JP3539135B2 - Brake equipment - Google Patents

Brake equipment Download PDF

Info

Publication number
JP3539135B2
JP3539135B2 JP16455797A JP16455797A JP3539135B2 JP 3539135 B2 JP3539135 B2 JP 3539135B2 JP 16455797 A JP16455797 A JP 16455797A JP 16455797 A JP16455797 A JP 16455797A JP 3539135 B2 JP3539135 B2 JP 3539135B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
brake
negative pressure
master cylinder
valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP16455797A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH1111296A (en
Inventor
健治 伊藤
耕一 澤田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP16455797A priority Critical patent/JP3539135B2/en
Publication of JPH1111296A publication Critical patent/JPH1111296A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3539135B2 publication Critical patent/JP3539135B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Braking Systems And Boosters (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両を制動するブレーキ装置に関するものであり、特に、バキュームブースタを備えたブレーキ装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
上記ブレーキ装置は一般に、(a) ブレーキペダル等、運転者により操作されるブレーキ操作部材と、(b) そのブレーキ操作部材の操作に基づいて液圧を発生させるマスタシリンダと、(c) エンジンの吸気管等、負圧源に連通した負圧室と、その負圧室と大気とに選択的に連通させられる変圧室との差圧によってブレーキ操作部材の操作力を助勢してマスタシリンダに出力するバキュームブースタと、(d) マスタシリンダと液通路により接続され、その液通路から供給される液圧に基づいてブレーキを作動させるブレーキシリンダを有し、車輪の回転を抑制するブレーキとを含むように構成される。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題，課題解決手段，作用および効果】
この種のブレーキ装置の一つとして、本出願人は先に、バキュームブースタの助勢限界の前後を問わず、安定したブレーキの効きを実現し、それにより、車両の制動性能を向上させることを目的として、次のようなものを開発した。それは、さらに、(e) ブレーキ操作部材の操作力と操作ストロークとマスタシリンダの液圧とブレーキシリンダの液圧と車体減速度とのいずれかを検出する検出手段と、(f) ブレーキ操作中に、検出手段の検出値に基づき、バキュームブースタが助勢限界に到達したか否かを判定し、到達したと判定したときに、ブレーキシリンダの液圧をマスタシリンダの液圧より増圧することを開始する増圧装置であって、その増圧開始を、検出値が、負圧室の圧力が正常値である状況においてバキュームブースタが助勢限界に到達したときに検出値が取る大きさとして予め定められた基準値に到達したときに行う一方、負圧源の圧力変動に伴う負圧室の圧力変動を許容する増圧装置とを含むブレーキ装置である。
【０００４】
しかしながら、本出願人はその後の研究により、この開発ブレーキ装置には、負圧源の圧力変動が原因となり、増圧開始時期が安定しないという問題があることに気がついた。以下、このことを具体的に説明するが、説明の便宜上、「圧力の上昇」という用語は、正圧の領域では圧力の絶対値の増加、負圧の領域では圧力が大気圧に近づくことを意味する用語として使用し、また、「圧力の低下」という用語は、正圧の領域では圧力の絶対値の減少、負圧の領域では圧力が大気圧から遠ざかることを意味する用語として使用する。
【０００５】
