CN104185581A - 车辆用制动控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆用制动控制装置，其即使制动消耗液量和主油缸压力的关系特性发生变化，也能够抑制制动的效果、制动感觉的变化。在基于制动踏板(BP)的操作量而推定出的推定制动消耗液量(Qα)、和由主油缸压力检测单元(13，14)检测出的实际主油缸压力(PmcA)的关系特性，相对于表示预先设定的制动消耗液量和所述主油缸压力的关系特性的基准对应图(消耗的制动液量液压基准特性)存在特性差的情况下，通过目标相对位移量校正部(80)，将输入部件(6)和辅助部件(2b)的相对位移量(Δx)的目标值(目标相对位移量(Δx*))向使特性差减小的方向校正。

Description

车辆用制动控制装置

技术领域

本发明涉及一种车辆用制动控制装置，其通过与输入部件的移动对应地向辅助部件施加的辅助推力，而在主油缸内产生助力制动液压。

背景技术

当前，已知一种车辆用制动控制装置(例如，参照专利文献1)，其利用电动致动器使辅助部件进退移动，对制动踏板的输入进行助力，并从主油缸输出。在该车辆用制动控制装置中，通过控制电动致动器，而使通过制动踏板的操作而进退移动的输入部件、和相对于该输入部件相对移动的辅助部件的相对位移量可变，得到期望的制动特性。

专利文献1：日本专利第4784756号公报

发明内容

然而，在现有的车辆用制动控制装置中，在使输入部件和辅助部件的相对位移量可变时，无法直接进行对由于制动踏板的操作而产生的主油缸压力的监控。

即，基于制动踏板的操作量设定目标相对位移量，并且基于相对位移量或者辅助部件的位移量，对电动致动器进行控制，以使得输入部件和辅助部件的相对位移关系成为所述目标位移量。

相对于此，伴随着输入部件和辅助部件的进退移动而供给到制动钳的制动液的量(以下称为制动消耗液量)和主油缸压力的关系特性有时会由于制动操作中的制动液补充等而发生变化。该情况下，即使制动踏板的操作量相同，有时从主油缸输出的主油缸压力也会不同。

因此，存在如果在这种时候基于输入部件和辅助部件的相对位移量或者辅助部件的位移量，对电动致动器进行控制，则会相对于预先设定的设想，制动的效果(产生制动力)、脚踏感发生变化的问题。并且，如果制动的效果、制动感觉发生变化，则有可能会带给驾驶员不适感。

本发明就是着眼于上述问题而提出的，其目的在于提供一种车辆用制动控制装置，其即使由于制动操作而制动消耗液量和主油缸压力的关系特性发生变化，也能够抑制制动的效果、制动感觉的变化。

为了实现上述目的，本发明的车辆用制动控制装置，具有：输入部件、辅助部件、助力致动器、以及控制单元，在对应于所述输入部件的移动，通过对所述辅助部件施加的辅助推力而使在主油缸内产生被助力的制动液压的车辆用制动控制装置中，具有：基准对应图、制动消耗液量推定单元、以及主油缸压力检测单元。

所述输入部件通过制动踏板的操作而进退移动。

所述辅助部件设置为相对于所述输入部件的移动方向能够相对移动。

所述助力致动器使所述辅助部件进退移动，使所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量变化。

在所述基准对应图中预先设定有制动消耗液量和主油缸压力的关系特性。

所述制动消耗液量推定单元为了实现基于所述制动踏板的操作量的制动力，而对所述制动消耗液量即推定制动消耗液量进行运算。

所述主油缸压力检测单元对实际主油缸压力进行检测。

并且，所述控制单元在基于所述制动踏板的操作量，对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值进行设定，将所述助力致动器控制为使得所述相对位移量与所述目标值一致时，在所述推定制动消耗液量和所述实际主油缸压力的关系特性相对于所述基准对应图存在特性差的情况下，向使所述特性差减小的方向对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值进行校正。

根据本发明的车辆用制动控制装置，在推定制动消耗液量和实际主油缸压力的关系特性相对于基准对应图存在特性差的情况下，通过控制单元，将输入部件和辅助部件的相对位移量的目标值向使该特性差减小的方向校正。

即，对实际的主油缸压力进行监控，如果由于制动操作中的制动液量的补充等而导致制动消耗液量和主油缸压力的关系特性发生变化，则将相对位移量的目标值校正为使该关系特性与预先设定的基准对应图一致。

并且，通过对相对位移量的目标值进行校正，实际的主油缸压力相对于制动踏板的操作量成为理想的主油缸压力(成为基准的主油缸压力)，能够抑制制动的效果、脚踏感变化而与设想不同。其结果，能够减少驾驶员的不适感。

