JP2009012544A - ブレーキ制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ポンプ吐出圧センサ等を用いることなく、ホイルシリンダ圧を安定させることが可能なブレーキ制御装置を提供すること。
【解決手段】 あるホイルシリンダが、増圧モードであって、目標液圧及び目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、このホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、あるホイルシリンダが、保持モード又は減圧モードであって、目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、このホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、それ以外のときは、比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることとした。
【選択図】 図８

Description

本発明は、目標減速度を達成するようにホイルシリンダ液圧を増減圧可能なブレーキ制御装置に関する。

ブレーキ制御装置として特許文献１に記載の技術が知られている。このブレーキ制御装置には、ブレーキペダルの操作力や車両の状態などに応じてホイルシリンダ圧を発生させ、車両に制動力を付与するものである。このブレーキ液圧制御装置は、ホイルシリンダ内のブレーキ液の加圧を行う２つのポンプと、ホイルシリンダごとに設けられている増圧弁及び減圧弁と、更に、マスタシリンダとホイルシリンダの連通と遮断を行う遮断弁とを備えている。この遮断弁を閉じた場合、ホイルシリンダ圧は２つのポンプと増圧弁、減圧弁によって制御される。

基本的には、ホイルシリンダの増圧は、少なくとも一つのポンプからホイルシリンダへブレーキ液を供給し、増圧弁を開き、減圧弁を閉じることで行われる。また、ホイルシリンダの減圧は、増圧弁を閉じ、減圧弁を開くことで行われる。このとき、ポンプ圧が全ての指令ホイルシリンダ圧の最大値、もしくは、その最大値に所定値を加えた圧力になるようにポンプを駆動制御するものである。
特許第３４０９７２１号公報

従来技術の構成において、ブレーキバイワイヤ制御中に、例えば、あるホイルシリンダの指令液圧が増加しているときに、何らかの要因でホイルシリンダ圧の指令値に対する偏差が大きくなってしまい、減圧を行う場合は増圧弁を閉じる。このとき、ポンプ吐出側の容量が減少するので、ポンプの応答が遅いと、ポンプ吐出圧が急増してしまう。その後、ホイルシリンダの減圧が終了し、ホイルシリンダの指令液圧は増加していると、再び増圧弁を開くことになる。しかしながら、ポンプ吐出圧が増加しているため、少なくともポンプ吐出圧センサを用いたフィードバック等を実行しない限り増圧弁開度の調整が難しい。増圧弁の開度の調整がうまくいかなかった場合、ホイルシリンダ圧が再度過剰に増加してしまい、これに伴って再度減圧をするというような繰り返しが起きてしまい、ホイルシリンダ圧が振動するおそれがあった。

本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、ポンプ吐出圧センサ等を用いることなく、ホイルシリンダ圧を安定させることが可能なブレーキ制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明では、複数の車輪にそれぞれ設けられたホイルシリンダと、該ホイルシリンダ内のブレーキ液を加圧可能な液圧源と、前記液圧源と前記ホイルシリンダとの間に設けられ、前記液圧源側から前記ホイルシリンダ側へのブレーキ液の流れのみ許容するチェック弁と、前記液圧源から前記ホイルシリンダへ流入するブレーキ液の流量を調整する増圧弁と、前記ホイルシリンダからリザーバへ流出するブレーキ液の流量を調整する減圧弁と、前記各ホイルシリンダ内の目標液圧を演算する目標液圧演算手段と、前記各目標液圧に応じた前記増圧弁の目標流量を演算する目標流量演算手段と、前記ホイルシリンダ内の液圧を検出する実液圧検出手段と、前記目標液圧と前記実液圧に基づいて、前記減圧弁を全閉とし前記増圧弁を比例制御する増圧モード、前記増圧弁及び前記減圧弁を全閉とする保持モード、前記増圧弁を全閉とし前記減圧弁を比例制御する減圧モードのいずれかに決定する制御モード決定手段と、前記増圧モードとされたホイルシリンダの目標液圧のうちの最大値となるように前記液圧源の吐出液圧を制御する液圧源制御手段と、前記制御モードに基づいて、前記増圧弁及び前記減圧弁を全開・比例・全閉制御する電磁弁制御手段と、該電磁弁制御手段による制御指令に係わらず、前記増圧弁のうち少なくとも一つの増圧弁を全開とする増圧弁全開制御手段と、を備え、前記増圧弁全開制御手段は、あるホイルシリンダが、前記増圧モードであって、前記目標液圧及び前記目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、あるホイルシリンダが、前記保持モード又は前記減圧モードであって、前記目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、それ以外のときは、前記電磁弁制御手段により比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることを特徴とする。

このように、目標流量を考慮しつつ、少なくとも一つの増圧弁が全開とされることで、液圧源側の容量が十分に確保され、液圧源の圧力が安定し、ホイルシリンダ圧を安定的に制御することができる。また、増圧弁が全開となっているホイルシリンダの圧力が液圧源の圧力とほぼ等しいと予測することができるため、液圧源に付属した圧力センサを用いることなく制御系を構成することができる。また、容量や配管の長さが異なるホイルシリンダを一つの液圧源で制御する場合であっても、ホイルシリンダ圧を指令値通りに制御することができる。また、温度、ブレーキ液の粘性などの環境が変化した場合、ブレーキ液圧制御装置ごとのばらつきがある場合にも、ホイルシリンダ圧の振動を抑制することができる。

以下、本発明の最良の実施形態について図面に基づいて説明する。

〔ブレーキバイワイヤシステム構成〕
図１はブレーキバイワイヤシステムの全体ブロック図である。液圧式ブレーキバイワイヤシステムとは、電動モータによってポンプを駆動し、このポンプ液圧（もしくはアキュムレータに蓄圧された液圧）によってホイルシリンダ内の液圧を制御し、これにより制動力を発生させるシステムを言う。

実施例１のブレーキバイワイヤシステムには、２つの液圧ユニットHU1及びHU2が備えられている。液圧ユニットHU1は、左前輪FLと右後輪RRの液圧を制御する液圧ユニットであり、液圧ユニットHU2は、右前輪FRと左後輪RLの液圧を制御する液圧ユニットである。これら２つの液圧ユニットHU1,2によりX配管構造を構成している。

メインECUは、各種車両状態を検出するセンサの入力信号及び運転者のブレーキペダル操作状態等に基づいて、運転者の操作に従う通常ブレーキ制御の演算と、アンチスキッドブレーキ制御（以下、ABS）や、車両挙動制御（以下、VDC）や、車間距離制御、障害物回避制御等車両の情報を用いてタイヤのスリップや車両挙動を制御する為の演算を行い、車両として必要な制動力（全ての輪）を算出し、各輪に必要な制動力目標値を演算する。

各液圧ユニットHU1,HU2には、それぞれコントローラECU1,ECU2が機電一体に取り付けられており、メインECUと通信線を介して接続されている。各コントローラECU1,ECU2は、メインECUで演算された制動力目標値を受信し、各輪の液圧が制動力目標値を達成可能な目標液圧を演算し、ホイルシリンダ圧が目標液圧となるようにホイルシリンダ液圧を制御する。ここで、各種車両状態を検出するセンサとは、例えば、前後加速度センサ、横加速度センサ、ヨーレイトセンサ、舵角センサ、車輪速センサ、CCDカメラ、レーザレーダ、ミリ波レーダ等が挙げられる。

マスタシリンダM/CにはストロークセンサS/Sen及びストロークシミュレータS/Simが設けられている。ブレーキペダルBPの踏み込みに伴ってマスタシリンダM/C内に液圧が発生するとともに、ブレーキペダルBPのストローク信号SがコントロールユニットCUへ出力される。

