转角度而得的值取得上述相对相位，
上述旋转角度控制装置包括摩擦制动力控制部，该摩擦制动力控制部通过对上述至少一个轮的摩擦制动器的制动力进行控制来控制上述至少一个轮的转速，该摩擦制动力控制部包括制动力变化斜度控制部，该制动力变化斜度控制部通过使上述至少一个轮的上述摩擦制动器的制动力的变化斜度相对变化而使上述至少两个轮之间的相对相位分别接近上述目标相对相位。
利用制动力变化斜度控制部抑制增加斜度或者增大减少斜度。由此，能够对至少两个轮之间的增加斜度、减少斜度相对地进行控制，能够对至少两个轮之间的相对相位进行控制。
（18）在（17）项所记载的制动系统中，上述制动力变化斜度控制部包括（a）第一车轮制动力增加斜度抑制部和（b）第二车轮制动力增加斜度抑制部中的至少一方，在上述相对相位小于上述目标相对相位的情况下，上述第一车轮制动力增加斜度抑制部使上述第一车轮的上述制动力的增加斜度小于上述第二车轮的上述制动力的增加斜度，在上述相对相位大于上述目标相对相位的情况下，上述第二车轮制动力增加斜度抑制部使上述第二车轮的上述制动力的增加斜度小于上述第一车轮的上述制动力的增加斜度。
如果使第一车轮的制动力的变化斜度和第二车轮的制动力的变化斜度互不相同，则能够变更第一车轮和第二车轮之间的相对相位，从而能够接近目标相对相位。
在摩擦制动器对多个车轮发挥作用的情况下，期望在摩擦制动器的工作之初进行旋转角度的控制。因此，期望对制动力的增加斜度进行控制。
另外，能够以同样的方式进行驱动力的变化斜度的控制。
（19）在（1）项至（18）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括（a）非作用中控制部和（b）作用中控制部中的至少一方，在与上述至少两个车轮对应的摩擦制动器分别不处于作用状态的情况下，上述非作用中控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制，在与上述至少两个车轮对应的摩擦制动器分别处于作用状态的情况下，上述作用中控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
可以在摩擦制动器的非作用状态下进行相对相位的控制，也可以在摩擦制动器的作用状态下进行相对相位的控制。
例如，如果在摩擦制动器的非作用状态下进行相对相位的控制，则随后能够良好地抑制摩擦制动器作用的情况下的控制波动。
（20）在（19）项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括上述非作用中控制部，该非作用中控制部包括工作前控制部，当存在使上述至少两个车轮的摩擦制动器工作的可能性的情况下，上述工作前控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
期望在摩擦制动器的非作用状态下进行相对相位的控制，但存在相对相位接近目标相对相位之后因车辆转弯而导致相对相位变化，从而导致旋转角度的控制被浪费的忧虑。
与此相对，如果在摩擦制动器工作的可能性高的情况下进行相对相位的控制，则在相对相位位于目标相对相位附近的情况下，摩擦制动器的工作开始的概率变高，在摩擦制动器的作用中，能够良好地抑制控制波动。
（21）在（20）项所记载的制动系统中，上述工作前控制部包括再生制动时控制部，在对上述车辆的驱动轮施加再生制动力、且不对上述至少两个车轮施加摩擦制动器的制动力的情况下，上述再生制动时控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
（22）在（21）项所记载的制动系统中，该制动系统包括：（a）制动器操作部件，驾驶员能够对该制动器操作部件进行操作；以及（b）再生协调控制装置，该再生协调控制装置对摩擦制动力和再生制动力中的至少一方进行控制，以使得总制动力接近在上述制动器操作部件的操作状态下决定的要求制动力，该总制动力包括由设置于上述多个车轮的各个的摩擦制动器施加的摩擦制动力和对上述多个车轮中的驱动轮施加的再生制动力，上述工作前控制部包括再生制动时控制部，当处于允许执行上述旋转协调控制装置的控制的状态、且对上述制动器操作部件进行了操作的情况下，上述再生制动时控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
通常，在制动系统正常的情况下允许再生协调控制装置的控制。
（23）在（21）项或者（22）项所记载的制动系统中，上述再生制动时控制部包括低速制动时控制部，当上述车辆的行驶速度在设定速度以下、且能够由驾驶员操作的制动器操作部件的操作速度在设定速度以下的情况下，上述低速制动时控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
在再生协调控制中，在由制动器操作部件的操作状态决定的要求制动力由所能够输出的再生制动力实现的情况下，使摩擦制动力为0，但在利用再生制动力无法满足要求制动力的情况下，施加摩擦制动力。因此，很多情况下，在制动器操作部件的操作初期，利用再生制动力满足要求制动力（不施加摩擦制动力），之后再施加摩擦制动力。
根据以上的情形，如果在施加再生制动力、但不施加摩擦制动力的情况下进行相对相位的控制，则在实际的摩擦制动器工作的情况下，能够良好地抑制控制波动。
这样，由于摩擦制动器的工作在进行制动器操作部件的操作之后开始，因此，在检测到制动器操作部件的操作的情况（将检测到制动器操作部件的操作的情况作为触发条件，例如制动开关从断开切换成接通的情况）下，能够进行旋转角度的控制。
另外，驱动轮的各个和至少两个车轮的各个分别可以是相同车轮，也可以是不同的车轮。
另一方面，当在中/高速行驶中进行再生协调控制的情况下，根据蓄电装置的状况，存在再生制动力受到限制的情况。因此，很多情况下，无法利用再生制动力无法满足要求制动力，从再生协调控制的开始之初就施加摩擦制动力。
与此相对，在通过在车辆的低速行驶中对制动器操作部件进行操作来进行再生协调控制的情况下，在再生协调控制之初再生制动力受到限制的情况较少，因此很多情况下能够利用再生制动力满足要求制动力。
根据以上的情况，在通过在车辆的低速行驶中对制动器操作部件进行操作而开始再生协调控制的情况下，能够在再生协调控制开始之初进行旋转角度控制。
另一方面，当在车辆的低速行驶中以大的操作速度对制动器操作部件进行操作的情况下，车辆迅速停止，因此进行旋转角度的控制的必要性低。
根据以上情况，期望当在车辆的低速行驶中进行制动器操作部件的操作、且并非急操作的情况（操作速度在设定速度以下的情况、操作力在设定力以下的情况）下，进行旋转角度的控制。
（24）在（20）项至（23）项中的任一项所记载的制动系统中，上述工作前控制部包括加速解除时控制部，在（a）设置于上述车辆的加速操作部件的操作被解除的情况、以及（b）上述加速操作部件的加速操作被解除的情况下的操作速度在设定速度以上的情况中的至少一方的情况下，上述加速解除时控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
在加速操作部件的操作已被解除的情况下，预测在不久之后将开始摩擦制动器的工作，认为摩擦制动器的工作开始的概率高。
虽然能够利用加速器开度传感器检测加速操作部件的操作状态，但在加速器开度传感器的检测值从大于设定开度的状态变为设定开度（包括0）以下的情况下、且加速器开度传感器的检测值的减少速度在设定速度以上的情况下，认为摩擦制动器的工作开始的可能性高。本项所记载的特征也可以应用于不进行再生协调控制的制动系统。
另外，旋转角度控制通常在加速器开度变为设定开度（包括0）以下的情况下开始进行，但当加速操作部件的加速解除速度在设定速度以上的情况下，也可以在加速器开度变为设定开度以下之前进行。
（25）在（20）项至（24）项中的任一项所记载的制动系统中，上述工作前控制部包括加速解除时控制部，在上述车辆的行驶速度大于设定速度、且上述加速操作部件的操作被解除的情况下，上述加速解除时控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
当车辆处于低速行驶中、且加速操作部件的操作被解除的情况下，存在驾驶员意图使用爬行（creep）力使车辆移动的情况，在该情况下，存在不久之后使摩擦制动器不工作的可能性。与此相对，在车辆的行驶速度大于设定速度（中/高速行驶中）、且加速操作部件的操作被解除的情况下，驾驶员多具有使车辆减速的意图。因此，当在中/高速行驶中加速操作部件的操作被解除的情况下，进行旋转角度的控制的做法是妥当的。
另一方面，在进行再生协调控制的制动系统中，当在中速/高速行驶中制动器操作部件被操作的情况下，再生制动力受到限制，利用再生制动力无法满足要求制动力，很多情况下从再生协调控制开始之初就使摩擦制动器立即工作。因此，期望在制动器操作部件被操作之前进行旋转角度控制。
（26）在（19）项至（25）项中的任一项所记载的制动系统中，该制动系统包括（a）制动器操作部件，驾驶员能够对该制动器操作部件进行操作；以及（b）通常时制动力控制装置，该通常时制动力控制装置将分别设置于上述多个车轮的摩擦制动器的制动力控制成由上述制动器操作部件的操作状态决定的大小，上述旋转角度控制装置包括作用中控制部，该作用中控制部包括通常制动中控制部，在由上述通常时制动力控制装置进行的控制中，上述通常制动中控制部对上述至少一个轮的转速进行控制。
在防抱死控制、牵引力控制、汽车稳定性控制中，对车轮的转速进行控制。即，在进行滑移控制的情况下，不期望进行相对相位的控制。并且，在进行滑移控制的情况下，多不会在意因控制波动引起的噪音。
因此，期望在通常时制动中进行旋转角度的控制，此外，期望在制动初期进行相对相位的控制。