この開発ブレーキ装置においては、負圧源の圧力が正常値であるため、負圧室の圧力も正常値であれば、ブレーキ操作部材の操作力Ｆとマスタシリンダ液圧ＰM との間には、図２０に実線グラフ▲１▼で示す関係が成立する。この実線グラフ▲１▼の折れ点がいわゆる助勢限界点である。これに対して、負圧源の圧力が正常値から上昇したため、負圧室の圧力が正常値から上昇すると、負圧室の圧力と大気圧との差が小さくなるため、助勢限界点が二点鎖線グラフ▲２▼で示すように、負圧室の圧力が正常値である場合におけるより、マスタシリンダ液圧ＰM が低下する向きにずれる。逆に、負圧源の圧力が正常値から低下したため、負圧室の圧力が正常値から低下すると、負圧室の圧力と大気圧との差が大きくなるため、助勢限界点が二点鎖線グラフ▲３▼で示すように、負圧室の圧力が正常値である場合におけるより、マスタシリンダ液圧ＰM が上昇する向きにずれる。
【０００６】
このように、負圧源の圧力が変動すると、負圧室の圧力も変動し、その結果、バキュームブースタの助勢限界点も変動するのであるが、それにもかかわらず、前記開発ブレーキ装置においては、上述のように、基準値が、負圧室の圧力が正常値である状況においてバキュームブースタが助勢限界に到達したときに検出値が取る大きさとして予め定められている。そのため、この開発ブレーキ装置においては、負圧室の圧力が正常値から外れると、実際の助勢限界点と増圧開始点とが互いに一致しない。
【０００７】
以上の説明から明らかなように、この開発ブレーキ装置には、負圧源の圧力変動によって増圧開始時期が安定しないという問題があるのである。
【０００８】
本発明は、以上の事情を背景としてなされたものであり、その課題は、負圧源の圧力変動にかかわらず増圧開始時期が安定するブレーキ装置を提供することにある。
【０００９】
この課題は下記態様のブレーキ装置によって解決される。なお、以下の説明において、本発明の各態様を、それぞれに項番号を付して請求項と同じ形式で記載する。各項に記載の特徴を組み合わせて採用することの可能性を明示するためである。
【００１０】
(1) 運転者により操作されるブレーキ操作部材と、
そのブレーキ操作部材の操作に基づいて液圧を発生させるマスタシリンダと、
負圧源に連通した負圧室と、その負圧室と大気とに選択的に連通させられる変圧室との差圧によって前記ブレーキ操作部材の操作力を助勢して前記マスタシリンダに出力するバキュームブースタと、
前記マスタシリンダと液通路により接続され、その液通路から供給される液圧によって作動するブレーキシリンダを有し、車輪の回転を抑制するブレーキと
を含むブレーキ装置において、
前記ブレーキ操作部材の操作力と操作ストロークと前記マスタシリンダの液圧と前記ブレーキシリンダの液圧と車体減速度との少なくとも一つを検出する検出手段と、
その検出手段の検出値に基づき、前記バキュームブースタが助勢限界に到達したときに、前記ブレーキシリンダの液圧を前記マスタシリンダの液圧より増圧することを開始する増圧装置と
を設けたことを特徴とするブレーキ装置。
このブレーキ装置においては、増圧開始が、負圧源の圧力変動にかかわらず、バキュームブースタが実質的に助勢限界に到達したときに行われる。したがって、このブレーキ装置によれば、負圧源の圧力変動にかかわらず増圧開始時期が安定するという効果が得られる。
(2) 前記増圧装置が、前記負圧室に設けられ、その負圧室の圧力変動幅を前記負圧源の圧力変動幅より狭くする圧力変動抑制機構を含む(1) 項に記載のブレーキ装置（請求項１）。
このブレーキ装置においては、負圧室に設けられた圧力変動抑制機構により、負圧室の圧力変動幅が負圧源の圧力変動幅より狭くされる。したがって、このブレーキ装置によれば、負圧室の圧力変動幅が狭くされるため、増圧開始時期が安定するという効果が得られる。
(3) 前記圧力変動抑制機構が、前記負圧源と大気との少なくとも一方と前記負圧室との間における空気の流通状態を制御する弁装置を含む(2) 項に記載のブレーキ装置（請求項２）。
負圧室を負圧源から遮断すれば、負圧源の圧力上昇に伴う負圧室の圧力上昇を防止でき、また、負圧室を大気に連通させれば、負圧源の圧力低下に伴う負圧室の圧力低下を防止できる。かかる知見に基づき、この(3) 項に記載のブレーキ装置においては、負圧源と大気との少なくとも一方と負圧室との間における空気の流通状態を制御する弁装置が設けられている。したがって、このブレーキ装置によれば、比較的簡単な機構で負圧室の圧力変動が抑制されるという効果が得られる。
(4) 前記弁装置が、前記負圧室と大気とを互いに接続する第１空気通路に設けられ、負圧室の圧力が大気圧より開弁圧だけ低い高さより低くなろうとすると大気から負圧室へ向かう空気の流れを許容し、それ以外の状態ではその流れを阻止する第１圧力制御弁を含む(3) 項に記載のブレーキ装置（請求項３）。
このブレーキ装置においては、第１圧力制御弁により、負圧室の圧力が大気圧より開弁圧だけ低い高さより低くなることが阻止される。したがって、大気圧から開弁圧を差し引いた高さを、負圧源の圧力変動幅の最低値より高く設定すれば、負圧室の圧力変動幅の最低値が負圧源の圧力変動幅の最低値より高くなる。したがって、このブレーキ装置によれば、負圧室の圧力変動幅が負圧源の圧力変動幅より狭くなるという効果が得られる。