附图说明

图1是示出适用实施例1的车辆用制动控制装置的电动车的主要构造的整体图。

图2是实施例1的车辆用制动控制装置的制动装置的整体结构图。

图3是实施例1的车辆用制动控制装置的目标相对位移量校正部的结构框图。

图4是示出实施例1的车辆用制动控制装置中使用的制动消耗液量和主油缸压力的基准对应图的一个例子的图。

图5是示出在实施例1的目标相对位移量校正部中执行的目标位移校正量的计算处理的流程的流程图。

图6是示出实际主油缸压力较高时的目标位移量的校正作用的制动消耗液量和主油缸压力的关系特性对应图。

图7是示出实际主油缸压力较高时的制动踏板行程和制动力的关系特性的一个例子的对应图。

图8是示出实际主油缸压力较高时的制动踏板踏力和制动力的关系特性的一个例子的对应图。

图9是示出实际主油缸压力较低时的目标相对位移量的校正作用的制动消耗液量和主油缸压力的关系特性对应图。

图10是示出实际主油缸压力较低时的制动踏板行程和制动力的关系特性的一个例子的对应图。

图11是实施例2的车辆用制动控制装置的目标相对位移量校正部的结构框图。

具体实施方式

以下，基于附图所示的实施例1和实施例2，说明用于实施本发明的车辆用制动控制装置的实施方式。

实施例1

首先，将实施例1的车辆用制动控制装置的结构分成“电动车的基本结构”、“制动装置的结构”、“控制系统的结构”、“目标位移校正量的计算处理结构”进行说明。

【电动车的基本结构】

图1是示出适用实施例1的车辆用制动控制装置的电动车的主要构造的整体图。

如图1所示，实施例1的电动车S具有电动/发电机101、减速器102、制动机构103、左右前轮(驱动轮)FL、FR、左右后轮RL、RR、以及综合控制器110。

所述电动/发电机101是在转子中埋设有永久磁铁，在定子上卷绕有定子线圈的同步型电动/发电机，经由减速器102与左右前轮FL、FR连结。

并且，该电动/发电机101基于来自综合控制器110的控制指令，通过施加由驱动电路104形成的三相交流而被控制。

所述驱动电路104控制与由例如锂离子电池等构成的电池105之间的电力发送/接收。通过该驱动电路104的控制，电动/发电机101能够作为接收来自电池105的电力供给而旋转驱动的电动机动作，也能够作为在转子从驱动轮即左右前轮FL、FR接收旋转能量的情况下在定子线圈的两端产生电动势的发电机起作用，对电池105充电。此时，驱动电路104将由电动/发电机101产生的驱动扭矩或者再生扭矩调整为与从综合控制器110接收的扭矩指令值一致。

所述制动机构103具有在各车轮FL、FR、RL、RR的每一个上设置的液压制动系统的制动盘40a～40d、以及制动装置1。所述制动装置1按照来自驾驶员的制动操作对各制动盘40a～40d作用制动液压，对各车轮FL、FR、RL、RR施加摩擦制动扭矩。此外，基于来自综合控制器110的再生协调控制指令，对摩擦制动扭矩进行控制。

所述综合控制器110承担用于对车辆整体的消耗能源进行管理而使电动车S以最高效率行驶的功能，向该综合控制器110输入来自对电动机转速Nm进行检测的电动机转速传感器121、和对左右前轮FL、FR及左右后轮RL、RR的每一个的轮速进行检测的轮速传感器124等的必要信息，以及经由CAN通信线130输入信息。并且，通过向驱动电路104输出控制指令而执行电动/发电机101中的驱动控制或者再生控制，通过向制动装置1输出控制指令而执行制动控制。

此处，所述综合控制器110通过相对目标减速度优先分配再生制动扭矩，尤其在反复进行加减速的行驶模式中，使能量回收效率较高，直至较低的车速为止实现通过再生制动进行的能量的回收。

另一方面，在再生制动扭矩中，与由车速决定的转速相对应地存在有上限扭矩。因此，在相对于目标减速度仅通过再生制动扭矩进行的减速而无法实现整个目标减速度的情况下，向制动装置1输出如下述的再生协调控制指令，即，利用通过制动机构103产生的液压制动扭矩补充该不足部分的再生协调控制指令。

【制动装置的结构】

图2是实施例1的车辆用制动控制装置的制动装置的整体结构图。

所述制动装置1具有：主油缸2；储油箱RES；在各车轮FL、FR、RL、RR上设置的轮缸4a～4d；与主油缸2连接地设置的主油缸压力控制机构5和输入杆(输入部件)6；制动操作量检测部7；以及对主油缸压力控制机构5进行控制的主油缸压力控制部8。

输入杆6通过制动踏板BP的操作而产生行程(进退)，对主油缸2内的液压(以下称为主油缸压力Pmc)进行加减。主油缸压力控制机构5和主油缸压力控制部8使主油缸2的主活塞(辅助部件)2b产生行程，对主油缸压力Pmc进行加减。

以下，为了进行说明，将x轴设定为主油缸2的轴向，将制动踏板BP的一侧定义为负方向。实施例1的主油缸2是所谓串联型，在缸主体2a内具有主活塞(辅助部件)2b和次级活塞2c。在缸主体2a的内周面与主活塞2b的x轴正方向侧的面及次级活塞2c的x轴负方向侧的面之间，形成有作为第1液压室的主液压室2d。在缸主体2a的内周面与次级活塞2c的x轴正方向侧的面之间，形成有作为第2液压室的次级液压室2e。

主液压室2d与主回路10可连通地连接，次级液压室2e与次级回路20可连通地连接。主液压室2d的容积通过主活塞2b和次级活塞2c在缸主体2a内产生行程而变化。在主液压室2d中，设置有将主活塞2b向x轴负方向侧施力的回位弹簧2f。次级液压室2e的容积通过次级活塞2c在缸主体2a内产生行程而变化。在次级液压室2e中，设置有将次级活塞2c向x轴负方向侧施力的回位弹簧2g。

另外，在主回路10和次级回路20中设置有用于实施ABS控制等的各种阀、电动泵、油箱等，关于这一点省略图示。

在主回路10中设置有主液压传感器(主油缸压力检测单元)13，在次级回路20中设置有次级液压传感器(主油缸压力检测单元)14。主液压传感器13对主液压室2d的液压进行检测，次级液压传感器14对次级液压室2e的液压进行检测，将该液压信息发送至主油缸压力控制部8。

另外，此处将主液压传感器13的检测值(主液压室2d的液压)设为主油缸压力Pmc。

输入杆6的x轴正方向侧的一端6a贯穿主活塞2b的分隔壁2h，在主液压室2d内接地。输入杆6的一端6a和主活塞2b的分隔壁2h之间进行密封，确保液密性，并且将一端6a设为可相对于分隔壁2h沿x轴方向滑动。另一方面，输入杆6的x轴负方向侧的另一端6b与制动踏板BP连结。如果驾驶员踩踏制动踏板BP，则输入杆6向x轴正方向侧移动，如果驾驶员将制动踏板BP复原，则输入杆6向x轴负方向侧移动。

此外，在输入杆6上形成有直径比主活塞2b的分隔壁2h的内周大、且比凸缘部6c的外径小的大径部6f。在该大径部6f的x轴正方向侧端面和分隔壁2h的x轴负方向侧端面之间，在非制动动作时设置有间隙L1。通过该间隙L1，在从综合控制器110接收到再生协调控制指令的情况下，能够通过使主活塞2b相对于输入杆6向x轴负方向相对移动，而使液压制动减压与再生制动力相对应的量。此外，通过间隙L1，如果输入杆6相对于主活塞2b向x轴正方向相对位移与间隙L1相对应的量，则该大径部6f的x轴正方向的面与分隔壁2h抵接，输入杆6和主活塞2b能够一体地移动。