ここで、ストロークシミュレータS/Simとは、運転者のブレーキペダルストローク及びブレーキペダル踏力を確保するための構成である。ブレーキバイワイヤシステムでは、運転者のブレーキペダル操作量と実際のホイルシリンダ圧との関係を独立に制御するため、マスタシリンダ側とホイルシリンダ側との液圧回路を遮断するからである。

マスタシリンダM/Cは２つのシリンダ室を備えたタンデム型である。一つのシリンダ室から油路Ａ（FR,RL）を介して液圧ユニットHU1に供給され、もう一つのシリンダ室から油路Ａ(FL，RR)を介して液圧ユニットHU2に供給される。尚、液圧ユニットHU1と液圧ユニットHU2とは、対象とする輪が異なるのみであり、他の構成は同じである。よって、以下液圧ユニットHU1についてのみ説明する。コントロールユニットECU1により液圧ユニットHU1を駆動して液圧制御が施された後、油路Ｄ(FL,RR)を介して対角輪に属するホイルシリンダW/C(FL,RR)に供給される。

メインECUは、要求制動力を達成しつつ、バッテリSOC（State Of Charge）等の制限やアクチュエータ応答性の制限を考慮して回生制動力と摩擦ブレーキ力を演算し、回生制動力にあっては回生ブレーキ装置MGBにより制動力を発生させ、摩擦ブレーキ力にあっては、ＦＲ,ＦＬ輪目標液圧P*fr，P*flを演算して両コントロールユニットECU1,2へ送信する。これにより両液圧ユニットHU1,2を駆動し、ホイルシリンダW/C(FL，FR)の液圧を制御することで制動力を発生させる。

液圧ユニットHU1は、ブレーキバイワイヤシステムにおける通常制動時はマスタシリンダとホイルシリンダW/C(FL，RR)との連通を遮断する。一方、ポンプＰによりホイルシリンダW/C(FL，RR)に液圧を供給し、制動力を発生させる。

そして、減圧用のバルブを適宜駆動することで、前輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)内の液圧を減圧する。また、ブレーキバイワイヤ機能故障時には、液圧ユニットHU1にあってはマスタシリンダ圧をＦＬ輪ホイルシリンダW/C(FL)に供給し、液圧ユニットHU2にあってはマスタシリンダ圧をＦＲ輪ホイルシリンダW/C（FR）に供給して制動力を得る。

〔油圧回路〕
図２は実施例１の液圧ユニットHU1における油圧回路図である。尚、液圧ユニットHU2においても同様であるため、液圧ユニットHU1についてのみ示す。ポンプＰの吐出側は油路Ｃ(FL，RR)、油路Ｄ(FL，RR)を介してそれぞれＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)と接続し、吸入側は油路Ｂを介してリザーバRSVと接続する。油路Ｃ(FL，RR)はそれぞれ油路Ｅ(FL，RR)を介して油路Ｂと接続する。

また、油路Ｃ(FL)と油路Ｅ(FL)の接続点Ｉ(FL)は油路Ａ(FL,RR)を介してマスタシリンダM/Cと接続する。油路Ｃ(RR)と油路Ｅ(RR)の接続点Ｉ(RR)は油路Ｃ(RR)を介してポンプＰと接続する。さらに、油路Ｃ(FL，RR)の接続点Ｊは油路Ｇを介して油路Ｂと接続する。

シャットオフバルブS．OFF/V(FL)は常開電磁弁であり、油路Ａ(FL，RR)上に設けられてマスタシリンダM/Cと接続点Ｉ(FL)との連通／遮断を行う。

ＦＬ，ＲＲ輪増圧弁IN/V(FL，RR)はそれぞれ油路Ｃ(FL，RR)上に設けられた常開比例弁であり、ポンプＰの吐出圧を比例制御してＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)に供給する。また、油路Ｃ(FL，RR)上であってＦＬ，ＲＲ輪増圧弁IN/V(FL，RR)の間にはポンプＰ側への逆流防止用のチェック弁C/V(FL，RR)が設けられている。

ＦＬ，ＲＲ輪減圧弁OUT/V(FL，RR)は常閉比例弁であり、それぞれ油路Ｅ(FL，RR)上に設けられている。また、接続点Ｊと油路Ｂを接続する油路Ｇ上にはリリーフ弁Ref/Vが設けられている。

シャットオフバルブS．OFF/V(FL)とマスタシリンダM/Cとの間の油路Ａ(FL)には第１M/C圧センサMC/Sen1が設けられ、M/C圧PM1をコントロールユニットECU1へ出力する。また、液圧ユニットHU1内であって油路Ｄ(FL，RR)上にはＦＬ，ＲＲ輪液圧センサWC/Sen(FL，RR)が設けられ、検出値PflおよびPrrをコントロールユニットECU1へ出力する。

〔ブレーキバイワイヤ制御における通常ブレーキ〕
（増圧時）
ブレーキバイワイヤ制御における通常ブレーキ増圧時にはシャットオフバルブS．OFF/V(FL)を閉弁、増圧弁IN/V(FL，RR)を開弁、減圧弁OUT/V(FL，RR)を閉弁し、モータＭを駆動し、増圧弁IN/V(FL，RR)により液圧制御を行って増圧を行う。

（減圧時）
通常ブレーキ減圧時には所定の増圧弁IN/V(FL，RR)を閉弁、減圧弁OUT/V(FL，RR)を開弁して液圧をリザーバRSVに排出し、減圧を行う。なお、後述する増圧弁全開制御を行う増圧弁については閉弁しない。

（保持時）
通常ブレーキ保持時には所定の増圧弁IN/V(FL，RR)および減圧弁OUT/V(FL，RR)を閉弁し、液圧を保持する。減圧時と同様に、後述する増圧弁全開制御を行う増圧弁については閉弁しない。

〔マニュアルブレーキ〕
マニュアルブレーキ時には常開のシャットオフバルブS．OFF/Vおよび増圧弁IN/V(FL，RR)が開弁、常閉の減圧弁OUT/V(FL，RR)が閉弁される。したがってＦＬ輪ホイルシリンダW/C(FL)にマスタシリンダ圧Pmが作用する状態となる。これによりマニュアルブレーキを確保する。すなわち、前輪側にのみ制動力を発生させる。

〔ブレーキバイワイヤにおける増圧弁全開制御〕
装置のコンパクト化を図るためポンプ吐出側から増圧弁に至るまでの油路体積を小さく設けた場合、増圧弁閉弁時にはポンプ脈動を吸収する油路体積も小さくなり、ポンプ吐出側の圧力変動が大きくなって制御性が悪化する。そのため本願実施例１では、油圧ブレーキを用いたホイルシリンダW/C(FL，RR)のうち、目標液圧P*が高い側の増圧弁IN/V_Hを全開（流路面積を最大）とする。

実施例１の油圧回路は１つのポンプＰでＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FL，RR)を増圧するため、増圧輪が存在する場合、ポンプ吐出圧Ppは最低でも高圧側ホイルシリンダの目標液圧P*_H以上とする必要がある。一方、低圧側ホイルシリンダの目標液圧P*_Lは、吐出圧Ppを増圧弁IN/Vによって比例制御することにより得ればよい。

したがって、目標液圧P*が高い側の増圧弁IN/V_Hを全開とし、ポンプ吐出圧Ppによって目標液圧P*が高い側のホイルシリンダW/C_Hを直接制御する。これにより、ポンプＰの吐出側と目標液圧P*が高い側のホイルシリンダW/C_Hとを連通状態とし、ポンプ吐出側の油路体積を増大させてポンプ吐出側における作動油の振動を低減する。また、ポンプ吐出圧Ppによって目標液圧P*が高い側のホイルシリンダW/C_Hを直接制御するため、ポンプＰの吐出圧Ppは必要最低限でよい。