（27）在（1）项至（26）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括相位差保持状态控制部，当假定在不进行上述旋转角度控制的情况下上述至少两个轮之间的相对相位分别保持恒定的状态下，上述相位差保持状态控制部对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
在相对相位因该旋转角度控制而发生变化，但不因除此之外的原因变化的状态下，进行旋转角度控制。
期望在下述状态下进行旋转角度控制：（a）假设在不进行该旋转角度控制的情况下，至少两个轮的转速分别恒定、且至少两个轮的转速大致相同的状态；（b）至少两个轮在不是碎石路、跨线路的路面上直线行驶的状态；以及（c）对至少两个轮的任一个不施加驱动力、制动力的状态，或者施加相同大小的驱动力、制动力的状态。
（28）在（1）项至（27）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括旋转中控制部，该旋转中控制部在上述车轮的旋转中对上述至少一个轮的旋转角度进行控制。
例如在车辆的行驶中进行相对相位的控制。
（29）在（1）项至（28）项中的任一项所记载的制动系统中，上述车辆包括横摆力矩抑制装置，该横摆力矩抑制装置对上述车辆的转向装置、制动装置和驱动装置中的一个以上进行控制，以便因上述旋转角度控制装置进行的控制而在上述车辆产生的横摆力矩的绝对值小于设定值。
例如，当旋转角度控制装置对控制对象车轮施加的前后方向力受到控制时，存在因此而在车辆产生横摆力矩的忧虑。通过对车辆的转向装置、制动装置、驱动装置进行控制，横摆力矩被抑制。
（30）在（29）项所记载的制动系统中，上述至少两个轮是设置于车辆的前轮侧和后轮侧中的任一方侧的左右两个轮，
上述旋转角度控制装置包括摩擦制动力控制部，该摩擦制动力控制部通过对上述左右两个轮中的任一方的摩擦制动器的制动力进行控制而对上述任一方的车轮的旋转角度进行控制，
上述横摆力矩抑制装置包括横摆力矩抑制/制动力控制部，该横摆力矩抑制/制动力控制部对上述车辆的多个车轮中的、位于上述一方的车轮的对角位置的车轮的上述摩擦制动器的制动力进行控制，从而抑制在上述车辆产生的横摆力矩。
例如，如果以与对控制对象车轮的摩擦制动器的制动力进行的控制同样的方式对位于控制对象车轮的对角位置的车轮的摩擦制动器的制动力进行控制，则能够抑制横摆力矩。
（31）在（1）项至（30）项中的任一项所记载的制动系统中，上述旋转角度控制装置包括摩擦制动力控制部，该摩擦制动力控制部通过对上述至少一个轮的摩擦制动器的制动力进行控制而使上述相对相位接近上述目标相对相位。
（32）在（1）项至（31）项中的任一项所记载的制动系统中，上述至少两个轮是设置于车辆的前轮侧和后轮侧中的任一方侧的左右两个轮，在上述左右两个轮分别设置的上述摩擦制动器是行车制动器，上述制动系统包括驻车制动器，在上述左右两个轮的各个设置有该驻车制动器，且该驻车制动器能够分别借助电动致动器而单独地工作，上述摩擦制动力控制部包括驻车制动力控制部，该驻车制动力控制部通过对上述左右两个轮中的至少一个轮的上述电动致动器单独地进行控制而对上述驻车制动器的制动力进行控制。
例如，当在左右轮设置有行车制动器和驻车制动器双方的情况下，如果使左右轮的任一方的驻车制动器工作，则能够相对于另一方的车轮的旋转而抑制任一方的车轮的旋转，由此，能够使相对相位接近目标相对相位。可以在行车制动器的作用中控制驻车制动器，也可以在行车制动器的非作用中控制驻车制动器。如果利用驻车制动器，则在行车制动器的控制中，能够与该行车制动器的控制无关地使相对相位接近目标相对相位。
（33）在（1）项至（32）项中的任一项所记载的制动系统中，上述至少两个轮是上述车辆的两个驱动轮，
上述车辆包括与上述两个驱动轮的各个对应地设置的驱动用的轮内马达，
上述转速控制装置包括马达控制部，该马达控制部通过对上述两个驱动轮中的至少一方的上述驱动用的轮内马达进行控制而对上述至少一方的车轮的旋转角度进行控制。
通过对轮内马达进行控制，能够对再生制动力进行控制、或者对驱动力进行控制，通过对施加于上述车轮的前后方向的力进行控制，能够对相对相位进行控制。
另外，在本项所记载的制动系统中，能够采用各项所记载的技术特征。换言之，能够将摩擦制动器的制动力的控制的特征应用于再生制动力的控制。
（34）在（1）项至（33）项中的任一项所记载的制动系统中，上述至少两个轮是设置于车辆的前轮侧和后轮侧中的任一方侧的左右两个轮，在上述左右两个轮的各个设置的摩擦制动器是鼓式制动器。
在鼓式制动器中，伴随着车轮的旋转，制动力容易周期性地变化。
（35）在（1）项至（34）项中的任一项所记载的制动系统中，上述相对相位取得装置包括：（a）旋转角度检测装置，该旋转角度检测装置对上述至少两个车轮的旋转角度分别进行检测；以及（b）相对相位运算部，在从上述至少两个车轮中的第一车轮的旋转角度减去第二车轮的旋转角度而得的值为正值的情况下，上述相对相位运算部将该相减而得的值设定为上述相对相位，在上述相减而得的值为负值的情况下，上述相对相位运算部将通过从与2π相当的值减去上述相减而得的值的绝对值所得到的值设定为上述相对相位。
旋转角度检测装置是检测车轮从基准位置起到当前时刻为止的旋转角度的装置，实际上多利用转速检测装置加以取得。在转速检测装置是基于伴随着车轮的旋转输出的脉冲信号的每单位时间的个数来检测转速的装置的情况下，能够基于自基准位置起的脉冲信号的个数取得旋转角度。在该情况下，由于预先知道输出脉冲信号的间隔（角度），因此能够用脉冲信号的个数表示旋转角度。
并且，能够利用两个车轮之间的旋转角度的差表示相对相位，也能够利用脉冲信号的个数表示相对相位。同样地，能够将与2π相当的值设定为车轮旋转一周的期间输出的脉冲信号的个数。
旋转角度检测装置可以是绝对型的也可以不是绝对型的。在是绝对型的情况下，利用旋转角度检测装置预先决定基准位置。与此相对，在不是绝对型的情况下，基准位置能够决定为任意的位置，例如能够将旋转角度的检测开始时的位置设定为基准位置。
（36）在（1）项至（35）项中的任一项所记载的制动系统中，上述车辆包括具备至少一个驱动用电动马达的驱动装置，上述多个车轮中的两个轮是与上述至少一个驱动用电动马达连结的驱动轮，上述制动系统包括再生协调控制装置，该再生协调控制装置对上述摩擦制动器的制动力进行控制，以使得总制动力接近由驾驶员对制动器操作部件的操作状态决定的要求制动力，上述总制动力包括利用上述摩擦制动器对上述多个车轮施加的摩擦制动力以及利用上述驱动用电动马达对上述多个车轮施加的再生制动力。
（37）一种制动系统，其特征在于，
上述制动系统包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮中的至少两个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得上述至少两个车轮之间的各自的相对相位；以及
变化特性取得装置，该变化特性取得装置取得由上述相对相位取得装置取得的上述至少两个车轮之间的各自的相对相位、与表示上述至少两个车轮至少旋转一周的期间的总制动力的变化状态的值之间的关系亦即变化特性，上述总制动力包括上述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力。
在本项所记载的制动系统中，能够采用（1）项至（36）项中的任一项所记载的技术特征。
能够将所取得的总制动力变化特性利用于各种控制。
（38）在（1）项至（37）项中的任一项所记载的制动系统中，上述变化特性取得装置包括：（a）单独制动力检测装置，该单独制动力检测装置分别检测在上述至少两个车轮的各个设置的摩擦制动器的制动力；（b）单独制动力变化取得部，该单独制动力变化取得部分别取得上述至少两个车轮的各个至少旋转一周的期间的上述车轮的各个的旋转角度与上述单独制动力检测装置的各个的检测值之间的关系；以及（c）合成型总制动力变化特性取得部，该合成型总制动力变化特性取得部基于利用上述单独制动力变化取得部取得的单独制动力的变化的各个，取得表示包括上述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力的总制动力的变化状态的值与上述至少两个车轮之间的各个的相对相位之间的关系。
在至少两个车轮的各个中，取得车轮的旋转角度与制动力之间的关系，并对上述关系进行合成，由此取得至少两个车轮的相对相位与总制动力之间的关系。
单独制动力检测装置可以与车轮对应地分别单独地设置，或者针对多个车轮共通地设置。在共通地设置的情况下，能够选择性地使制动轮缸与检测部连通。
（39）一种制动系统，其特征在于，
上述制动系统包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮中的至少两个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得上述至少两个车轮之间的各自的相对相位；以及
相对相位控制装置，该相对相位控制装置将由上述相对相位取得装置取得的上述至少两个车轮之间的各自的相对相位控制成使得表示总制动力的变化状态的值小于设定值的大小，上述总制动力包括上述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力。
在本项所记载的制动系统中，对至少两个车轮之间的相对相位分别进行控制，通过对至少两个车轮中的至少一个车轮的旋转角度进行控制，将相对相位控制成表示总制动力的变化状态的值变小的大小。