通过输入杆6或者主活塞2b向x轴正方向侧移动而对主液压室2d的工作液进行加压，并将加压后的工作液供给到主回路10。此外，通过由加压后的工作液提供的主液压室2d的压力，次级活塞2c向x轴正方向侧移动。通过次级活塞2c向x轴正方向侧移动而对次级液压室2e的工作液进行加压，并将加压后的工作液供给到次级回路20。

如上所述，通过使输入杆6与制动踏板BP联动地移动，对主液压室2d进行加压的结构，即使在万一由于故障而导致主油缸压力控制机构5的驱动电动机(助力致动器)50停止的情况下，也能够通过驾驶员的制动操作而使主油缸压力Pmc上升，确保规定的制动力。此外，由于与主油缸压力Pmc相对应的力经由输入杆6作用到制动踏板BP上，作为制动踏板反作用力而向驾驶员传递，所以不需要在没有采用上述结构的情况下所需的生成制动踏板反作用力的弹簧等装置。因此，能够实现制动助力装置的小型化·轻量化，提高向车辆的装载性。

制动操作量检测部7用于检测驾驶员的要求减速度，设置在输入杆6的另一端6b侧。制动操作量检测部7是对输入杆6的x轴方向位移量(行程)进行检测的行程传感器，即，是制动踏板BP的行程传感器。

储油箱RES具有由分隔壁(未图示)彼此分隔开的至少两个液压室。各液压室分别经由制动回路11、12，与主油缸2的主液压室2d及次级液压室2e可连通地连接。

轮缸(摩擦制动部)4a～4d具有油缸、活塞、制动片等，通过缸主体2a所供给的工作液而上述活塞移动，将与活塞连结的制动片向制动盘40a～40d按压。另外，制动盘40a～40d与各车轮FL、FR、RL、RR一体旋转，对制动盘40a～40d作用的制动扭矩成为在各车轮FL、FR、RL、RR和路面之间作用的制动力。

主油缸压力控制机构5根据主油缸压力控制部8的控制指令对与主油缸压力Pmc成正比的主活塞2b的位移量进行控制，主油缸压力控制机构5具有：驱动电动机50、减速装置51、以及旋转-平移变换装置55。

主油缸压力控制部8是运算处理电路，其基于来自制动操作量检测部7、驱动电动机50的传感器信号等对驱动电动机50的动作进行控制。

下面，说明主油缸压力控制机构5的结构和动作。

驱动电动机50是三相DC无刷电动机，利用基于主油缸压力控制部8的控制指令供给的电力而动作，产生所期望的旋转扭矩。

减速装置51通过带轮减速方式而对驱动电动机50的输出旋转进行减速。减速装置51具有：在驱动电动机50的输出轴上设置的小径的驱动侧带轮52、在旋转-平移变换装置55的滚珠丝杠螺母56上设置的大径的从动侧带轮53、以及在驱动侧和从动侧带轮52、53上卷绕的传动带54。减速装置51使驱动电动机50的旋转扭矩放大与减速比(驱动侧和从动侧带轮52、53的半径比)相应的量，并传递到旋转-平移变换装置55。

旋转-平移变换装置55将驱动电动机50的旋转动力变换为平移动力，通过该平移动力按压主活塞2b。在本实施例1中，作为动力变换机构采用滚珠丝杠方式，旋转-平移变换装置55具有：滚珠丝杠螺母56、滚珠丝杠轴57、可动部件58、以及回位弹簧59。

在主油缸2的x轴负方向侧连接有第1壳体部件HSG1，在第1壳体部件HSG1的x轴负方向侧连接有第2壳体部件HSG2。滚珠丝杠螺母56以能够绕轴线旋转的方式设置于在第2壳体部件HSG2内设置的轴承BRG的内周。在滚珠丝杠螺母56的x轴负方向侧的外周上嵌合有从动侧带轮53。在滚珠丝杠螺母56的内周上螺纹结合有中空的滚珠丝杠轴57。在滚珠丝杠螺母56和滚珠丝杠轴57之间的间隙中，可旋转移动地设置有多个滚珠。

在滚珠丝杠轴57的x轴正方向侧的端部一体地设置有可动部件58，在该可动部件58的x轴正方向侧的面上接合有主活塞2b。主活塞2b收容在第1壳体部件HSG1内，主活塞2b的x轴正方向侧的端部从第1壳体部件HSG1凸出并嵌合在主油缸2的内周。

在第1壳体部件HSG1内在主活塞2b的外周设置有回位弹簧59。将回位弹簧59的x轴正方向侧的端部固定在第1壳体部件HSG1内部的x轴正方向侧的面A上，并且，将x轴负方向侧的端部卡合在可动部件58上。回位弹簧59以在面A和可动部件58之间沿x轴方向压缩而设置，对可动部件58和滚珠丝杠轴57向x轴负方向侧施力。

如果从动侧带轮53旋转，则滚珠丝杠螺母56一体地旋转，通过该滚珠丝杠螺母56的旋转运动，滚珠丝杠轴57沿x轴方向平移运动。通过向x轴正方向侧的滚珠丝杠轴57的平移运动的推力，经由可动部件58将主活塞2b向x轴正方向侧按压。另外，在图2中，示出在非制动操作时，滚珠丝杠轴57位于向x轴负方向侧位移最大的初始位置的状态。

另一方面，在滚珠丝杠轴57上，向与朝向上述x轴正方向侧的推力相反的方向(x轴负方向侧)作用回位弹簧59的弹性力。由此，在进行制动的过程中，即在将主活塞2b向x轴正方向侧按压而对主液压室2d的工作液进行加压的状态下，即使万一由于故障而导致驱动电动机50停止，滚珠丝杠轴57的回位控制无法实现的情况下，也能通过回位弹簧59的反作用力使滚珠丝杠轴57返回初始位置。由此主油缸压力Pmc减小到接近零，所以能够防止发生制动力的拖拽，能够避免以该拖拽为起因而车辆行为变得不稳定的情况。