ここで、ポンプＰの吐出圧Ppをフィードバック制御するには、ポンプ吐出圧を検出するポンプ吐出圧センサを設ける必要がある。実施例１では、高目標液圧P*_H側の増圧弁IN/V_Hを全開とするため、ポンプ吐出圧Ppと高目標液圧P*_H側の液圧P_Hがほぼ等圧となる。したがって高目標液圧側の液圧センサWC/Sen_Hでポンプ吐出圧Ppを検出することにより、ポンプ吐出圧センサを省略することができる。すなわち、実施例１では、複数の車輪のうち、流路面積を最大とした車輪の液圧を選択し、この液圧を液圧源の圧力として推定することにより、液圧源の吐出圧を検出する液圧センサを省略している。

すなわち、実施例１のブレーキバイワイヤにおける増圧弁全開制御にあっては、最大液圧を必要とする車輪を選択し、この車輪のホイルシリンダ圧とポンプＰとの間でフィードバックループを構成し（以下、第１フィードバックループと記載する）、他の車輪は、それぞれ独立にホイルシリンダ圧と増圧弁IN/Vとの間でフィードバックループを構成している（以下、第２フィードバックループと記載する）。

通常、増圧弁IN/Vの開度が変わると、増圧弁IN/Vの下流側の液圧を制御できる一方で、増圧弁IN/Vの上流側の液圧も変化してしまう。よって、第２フィードバックループの影響が他の車輪の第２フィードバックループに影響を及ぼすおそれがあり、制御系が発散する虞がある。これに対し、実施例１では、第１フィードバックループが第２フィードバックループにおける増圧弁IN/Vの上流側に与える影響を吸収するように作用することで、安定した制御系を構成している。

ここで、単に目標液圧が最大のホイルシリンダに付属する増圧弁を全開とすることの問題点について説明する。一般に、車両の前輪と後輪とでは、要求される制動力の最大値が異なり、また、最大値に関わらず適正な制動力配分比が存在する。制動時の荷重移動や車両重量配分によってμが異なるからである。

この制動力配分比は、通常の車両では、例えば、前輪側：後輪側で７：３程度に配分される。よって、当然必要とされる最大制動力が異なり、ブレーキパッドを押圧するキャリパのサイズが異なることから、ホイルシリンダの容積も前輪側は後輪側に比べて大きく構成されている。

実施例１のように、液圧源として一つのポンプＰを持ち、ホイルシリンダ毎に増圧弁と減圧弁を備え、容量の大きい車両前輪側のホイルシリンダと、容量の小さい車両後輪側のホイルシリンダとを一つの液圧ユニットで制御する場合において、前輪と後輪に同圧に増圧することを考える。

各ホイルシリンダの目標液圧が等しいために、ホイルシリンダ毎に付属している増圧弁を同様に全開にしていると、後輪側のホイルシリンダ容量が小さいことから、結果として後輪ホイルシリンダが前輪ホイルシリンダよりも早く増圧してしまい、前後ホイルシリンダ圧に差を生じる。この差は流量が大きいほど大きく、ステップ状の目標液圧を出力したような場合、更に顕著となる。すなわち、弁の流量は圧力損失と弁開度から決定されるため、増圧弁開度はその増圧弁が付属しているホイルシリンダの目標液圧だけではなく、目標流量も考慮することが必要である。

また、ホイルシリンダ圧制御モードが高圧側で保持又は減圧、低圧側で急増圧のとき、厳密には低圧側の増圧弁を全開とし、高圧側増圧弁を全閉とするべき場合もある。しかし、単に目標液圧の最大値を選択して増圧弁を全開とするだけでは、このような増圧弁制御を達成できない。

ここで、高圧側ホイルシリンダの保持中のリーク量が大きい場合や高圧側ホイルシリンダの減圧が目標液圧に対して大きすぎてしまった場合、高圧側のホイルシリンダ圧制御モードが保持又は減圧と増圧を短い周期で繰り返すことがある。このような時にも増圧弁制御モードが変化しないほうが液圧源の圧力、ホイルシリンダ圧が安定する。

また、低圧側の増圧弁を全開とするべきなのは、低圧側の増圧勾配が非常に大きく、高圧側との液圧差が非常に小さいという限られた場合であり、更にこのような場合、低圧側が高圧側の目標液圧を超えるまでの時間は非常に短い。

そこで、増圧モードで、かつ、目標液圧の最大値であったとしても、目標流量が最大値の場合のみ増圧弁を全開とした。一方、保持もしくは減圧モードの場合は、チェック弁C/Vが存在することから、目標液圧の最大値の場合は増圧弁を全開とすることとした。

ここで、上記論理に沿って、増圧弁を全開制御すると、例えば、増圧モードで後輪の目標液圧が高いものの、流量としては前輪の方が大きい場合のように、どの増圧弁においても全開とされず、両方とも比例制御となる場合が発生する。そこで、そのときは、比例制御の目標電流のうち、全開時電流に最も近い目標電流に相当する増圧弁を全開制御とするように制御モードの修正を行うこととした。以下、上記論理構成に基づく具体的なフローチャートについて説明する。

〔ブレーキバイワイヤ制御処理〕
図３は、ブレーキバイワイヤ制御処理の流れを示すフローチャートである。以下、各ステップにつき説明する。

ステップＳ１０では目標液圧モードを増圧、保持、減圧のいずれとするかを決定し、ステップＳ２０へ移行する。
ステップＳ２０Ａでは、ステップＳ１０において決定された目標液圧モードに基づいて増圧閾値及び減圧閾値の補正処理を実行する。
ステップＳ２０では、ステップＳ２０Ａで設定された増圧閾値及び減圧閾値と、ホイルシリンダ液圧偏差に基づいて、W/C液圧制御モードを増圧、保持、減圧のいずれとするかを決定する。

ステップＳ３０では増圧弁制御モードを全開、全閉、比例制御（中間開度）のいずれとするかを決定し、ステップＳ３０Ａへ移行する。
ステップＳ３０Ａでは減圧弁制御モードを全開、全閉、比例制御（中間開度）のいずれとするかを決定し、ステップＳ４０へ移行する。

ステップＳ４０ではW/C液圧制御モードが増圧であるW/Cが少なくとも１つ存在するかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ５０へ移行し、ＮＯであればステップＳ６０へ移行する。

ステップＳ５０ではポンプ制御処理を実行し、ステップＳ６０へ移行する。
ステップＳ６０では増圧弁制御モードは比例制御であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ７０へ移行し、ＮＯであれば制御を終了する。

ステップＳ７０では増圧弁制御処理として比例制御に応じた増圧弁の目標電流を決定する。

ステップＳ８０では増圧弁制御モードの修正処理を実行する（図８参照）。

ステップＳ９０では修正された増圧弁制御モードに応じて最終的な増圧弁の目標電流を出力して制御を終了する。例えば、ステップＳ６０において比例制御であると判断されたとしても、全開制御をすべき場合がある。このときは、全開制御に応じた増圧弁の目標電流を出力し、そうでなければステップＳ７０で決定された増圧弁の目標電流を出力する。
ステップＳ６０Ａでは減圧弁制御モードは比例制御であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ７０Ａへ移行し、ＮＯであれば制御を終了する。
ステップＳ７０Ａでは減圧弁制御処理として比例制御に応じた減圧弁の目標電流を決定する。