在本项所记载的制动系统中，能够采用（1）项至（38）项中的任一项所记载的技术特征。
（40）一种制动系统，包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得上述多个车轮中的两个车轮之间的相对相位；
变化特性取得装置，该变化特性取得装置取得由上述相对相位取得装置取得的上述两个车轮之间的相对相位、与表示总制动力的变化状态的值之间的关系亦即变化特性，上述总制动力包括上述两个车轮至少旋转一周的期间的上述两个车轮的摩擦制动器的制动力；以及
旋转角度控制装置，该旋转角度控制装置通过对上述两个车轮的中的至少一个轮的旋转角度进行控制而使上述两个车轮之间的相对相位接近基于由上述变化特性取得装置取得的上述变化特性决定的目标相对相位。
在本项所记载的制动系统中，能够采用（1）项至（39）项中的任一项所记载的技术特征。
附图说明
图1是示出搭载有本发明的一实施例（实施例1）所涉及的制动系统的车辆整体的图。
图2是示出上述制动系统的制动液压回路的回路图。
图3是上述制动液压回路所包括的盘式制动器的剖视图（示意图）。
图4是上述制动液压回路所包括的鼓式制动器的剖视图（示意图）。
图5是上述制动液压回路所包括的共通液压增压控制阀、共通液压减压控制阀的剖视图。
图6是用于对本发明的课题进行说明的图。（a）是示出上述鼓式制动器的工作状态的图。（b）是示出在上述鼓式制动器中产生的脉动的图。（c）是示出左右的鼓式制动器的脉动重叠后的状态的图。
图7的（a）是示出左右轮之间的相对相位为0的情况下各自的左右轮的鼓式制动器的液压之和的变化的图，（b）是示出相对相位为π/8的情况下各自的左右轮的鼓式制动器的液压之和的变化的图，（c）是示出相对相位为π/4的情况下的各自的左右轮的鼓式制动器的液压之和的变化的图。
图8的（a）是示出伴随着车轮的旋转的脉冲信号的输出状态的图。（b）是示出上述脉冲信号的计数与自基准位置起的旋转角度之间的关系的图。
图9是示出左右轮的相对相位的图。
图10是用于对在上述制动系统中进行的旋转角度控制的基本内容进行说明的图。
图11的（a）是示出上述车辆的行驶速度与加速踏板的操作状态之间的关系的图。（b）是示出在上述制动系统中进行再生协调控制的情况下的制动力的变化的图。
图12是示出存储于上述制动系统的制动器ECU的存储部的变化特性的表。
图13是表示存储于上述存储部的再生协调控制程序的流程图。
图14是表示存储于上述存储部的变化特性取得程序的流程图。
图15是表示存储于上述存储部的液压制动器非作用中旋转角度控制程序的流程图。
图16是示出在上述制动系统中进行其他的旋转角度控制的情况下的制动轮缸液压的变化的图（实施例2）。（a）是示出制动轮缸液压增加时进行的斜度控制的状态的图。（b）是示出制动轮缸液压减压时进行的斜度控制的状态的图。
图17是表示存储于上述存储部的液压制动器作用中旋转角度控制程序的流程图。
图18是示出搭载有本发明的实施例3所涉及的制动系统的车辆整体的图。
图19是上述制动系统的鼓式制动器的剖视图。
图20是示出搭载有本发明的实施例4所涉及的制动系统的车辆整体的图。
图21是本发明的实施例5所涉及的制动系统的制动液压回路图。
具体实施方式
以下，基于附图对作为本发明的一实施方式的制动系统详细地进行说明。
实施例1
最初，对搭载有作为本实施例所涉及的制动系统的液压制动系统的车辆进行说明。
＜车辆＞
如图1所示，本车辆是作为驱动装置包括电动马达和发动机的混合动力车辆。在混合动力车辆中，作为驱动轮的左右前轮2、4由包括电动式驱动装置6和内燃式驱动装置8的驱动装置10驱动。驱动装置10的驱动力经由驱动轴12、14传递至左右前轮2、4。内燃式驱动装置8包括发动机16、对发动机16的工作状态进行控制的发动机ECU18等，电气式驱动装置6包括驱动用马达（电动马达）20、蓄电装置22、电动发电机24、电力转换装置26、马达ECU（驱动用马达ECU）28等。
电动马达20、电动发电机24、发动机16经由动力分配机构30连结，通过对它们进行控制，能够切换成朝输出部件32仅传递电动马达20的驱动转矩的情况、朝输出部件32传递发动机16的驱动转矩和电动马达20的驱动转矩双方的情况、将发动机16的输出朝电动发电机24和输出部件32输出的情况等。传递至输出部件32的驱动力经由减速器、差动装置传递至驱动轴12、14。
电力转换装置26包括逆变器等，由马达ECU28控制。通过逆变器的电流控制，至少能够切换成从蓄电装置22朝电动马达20供给电能而使该电动马达20旋转的旋转驱动状态、以及通过再生制动而使电动马达20作为发电机发挥功能从而对蓄电装置22补充电能的充电状态。在充电状态下，在左右前轮2、4施加有再生制动转矩。在该意思下，电气式驱动装置6能够看做再生制动装置。
作为蓄电装置22，能够采用包括镍氢电池的蓄电装置、或者采用包括锂离子电池的蓄电装置等。
液压制动系统包括：设置于左右前轮2、4的作为摩擦制动器的液压制动器40的制动轮缸42；设置于左右后轮46、48（参照图2等）的作为摩擦制动器的液压制动器50的制动轮缸52；以及能够对上述制动轮缸42、52的液压进行控制的液压控制部54等。液压控制部54由以计算机作为主体的制动器ECU56控制。
并且，在车辆设置有混合动力ECU58，上述混合动力ECU58、制动器ECU56、发动机ECU18、马达ECU28经由CAN（Car areaNetwork，汽车局域网络）59连接，能够相互通信。在这些ECU之间，能够适当地进行所需要的信息的通信。
另外，搭载有本液压制动系统的车辆的驱动装置、驱动传递装置的构造并不限定于图1所记载的构造。本液压制动系统能够应用于具备具有其他构造的驱动装置、驱动传递装置的车辆。
并且，本液压制动系统也能够搭载于通常的混合动力车辆（不是插电式混合动力车辆的混合动力车辆）、插电式混合动力车辆、电动汽车、燃料电池车辆等。在电动汽车中，不需要内燃式驱动装置8。在燃料电池车辆中，驱动用马达由燃料电池组等驱动。
此外，本液压制动系统也能够搭载于内燃机驱动车辆。在没有设置电气式驱动装置6的车辆中，不会对驱动轮2、4施加再生制动扭矩，因此不进行再生协调控制。例如，驱动轮2、4的制动轮缸42的液压被控制成能够得到驾驶员所要求的车辆减速度的大小。
＜制动回路＞
液压制动系统包括图2所示的制动回路。
以下，在制动回路的说明等中，在需要与前后左右的车轮的位置对应而区分制动轮缸、液压制动器、后述的各种电磁开闭阀等的情况下，标注表示车轮位置的标号（FL、FR、RL、RR）加以记载，在作为代表或者无需进行区分的情况下，不标注标号来加以记载。
60表示作为制动器操作部件的制动踏板，62表示通过制动踏板60的操作而产生液压的手动液压产生装置。64表示包括泵装置65和储能器66的动力式液压源。
a）液压源
手动液压产生装置62是具备液压增压器68和主缸70的带液压增压器的主缸。
主缸70包括与制动踏板60联动的加压活塞72，通过制动踏板60的操作，使加压活塞72前方的加压室74产生液压。
液压增压器68包括：（a）调节器76（reg）；（b）与制动踏板60联动并且与加压活塞72联动的动力活塞78a；以及（c）设置于动力活塞78a的后方的增压室78b。
调节器76包括未图示的滑柱（活动部件）、调节室等，随着伴随加压活塞72的移动的滑柱的移动，选择性地使动力液压源64、贮液器（主贮液器）82与调节室连通，将调节室的液压调整为由制动操作力决定的大小（比与制动操作力对应的液压高）。将该调节室的液压供给至增压室78b，由此对动力活塞78a施加前进方向的力，制动操作力得到辅助。
在动力式液压源64中，泵装置65包括泵100以及泵马达102，利用泵100从贮液器82汲取工作液并将该工作液排出且贮存于储能器66。对泵马达102进行控制以使得贮存于储能器66的工作液的压力处于预先确定的设定压力范围内。并且，利用安全阀104防止泵100的排出压力变得过大。
在动力式液压源64、液压增压器68的增压室78b、主缸70的加压室74分别连接有高压通路90、增压通路92、主通路94，且与共通通路110连接。在共通通路110还分别经由单独通路112FL、FR、RL、RR连接有左右前轮2、4的制动轮缸42FL、FR、左右后轮46、48的制动轮缸52RL、RR。
b）液压制动器
如图3所示，与左右前轮2、4对应地设置的液压制动器40FL、FR是盘式制动器。
盘式制动器40FL、FR分别包括：能够与前轮2、4一体旋转的转盘113FL、FR；以及将摩擦卡合部件朝转盘113FL、FR推压的推压装置114FL、FR。推压装置114FL、FR分别包括：（i）在与转盘113FL、FR的两摩擦面对置的状态下由作为非旋转体的安装支架115保持的作为摩擦卡合部件的制动块116a、b以及背板117a、b；以及（ii）以跨越转盘113的姿势设置，保持制动轮缸42的作为驱动装置的制动钳118。
当朝制动轮缸42供给液压时，制动块116a被朝转盘113的摩擦面推压。制动钳118相对于安装支架115沿轴向相对移动，由此，制动块116b被朝转盘113的摩擦面推压。制动钳118弹性变形，制动块116a、b弹性变形。使盘式制动器40成为作用状态，抑制前轮2、4的旋转。
如图4所示，与左右后轮46、48对应地设置的液压制动器50RL、RR是鼓式制动器。
鼓式制动器50RL、RR包括：能够与后轮46、48一体旋转的鼓120RL、RR；以及将摩擦卡合部件朝该鼓120RL、RR推压的推压装置121RL、RR。推压装置121RL、RR分别包括：（i）配设于鼓120RL、RR的内周侧，由作为非旋转体的垫板122保持，且在外周侧具备摩擦卡合部件123a、b的一对制动蹄124a、b；（ii）使上述一对制动蹄124a、b扩开的作为驱动装置的制动轮缸52；（iii）固定于垫板122的支承块125；以及回位弹簧126。