此外，在输入杆6和主活塞2b之间划分出的环状空间B中，配设有一对弹簧(施力部件)6d、6e。一对弹簧6d、6e的各自的一端卡止于在输入杆6上设置的凸缘部6c上，弹簧6d的另一端卡止在主活塞2b的分隔壁2h上，弹簧6e的另一端卡止在可动部件58上。该一对弹簧6d、6e具有相对于主活塞2b将输入杆6向两者的相对位移的中立位置施力，在非制动动作时将输入杆6和主活塞2b保持在相对移动的中立位置的功能。通过该一个弹簧6d、6e，在输入杆6和主活塞2b从中立位置向任意一个方向相对位移时，相对于主活塞2b对输入杆6作用返回到中立位置的作用力。

另外，在驱动电动机50中设置例如分相器等旋转角检测传感器(辅助部件移动量检测单元)50a，将由此检测出的电动机输出轴的位置信号输入至主油缸压力控制部8。主油缸压力控制部8基于输入的位置信号，计算驱动电动机50的旋转角，基于该旋转角计算旋转-平移变换装置55的推进量、即主活塞2b的x轴方向位移量。

下面，对通过主油缸压力控制机构5和主油缸压力控制部8进行的输入杆6的推力的放大作用进行说明。在实施例1中，主油缸压力控制部8通过驱动电动机50而对与输入杆6的位移相对应的主活塞2b的位移、即输入杆6和主活塞2b的相对位移量Δx进行控制。

主油缸压力控制机构5和主油缸压力控制部8具有目标减速度运算部(未图示)，计算由通过驾驶员的制动操作而产生的输入杆6的位移量决定的目标减速度。并且，与该目标减速度对应地使主活塞2b位移。由此，利用输入杆6的推力加上主活塞2b的推力，对主液压室2d加压，调整主油缸压力Pmc。即，放大输入杆6的推力。放大比(以下称为助力比α)利用主液压室2d中的输入杆6和主活塞2b的与轴线垂直方向的截面积(以下，分别称为受压面积AIR和APP)的比例等，以下述方式确定。

以下述的式(1)所示的压力平衡关系进行主油缸压力Pmc的液压调整。

Pmc＝(FIR+K×Δx)/AIR＝(FPP－K×Δx)/APP…(1)

其中，压力平衡式(1)中的各要素如下所述。

Pmc：主液压室2d的液压(主油缸压力)

FIR：输入杆6的推力

FPP：主活塞2b的推力(辅助推力)

AIR：输入杆6的受压面积

APP：主活塞2b的受压面积

K：弹簧6d、6e的弹簧常数

Δx：输入杆6和主活塞2b的相对位移量

另外，在实施例1中，将输入杆6的受压面积AIR设定为小于主活塞2b的受压面积APP。

此处，将输入杆6的位移量(以下称为输入杆行程)设为Xi，将主活塞2b的位移量(以下称为活塞行程)设为Xb，将相对位移量Δx定义为Δx＝Xb－Xi。因此，相对位移量Δx在相对移动的中立位置为0，在主活塞2b相对于输入杆6前进(向x轴正方向侧的行程)的方向为正，在其相反方向为负。另外，在压力平衡式(1)中忽略密封件的滑动阻力。主活塞2b的推力FPP能够根据驱动电动机50的电流值进行推定。

另一方面，能够以下述式(2)表示助力比α。

α＝Pmc×(APP+AIR)/FIR…(2)

因此，如果将上述式(1)的Pmc代入式(2)，则助力比α成为下述式(3)。

α＝(1+K×Δx/FIR)×(AIR+APP)/AIR…(3)

在助力控制中，对驱动电动机50进行控制，而对活塞行程Xb进行调整，以得到目标的主油缸压力特性(以下称为目标主油缸压力特性)。此处“主油缸压力特性”是指主油缸压力Pmc相对于输入杆行程Xi的变化特性。能够对应于表示相对于输入杆行程Xi的活塞行程Xb的行程特性、和上述目标主油缸压力特性，而得到表示相对于输入杆行程Xi的相对位移量Δx的变化的目标位移量计算特性。基于通过验证而得到的目标位移量计算特性数据，计算出相对位移量Δx的目标值(以下称为目标相对位移量Δx*)。

即，目标位移量计算特性表示相对于输入杆行程Xi的目标相对位移量Δx*的变化特性，与输入杆行程Xi相对应地确定一个目标相对位移量Δx*。如果以实现与检测出的输入杆行程Xi相对应地决定的目标相对位移量Δx*的方式控制驱动电动机50的旋转(主活塞2b的位移量Xb)，则在主油缸2中产生与目标相对位移量Δx*相对应的大小的主油缸压力Pmc。

此处，能够通过制动操作量检测部7如上述地检测输入杆行程Xi，基于旋转角检测传感器50a的信号，计算出活塞行程Xb，通过上述检测出(计算出)的位移量的差而求出相对位移量Δx。在助力控制中，具体而言，基于上述检测出的相对位移量Δx和目标位移量计算特性，设定目标相对位移量Δx*，将驱动电动机50控制(反馈控制)为，使得上述检测出(计算出)的相对位移量Δx与目标相对位移量Δx*一致。另外，也可以另外设置对活塞行程Xb进行检测的行程传感器。

在实施例1中，由于不使用踏力传感器而进行助力控制，所以能够与此对应地减少成本。此外，通过将驱动电动机50控制为使相对位移量Δx成为任意的规定值，而能够得到与由受压面积比(AIR+APP)/AIR确定的助力比相比更大的助力比、或更小的助力比，能够实现基于所期望的助力比的制动力。

恒定助力控制使输入杆6和主活塞2b一体地位移，即，将驱动电动机50控制为主活塞2b相对于输入杆6始终位于上述中立位置，以相对位移量Δx＝0进行位移。

在如上述地使主活塞2b产生行程而使得成为Δx＝0的情况下，通过上述式(3)，助力比α作为α＝(AIR+APP)/AIR而唯一确定。因此，能够通过基于所需的助力比设定AIR和APP，将主活塞2b控制为使活塞行程Xb与输入杆行程Xi相等，从而始终得到恒定的(上述所需的)助力比。

恒定助力控制中的目标主油缸压力特性，是伴随着输入杆6的前进(向x轴正方向侧的位移)产生的主油缸压力Pmc以2阶曲线、3阶曲线、或者在这些曲线上复合其以上的高阶曲线等而得到的多阶曲线(以下，将这些曲线统称为多阶曲线)状增大。此外，恒定助力控制具有主活塞2b以与输入杆行程Xi相同的量(Xb＝Xi)产生行程的行程特性。在基于该行程特性和上述目标主油缸压力特性得到的目标位移量计算特性中，相对于所有的输入杆行程Xi目标，相对位移量Δx*成为0。