ステップＳ９０Ａでは、減圧弁の目標電流を出力して制御を終了する。

〔目標液圧モード決定処理〕
図４は、目標液圧モード決定処理（図３：ステップＳ１０）の流れを示すフローチャートである。
ステップＳ１１では目標液圧P*の勾配ΔP*≧増圧指令閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ１３へ移行し、ＮＯであればステップＳ１２へ移行する。
ステップＳ１２では目標液圧勾配ΔP*≦減圧指令閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ１４へ移行し、ＮＯであればステップＳ１５へ移行する。

ステップＳ１３では目標液圧モードを増圧とし、制御を終了する。
ステップＳ１４では目標液圧モードを減圧とし、制御を終了する。
ステップＳ１５では目標液圧モードを保持とし、制御を終了する。

〔閾値補正処理〕
図５は、閾値補正処理（図３：ステップＳ２０Ａ）の関係を示す補正テーブルである。目標液圧モード決定処理により増圧とされると、増圧閾値にあっては予め設定された基準増圧閾値よりも小さくなるように補正され、減圧閾値にあっては予め設定された基準減圧閾値よりも大きくなるように補正される。これにより、増圧されやすく、減圧されにくい閾値が設定されることとなる。

同様に、目標液圧モード決定処理により減圧とされると、増圧閾値にあっては予め設定された基準増圧閾値よりも大きくなるように補正され、減圧閾値にあっては予め設定された基準減圧閾値よりも小さくなるように補正される。これにより、減圧されやすく、増圧されにくい閾値が設定されることとなる。尚、目標液圧モード決定処理により保持とされたときは、特に閾値の補正は実行しない。

〔W/C液圧制御モード決定処理〕
図６は、W/C液圧制御モード決定処理（図３：ステップＳ２０）の流れを示すフローチャートである。尚、本ステップにおける閾値は、ステップＳ２０Ａにより補正された増減圧閾値が用いられる。
ステップＳ２１ではW/Cの目標液圧P*と実液圧の偏差ΔP≧増圧閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ２３へ移行し、ＮＯであればステップＳ２２へ移行する。
ステップＳ２２ではW/Cの目標液圧P*と実液圧の偏差ΔP≦減圧閾値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ２４へ移行し、ＮＯであればステップＳ２５へ移行する。

ステップＳ２３ではW/C液圧制御モードを増圧とし、制御を終了する。
ステップＳ２４ではW/C液圧制御モードを減圧とし、制御を終了する。
ステップＳ２５ではW/C液圧制御モードを保持とし、制御を終了する。

〔増圧弁制御モード決定処理〕
図７は、増圧弁制御モード決定処理（図３：ステップＳ３０）の流れを示すフローチャートである。

ステップＳ３１ではW/C液圧制御モードが増圧か否かを判断し、増圧のときはステップＳ３２に進み、それ以外のときはステップＳ３６に進む。

ステップＳ３２では目標W/C液圧P*（例えばＦＬ輪）が各W/C目標液圧P*fl，P*rrのうち最大値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ３３へ移行し、ＮＯであればステップＳ３２へ移行する。

ステップＳ３３では目標流量Q*vfl,Q*vrrのうち最大であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ３４に進み、それ以外のときはステップＳ３５に進む。

ステップＳ３４では増圧弁制御モードを全開とし、制御を終了する。
ステップＳ３５では増圧弁制御モードを比例制御とし、制御を終了する。

ステップＳ３６では目標W/C液圧P*（例えばＦＬ輪）が各W/C目標液圧P*fl，P*rrのうち最大値であるかどうかが判断され、ＹＥＳであればステップＳ３４へ移行し、ＮＯであればステップＳ３７へ移行する。
ステップＳ３７では増圧弁制御モードを全閉とし、制御を終了する。

〔増圧弁制御修正処理〕
ステップＳ４１では、増圧弁制御モードとして全開となるホイルシリンダが存在しないか否かを判断し、存在しないときはステップＳ４２に進み、それ以外のときは本制御処理を終了する。

ステップＳ４２では、増圧弁制御モードが比例制御か否かを判断し、比例制御のときはステップＳ４３に進み、それ以外のときは全閉制御であるため本制御フローを終了する。

ステップＳ４３では、比例制御による増圧弁目標電流が各ホイルシリンダの中で最大か否かを判断し、最大のときはステップＳ４４に進み、それ以外のときは本制御フローを終了する。

ステップＳ４４では、増圧弁制御モードを全開として修正し、本制御フローを終了する。

〔増圧弁目標電流決定処理〕
ステップＳ５１では、増圧弁制御モードが全開か否かを判断し、全開のときはステップＳ５２に進み、それ以外のときはステップＳ５３に進む。

ステップＳ５２では、増圧弁の目標電流を全開電流に設定して本制御を終了する。

ステップＳ５３では、増圧弁制御モードが全閉か否かを判断し、全閉のときはステップＳ５４に進み、それ以外のときはステップＳ５５に進む。

ステップＳ５４では、増圧弁目標電流を全閉電流に設定して本制御を終了する。

ステップＳ５５では、増圧弁目標電流を増圧弁制御モード決定処理で設定された目標電流に設定して本制御を終了する。

［減圧弁制御モード決定処理］
図１０は、減圧弁制御モード決定処理（図３：ステップＳ３０Ａ）の流れを示すフローチャートである。

ステップＳ２０１では、W/C液圧制御モードが減圧かどうかを判断し、減圧のときはステップＳ２０２へ進み、それ以外のときはステップＳ２０３へ進む。

ステップＳ２０２では、減圧弁制御モードを比例制御に設定する。
ステップＳ２０３では、減圧弁制御モードを全閉とする。

［ポンプ制御処理ブロック図］
図１１は、図３のステップＳ５０において実行されるポンプ制御処理のブロック図である。ポンプ制御はコントロールユニットECU1,2内のポンプ制御ユニットP．CUにおいて実行されるものとする。

ポンプ制御ユニットP．CUは、目標量算出部110、目標ポンプ圧演算部111、W/C液量偏差FB（フィードバック）演算部112、ポンプリーク量演算部113、モータ目標回転数演算部114、ロストルク演算部115、目標回転数微分演算部116、および回転数偏差FB（フィードバック）演算部117を有する。

目標量算出部110は、図１２に示すようなキャリパとその付属品の負荷剛性の実験データを用いて、各輪ＦＬ，ＲＲの目標液圧P*(FL，RR)に基づきポンプＰの目標流量Qp*を演算し、乗算部122へ出力する。また、各輪ホイルシリンダW/C（ＦＬ,ＲＲ）の目標液量Vw*（ＦＬ，ＲＲ）を演算し、加算部131へ出力する。さらに、全開となっている増圧弁IN/V系統ホイルシリンダの目標液圧P*_Hを目標ポンプ圧演算部111へ出力する。

目標ポンプ圧演算部111は、全開となっている増圧弁IN/V系統ホイルシリンダの目標液圧P*_Hに基づき目標ポンプ圧Pp*を演算し、ポンプリーク量演算部113、ロストルク演算部115、および乗算部121へ出力する。

乗算部121は目標ポンプ圧Pp*にポンプＰの１回転当たり理論吐出量Vth/2πを乗じ、目標ポンプ圧Pp*を出力するために必要なポンプＰの必要理論トルクTthを演算して加算部134へ出力する。

W/C液量偏差FB演算部112は、加算部131において演算されたホイルシリンダW/C（ＦＬ，ＲＲ）の目標液量Vw*(FL，RR)と実液量Vw(FL，RR)の偏差ΔVw(FL，RR)によるフィードバック制御演算を行い、フィードバック成分ΔVw(FB)を加算部132へ出力する。

ポンプリーク量演算部113は実験値等に基づきポンプリーク量Qplを演算し、加算部132へ出力する。

加算部132は、ポンプリーク量Qpl、液量偏差FB成分ΔVw(FB)、およびポンプ目標流量Qp*と理論吐出量Vthの逆数を乗じたもの（乗算部122で演算）を加算し、モータ目標回転数演算部114へ出力する。