当朝制动轮缸52的气缸室128（参照图6）供给液压时，活塞129前进，一对制动蹄124a、b在与支承块125抵接的状态下扩开。摩擦卡合部件123a、b被推压于鼓120的内周面而与该鼓120摩擦卡合。由此，鼓式制动器50RL、RR成为作用状态，抑制车轮46、48的旋转。
鼓式制动器50可以是领从蹄式制动器，可以是双向伺服式制动器，可以是单向伺服式制动器，也可以是双领蹄式制动器。
c）滑移控制用阀装置
在单独通路112FL、FR、RL、RR分别设置有保持阀（SHij：i＝F、R，j＝L、R）130FL、FR、RL、RR，并且，在制动轮缸42FL、42FR、52RL、52RR与贮液器82之间分别设置有减压阀（SRij：i＝F、R，j＝L、R）131FL、FR、RL、RR。
在本实施例中，保持阀130是常开式电磁开闭阀，减压阀131是常闭式电磁开闭阀。保持阀130、减压阀131在防抱死控制、牵引力控制、汽车稳定性控制等的滑移控制中使用。利用保持阀130（增压侧单独控制阀的一个方式）、减压阀131（减压侧单独控制阀的一个方式）等构成滑移控制用阀装置133。
d）关于共通通路周边
在共通通路110设置有分离阀134。分离阀134设置在共通通路110的前轮侧部分通路135f与后轮侧部分通路135r之间，在前轮侧部分通路134f连接有连接于左右前轮2、4的制动轮缸42FL、FR的单独通路112FL、FR，并且连接有主通路94，在后轮侧部分通路135r连接有连接于左右后轮46、48的制动轮缸52RL、RR的单独通路112RL、RR，并且连接有增压通路92、高压通路90。
通过分离阀134的开闭使前轮侧部分通路135f和后轮侧部分通路135r连通或者切断二者的连通。分离阀134是常闭式电磁开闭阀。
在连接液压增压器68的增压室78b和共通通路110的增压通路92设置有增压器切断阀136，在连接主缸70的加压室74和共通通路110的主压通路94设置有主切断阀138。并且，在连接动力式液压源64和共通通路110的高压通路90设置有共通液压增压控制阀140，在共通通路110和贮液器82之间设置有共通液压减压控制阀142。
增压器切断阀136、主切断阀138是常开式电磁开闭阀。
共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142均是能够通过对朝螺线管的线圈供给的供给电流的大小连续地进行控制而对输出液压的大小连续地进行控制的常闭式线性电磁阀。
如图5所示，共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142分别包括具备阀芯160和阀座162的座阀（seating valve）163、弹簧164以及螺线管165。弹簧164的作用力F1朝使阀芯160接近阀座162的方向发挥作用，通过朝螺线管165的线圈166供给电流而产生的电磁驱动力F2朝使阀芯160从阀座162离开的方向发挥作用。并且，与前后的差压相应的差压作用力F3朝使阀芯160从阀座162离开的方向发挥作用（F2＋F3：F1）。通过对朝螺线管165的线圈166供给的供给电流进行控制，差压作用力F3受到控制，共通通路110的液压受到控制。
另外，在共通液压增压控制阀140作用有与动力液压源64的液压和共通通路110的液压之间的差压相应的差压作用力F3，在共通液压减压控制阀142作用有与共通通路110的液压和贮液器82的液压之间的差压（与共通液压110的液压相同）相应的差压作用力F3。
利用上述共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142等构成共通液压控制阀装置168。
e）行程模拟器
在主通路94经由模拟器控制阀182连接有行程模拟器180。模拟器切断阀182是常闭式电磁开闭阀。
＜制动器ECU＞
利用动力式液压源64（泵马达102）、共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142、增压器切断阀136、主切断阀138、保持阀130、减压阀131等构成液压控制部54。基于制动器ECU56的指令对液压控制部54进行控制。
如图1所示，制动器ECU56以包括执行部170、输入输出部171、存储部173等的计算机作为主体，在输入输出部171连接有制动开关218、行程传感器220、手动液压传感器222、储能器液压传感器224、共通液压传感器226、转速传感器230、转弯状态检测装置232、加速器开度传感器234等，并且连接有液压控制部54等。
制动开关218是在制动踏板60处于操作状态的情况下变为接通状态的开关。
行程传感器220检测制动踏板60的操作行程（STK），在本实施例中，为了进行故障防护，设置有两个传感器，这两个传感器以同样的方式检测制动踏板60的操作行程（STK1、SKT2）。
手动液压传感器222检测与驾驶员施加于制动踏板60的操作力对应的液压，但在本实施例中，检测主缸70的加压室74的液压。
储能器液压传感器224检测贮存于储能器66的工作液的压力（PACC）。
共通液压传感器226检测共通通路110的液压，但在保持阀130打开的状态下，使制动轮缸42、52与共通通路110连通，因此能够认为共通通路110的液压就是制动轮缸42、52的液压。
转速传感器230与左右前轮2、4、左右后轮46、48对应地分别设置，并检测车轮的转速。并且，基于四轮的转速取得车辆的行驶速度。
转弯状态检测装置232包括检测方向盘的转向操纵角的转向操纵角传感器、检测车辆的横摆率的横摆率传感器、检测作用于车辆的横向加速度的横向加速度传感器中的一个以上。基于上述传感器的检测值，能够获知车辆是否处于转弯状态。
加速器开度传感器234检测未图示的加速踏板的操作状态，加速踏板的踏入量变得越大则加速器开度变得越大。
此外，在存储部173存储有各种程序、表等。并且，存储部173包括存储后述的变化特性的变化特性存储部240。
＜液压制动系统的工作＞
（A）再生协调控制
在本液压制动系统中，在通常制动时，原则上进行再生协调控制。
在再生协调控制中，对共通通路110的液压进行控制，对盘式制动器40的制动轮缸42、鼓式制动器50的制动轮缸52的液压共通地进行控制，以使得包括实际再生制动力Fm*和实际液压制动力Fp*的实际制动力Fs*接近驾驶员所要求的要求制动力Fsref。具体而言，增压器切断阀136、主切断阀138处于关闭状态，分离阀134处于打开状态，模拟器控制阀182处于打开状态。并且，保持阀130全部处于打开状态，减压阀131全部处于关闭状态。在该状态下，通过对共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142进行控制，对共通通路110的液压进行控制，从而对制动轮缸42、52的液压进行控制。
在再生协调控制中，每隔设定时间就执行用图13的流程图表示的再生协调控制程序。
在步骤1（以下简称为S1。对于其他的步骤也同样）中，利用行程传感器218检测制动踏板60的操作行程，利用手动液压传感器220检测与制动踏板60的操作力对应的手动液压，在S2中，基于上述制动踏板60的操作状态，在制动器ECU56中求出要求制动力Fsref。
并且，在混合动力ECU48中，基于要求制动力Fsref、蓄电装置22的状态等求出能够输出的再生制动力的最大值，决定要求再生制动力Fmref。进而，利用马达ECU28对逆变器进行控制，并检测实际得到的再生制动力Fm*，以便得到要求再生制动力Fmref。
在S3中，在制动器ECU56中，经由CAN59取得实际再生制动力Fm*，在S4中，通过运算求出要求液压制动力Fpref，并决定共通通路110的目标液压Pref，以便利用包括实际再生制动力Fm*和左右前轮2、4以及左右后轮46、48的实际的液压制动力的合计Fp*的实际制动力Fs*满足要求制动力Fsref。在利用实际再生制动力Fm满足要求制动力Fsref的情况下，要求液压制动力Fpref为0。
在S5中，设定为增压模式、减压模式、保持模式中的某一个，以使得共通液压传感器226的检测值亦即共通通路110的实际的液压（实际液压）Ps接近目标液压Pref。
例如，在实际液压Ps相比目标液压Pref小增压侧设定值以上的情况下设定为增压模式，在共通液压减压控制阀142关闭的状态下，对共通液压增压控制阀140进行控制。在实际液压Ps相比目标液压Pref大减压侧设定值以上的情况下设定为减压模式，在共通液压增压控制阀140关闭的状态下，对共通液压减压控制阀142进行控制。在实际液压Ps相比目标液压Pref处于增压侧设定值和减压侧设定值之间的情况下设定为保持模式，使共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142成为关闭状态。在保持模式中，包括制动轮缸42、52、单独通路112、共通通路110的区域成为闭区域。
（B）设置鼓式制动器的优点以及问题点
在本实施例中，在后轮46、48设置有鼓式制动器50。
鼓式制动器50比盘式制动器40廉价，因此，通过在左右后轮46、48设置鼓式制动器50，能够相应地实现制动系统的成本降低。
与此相对，一般当在鼓式制动器50中鼓120的真圆度低的情况下、在鼓120相对于垫板偏心地安装的情况下，制动轮缸52的液压伴随着车轮46、48的旋转而周期性地变化。
例如如图6的（a）所示，在鼓120大致形成为椭圆形状的情况下、且是在共通通路110的液压的控制中设定为保持模式的情况（共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142处于关闭状态的情况）下，伴随着车轮46、48的旋转，制动蹄124a、b和与之对置的鼓120的内周面之间的距离变化，因此在制动轮缸52中气缸室128的液压变化。