相对于此，助力可变控制将目标相对位移量Δx*设定为正的规定值，将驱动电动机50控制为使相对位移量Δx成为该规定值。由此，随着输入杆6向增加主油缸压力Pmc的方向前进移动，与输入杆行程Xi相比，使主活塞2b的活塞行程Xb变大。通过上述式(3)，助力比α成为(1+K×Δx/FIR)倍的大小。即，相当于使主活塞2b以输入杆行程Xi乘以比例增益(1+K×Δx/FIR)而得到的量产生行程。如上所述，与Δx对应地助力比α可变，主油缸压力控制机构5作为助力源起作用，能够产生按照驾驶员要求的制动力并实现踏板踏力的大幅减小。

即，考虑控制性方面，优选上述比例增益(1+K×Δx/FIR)为1，但是例如在由于紧急制动等而需要超过驾驶员的制动操作量的制动力的情况下，能够临时将上述比例增益变更为超过1的值。

由此，即使用相等量的制动操作量，与通常时(上述比例增益为1的情况)相比，也能够提高主油缸压力Pmc，所以，能够产生更大的制动力。此处，紧急制动的判定例如能够用制动操作量检测部7的信号的时间变化率是否超过规定值而判定。

如上所述，助力可变控制是以下述方式控制驱动电动机50的方法，即：相对于输入杆6的前进使主活塞2b的前进更大，主活塞2b相对于输入杆6的相对位移量Δx伴随着输入杆6的前进变大，与此对应地使伴随着输入杆6的前进的主油缸压力Pmc的增加与恒定助力控制相比更大。

对于助力可变控制中的目标主油缸压力特性，伴随着输入杆6的前进(向x轴正方向侧的位移)而产生的主油缸压力Pmc的增加与恒定助力控制相比更大(以多阶曲线状增加的主油缸压力特性更陡峭)。此外，助力可变控制具有相对于输入杆行程Xi的增加的活塞行程Xb的增加量比1大的行程特性。在基于该行程特性和上述目标主油缸压力特性得到的目标位移量计算特性中，与输入杆行程Xi增加相对应地目标相对位移量Δx*以规定的比例增加。

此外，作为助力可变控制，除了上述控制(将驱动电动机50控制为随着输入杆6向增加主油缸压力Pmc的方向移动，与输入杆行程Xi相比，活塞行程Xb更大)之外，还将驱动电动机50控制为，随着输入杆6向增加主油缸压力Pmc的方向移动，与输入杆行程Xi相比，活塞行程Xb更小。由此，能够在再生协调控制时，与再生制动扭矩的增加相对应地减小摩擦制动扭矩。

【控制系统的结构】

图3是实施例1的车辆用制动控制装置的目标相对位移量校正部的控制框图。

在所述主油缸压力控制部8上安装有图3所示的目标相对位移量校正部(控制单元)80。该目标相对位移量校正部80具有：制动消耗液量推定部(制动消耗液量推定单元)81、校正位移量计算部(校正量运算单元)82、以及目标相对位移量演算部(目标值校正单元)83。

在所述制动消耗液量推定部81中，对应于由制动操作量检测部7检测出的制动踏板BP的操作量(要求减速度)，基于目标减速度运算部运算出的目标减速度，计算出为了实现该制动力所需的目标主油缸压力Ps*。此外，该制动消耗液量推定部81预先具有成为基准的消耗液量液压基准特性(基准对应图)，根据该消耗液量液压基准特性，计算出为了产生所计算出的目标主油缸压力Ps*而所需的制动消耗液量(推定制动消耗液量Qα)。

另外，“制动消耗液量”是指通过输入杆6和主活塞2b的移动，而向轮缸4a～4d供给的制动液的量。

此外，如图4所示，“消耗液量液压基准特性”是指将制动消耗液量Q和主油缸压力Pmc的关系特性预先设定的基准对应图。在该消耗液量液压基准特性中，具有如果制动消耗液量Q增加则主油缸压力Pmc增加的特性，成为将高阶曲线复合化而得到的多阶曲线的特性。

此处，也能够通过将该消耗液量液压基准特性近似为多阶曲线，将该参数依次使用最小二乘法等学习，而应对时效劣化等的变化。即，如果基于制动消耗液量Q和此时的实际主油缸压力PmcA的检测值，对消耗液量液压基准特性进行学习校正，则能够更新消耗液量液压基准特性。因此，能够更准确地进行在由于后台补充、空气混入制动液中等而制动消耗液量临时变化的情况下的目标相对位移量Δx*的校正。

并且，该消耗液量液压基准特性中的作为输入特性的制动消耗液量Q，根据输入杆行程Xi和主活塞2b的活塞行程Xb基于下述式(4)而计算出。另外，对于作为输出特性的主油缸压力，使用由主液压传感器13和次级液压传感器14检测出的实际主油缸压力PmcA。

Q＝Xi×AIR+(Xb－ΔXRES)×APP…(4)

其中，该式(4)中的各要素如下所述。

AIR：输入杆6的受压面积

ΔXRES：主活塞2b在关闭储油箱RES的端口之前的位移量

APP：主活塞2b的受压面积

在所述校正位移量计算部82中，在通过制动消耗液量推定部81计算出的推定制动消耗液量Qα、和根据实际主油缸压力PmcA及消耗液量液压基准特性所求出的所需制动消耗液量Q1之间产生特性差ΔV时，计算出作为目标相对位移量Δx*的校正量的目标位移校正量Δxδ以减小该特性差。

在所述目标相对位移量演算部83中，从目标相对位移量Δx*减去由校正位移量计算部82计算出的目标位移校正量Δxδ，进行目标相对位移量Δx*的校正，并计算出校正后目标相对位移量Δx**。

【目标位移校正量的计算处理结构】

图5是示出在实施例1的制动控制器中执行的目标位移校正量的计算处理流程的流程图。以下，说明在图5中示出的各步骤。

在步骤S101中，根据检测出的实际主油缸压力PmcA以及成为基准的消耗液量液压基准特性，计算出为了产生该实际主油缸压力PmcA所需的制动消耗液量(需要制动消耗液量Q1)，向步骤S102移动。