モータ目標回転数演算部114は、加算部132で演算された加算値に基づきモータ目標回転数N*を演算し、ロストルク演算部115、目標回転数微分演算部116および加算部133へ出力する。

ロストルク演算部115は、モータ目標回転数N*および目標ポンプ圧Pp*に基づき実験データ等からモータＭのロストルクTloを演算し、加算部134へ出力する。

目標回転数微分演算部116は、モータ目標回転数N*を微分して慣性モーメント演算部123へ出力する。

慣性モーメント演算部123はモータＭの角速度の加減速に必要なトルクを演算し、加算部135へ出力する。

回転数偏差FB（フィードバック）演算部117は、モータＭの目標回転数N*と実回転数Nの偏差ΔN（加算部133で演算）によるフィードバック制御演算を行い、回転数偏差ΔNのフィードバック成分ΔN(FB)を加算部135へ出力する。

加算部134はモータＭの理論トルクTthとロストルクTloを加算して負荷トルクTdを演算し、加算部135へ出力する。

加算部135はモータＭの負荷トルクTdと回転数偏差FB成分ΔN(FB)、およびモータＭの角速度の加減速に必要なトルクを加算してモータＭの目標トルクT*を演算し、電流変換部124へ出力する。

電流変換部124は目標トルクT*を目標トルク電流に変換し、モータＭへ出力してポンプＰを駆動する。

［増圧弁制御処理ブロック図］
図１３は、図３のステップＳ７０において実行される増圧弁制御処理のブロック図である。なお、図１３ではP*fl＞P*rrであり、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)を比例制御し、ＦＬ輪増圧弁IN/V（FL）を全開とする場合を示す。

増圧弁制御処理は、目標量算出部150、目標ポンプ圧演算部161、ホイルシリンダ差圧偏差FB（フィードバック）演算部162、増圧弁目標電流演算部163、電流偏差FB（フィードバック）演算部164、増圧弁電圧Duty演算部165から構成される。

目標量算出部150は、各輪ＦＬ，ＲＲの目標液圧P*(FL，RR)に基づき、増圧弁が全開となっているホイルシリンダの目標液圧P*_H（ここではP*_H=P*fl）、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)の目標流量Qvrr、およびＲＲ輪目標液圧P*rrを出力する。尚、ＲＲ輪ホイルシリンダの目標流量Qv*rrは、目標液圧P*rrから目標液量に換算した値を微分した値として出力される。

ＲＲ輪目標液圧P*rrは加算部171，172へ出力される。さらに、ＲＲ輪増圧弁目標流量Qvrrは増圧弁目標電流演算部163へ出力される。

目標ポンプ圧演算部161は、全開となっている目標W/C圧P*_H（P*_H=P*fl）に基づき目標ポンプ圧Pp*を演算し、Pp*を加算部171へ出力する。

加算部171は目標ポンプ圧Pp*およびＲＲ輪目標液圧P*rrの差分を演算し、ＲＲ輪増圧弁目標差圧ΔPv*rrとして増圧弁目標電流演算部163へ出力する。

加算部172はＲＲ輪液圧の目標液圧P*rrと実液圧Prrの偏差ΔPwrrを演算してホイルシリンダ差圧偏差FB演算部162へ出力する。

ホイルシリンダ差圧偏差FB演算部162は、差圧偏差ΔPwrrをフィードバック制御して差圧偏差ΔPwrrのフィードバック成分ΔPwrr(FB)を増圧弁目標電流演算部163へ出力する。

増圧弁目標電流演算部163は、ＲＲ輪増圧弁目標差圧ΔPv*rrおよび差圧偏差FB成分ΔPwrr(FB)、およびＲＲ輪増圧弁IN/V(rr)の目標流量Qvrrに基づきＲＲ輪増圧弁目標電流I*rrを演算し、増圧弁電圧Duty演算部165および加算部173へ出力する。

加算部173は、ＦＬ輪増圧弁IN/V(RR)の目標電流I*rrと実電流Irrの偏差ΔＩrr(FB)を演算し、電流偏差FB演算部164へ出力する。

電流偏差FB演算部164は、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)の電流偏差ΔIrrのフィードバック成分ΔIrr(FB)を増圧弁電圧Duty演算部165へ出力する。

増圧弁電圧Duty演算部165は、電源モニタ180からの電源モニタ値、ＲＲ輪増圧弁目標電流I*rr、および電流偏差フィードバック成分ΔIrr(FB)に基づきＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)の電圧Dutyを演算し、ＲＲ輪増圧弁IN/V(rr)を駆動してＲＲ輪液圧Prrを比例制御する。

［減圧弁比例制御］
図１４はステップＳ７０Ａで行われる減圧弁制御を表すブロック図である。

目標量算出部250では、各輪目標液圧P*を目標差圧演算部261及び偏差演算部272に出力する。更に全開輪OUT/V目標流量Qvoutを演算し、OUT/V目標電流演算部263に出力する。尚、この目標流量の算出については後述する。

目標液圧P*が決まると、減圧弁OUT/Vの上流と下流の差圧が目標液圧P*となればよい。減圧弁OUT/Vの下流はほぼ大気圧なので、目標差圧＝目標液圧となる。目標差圧が大きいときは、減圧弁OUT/Vから流出する液量を減らす必要があるため、目標電流値I*outは小さく設定され、目標差圧が小さいときは、減圧弁OUT/Vから流出する液量をさほど減らす必要がないため、目標電流値I*outは大きく設定される。

（目標流量成分について）
液圧に対応する液量とは、ホイルシリンダ系に流れ込む液量がこのくらいなら、このくらいの圧力が出るという意味を表す。液量変化が流量なので、ホイルシリンダ系に流れ込む際の単位時間当たりの目標流量は、液量の微分値として算出される。そこで、目標量算出部250では、図１２に示すキャリパとその付属品の負荷剛性の実験データを用いて、まず、ホイルシリンダ目標液圧P*をホイルシリンダ目標液量に変換し、その微分値をホイルシリンダ目標流量とする。

ここで、減圧弁OUT/Vはホイルシリンダ系からの流出量をコントロールする要素である。上述の目標流量とは、ホイルシリンダ系へ流れ込む流量を表しており、減圧弁OUT/Vから流出する流量を表している訳ではない。そこで、ホイルシリンダ目標流量が正のときは、増圧要求があるため減圧弁OUT/Vを開くべきではないため、減圧弁目標流量QvoutとしてOUT/V目標電流演算部263に０を出力する。

一方、ホイルシリンダ目標流量が負のときは、減圧要求があるため減圧弁目標流量Qvoutをホイルシリンダ目標流量を絶対値化して正負を逆転させた値を出力する。これにより、ホイルシリンダ目標流量が負のときは、ブレーキ液を減圧弁OUT/Vから流出させて減圧する必要があるため、減圧弁OUT/Vへの目標電流値は大きくなる。

（電流フィードバック制御について）
上記のように目標電流値I*outが決定されると、減圧弁OUT/Vのソレノイドから検出される電流値とのフィードバック制御により減圧弁OUT/Vのフィードバック制御が行われ、ホイルシリンダ圧が適宜制御される。

〔目標液圧が前後輪同圧の時における増圧弁制御タイムチャート〕
図１５は、実施例１の制御により、ＦＬ輪とＲＲ輪の目標液圧を同圧とした際のＦＬ，ＲＲ輪液圧、増圧弁の目標電流,実電流及びモータ回転速度の対比のタイムチャートである。図１５（ａ）において、太い実線はＦＬ,ＲＲ輪の目標液圧P*fl，P*rr，細い実線はＦＬ輪の実液圧，点線はＲＲ輪の実液圧を示す。また、図１５（ｂ）において、太い実線はモータ回転速度、細い実線はＦＬ輪の増圧弁IN/V（FR）の実電流値，点線はＲＲ輪の増圧弁IN/V（rr）の実電流値を表す。