并且，在鼓120形成为椭圆形状的情况（不偏心的情况）下，当鼓120旋转一周（车轮46、48旋转一周）时，如图6的（b）所示，制动轮缸液压变化。每隔π/2交替呈现制动蹄124a、b的外周面（摩擦卡合部件123a、b）的大部分与对应于鼓120的椭圆的长轴的部分对置的情况和与对应于短轴的部分对置的情况，因此，制动轮缸52的液压以π的周期变化。
进而，当左后轮46的制动轮缸52RL的液压的振动和右后轮48的制动轮缸52RR的液压的振动重叠时，如图6的（c）所示，存在将上述制动轮缸52RL、RR的液压合在一起后的液压（以下称作左右后轮总液压Ps。左右后轮总液压Ps是总制动力的一个方式）的振幅变大的情况，在共通通路110的液压的控制中，存在产生控制波动的情况。
另一方面，如图7所示，当右后轮48和左后轮46之间的相对相位改变时，左右后轮总液压Ps的振幅也变化。在图7中，实线表示左后轮46的制动轮缸52RL的液压，虚线表示右后轮48的制动轮缸52RR的液压，点划线表示左右后轮总液压Ps。
如图7的（a）所示，在右后轮48和左后轮46之间的相对相位δa为大致0的情况下，左右后轮总液压Ps的振幅变大，如图7的（c）所示，在相对相位δb为大致π/2的情况下，左右后轮总液压Ps大致恒定，振幅变得非常小。如图7的（b）所示，在相对相位δc为大致π/4的情况下，振幅在（a）的情况下的振幅和（c）的情况下的振幅的中间。
这样，通过改变相对相位，能够改变左右后轮总液压Ps的振幅，由此可知：通过将相对相位控制成使得左右后轮总液压Ps的振幅变小的相位，能够抑制控制波动。
（C）相对相位的取得
C－1）旋转角度
转速传感器230包括：（a）沿圆周方向等间隔地设置于与车轮2、4、46、48的各个一体旋转的旋转体（磁性转子）的外周面的多个磁铁（被检测部）；以及（b）设置于非旋转体的半导体（检测部：例如霍尔元件）。伴随着与检测部对置的磁铁的通过，磁场发生变化，输出脉冲信号。
基于每单位时间的脉冲信号的个数来检测车轮2、4、46、48的转速。并且，基于自基准位置起的脉冲信号的个数来检测自基准位置起的旋转角度。
在基准位置处，脉冲信号的计数值为0，每当通过基准位置时都将计数值重置为0。基准位置可以是任意的位置。
在本实施例中，在磁性转子的外周面，N极、S极交替地分别配设有48个。因此，如图8的（a）所示，在车轮旋转一周的期间，输出48个脉冲信号。进而，脉冲信号的计数开始的位置为鼓120（车轮）的基准位置。如图8的（b）所示，伴随着脉冲信号的计数值的增加，距车轮的基准位置的距离变大，旋转角度变大。
如果始终存储计数值，则能够检测自基准位置起的旋转角度。在点火开关断开的状态下也存储计数值。
在本实施例中，伴随着脉冲信号的输出，旋转角度每次增加2π/48，因此能够用脉冲信号的个数（计数值）表示旋转角度。
另外，用正值表示前进方向的旋转角度，用负值表示后退方向的旋转角度，但只要没有特别限定，就认为是前进方向的旋转角度。
C－2）相对相位
在本实施例中，为了方便，以右后轮48的旋转角度作为基准来表示相对相位δ。
在设右后轮48的自基准位置起的计数值为NR、设左后轮46的自基准位置起的计数值为NL的情况下，将从右后轮48的旋转角度（自基准位置起的脉冲信号的计数值）减去左后轮46的旋转角度而得的值设为d。
d＝NR－NL
进而，如图9所示，在相减而得的值d为正值的情况下，将相减而得的值d设为相对相位δ（δ＝d），在为负值的情况下，将48加上d而得的值设为相对相位δ（δ＝48＋d）。
从图9可知：在相减而得的值d为负值的情况下，换言之，在左后轮46的计数值大于右后轮48的计数值的情况下，与设“将48加上d而得的值”为相对相位的情况相同。在相减而得的值为负值的情况下，用相位差相同的情况下的正值表示。
（D）变化特性的取得
变化特性是相对相位δ与作为表示左右后轮总液压Ps的变化状态的值的分散值之间的关系，可以在车辆的行驶中取得，也可以在制造工厂内取得，例如在车辆出厂前取得。
在本实施例中，对在车辆的行驶中取得的情况进行说明。
D－1）左右后轮总液压Ps的检测
左右后轮总液压Ps由共通液压传感器226检测。
共通液压传感器226设置于共通通路110，因此，在保持阀130打开的状态下，对包括四轮全部的制动轮缸42、52的液压的值进行检测。但是，对于左右前轮2、4，设置有盘式制动器40，盘式制动器40的制动轮缸42的液压的伴随着车轮旋转的周期性的变化非常小。因此，能够将车轮2、4、46、48旋转一周的期间的共通液压传感器226的检测值的变化看作是鼓式制动器50的周期性的变化。因此，将共通液压传感器226的检测值称作左右后轮总液压Ps。
D－2）变化特性取得条件
在车辆的行驶中，在以下的（i）～（iii）的条件全部成立的情况下，在左右后轮46、48旋转一周的期间，每当输出有设定个数的脉冲信号时就检测左右后轮总液压Ps。也能够将设定个数设为1个，能够检测可准确地取得表示车轮旋转一周的期间的左右后轮总液压Ps的变化状态的值的个数。
（i）右后轮48、左后轮46之间的相对相位δ保持恒定。
具体而言，将不是在碎石路、跨线路等的行驶中、不是在车辆转弯中（在直线前进行驶中）作为条件。为了取得相对相位δ与表示左右后轮总液压Ps的变化状态的值之间的关系，需要在检测左右后轮总液压Ps的期间使相对相位δ恒定。
在（a）右后轮48、左后轮46的各个的转速恒定；（b）右后轮48的转速和左后轮46的转速大致相同；（c）利用转弯状态检测装置232检测出车辆不是处于转弯状态下（例如，方向盘的转向操纵角的绝对值在设定值以下；横摆率、横向加速度的绝对值在设定值以下）的条件全部满足的情况下，认为（i）的条件成立。也能够认为（c）的条件包括于（b）的条件。并且，当由转速传感器230RL、RR检测出的左右后轮46、48的转速之差的绝对值在设定值以下的情况下，能够认为（a）、（b）的条件成立。
（ii）处于鼓式制动器50的作用状态、且处于并不由于因鼓式制动器50的形状等导致的制动轮缸52的液压变化以外的因素而制动轮缸液压变化的状态。
换言之，在假设车轮不旋转的情况下，在制动轮缸液压保持恒定的状态，例如在共通通路110的液压控制中设定为保持模式、且目标液压Pref恒定的情况下，该条件成立。在设定为保持模式的情况下，共通液压增压控制阀140、共通液压减压控制阀142双方均处于关闭状态，形成有包括制动轮缸42、52、单独通路112、共通通路110的闭区域。因此，由于制动轮缸52的气缸室128的容积变化，液压发生变化。并且，在目标液压Pref恒定的情况下，认为保持模式继续存在。
（iii）左右后轮总液压Ps在能够准确识别变化的值（设定液压）以上
具体而言，当共通液压传感器226的检测值Ps在设定液压以上的情况下，该条件成立。
以上，在（i）～（iii）的三个条件全部成立的情况下，认为变化取得条件成立，检测左右后轮总液压Ps。
D－3）分散值
在本实施例中，取得分散值来作为表示左右后轮总液压Ps的变化状态的值。
按照下式求出分散值。
σ2＝Σ（Ps－＜Ps＞）2/N
＜Ps＞是车轮旋转一周的期间的左右后轮总液压Ps的平均值，N是取样数。
例如，在图7所示的情况下，在左右后轮46、48的相对相位δa为大致0的情况下，分散值σa2大，在相对相位δc为大致12（π/2）的情况下，分散值σc2（＝0）小，在相对相位δb为大致6（π/4）的情况下，分散值σb2是上述分散值σa2和分散值σc2之间的中间的大小（σa2＞σb2＞σc2）。
这样，可知在检测值Ps处于平均值附近的情况下，换言之，在车轮旋转一周的期间的左右后轮总液压Ps的变化小的情况下，分散值变小。分散值本来是表示偏差的值，但在本实施例中，能够认为是表示制动轮缸液压的变化幅度的值。
另外，如上所述，图7表示在仅因鼓120形成为椭圆形而导致制动轮缸52的液压变化的情况下、且左右后轮46、48的旋转角度的基准位置相对于鼓120的形状位于相同位置的情况下的、左右后轮总液压Ps的理论变化。
但是，在实施过程中，存在鼓120偏心地安装的情况。并且，存在鼓120的制造偏差大，针对左右后轮46、48的鼓式制动器50RL、RR而鼓120的形状互不相同的情况。此外，左右后轮46、48的旋转角度的基准位置也并不限于相对于鼓120的形状位于相同位置。
从以上的事情可知：分散值σ2的最小值多不为0，并且，很多情况下，并非在相对相位δ为0的情况下分散值σ2最大、在相对相位δ为12的情况下分散值σ2最小。图12中示出相对相位δ和分散值σ2之间的关系的一例。
上述的变化特性取得条件是在车辆的行驶中容易成立的条件，因此，当变化特性取得条件成立，检测共通液压传感器226的检测值Ps而取得了分散值σ2时，则取得了（相对相位δ和分散值σ2的组），决定了图12所示的变化特性的一个点。
这样取得的变化特性被存储于存储部173的变化特性存储部240。
D－4）变化特性取得程序
每隔预先确定的设定时间就执行图14的流程图表示的变化特性取得程序。
在S11中，判定变化特性取得条件是否成立。判定上述的（i）、（ii）、（iii）的条件是否全部成立。
在（i）～（iii）全部成立的情况下，S11的判定为是，在S12中，检测左右后轮46、48的旋转角度NL、NR，取得相对相位δ。在S13中，在左右后轮46、48至少旋转一周的期间，取得共通液压传感器226的检测值Ps，在S14中，求出分散值σx2，在S15中，存储（相对相位δx、分散值σx2）的组。
通过执行多次该变化特性取得程序，求出多个互不相同（相对相位δx、分散值σx2）的组，取得实际的变化特性。