此处，实际主油缸压力PmcA基于通过主液压传感器13检测出的主液压室2d的液压、以及通过次级液压传感器14检测出的次级液压室2e的液压而计算出。

在步骤S102中，接着步骤S101中的需要制动消耗液量Q1的计算，基于该需要制动消耗液量Q1与在制动消耗液量推定部81中推定出的推定制动消耗液量Qα的差(液量差)，计算出制动消耗液量的变化量(增减量)|ΔV|，即计算出与目标的偏差量，向步骤S103移动。

此处，制动消耗液量的变化量|ΔV|是通过从需要制动消耗液量Q1减去推定制动消耗液量Qα而计算出的。

在步骤S103中，接着步骤S102中的制动消耗液量的变化量|ΔV|的计算，判断该制动消耗液量的变化量|ΔV是否超过预先设定的变化量阈值th。在YES(变化量＞变化量阈值th)的情况下向步骤S104移动。在NO(变化量≤变化量阈值th)的情况下，判断为制动消耗液量的变化量|ΔV|，即与目标的偏差量较小，不需要进行校正，向结束移动，结束该校正量计算处理。

此处，考虑例如传感器误差、制造上的波动等，将“变化量阈值th”设定为任意的值。此外，对于驾驶员感觉不到脚踏感等的变化的变化量，也可以在变化量阈值th上设置偏移量。

在步骤S104中，接着步骤S103中的变化量＞变化量阈值th的判断，计算出目标相对位移量Δx*的校正量(目标位移校正量Δxδ)，向结束移动。

此处，目标位移校正量Δxδ例如以下述方式求出。

首先，将基于根据输入杆行程Xi求出的目标减速度计算出的主油缸压力作为目标主油缸压力Ps*。此处，根据目标减速度的目标主油缸压力Ps*计算，例如预先计测出减速度和压力的关系，使用此时求出的系数而进行。

然后，如果相对于目标主油缸压力Ps*所需的制动消耗液量(推定制动消耗液量Qα)，将制动消耗液量变化了|ΔV|时的目标相对位移量Δx*的校正量作为“目标位移校正量Δxδ”，则相对于输入杆行程Xi的主油缸压力Psa作为消耗液量液压基准特性的函数，以下式(5)表示。

Psa＝f(Xi，Δx*－Δxδ，|ΔV|)…(5)

因此，在对目标相对位移量Δx*进行校正时的主油缸压力变化量Pe以下式(6)表示。

Pe＝Ps*－Psa…(6)

此外，根据压力平衡式(1)的关系，将产生目标主油缸压力Ps*时的踏力设为“FIR*”。另一方面，在对目标相对位移量Δx*校正了目标位移校正量Δxδ的状态下，为了产生主油缸压力Psa所需的液压FIRa以下式(7)计算出。

FIRa＝Ps·AIR－K×(Δx*－Δxδa)…(7)

因此，在对目标相对位移量Δx*进行校正时的踏力变化量FIRe以下式(8)表示。

FIRe＝FIR*－FIRa…(8)

并且，对以下式(9)表示的评价函数J进行设定，将目标位移校正量Δxδ设定为使该J成为最小的值。

J≡(P*－Pe)^TR_1(P*－Pe)+(FIR*－FIRe)^TR_2(FIR*－FIRe)…(9)

该评价函数J中的各要素如下所述。

R_1：对主油缸压力的变化的加权

R_2：对踏力的变化的加权

另外，R_1和R_2是为了使驾驶员对脚踏感的变化不会感到不适感，取平衡而设定的。

下面，对实施例1的制动控制装置中的目标位移量校正作用进行说明。

图6是示出表示在实施例1的车辆用制动控制装置中进行的目标位移校正处理的作用的制动消耗液量和主油缸压力的关系特性的对应图。

在实施例1的车辆用制动控制装置中，为了对输入杆6和主活塞2b的相对位移量Δx进行控制，首先，与根据输入杆6的行程Xi求出的驾驶员的要求减速度对应而设定目标相对位移量Δx*。并且，对主活塞2b的活塞行程Xb进行控制，以使得产生与该目标相对位移量Δx*对应的大小的主油缸压力(目标主油缸压力Ps*)。

此时，如伴随着例如通过泵式制动器的使用而进行的制动液的后台补充等而产生消耗液量液压特性的变化的情况下，有时由驾驶员感觉到的制动的有效感会发生变化。

因此，在图5所示的流程图的步骤S101中，检测出实际作用的主油缸压力(实际主油缸压力PmcA)。

然后，进入步骤S102，基于消耗液量液压基准特性，求出为了实现检测出的实际主油缸压力PmcA所需的制动消耗液量(需要制动消耗液量Q1)。

然后，进入步骤S103，基于消耗液量液压基准特性，求出为了实现目标主油缸压力Ps*所需的制动消耗液量(推定制动消耗液量Qα)。并且，从需要制动消耗液量Q1中减去推定制动消耗液量Qα，计算出制动消耗液量的变化量|ΔV|。

此时，如图6所示，在需要制动消耗液量Q1成为比推定制动消耗液量Qα大的值的情况下，实际产生的实际主油缸压力PmcA变为比根据输入杆行程Xi求出的目标主油缸压力Ps*(推定主油缸压力)大的值。这表示相对于输入杆行程Xi的制动力变得高于基准(参照图7)。

此外，如图9所示，在需要制动消耗液量Q1成为比推定制动消耗液量Qα小的值的情况下，实际产生的实际主油缸压力PmcA变为比根据输入杆行程Xi求出的目标主油缸压力Ps*(推定主油缸压力)小的值。这表示相对于输入杆6的行程Xi的制动力变得低于基准(参照图10)。

并且，如果该制动消耗液量的变化量|ΔV|大于变化量阈值th，则进入步骤S103→步骤S104，计算出目标相对位移量Δx*的校正量(目标位移校正量Δxδ)。

此时，在实际产生的实际主油缸压力PmcA成为比目标主油缸压力Ps*(推定主油缸压力)大的值的情况下，对减小目标相对位移量Δx*的方向的目标位移校正量Δxδ进行设定。