時刻ｔ１において、各輪増圧指令が出力され、目標液圧P*fl，P*rrが立ち上がる。ＦＬ，ＲＲ輪ともに増圧である。ここで、P*fl＝P*frであるものの、後輪側のホイルシリンダの方が、前輪側のホイルシリンダよりも容量が小さいため、目標流量としては小さく演算される。よって、高圧側のＦＬ輪増圧弁IN/V(FL)が全開、低圧側のＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)が比例制御となる。このとき、減圧弁については両方とも全閉制御となる。このように、ＲＲ輪増圧弁IN/V(RR)を若干絞ることで、容量の大きな前輪側であるＦＬ輪側と、容量の小さな後輪側であるＲＲ輪側とで同圧を保つことができる。

〔保持時におけるタイムチャート〕
次に、保持又は減圧モードのときに、増圧弁を比例制御もしくは全閉とする制御（以下、比較例）と、実施例１の制御との対比を示す。図１６は比較例の制御によりＦＬ輪とＲＲ輪に異なる目標液圧を設定しＦＬ輪のみ保持制御を間で行った場合のタイムチャート、図１７は実施例１の制御によりＦＬ輪とＲＲ輪に異なる目標液圧を設定しＦＬ輪のみ保持制御を間で行った場合のタイムチャート、図１８は比較例のポンプ回転数を表すタイムチャート、図１９は実施例１のポンプ回転数を表すタイムチャート、図２０は比較例の増圧弁・減圧弁の電流値を表すタイムチャート、図２１は実施例１の増圧弁・減圧弁の電流値を表すタイムチャートである。尚、図１６，１７においてポンプ圧を計測しているが、検出されたポンプ圧を制御に用いているものではない。

（時刻ｔ１０１）
時刻ｔ１０１において、比較例、実施例１ともにＦＬ，ＲＲ輪目標液圧P*(fl，rr)が出力される。
増圧勾配はＲＲ輪＞ＦＬ輪であるため（図１６，図１７参照）、高圧のＲＲ輪側ではインバルブIN/V(RR)が全開、アウトバルブOUT/V(RR)が全閉となる。このためＲＲ輪側は常開のインバルブIN/V(RR)、常閉のアウトバルブOUT/V(RR)ともに非通電となる。
一方、低圧のＦＬ輪側ではインバルブIN/V(FL)が比例制御となる。このためＦＬ輪側は常開のインバルブIN/V(FL)は通電、常閉のアウトバルブOUT/V(FL)は非通電となる。

（時刻ｔ１０２）
時刻ｔ１０２において、ＲＲ輪に保持指令が出力され、ＲＲ輪目標液圧P*rrが保持される。ＦＬ輪に対しては増圧が継続される。保持側のＲＲ輪アウトバルブOUT/V(rr)は、保持輪であるＲＲ輪液圧Prrを一定圧に保つため、ＲＲ輪アウトバルブOUT/V(RR)を駆動してポンプＰからの余剰圧力を排出する。増圧中のＦＬ輪アウトバルブOUT/V(FL)は閉弁される。

比較例では高圧側のＲＲ輪もインバルブIN/V(RR)の比例制御もしくは閉弁によって保持を行うため、インバルブIN/V(RR)を中間開度もしくは閉弁としながらポンプＰが回転する。すなわち、インバルブIN/V(RR)及びIN/V（FL）の両方が絞られた状態と、一つが全開の状態とを繰り返しながらポンプＰが回転しているので、ポンプ吐出側の容量が変動し、ポンプ圧が振動している。そのため、ＲＲ輪実液圧Prrの振動が大きくなる。更に、この液圧振動に抗してインバルブIN/V(RR)の比例制御もしくは閉弁を行うこととなり、ＲＲ輪インバルブIN/V(RR)と油路を介して接続するＦＬ輪インバルブIN/V(FL)内の作動油も振動し、ＦＬ輪インバルブ電流ＩINflも振動する。

これに対し実施例１では、高圧側のＲＲ輪インバルブIN/V(RR)を全開（電流ＩINrr＝ゼロ）としているため、高圧側のＲＲ輪インバルブを比例制御もしくは閉弁する比較例に比べ、ＲＲ輪ホイルシリンダW/C(FR)−ポンプＰ吐出側間の油路体積が増大するとともに、ポンプ圧がインバルブIN/V(RR)によって減圧されることなくホイルシリンダW/C(RR)に到達する。

したがって、ＲＲ輪実液圧Pfrの振動は比較例に比べ小さくなる。また、低圧側のＦＬ輪実液圧Pflの振動も低減されるため、ＦＬ輪インバルブ電流ＩINflも安定となる。

（時刻ｔ１０３）
時刻ｔ１０３において、ＲＲ輪に増圧指令が出力され、ＲＲ輪目標液圧P*rrが上昇する。ＦＬ輪に対しては増圧が継続される。したがって、高圧のＲＲ輪側は、常開のインバルブIN/V(RR)が全開（電流ＩINrr＝０）、常閉のアウトバルブOUT/V(RR)が全閉（電流ＩOUTrr＝０）である。低圧のＦＬ輪側は、常開のインバルブIN/V(FL)が比例制御（電流ＩINfl＞０）、常閉のアウトバルブOUT/V(FL)が閉弁である。

（時刻ｔ１０４）
時刻ｔ１０４において、ＲＲ輪に保持指令が出力され、ＲＲ輪目標液圧P*rrが保持される。ＦＬ輪に対しては増圧が継続される。保持輪であるＲＲ輪液圧Pfrを一定圧に保つため、ＲＲ輪アウトバルブOUT/V(RR)を駆動してポンプＰからの余剰圧力を排出する。
時刻ｔ１０２と同様、ＲＲ輪インバルブIN/V(RR)を全開としない比較例では実液圧P(fl,rr)の振動によってＦＬ，ＲＲ輪インバルブ電流ＩIN(fl,rr)が振動するが、高圧側のＲＲ輪インバルブIN/V(RR)を全開とする実施例１では振動が抑制される。

以上説明したように、実施例１では下記に列挙する作用効果を得ることができる。
(1)あるホイルシリンダが、増圧モードであって、目標液圧及び目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、このホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、あるホイルシリンダが、保持モード又は減圧モードであって、目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、このホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、それ以外のときは、比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることとした。

このように、少なくとも一つの増圧弁が全開とされることで、液圧源側の容量が十分に確保され、液圧源の圧力が安定し、ホイルシリンダ圧を安定的に制御することができる。また、増圧弁が全開となっているホイルシリンダの圧力が液圧源の圧力とほぼ等しいと予測することができるため、液圧源に付属した圧力センサを用いることなく制御系を構成することができる。また、容量や配管の長さが異なるホイルシリンダを一つの液圧源で制御する場合であっても、ホイルシリンダ圧を指令値通りに制御することができる。また、温度、ブレーキ液の粘性などの環境が変化した場合、ブレーキ液圧制御装置ごとのばらつきがある場合にも、ホイルシリンダ圧の振動を抑制することができる。

(2)増圧弁及び／又は減圧弁として、開度を全閉から全開の範囲で任意に設定可能な比例電磁弁を用いた。これにより、静粛性に優れた制度の良い液圧制御を達成することができる。

(3)液圧源として、ブラシレスモータにより駆動されるギヤポンプを備えた。よって、きめ細かなモータ制御に加え、モータ回転角当たりの吐出量の小さなポンプにより制度の良い液圧制御を達成することができる。