在相对相位δ的整个范围（0～47）内，在取得了分散值σ2的情况下取得变化特性，但并非必须在整个范围取得分散值σ2。
并且，当在相对相位δ的整个范围内取得分散值σ2，并取得变化特性之后，即便变化特性取得条件成立，也不取得分散值σ2，也可以在取得变化特性之后，取得分散值σ2，并适当进行修正等。
总之，以下对在相对相位δ的整个范围内取得了分散值σ2，并取得了变化特性的情况下的、旋转角度的控制进行说明。
（E）旋转角度的控制
E－1）控制的基本的内容
将分散值σ2为设定值σ2th的情况下的相对相位设为暂定目标相对相位δrefn。当暂定目标相对相位δrefn存在多个的情况下，基于实际的左右后轮46、48之间的相对相位δ，从暂定目标相对相位δrefn中选择一个目标相对相位δref，对左右后轮46、48中的任一方的旋转角度进行控制，以使得实际的相对相位δ接近目标相对相位δref。
在图10所示的情况下，决定四个暂定目标相对相位δref1、2、3、4。进而，求出实际的左右后轮46、48的相对相位δ，选择四个暂定目标相对相位δref1、2、3、4中的最接近实际的相对相位δ的暂定目标相对相位来作为目标相对相位。
例如，在实际的相对相位为δ20的情况下，作为最接近的暂定目标相对相位，选择目标相对相位δref2。进而，由于相对相位δ20大于目标相对相位δref2，所以对右后轮48的制动轮缸52施加液压，使旋转角度变小，以使得实际的相对相位δ20变小。从右后轮48的旋转角度减去左后轮46的旋转角度而得的值亦即相对相位δ变小，接近目标相对相位δref2。
并且，在实际的相对相位为δ10的情况下，选择目标相对相位δref1。在该情况下，通过对左后轮46的制动轮缸52施加液压，使相对相位δ变大，以使得相对相位δ接近目标相对相位δref1。
另外，在相对相位δ处于暂定目标相对相位δref1、2之间的情况下，分散值σ2小于设定值σ2th，因此不进行旋转角度的控制。
并且，在作为目标相对相位选择了δref1或者δref2的情况下，只要以使得实际的相对相位δ成为上述δref1、δref2之间的大小的方式进行控制即可。
δref1＜δ＜δref2
换言之，并非必须使实际的相对相位δ与目标相对相位δref1、δref2一致，也可以按超过目标相对相位δref1、δref2的方式进行控制。
与此相对，在无法决定目标相对相位的情况下，例如在实际的相对相位δ23处于两个暂定目标相对相位δref2、δref3的中间的情况｛δ23＝（δref2＋δref3）/2｝下，对分散值σ2的底部σc2、底部σd2进行比较（σd2＞σc2），选择与小的一方（σc2）对应的目标相对相位δref2。
如上所述，这是因为如下的缘故：当对将相对相位δ控制成δref1、δref2之间的大小的情况（δref1＜δ＜δref2）与控制成δref3、δref4之间的大小的情况（δref3＜δ＜δref4）进行比较时，在控制成底部小的一方、即δref1、δref2之间的大小的情况下，能够缩小左右后轮总液压Ps的变化的振幅。
另外，暂定目标相对相位δref可以设为与底部σc2、σd2对应的相对相位δrefc、δrefd，也可以设为分散值σ2最小的情况下的相对相位δrefc。在为后者的情况下，目标相对相位为一个，暂定目标相对相位与目标相对相位始终一致。
并且，能够预先存储将实际的相对相位和与之对应的目标相对相位预先建立对应关系的目标相对相位决定表。这是因为，如果决定了变化特性，则针对实际的相对相位能够唯一地决定目标相对相位。在该情况下，并非必须存储变化特性。能够将目标相对相位决定表存储于与变化特性存储部240不同的的省略图示的目标相对相位决定表存储部。
E－2）旋转角度控制的执行条件
（E-2-1）在本实施例中，在鼓式制动器50的非作用状态下进行旋转角度的控制。这是因为，期望在鼓式制动器50的工作开始前预先形成为左右后轮总液压Ps的变化小的状态。
另一方面，即便使相对相位δ接近目标相对相位δref，如果在鼓式制动器50工作之前在左右后轮46、48产生转速差，则也会从目标相对相位δref偏离。
因此，在本实施例中，在鼓式制动器50工作的可能性高的情况下进行旋转角度控制。
如图11的（a）所示，在从踩踏加速踏板的状态起解除对加速踏板的踩踏的情况下｛从加速器开度大于设定开度（包括0）的状态变为设定开度以下的情况下｝、且如图11的（b）所示进行再生协调控制的情况下，在仅再生制动力发挥作用的情况下进行旋转角度控制。在上述情况下，能够认为在不久的将来使鼓式制动器50工作的可能性高。
另一方面，当在车辆中速或者高速行驶中进行了制动踏板60的操作的情况下，根据蓄电装置22的倾斜对再生制动力加以限制。因此，无法利用再生制动力Fm满足要求制动力Fsref，从制动开始之初就施加液压制动力Fp（使液压制动器40、50工作）的可能性高。因此，在制动踏板60的操作开始前进行旋转角度的控制的必要性高。因此，在本实施例中，在车辆中速或者高速行驶中，在基于加速器开度传感器234的检测值检测到解除了对加速踏板的踩踏的情况下、和加速踏板的返回速度在设定速度以上的情况下中的至少一方的情况下，认为进行制动踏板60的操作的可能性高（使液压制动器40、50工作的可能性高），进行旋转角度的控制。
与此相对，在车辆低速行驶中进行了制动踏板60的操作的情况下，由于没有限制，因此很多情况下能够利用再生制动力Fm满足要求制动力FSref。因此，在制动开始之初多施加再生制动力，而液压制动器40、50处于非作用状态。因此，在进行制动踏板60的操作之后的、施加再生制动力而液压制动器40、50的非作用状态下，进行旋转角度控制。
并且，在低速行驶中进行了制动踏板60的急操作的情况下，推测为车辆立即停止。并且，也存在不仅有再生制动力而且使液压制动器40、50工作的情况。因此，不进行旋转角度的控制。
根据以上的情形，在本实施例中，在（a）（i）车辆的行驶速度在设定速度以上、且（ii）加速器开度传感器234的检测值从大于设定开度的状态变小与加速器开度传感器234的检测值的减少斜度大于设定斜度中的至少一方的情况｛图11的（a）｝下，以及在（b）（i）车辆的行驶速度小于设定速度、且（ii）制动开关118接通，制动踏板60的操作速度在设定操作速度以下的情况｛图11的（b）｝下，进行旋转角度的控制。
（E-2-2）在左右后轮46、48的相对相位不因旋转角度控制以外的因素而变化的状态下，进行旋转角度的控制。
在不是跨线路、碎石路等，且车辆处于大致直线行驶中的情况下，执行旋转角度的控制。
E－3）横摆力矩抑制控制
另一方面，当对左右后轮46、48中的一方的制动轮缸52施加液压时，容易产生横摆力矩。为了避免该横摆力矩，在本实施例中，对于位于左右后轮46、48中的控制对象轮的对角位置的车轮也同样对制动轮缸42的液压进行控制。例如，在旋转角度的控制中，在对右后轮48的制动轮缸52RR施加液压的情况下，对左前轮2的制动轮缸42FL也同样施加液压。
另外，也可以通过车轮的转向角度的控制进行横摆力矩抑制控制。
并且，并非必须进行横摆力矩抑制控制。这是因为，在旋转角度的控制中施加的制动轮缸液压并不非常大。
E－4）液压制动器非作用中旋转角度控制程序
每隔预先设定的设定时间就进行图15的流程图表示的液压制动器非作用中旋转角度控制程序。
在S51中，判定液压制动器40、50是否处于非作用状态。在处于非作用状态的情况下，在S52中，判定旋转角度控制执行条件是否成立，即判定上述的（E-2-1）以及（E-2-2）的条件是否成立。在（E-2-1）、（E-2-2）中的至少一方不满足的情况下，不进行旋转角度控制。
在双方均满足的情况下，认为旋转角度控制执行条件成立，进行旋转角度控制。
在S53中，检测实际的相对相位δ，在S54中，选择目标相对相位δref，在S55中，决定控制对象轮，在S56中，对控制对象轮的制动轮缸52施加液压，并且对位于对角位置的车轮的制动轮缸42同样施加液压，以使得实际的相对相位δ接近目标相对相位δref。
例如，在控制对象轮为右后轮48的情况下，将共通液压增压控制阀140切换成打开状态（进行开度的控制），使保持阀130RL、FR处于关闭状态，对保持阀130RR、FL进行控制（例如，存在进行占空比控制的情况）。经由共通通路110对右后轮48的制动轮缸52RR和左前轮2的制动轮缸42FL供给储能器66的液压。
如果像这样进行旋转角度的控制而左右后轮46、48的相对相位δ接近目标相对相位δref，则即便随后对制动轮缸52供给液压使鼓式制动器50工作，也能够抑制左右后轮总液压Ps的变化，并抑制控制波动。
并且，在控制执行条件成立的期间，多次执行液压制动器非作用中旋转角度控制。因此，即便在执行旋转角度控制后因转弯等而相对相位从目标相对相位偏离的情况下，相对相位也能够再次接近目标相对相位。
但是，由于在使鼓式制动器50工作的可能性高的情况下执行液压制动器非作用中旋转角度控制，因此，在已执行过一次的情况下，即便在此之后控制执行条件成立，也能够不执行。
以上，在本实施例中，利用制动器ECU56的存储、执行图14的流程图表示的变化特性取得程序的部分等构成变化特性取得装置。并且，利用其中的存储、执行S12的部分等构成相对相位取得装置，利用存储、执行S14的部分等构成分散值取得部，利用存储、执行S15的部分等构成分散值变化特性取得部，利用存储、执行S11、13的部分等构成条件成立时总制动力取得部，利用存储、执行S13的部分等构成行驶中总制动力取得部。
利用制动器ECU56的存储、执行图15的流程图表示的液压制动器非作用中旋转角度控制程序的部分等构成旋转角度控制装置。旋转角度控制装置也是摩擦制动力控制部、非作用中控制部、再生制动时控制部、加速解除时控制部。利用其中的存储、执行S54的部分等构成目标相对相位决定部，利用存储、执行S56的部分等构成第一车轮旋转抑制部、第二车轮旋转抑制部。并且，利用盘式制动器42、保持阀130FL、FR、存储、执行S56的部分等构成横摆力矩抑制装置。