由此，即使在由于后台补充等的影响而补充制动液，制动消耗液量增多而大于或等于制动踏板BP操作量的情况下，也能够通过使目标相对位移量Δx*减少而抑制增加的制动消耗液量的增加。其结果，能够抑制制动的效果变化、制动感觉的变化，能够抑制驾驶员的感到的不适感。

此外，在实际产生的实际主油缸压力PmcA成为比目标主油缸压力Ps*(推定主油缸压力)小的值的情况下，对增加目标相对位移量Δx*的方向的目标位移校正量Δxδ进行设定。

由此，即使在由于空气向制动液混入等而导致相对于制动踏板BP的操作量，制动消耗液量变少的情况下，也能够通过使目标相对位移量Δx*增加而使制动消耗液量增加。其结果，能够抑制制动的效果变化、制动感觉的变化，能够抑制驾驶员的感到的不适感。

此外，在设定该目标位移校正量Δxδ时，通过考虑制动踏板BP的行程量(输入杆行程Xi)、制动踏板的踏力(输入杆推力FIR)、以及制动力(主油缸压力Pmc)的关系，将目标位移校正量Δxδ设定为在式(9)中示出的评价函数J变为最小的值，从而最佳地分配行程和制动力的关系，以及踏力和制动力的关系。

即，如图7所示，在行程和制动力的关系中，如果制动消耗液量增加，则相对于制动力制动踏板BP的行程量变短。因此，能够通过进行使制动消耗液量变小的校正，而抑制行程变短的影响。

相对于此，如图8所示，在踏力和制动力的关系中，即使制动消耗液量增加，向相对于制动力的制动踏板的踏力的影响较小，但是如果制动消耗液量减少，则相对于制动力的制动踏板的踏力降低。因此，在进行使制动消耗液量变小的校正时，需要将行程变短的影响分配到踏力侧，使平衡最适化。

即，在对目标相对位移量Δx*进行校正时，能够通过基于制动踏板BP的行程量和制动踏板的踏力，对目标位移校正量Δxδ进行设定，而将校正了目标相对位移量Δx*时的影响最适当地分配至制动踏板BP的行程量、制动踏板的踏力、以及制动力。其结果，能够抑制驾驶员感到的不适感。

另外，图9所示，在需要制动消耗液量Q1成为与推定制动消耗液量Qα相比较小的值的情况下，能够通过以增加目标相对位移量Δx*的方式进行校正，而进行使制动消耗液量变大的校正。由此，能够抑制行程变长的影响。

此外，此时也能够通过进行使制动消耗液量变大的校正，而将行程变长的影响分配到踏力侧，使平衡最适化。

最后，如果从目标相对位移量Δx*减去目标位移校正量Δxδ，计算出校正后目标相对位移量Δx**，则将主活塞2b的活塞行程Xb控制为产生与该校正后目标相对位移量Δx**对应的大小的主油缸压力Pmc。

如上所述，在实施例1的车辆用制动控制装置中，在制动消耗液量相对于基准增减时，对该制动消耗液量的变化量|ΔV|(增减量)进行推定，基于此，对主活塞2b的活塞行程Xb进行校正，使得对制动有效感的影响分配得最适当。因此，即使消耗液量液压特性变化，也能够抑制驾驶员感到的制动有效感的变化。

下面，说明效果。

具有实施例1的车辆用制动控制装置能够得到下述列举的效果。

(1)车辆用制动控制装置具有：

输入部件(输入杆)6，其通过制动踏板BP的操作而进退移动；

辅助部件(主活塞)2b，其设置为相对于所述输入部件6的移动方向能够相对移动；

助力致动器(驱动电动机)50，其使所述辅助部件2b进退移动，使所述输入部件6和所述辅助部件2b的相对位移量Δx变化；以及

控制单元(目标相对位移量校正部)80，其基于所述制动踏板BP的操作量，对所述输入部件6和所述辅助部件2b的相对位移量Δx的目标值(目标相对位移量Δx*)进行设定，将所述助力致动器50控制为使所述相对位移量Δx与所述目标值Δx*一致，

该车辆用制动控制装置对应于所述输入部件6的移动，通过对所述辅助部件2b施加的辅助推力FPP，使在主油缸2内产生被助力的制动液压(主油缸压力)Pmc，

在该车辆用制动控制装置中，具有：基准对应图(消耗液量液压基准特性：图4)，其预先设定有制动消耗液量和主油缸压力的关系特性；

制动消耗液量推定单元(制动消耗液量推定部)81，其对用于实现基于所述制动踏板BP的操作量的制动力的所述制动消耗液量即推定制动消耗液量Qα进行运算；以及

主油缸压力检测单元(主液压传感器13，次级液压传感器14)，其对实际主油缸压力PmcA进行检测，

所述控制单元80构成为，在由所述制动消耗液量推定单元81推定出的推定制动消耗液量Qα、和由所述主油缸压力检测单元13、14检测出的实际主油缸压力PmcA的关系特性，相对于所述基准对应图(图4)存在特性差的情况下，向使所述特性差减小的方向对所述目标值Δx*进行校正。

因此，即使由于制动操作而制动消耗液量和主油缸压力的关系特性变化，也能够抑制制动的效果、制动感觉的变化。

(2)所述控制单元(目标相对位移量校正部)80构成为，具有：

校正量运算单元(校正位移量计算部)82，其基于所述特性差，对所述目标值Δx*的校正量(目标位移校正量)Δxδ进行运算；以及

目标值校正单元(目标相对位移演算部)83，其基于所述校正量Δxδ对所述目标值Δx*进行校正。

因此，能够基于运算出的校正量Δxδ而执行目标值Δx*的校正，能够更准确地进行目标相对位移量Δx*的校正。

(3)所述控制单元(目标相对位移量校正部)80构成为，在基于所述推定制动消耗液量Qα和所述基准对应图(图4)而推定出的推定主油缸压力(目标主油将所述目标值Δx*向减小的方向校正。

因此，即使在制动消耗液量增多而大于或等于制动操作量的情况下，也能够适当地校正制动消耗液量。

(4)所述控制单元(目标相对位移量校正部)80构成为，在基于所述推定制动消耗液量Qα和所述基准对应图(图4)而推定出的推定主油缸压力(目标主油缸压力Ps*)是大于所述实际主油缸压力PmcA的值时，将所述目标值Δx*向增加的方向校正。