(4)また、増圧弁及び／又は減圧弁は、開度を全閉と全開のみ設定可能であって、所定時間内での全開時間及び／又は全閉時間の比に基づいて比例制御を実行する電磁弁としてもよい。すなわち、オン・オフ弁をDuty制御やPWM制御によって制御することで、安価な電磁弁により高い制御性を確保することができる。

(5)また、液圧源として、ブラシモータにより駆動されるギヤポンプとしてもよい。ブラシモータは安価であるため、コストを削減することができる。

(6)また、液圧源として、ブラシモータにより駆動されるプランジャポンプとしてもよい。ブラシモータやプランジャポンプは共に安価であるため、更にコストを削減することができる。

(7)また、液圧源として、ブラシレスモータにより駆動されるプランジャポンプとしてもよい。ブラシレスモータにより制御性を向上することができる。

実施例２につき図２２、図２３に基づき説明する。基本構成は実施例１と同様である。実施例１では２つの液圧ユニットHU1,HU2を備えたＸ配管の油圧ブレーキバイワイヤ制御としたが、実施例２では４輪全輪を一つの液圧ユニットにより油圧ブレーキバイワイヤ制御とする点で異なる。

図２２は実施例２におけるシステム構成図、図２３は油圧回路図である。ブレーキ液圧装置は、通常時には４輪全輪のホイルシリンダW/C(FL〜RR)を１つのポンプMain/Pによって増圧する油圧ブレーキバイワイヤシステムである。マスタシリンダM/Cはいわゆるタンデム型であり、マニュアル回路Ａ（FL），Ａ（FR）によってＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C（FL，FR）に接続されている。

また、マスタシリンダM/CはリザーバRSVと接続し、各電磁弁はコントロールユニットCUにより駆動される。液圧源であるポンプは常用のメインポンプMain/Pと非常用のサブポンプSub/Pが並列に設けられ、それぞれコントロールユニットCUからの指令に基づきメインモータMain/MおよびサブモータSub/Mによって駆動される。

マニュアル回路Ａ（FL，FR）上には常開電磁弁（ON/OFF弁）であるシャットオフバルブS.OFF/V（FL，FR）が設けられ、それぞれ第１、第２マスタシリンダM/C，M/C2とＦＬ，ＦＲ輪ホイルシリンダW/C（FL，FR）を連通／遮断する。

マニュアル回路Ａ（FR）上であって第１マスタシリンダM/CとシャットオフバルブS.OFF/V（FR）の間にはストロークシミュレータS/Simが設けられている。このストロークシミュレータS/Simは常閉電磁弁（ON/OFF弁）であるキャンセルバルブCan/Vを介してマニュアル回路Ａ（FR）に接続する。

ＦＲシャットオフバルブS.OFF/V（FR）が閉弁され、キャンセルバルブCan/Vが開弁されている際、ブレーキペダルBPの踏み込みに伴って第１マスタシリンダM/C内の作動油がストロークシミュレータS/Simに導入され、ペダルストロークを確保する。

メインおよびサブポンプMain/P,Sub/Pの吐出側は増圧回路Ｃに接続し、接続点Ｉ(FL〜RR)において各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)に接続する。一方、各ポンプMain/P，Sub/Pの吸入側は減圧回路Ｂと接続される。

この増圧回路Ｃ上には常閉電磁弁（比例弁）である増圧弁IN/V(FL〜RR)が設けられ、各ポンプMain/P，Sub/Pと各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)の連通／遮断を切り替える。

また、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)は接続点Ｉ(FL〜RR)において減圧回路Ｂと接続する。この減圧回路Ｂ上には常閉電磁弁（比例弁）である減圧弁OUT/V(FL〜RR)が設けられ、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)とリザーバRSVとの連通／遮断を切り替える。

各ポンプMain/P，Sub/Pの吐出側にはそれぞれチェック弁C/Vが設けられ、各ポンプMain/P，Sub/Pを介して増圧回路Ｃから減圧回路Ｂへ作動油が逆流することを回避する。さらに、増圧回路Ｃと減圧回路Ｂとはリリーフ弁Ref/Vを介して接続され、増圧回路Ｃの圧力が規定値以上となった場合に作動油を減圧回路Ｂに逃がす。

マニュアル回路Ａ(FL，RR)上であってシャットオフバルブS.OFF/V(FL，RR)とマスタシリンダM/Cとの間、にはそれぞれ第１、第２マスタシリンダ圧センサMC/Sen1，2が設けられ、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)には液圧センサWC/Sen(FL〜RR)が設けられている。また、増圧回路Ｃ上にはポンプ吐出圧センサP/Senが設けられている。

コントロールユニットCUには検出された第１、第２マスタシリンダ圧Pm1，Pm2および各液圧P(FL〜RR)、およびブレーキペダルBPのストロークを検出するストロークセンサS/Senの検出値が入力される。

これらの検出値に基づき、コントロールユニットCUは各輪ＦＬ〜ＲＲの目標液圧P*(FL〜RR)を演算し、各モータMain/M，Sub/Mおよび増圧弁IN/V(ＦＬ〜ＲＲ)、減圧弁OUT/V(FL〜RR)を駆動する。また、通常制動時にはシャットオフバルブS.OFF/V(FL，RR)を閉弁し、キャンセルバルブCan/Vを開弁する。

また、コントロールユニットCUは各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)の目標液圧P*(FL〜RR)と実液圧P(FL〜RR)の比較を行い、目標液圧に対して実液圧が異常な応答を示した場合は異常信号をワーニングランプWLへ出力する。加えて、コントロールユニットCUには車輪速VSPが入力され、車両の走行／停止を判断する。

［制動制御］
（通常増圧時）
通常増圧時においては、キャンセルバルブCan/Vを開弁、シャットオフバルブS．OFF/V(FL，RR)を遮断して運転者によるブレーキペダルBPの踏み込みをストロークセンサS/Senにより検出し、この検出値に基づきコントロールユニットCUにおいて各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)の目標液圧P*(FL〜RR)を演算する。

また、コントロールユニットCUはメインモータMain/MまたはサブモータSub/Mを駆動して吐出圧を増圧回路Ｃに作用させる。さらに演算された目標液圧P*(FL〜RR)に応じて各増圧弁IN/V(FL〜RR)を駆動し、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)に作動油を供給して制動力を得る。

（減圧時）
減圧時においては、コントロールユニットCUにより各減圧弁OUT/V(FL〜RR)を駆動し、減圧回路Ｂを介して各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)からリザーバRSVへ作動油を排出する。

（保持時）
保持時においては所定の増圧弁IN/V(FL〜RR)、各減圧弁OUT/V(FL〜RR)を閉弁し、各ホイルシリンダW/C(FL〜RR)と増圧、減圧回路Ｃ，Ｂとを遮断する。後述する増圧弁全開制御を行う増圧弁については閉弁しない。

（マニュアルブレーキ）
システム失陥時等においては常開のシャットオフバルブS．OFF/V(FL，RR)が開弁され、常閉の各増圧弁IN/V(FL〜RR)およびＦＬ，ＲＲ輪減圧弁OUT/V(FL，RR)が閉弁され、ＲＬ，ＲＲ輪減圧弁OUT/V(RL，RR)が開弁される。

これによりマスタシリンダM/CとＦＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダW/C（FL，FR）が連通し、マニュアルブレーキが確保される。一方、ロック防止のためＲＬ，ＲＲ輪ホイルシリンダ圧Prl，Prrは略ゼロとなる。