实施例2
在实施例1中形成为在液压制动器40、50的非作用中进行旋转角度的控制，但也能够形成为在液压制动器40、50的作用中进行旋转角度的控制。
在本实施例中，在液压制动器50的作用中，进行左右后轮46、48的制动轮缸52的一方相对于另一方的液压的变化斜度的控制。
如图16的（a）所示，在制动轮缸52的液压存在增加倾向的情况下，在实际的相对相位δ小于目标相对相位δref的情况下，与左后轮46对应的保持阀130RL全开，与此相对，对与右后轮48对应的保持阀130RR进行占空比控制，使右后轮48的制动轮缸52RR的增加斜度小于左后轮46的制动轮缸52RL的增加斜度。由此，右后轮48的转速大于左后轮46的转速，实际的相对相位δ变大，能够接近目标相对相位δref。另外，通过共通液压增压控制阀140的控制使共通通路110的液压增加，在保持阀130打开的状态下，共通通路110的液压被供给至制动轮缸52。
并且，在实际的相对相位δ大于目标相对相位δref的情况下，右后轮48的保持阀130RR全开，与此相对，对左后轮46的保持阀130RL进行占空比控制，使左后轮46的制动轮缸52RL的增加斜度小于右后轮48的制动轮缸52RR的增加斜度。由此，实际的相对相位δ变小，能够接近目标相对相位δref。
如图16的（b）所示，在制动轮缸52的液压存在减少倾向的情况下，在实际的相对相位δ大于目标相对相位δref的情况下，右后轮48的减压阀131RR全闭，与此相对，对左后轮46的减压阀131RL进行占空比控制，使左后轮46的制动轮缸52RL的减压斜度大于右后轮48的制动轮缸52RR的减压斜度。由此，实际的相对相位δ变小，能够接近目标相对相位δref。
另外，通过共通液压减压控制阀142的控制使共通通路110的液压减少，在保持阀130打开的状态下，工作液经由共通通路110朝贮液器82流出。与此相对，当对减压阀131进行占空比控制时，经由保持阀130进行减压，并且经由减压阀131进行减压。
在实际的相对相位δ小于目标相对相位δref的情况下，与左后轮46对应的减压阀131RL全闭，与此相对，对与右后轮48对应的减压阀131RR进行占空比控制，使右后轮48的制动轮缸52RR的减压斜度大于左后轮46的减压斜度。由此，实际的相对相位δ变大，能够接近目标相对相位δref。
每隔预先确定的设定时间就执行图17的流程图表示的液压制动器作用中旋转角度控制程序。
在S71中，判定液压制动器50是否处于作用中。在处于作用中的情况下，在S72中，检测实际的相对相位，在S73中，选择目标相对相位，在S74中，决定控制对象轮。此处，对保持阀130或者减压阀131进行占空比控制的车轮是控制对象轮。进而，在S75中，针对左右后轮46、48中的任一方的控制对象轮，进行保持阀130或者减压阀131的占空比控制，针对位于控制对象轮的对角位置的车轮的保持阀130F、或者减压阀131F也同样进行占空比控制。
另外，在图16中，以能够看出变化斜度之差的方式记载了制动轮缸液压的变化，但实际上变化斜度之差非常小。因此，并非必须进行横摆力矩抑制控制。
并且，在液压制动器50的作用中，可以反复进行旋转角度控制，也可以仅进行一次旋转角度控制。在进行一次的情况下，优选在鼓式制动器50的工作开始时即制动轮缸52的液压增加时执行旋转角度控制。
在本实施例中，利用制动器ECU56的存储、执行图17的流程图表示的液压制动器作用中旋转角度控制程序的部分等构成作用中控制部，利用其中的存储、执行S75的部分等构成制动力变化斜度控制部。
实施例3
在实施例1、2中形成为通过制动轮缸52的液压的控制而对旋转角度进行控制，但当在左右后轮46、48设置有能够针对各轮单独地控制制动力的驻车制动器的情况下，也能够通过使驻车制动器工作来施加制动力。
图18、19中示出该情况下的一例。其他的构造与实施例1、2的情况相同，因此省略说明。
如图19所示，在设置于本实施例所记载的液压制动系统的鼓式制动器298RL、RR中，包括能够与后轮46、48一体旋转的鼓300RL、RR以及将摩擦卡合部件朝该鼓300RL、RR推压的推压装置301RL、RR。推压装置301RL、RR包括行车制动器用的推压装置以及驻车制动器用的推压装置双方，但它们的一部分是共有的。
推压装置301RL、RR分别包括：（i）由垫板310保持，且在外周侧具备摩擦卡合部件312a、b的一对制动蹄314a、b；（ii）使上述一对制动蹄314a、b扩开的制动轮缸52；（iii）固定于垫板310的支承块316；（iv）多个回位弹簧318～321；（v）在一端部以能够绕销324转动的方式与制动蹄314a卡合的制动杆326；以及（vi）连结于制动杆326的另一端部的电动致动器328。电动致动器328包括设置于垫板310的背侧的驻车用电动马达330以及具备离合功能的运动转换机构332等。
通过驻车用电动马达330的工作使驻车杆326转动，使一对制动蹄314a、b扩开，从而使摩擦卡合部件312a、b与鼓300抵接。借助离合功能，即便不对驻车用电动马达330供给电流，也能够保持该制动力。
在本实施例中，在左右后轮46、48的各个设置有使驻车制动器工作的电动致动器328，因此，通过驻车用电动马达330RL、RR的单独的控制，能够单独地控制左右后轮46、48的驻车制动力。
如图18所示，在CAN59连接有驻车制动器ECU（PKBECU）350。驻车制动器ECU350以计算机作为主体，具有未图示的执行部、输入输出部、存储部等。在输入输出部经由驱动回路连接有驻车用电动马达330RL、RR。
驻车制动器ECU350基于来自制动器ECU56的指令，在旋转角度控制中对驻车用电动马达330RL、RR进行控制。
可以在液压制动器50的作用中使驻车用电动马达330RL、RR工作，也可以在非作用中使驻车用电动马达330RL、RR工作。对于驻车用电动马达330RL、RR的控制，与实施例1、2的情况相同。
并且，在前轮通常并不设置驻车制动器，因此不进行横摆力矩抑制控制。
在本实施例中，利用驻车制动器ECU350的控制驻车制动器用电动马达330RL、RR的部分等构成驻车制动力控制部。
实施例4
在本实施例中，如图20所示，将左右后轮46、48形成为驱动轮，分别设置轮内马达400RL、RR。进而，通过轮内马达400RL、RR的控制对左右后轮46、48的驱动力、再生制动力进行控制，由此进行旋转角度的控制。
对于其他的结构，由于与实施例1、2或者实施例3的情况相同，因此省略说明。
如图20所示，在作为轮内马达的驱动用的电动马达400RL、RR分别连接有包括逆变器的电力转换装置402RL、RR，且连接有蓄电装置22。
驱动用马达ECU28基于来自制动器ECU56的指令对电力转换装置402RL、RR进行控制。
例如，在实际的相对相位δ小于目标相对相位δref的情况下，能够使施加于右后轮48的驱动力变大而使其转速变大。由此，相对相位变大，能够接近目标相对相位δref。
并且，在实际的相对相位δ大于目标相对相位δref的情况下，能够增大施加于左后轮46的驱动力。由此，相对相位变小，能够接近目标相对相位。
在本实施例中，利用电力转换装置402RL、RR、驱动用马达ECU28的对电力转换装置402RL、RR进行控制部分等构成马达控制部。
实施例5
如图21所示，本发明能够应用于在前后左右的四轮2、4、46、48设置有鼓式制动器450FL、FR、50RL、RR的液压制动系统。在本实施例中，利用共通液压传感器226检测包括四轮的制动轮缸452FL、FR、52RL、RR的液压的四轮总液压Ps。
在变化特性取得条件成立的情况下，检测车轮旋转一周的期间的四轮总液压Ps，并取得分散值σ2。取得左右前轮2、4之间的相对相位δf（＝NFR－NFL）、左右后轮46、48之间的相对相位δr（＝NRR－NRL）、右后轮48与左前轮2之间的相对相位δrf（＝NRR－NFL）、与分散值σ2之间的关系亦即变化特性（例如能够用三维的映射表示）。进而，分别决定分散值σ2小于设定值的情况下的相对相位亦即目标相对相位δfref、δrref、δrfref，并决定控制对象轮，对旋转角度进行控制，以使得实际的相对相位δf、δr、δrf分别接近目标相对相位δfref、δrref、δrfref。
这样，即便在前后左右的四轮2、4、46、48设置有鼓式制动器的情况下，也能够抑制四轮总液压Ps的变化，并抑制控制波动。
另外，能够在左右前轮2、4中取得变化特性，并且进行旋转角度的控制，在左右后轮46、48中取得变化特性，并且进行旋转角度的控制，在右后轮48和左前轮2中取得变化特性，并且进行旋转角度的控制。
其他的实施例
另外，在摩擦制动器是盘式制动器的情况下也能够应用本发明。在盘式制动器中，由于转盘的偏磨损，存在伴随着车轮的旋转而制动轮缸液压发生变化的情况，通过相对相位的控制，能够抑制将多个车轮的制动轮缸液压合在一起后的液压的变化。
并且，在左右后轮46、48的各个中，能够对车轮旋转一周的情况下的制动轮缸52的液压的变化单独进行检测，并对它们进行合成，从而取得左右后轮总液压Ps的变化状态。例如，分别取得图7的用实线表示的制动轮缸52RL的液压的变化、用虚线表示的制动轮缸52RR的液压的变化，从而求出用点划线表示的合成波形。基于合成波形，能够取得分散值，且能够取得变化特性。
此外，作为表示车轮旋转一周的期间的总制动力的变化状态的值，也能够采用振幅的最大值。
并且，在控制对象轮为驱动轮的情况下，当在左右的驱动轮经由差动限制装置连接有驱动装置的情况下，能够通过差动限制装置的控制对转速差进行控制。