因此，即使在制动消耗液量相对于制动操作量较少的情况下，也能够适当地校正制动消耗液量。

(5)所述校正量运算单元(校正位移量计算部)82构成为，基于所述制动踏板BP的行程量和所述制动踏板BP的踏力，对所述目标值Δx*的校正量(目标位移校正量)Δxδ进行运算，。

因此，能够在制动消耗液量相对于制动操作的变化时，将该变化的影响分别最适当地分配至踏板行程、踏板踏力、以及制动力，能够抑制驾驶员的不适感。

(6)所述控制单元(目标相对位移量校正部)80构成为，基于所述推定制动消耗液量Qα和所述实际主油缸压力PmcA的关系特性，对所述基准对应图(图4)进行学习校正。

因此，由于能够对基准对应图进行更新，所以能够更准确地进行在制动消耗液量临时变化的情况下的目标相对位移量Δx*的校正。

实施例2

实施例2是对应于驾驶员的制动踏板操作速度，将目标位移校正量Δxδ设为可变的例子。

图11是实施例2的车辆用制动控制装置的目标相对位移量校正部的控制框图。

在实施例2的车辆用制动控制装置中，安装有图11所示的目标相对位移量校正部80A。该目标相对位移量校正部80A具有：制动消耗液量推定部81、校正位移量计算部82A、目标相对位移量演算部83、以及制动操作速度推定部84。

所述制动消耗液量推定部81通过与实施例1相同的顺序进行推定制动消耗液量Qα的计算，所以此处省略详细的说明。此外，所述目标相对位移量演算部83通过与实施例1相同的顺序进行校正后目标相对位移量Δx**的计算，所以此处省略详细的说明。

在所述制动操作速度推定部84中，基于由制动操作量检测部7检测出的制动踏板BP的操作量(要求减速度)，推定踏板操作速度。此处，踏板操作速度的推定例如通过使用了高通滤波器的拟微分运算而执行。

在所述校正位移量计算部82A中具有预先针对制动踏板BP的每一个操作速度进行设定的消耗液量液压基准特性。并且，根据由制动操作速度推定部84推定出的推定踏板操作速度，切换在计算出需要制动消耗液量Q1时适用的消耗液量液压基准特性。之后，通过与实施例1同样的顺序运算目标位移校正量Δxδ。

由此，与推定踏板操作速度的大小相对应地目标位移校正量Δxδ变化。因此，在例如制动踏板操作速度较快，主油缸压力瞬时变高的情况下等，能够考虑该过渡的主油缸压力的变化影响而运算目标位移校正量Δxδ，能够更准确地进行目标相对位移量Δx*的校正。其结果，能够抑制制动效果变化、制动感觉的变化，能够抑制驾驶员感到的不适感。

此外，在由制动操作速度推定部84推定出的推定踏板操作速度大于或等于预先设定的阈值的情况下，与推定踏板操作速度小于的情况相比，也可以将相对位移量Δx的校正量设定为比较大的值。

由此，在推定踏板操作速度较快，能够判断为驾驶员的减速要求较为强烈的情况下，能够使相对位移量Δx的校正量相对地增大，能够迅速地使制动力升高。

即，在该实施例2的车辆用制动控制装置中，能够得到下述所列举的效果。

(7)所述校正量运算单元(校正位移量计算部)82A构成为对应于所述制动踏板BP的操作速度(推定制动操作速度)而增减所述校正量Δxδ。

因此，能够考虑与驾驶员的制动踏板操作速度对应地变动的瞬时的主油缸压力的变化的影响，对目标相对位移量Δx*进行校正，能够更准确地进行该目标相对位移量Δx*的校正。

本申请基于2012年3月5日在日本特许厅申请的日本特愿2012-47798申请优先权，将其全部的公开内容作为参照完全引入本说明书中。

Claims (7)

1.一种车辆用制动控制装置，其具有：

输入部件，其通过制动踏板的操作而进行进退移动；

辅助部件，其设置为相对于所述输入部件的移动方向能够相对移动；

助力致动器，其使所述辅助部件进退移动，使得所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量变化；以及

控制单元，其基于所述制动踏板的操作量，对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值进行设定，将所述助力致动器控制为使所述相对位移量与所述目标值一致，

该车辆用制动控制装置对应于所述输入部件的移动，通过对所述辅助部件施加的辅助推力而使在主油缸内产生被助力的制动液压，

该车辆用制动控制装置的特征在于，具有：

基准对应图，其预先设定有制动消耗液量和主油缸压力的关系特性；

制动消耗液量推定单元，其对用于实现基于所述制动踏板的操作量的制动力的所述制动消耗液量即推定制动消耗液量进行运算；以及

主油缸压力检测单元，其对实际主油缸压力进行检测，

所述控制单元，在所述推定制动消耗液量和所述实际主油缸压力的关系特性相对于所述基准对应图存在特性差的情况下，向使所述特性差减小的方向，对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值进行校正。

2.根据权利要求1所述的车辆用制动控制装置，其特征在于，

所述控制单元具有：

校正量运算单元，其基于所述特性差，对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值的校正量进行运算；以及

目标值校正单元，其基于所述校正量对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值进行校正。

3.根据权利要求1或2所述的车辆用制动控制装置，其特征在于，

所述控制单元，在基于所述推定制动消耗液量和所述基准对应图推定出的推定主油缸压力是小于所述实际主油缸压力的值时，将所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值向减小的方向校正。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的车辆用制动控制装置，其特征在于，

所述控制单元，在基于所述推定制动消耗液量和所述基准对应图推定出的推定主油缸压力是大于所述实际主油缸压力的值时，将所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值向增大的方向校正。

5.根据权利要求2所述的车辆用制动控制装置，其特征在于，

所述校正量运算单元基于所述制动踏板的行程量和所述制动踏板的踏力，对所述校正量进行运算。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的车辆用制动控制装置，其特征在于，

所述控制单元基于根据所述输入部件和所述辅助部件的位移量求出的所述制动消耗液量和所述实际主油缸压力的关系特性，对所述基准对应图进行学习校正。

7.根据权利要求2所述的车辆用制动控制装置，其特征在于，

所述校正量运算单元对应于所述制动踏板的操作速度，对所述输入部件和所述辅助部件的相对位移量的目标值的校正量进行增减。