４輪の全てが液圧ユニットHUにより制御される場合でも、実施例１と同様に制御することにより、実施例１と同様の作用効果を得ることができる。ただし、実施例２では、増圧弁が常閉弁とされているため、図３のステップＳ８０とステップＳ９０との間に図２４に示す処理を追加する。

ステップＳ６１では、以下の条件のうち、少なくとも一つが成立下か否かを判断し、成立したときはステップＳ６２に進み、増圧弁制御モードを全閉とする。それ以外のときは本制御フローを終了してステップＳ９０に進む。

（条件一覧）
条件１：車両停止
車両が停止していれば、増減圧要求が頻繁に出されることがなく、ポンプの振動を抑制する必要がないからである。

条件２：全ての目標W/C圧モードが増圧ではなく、かつ、ある時間以上経過している
保持又は減圧モードがある時間以上継続して要求されている場合には、ポンプを駆動する必要がなく、ポンプの振動を抑制する必要がないからである。

条件３：増圧弁温度≧閾値
増圧弁の温度が閾値以上となると、増圧弁の正常な作動が期待できなくなるため、このような場合は、ポンプの振動よりも増圧弁自体の耐久性を確保するためである。尚、増圧弁温度は、通電電流の積算値等から推定してもよいし、直接温度センサ等を用いて計測しても良く特に限定しない。

条件４：増圧弁通電時間≧閾値
通電時間が長い場合、増圧弁の温度上昇が懸念されるためである。

〔他の実施例〕
以上、本願発明を実施例１，２に基づいて説明してきたが、本願発明は上記構成に限られるものではなく、他の構成に適用しても同様の作用効果を得ることができる。

例えば、実施例２では、１つの液圧ユニットHUにより４輪の液圧を制御する構成としたが、前輪側と後輪側で別々の液圧ユニットHUを備えた構成であっても、各液圧ユニットHUにおいて実施例１と同様の制御を実行することができる。

実施例１のブレーキ制御装置が適用された車両のシステム構成図である。 実施例１のシステムにおける油圧回路とコントロールユニットの構成を示す図である。 実施例１のブレーキバイワイヤ制御処理の流れを示すフローチャートである。 実施例１の目標液圧モード決定処理の流れを示すフローチャートである。 実施例１の増減圧閾値を補正する補正テーブルである。 実施例１のW/C液圧制御モード決定処理の流れを示すフローチャートである。 実施例１の増圧弁制御モード決定処理の流れを示すフローチャートである。 実施例１の増圧弁制御モードの修正処理の流れを示すフローチャートである。 実施例１の増圧弁制御モードに応じた指令電流を決定する流れを示すフローチャートである。 実施例１の減圧弁制御モード決定処理の流れを示すフローチャートである。 実施例１のポンプ制御処理のブロック図である。 液圧と液量の関係であるキャリパとその付属品の負荷剛性の実験データである。 実施例１の増圧弁制御処理のブロック図である。 実施例１の減圧弁制御を表すブロック図である。 実施例１の制御における液圧とモータ回転速度、増圧弁電流の関係を表すタイムチャートである。 比較例における液圧の変化を表すタイムチャートである。 実施例１における液圧の変化を表すタイムチャートである。 比較例におけるポンプ回転数を表すタイムチャートである。 実施例１におけるポンプ回転数を表すタイムチャートである。 比較例における各電磁弁電流を表すタイムチャートである。 実施例１における各電磁弁電流を表すタイムチャートである。 実施例２のブレーキ制御装置が適用された車両のシステム構成図である。 実施例２のシステムにおける油圧回路とコントロールユニットの構成を示す図である。 実施例２の増圧弁制御モード修正処理を表すフローチャートである。

符号の説明

MGB 回生ブレーキ装置
BP ブレーキペダル
C/V チェック弁
Can/V キャンセルバルブ
ECU1,2 コントロールユニット
HU1,2 第１及び第２液圧ユニット
IN/V 増圧弁
Ｍ モータ
M/C マスタシリンダ
MC/Sen1，MC/Sen2 マスタシリンダ圧センサ
OUT/V 減圧弁
Ｐ ポンプ（ギヤポンプ）
P/Sen ポンプ吐出圧センサ
Ref/V リリーフ弁
RSV リザーバ
S シャットオフバルブ
S/Sen ストロークセンサ
S/Sim ストロークシミュレータ
W/C ホイルシリンダ
WC/Sen 液圧センサ

Claims (7)

1. 複数の車輪にそれぞれ設けられたホイルシリンダと、
   該ホイルシリンダ内のブレーキ液を加圧可能な液圧源と、
   前記液圧源と前記ホイルシリンダとの間に設けられ、前記液圧源側から前記ホイルシリンダ側へのブレーキ液の流れのみ許容するチェック弁と、
   前記液圧源から前記ホイルシリンダへ流入するブレーキ液の流量を調整する増圧弁と、
   前記ホイルシリンダからリザーバへ流出するブレーキ液の流量を調整する減圧弁と、
   前記各ホイルシリンダ内の目標液圧を演算する目標液圧演算手段と、
   前記各目標液圧に応じた前記増圧弁の目標流量を演算する目標流量演算手段と、
   前記ホイルシリンダ内の液圧を検出する実液圧検出手段と、
   前記目標液圧と前記実液圧に基づいて、前記減圧弁を全閉とし前記増圧弁を比例制御する増圧モード、前記増圧弁及び前記減圧弁を全閉とする保持モード、前記増圧弁を全閉とし前記減圧弁を比例制御する減圧モードのいずれかに決定する制御モード決定手段と、
   前記増圧モードとされたホイルシリンダの目標液圧のうちの最大値となるように前記液圧源の吐出液圧を制御する液圧源制御手段と、
   前記制御モードに基づいて、前記増圧弁及び前記減圧弁を全開・比例・全閉制御する電磁弁制御手段と、
   該電磁弁制御手段による制御指令に係わらず、前記増圧弁のうち少なくとも一つの増圧弁を全開とする増圧弁全開制御手段と、
   を備え、
   前記増圧弁全開制御手段は、
   あるホイルシリンダが、前記増圧モードであって、前記目標液圧及び前記目標流量が共に複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、
   あるホイルシリンダが、前記保持モード又は前記減圧モードであって、前記目標液圧が複数のホイルシリンダのうちで最大のときは、該ホイルシリンダに属する増圧弁を全開とし、
   それ以外のときは、前記電磁弁制御手段により比例制御とされている増圧弁のうち、全開時制御量に最も近い増圧弁を全開とすることを特徴とするブレーキ制御装置。
2. 請求項１に記載のブレーキ制御装置において、
   前記増圧弁及び／又は前記減圧弁は、開度を全閉から全開の範囲で任意に設定可能な比例電磁弁であることを特徴とするブレーキ制御装置。
3. 請求項１に記載のブレーキ制御装置において、
   前記増圧弁及び／又は前記減圧弁は、開度を全閉と全開のみ設定可能であって、所定時間内での全開時間及び／又は全閉時間の比に基づいて比例制御を実行する電磁弁であることを特徴とするブレーキ制御装置。
4. 請求項１ないし３いずれか１つに記載のブレーキ制御装置において、
   前記液圧源は、ブラシモータにより駆動されるギヤポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。
5. 請求項１ないし３いずれか１つに記載のブレーキ制御装置において、
   前記液圧源は、ブラシレスモータにより駆動されるギヤポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。
6. 請求項１ないし３いずれか１つに記載のブレーキ制御装置において、
   前記液圧源は、ブラシモータにより駆動されるプランジャポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。
7. 請求項１ないし３いずれか１つに記載のブレーキ制御装置において、
   前記液圧源は、ブラシレスモータにより駆動されるプランジャポンプであることを特徴とするブレーキ制御装置。

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