此外，也能够应用于设置有电动制动器的制动系统。
并且，不论制动回路的构造等如何，本发明除了上述的记载之外，还能够以组合实施例1～4而得的方式，除此之外的各种方式加以实施。
标号说明：
46、48：后轮；50：鼓式制动器；52：制动轮缸；56：制动器ECU；130：保持阀；131：减压阀；226：共通液压传感器；230：转速传感器；232：转弯状态检测装置；234：加速器开度传感器；240：变化特性存储部；330：驻车制动器用电动马达；350：PKBECU；400：轮内马达；402：电力转换装置。

Claims (18)

1.一种制动系统，其特征在于，
所述制动系统包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮中的至少两个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得所述至少两个车轮之间的各自的相对相位；
变化特性取得装置，该变化特性取得装置取得由所述相对相位取得装置取得的所述至少两个车轮之间的各自的相对相位、与表示所述至少两个车轮至少旋转一周的期间的总制动力的变化状态的值之间的关系亦即变化特性，所述总制动力包括所述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力；以及
旋转角度控制装置，该旋转角度控制装置对所述至少两个车轮中的至少一个车轮的旋转角度进行控制，由此使所述至少两个车轮之间的相对相位的各个分别接近基于由所述变化特性取得装置取得的所述变化特性决定的目标相对相位。
2.根据权利要求1所述的制动系统，其中，
所述变化特性取得装置包括：
(a)总制动力取得部，该总制动力取得部至少在由所述相对相位取得装置取得的所述至少两个车轮之间的各自的相对相位恒定的状态下取得所述总制动力；
(b)分散值取得部，该分散值取得部取得所述总制动力的值的分散值来作为表示由所述总制动力取得部取得的总制动力的所述至少两个车轮至少旋转一周的期间的变化状态的值；以及
(c)分散值利用变化特性取得部，该分散值利用变化特性取得部取得由所述分散值取得部取得的分散值与所述各个相对相位之间的关系来作为所述变化特性。
3.根据权利要求2所述的制动系统，其中，
所述旋转角度控制装置包括目标相对相位决定部，该目标相对相位决定部基于所述分散值在设定值以下的情况下的所述相对相位决定所述目标相对相位。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述相对相位取得装置包括取得部，该取得部基于从所述至少两个车轮中的第一车轮的旋转角度减去第二车轮的旋转角度而得的值取得所述相对相位，
所述旋转角度控制装置包括(a)第二车轮旋转抑制控制部和(b)第一车轮旋转抑制控制部中的至少一方，在所述相对相位小于所述目标相对相位的情况下，所述第二车轮旋转抑制控制部抑制所述第二车轮的旋转，在所述相对相位大于所述目标相对相位的情况下，所述第一车轮旋转抑制控制部抑制所述第一车轮的旋转。
5.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述变化特性取得装置包括行驶中总制动力取得部，在所述车辆的行驶中的变化特性取得条件成立的情况下，所述行驶中总制动力取得部取得所述总制动力。
6.根据权利要求5所述的制动系统，其中，
所述行驶中总制动力取得部包括条件成立时总制动力取得部，在下述条件中的一个以上满足的情况下，所述条件成立时总制动力取得部认为所述变化特性取得条件成立，从而取得所述总制动力，所述条件包括：(i)所述至少两个车轮的转速的差的各个的绝对值分别在设定值以下；(ii)所述车辆不处于转弯过程中；(iii)所述至少两个摩擦制动器的制动力的各个在预先设定的设定制动力以上；以及(iv)所述至少两个摩擦制动器的各个的制动力的目标值的变化幅度分别处于设定范围内。
7.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述旋转角度控制装置包括(a)非作用中控制部和(b)作用中控制部中的至少一方，在与所述至少两个车轮对应的摩擦制动器分别不处于作用状态的情况下，所述非作用中控制部对所述至少一个车轮的旋转角度进行控制，在与所述至少两个车轮对应的摩擦制动器分别处于作用状态的情况下，所述作用中控制部对所述至少一个车轮的旋转角度进行控制。
8.根据权利要求7所述的制动系统，其中，
所述旋转角度控制装置包括所述非作用中控制部，该非作用中控制部包括摩擦制动器工作前控制部，当存在使所述至少两个车轮的摩擦制动器工作的可能性的情况下，所述摩擦制动器工作前控制部对所述至少一个车轮的旋转角度进行控制。
9.根据权利要求8所述的制动系统，其中，
所述摩擦制动器工作前控制部包括(a)再生制动时控制部和(b)加速解除时控制部中的至少一方，在对所述车辆的驱动轮施加再生制动力、且不对所述至少两个车轮施加摩擦制动器的制动力的情况下，所述再生制动时控制部对所述至少一个车轮的旋转角度进行控制，在进行了设置于所述车辆的加速操作部件的加速解除操作的情况下，所述加速解除时控制部对所述至少一个车轮的旋转角度进行控制。
10.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述旋转角度控制装置包括摩擦制动力控制部，该摩擦制动力控制部通过对所述至少一个车轮的摩擦制动器的制动力进行控制来控制所述至少一个车轮的旋转角度。
11.根据权利要求10所述的制动系统，其中，
所述摩擦制动力控制部包括制动力变化斜度控制部，该制动力变化斜度控制部对所述多个车轮中的第二车轮的摩擦制动器的制动力的变化斜度相对于所述多个车轮中的第一车轮的摩擦制动器的制动力的变化斜度亦即相对斜度进行控制，由此使所述第一车轮与所述第二车轮之间的相对相位接近所述目标相对相位。
12.根据权利要求10所述的制动系统，其中，
所述至少两个车轮是设置于车辆的前轮侧和后轮侧中的任一方侧的左右两个车轮，所述摩擦制动力控制部所控制的控制对象轮是所述左右两个车轮中的任一方的车轮，
所述制动系统包括横摆力矩抑制装置，该横摆力矩抑制装置对所述车辆的多个车轮中的位于所述控制对象轮的对角位置的车轮的所述摩擦制动器的制动力进行控制，从而抑制在所述车辆产生的横摆力矩。
13.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述至少两个车轮是设置于车辆的前轮侧和后轮侧中的任一方侧的左右两个车轮，
在所述左右两个车轮分别设置的所述摩擦制动器是行车制动器，
所述制动系统包括驻车制动器，在所述左右两个车轮的各个设置有该驻车制动器，且该驻车制动器能够借助电动致动器工作，
所述摩擦制动力控制部包括驻车制动力控制部，该驻车制动力控制部通过对所述左右两个车轮中的至少一方的电动致动器单独地进行控制而对所述驻车制动器的制动力进行控制。
14.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述至少两个车轮是设置于车辆的前轮侧和后轮侧中的任一方侧的左右两个车轮，
在所述左右两个车轮的各个设置的摩擦制动器是鼓式制动器。
15.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述至少两个车轮是所述车辆的两个驱动轮，
所述车辆包括与所述两个驱动轮的各个对应地设置的驱动用的轮内马达，
所述旋转角度控制装置包括马达控制部，该马达控制部通过对所述两个驱动轮中的至少一方的车轮的所述驱动用轮内马达进行控制而对所述至少一方的车轮的旋转角度进行控制。
16.根据权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其中，
所述相对相位取得装置包括：(a)旋转角度检测装置，所述旋转角度检测装置对所述至少两个车轮的旋转角度分别进行检测；以及(b)相对相位运算部，在从所述至少两个车轮中的第一车轮的旋转角度减去第二车轮的旋转角度而得的值为正值的情况下，所述相对相位运算部将该相减而得的值设定为所述相对相位，在所述相减而得的值为负值的情况下，所述相对相位运算部将通过从与2π相当的值减去所述相减而得的值的绝对值所得到的值设定为所述相对相位。
17.一种制动系统，其特征在于，
所述制动系统包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮中的至少两个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得所述至少两个车轮之间的各自的相对相位；以及
变化特性取得装置，该变化特性取得装置取得由所述相对相位取得装置取得的所述至少两个车轮之间的各自的相对相位、与表示所述至少两个车轮至少旋转一周的期间的总制动力的变化状态的值之间的关系亦即变化特性，所述总制动力包括所述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力。
18.一种制动系统，其特征在于，
所述制动系统包括：
摩擦制动器，该摩擦制动器设置于在车辆设置的多个车轮中的至少两个车轮的各个；
相对相位取得装置，该相对相位取得装置取得所述至少两个车轮之间的各自的相对相位；以及
相对相位控制装置，该相对相位控制装置将由所述相对相位取得装置取得的所述至少两个车轮之间的各自的相对相位控制成使得表示总制动力的变化状态的值小于设定值的大小，所述总制动力包括所述至少两个车轮的摩擦制动器的制动力。
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