(5) 前記弁装置が、さらに、前記負圧室と前記負圧源とを互いに接続する第２空気通路に設けられ、負圧源の圧力が負圧室の圧力より高くなろうとすると負圧源から負圧室へ向かう空気の流れを阻止し、それ以外の状態ではその流れを許容する第２圧力制御弁を含む(4) 項に記載のブレーキ装置（請求項４）。
このブレーキ装置においては、第１圧力制御弁により、負圧室の圧力が大気圧より開弁圧だけ低い高さより低くなることが阻止されるとともに、第２圧力制御弁により、負圧源の圧力上昇に伴う負圧室の圧力上昇が防止される。したがって、負圧室の圧力は、負圧源の圧力上昇以外の原因で上昇しない限り、上昇しない。その結果、このブレーキ装置によれば、前記(4) 項に記載のブレーキ装置と比較して、負圧室の圧力変動幅が負圧源の圧力変動幅より一層狭くなるという効果が得られる。
(6) 前記検出手段が、前記操作ストロークを検出する操作ストロークセンサと前記マスタシリンダ液圧を検出するマスタシリンダ液圧センサと前記ブレーキシリンダ液圧を検出するブレーキシリンダ液圧センサと前記車体減速度を検出する車体減速度センサとのいずれかと、前記操作力を検出する操作力センサとを含み、前記増圧開始条件が、前記いずれかのセンサにより検出された前記操作ストロークとマスタシリンダ液圧とブレーキシリンダ液圧と車体減速度とのいずれかを前記操作力センサにより検出された操作力で割り算した実倍力率が、前記操作力の増加に伴って、基準値より大きい状態から基準値より小さくなることを含む(1) ないし(5) 項のいずれかに記載のブレーキ装置（請求項５）。
図２０から明らかなように、バキュームブースタの助勢限界前と後とで、マスタシリンダ液圧ＰM を操作力Ｆで割り算した実倍力率が異なり、助勢限界前には大きく、助勢限界後には小さい。また、バキュームブースタの作動状態と実倍力率との間のそのような関係は、負圧室の圧力の高低にかかわらず、成立する。また、ブレーキ装置においては、ブレーキ操作部材の操作ストロークＳすなわちバキュームブースタの入力部材の作動ストロークとマスタシリンダ液圧ＰM の高さとが互いに関連し、また、マスタシリンダ液圧ＰM の高さとブレーキシリンダ液圧ＰB の高さとが互いに関連し、また、ブレーキシリンダ液圧ＰB の高さと車体減速度Ｇの大きさとが互いに関連する。かかる知見に基づき、この(6) 項に記載のブレーキ装置においては、増圧開始条件が、操作ストロークＳとマスタシリンダ液圧ＰM とブレーキシリンダ液圧ＰB と車体減速度Ｇとのいずれかを操作力Ｆで割り算した実倍力率が基準値より小さくなることを含んでいる。したがって、このブレーキ装置によれば、負圧室の圧力変動にかかわらず、ブースタの助勢限界点を正しく判定可能となり、ひいては、増圧開始時期が安定するという効果が得られる。
なお、マスタシリンダ液圧ＰM の高さは操作力Ｆの大きさに応じて一義的に決まるのに対して、操作ストロークＳの長さに応じては一義的に決まらない。操作ストロークＳが同じでも、そのときの操作力Ｆの大きさ如何によってマスタシリンダ液圧ＰM の高さが変化してしまうのである。そのため、操作力Ｆと操作ストロークＳとの関係は、操作力Ｆとマスタシリンダ液圧ＰM の高さ，ブレーキシリンダ液圧ＰB の高さおよび車体減速度Ｇの大きさの各々との関係とは必ずしも共通しない。しかし、操作ストロークＳとマスタシリンダ液圧ＰM との間に常に比例関係が成立するようにバキュームブースタ等に改良を施すことが可能であり、そのような改良が施されたブレーキ装置においては、操作力Ｆと操作ストロークＳとの関係が、操作力Ｆとマスタシリンダ液圧ＰM の高さ，ブレーキシリンダ液圧ＰB の高さおよび車体減速度Ｇの大きさの各々との関係とは必ず共通することになり、操作ストロークＳをマスタシリンダ液圧ＰM ，ブレーキシリンダ液圧ＰB または車体減速度Ｇに代えて用いることが可能となる。
なお、上記改良が施されたバキュームブースタは、ブレーキ操作部材とマスタシリンダとを力に関して機械的に絶縁された状態で互いに連携させるとともに、ブレーキ操作に対する反力をブレーキ操作部材から運転者にそのブレーキ操作部材の操作ストロークに応じて変化する状態で付与する構造を有するものとすることができる。
(7) 前記増圧装置が、(a) 前記液通路の途中に設けられ、前記マスタシリンダとブレーキシリンダとの間における作動液の双方向の流れを許容する第１状態と、少なくともブレーキシリンダからマスタシリンダに向かう作動液の流れを阻止する第２状態とを含む複数の状態に切り換わる制御弁と、(b) 前記液通路のうちその制御弁と前記ブレーキシリンダとの間に吐出側が接続され、吸入側から作動液を汲み上げて吐出側に吐出するポンプとを含み、それら制御弁とポンプとの共同によって前記ブレーキシリンダ液圧の高さを制御するものである(1) ないし(6) 項のいずれかに記載のブレーキ装置。
(8) 前記マスタシリンダが、マスタシリンダハウジングに加圧ピストンが摺動可能に嵌合され、それにより、それらマスタシリンダハウジングと加圧ピストンとの間に加圧室が形成された構成とされ、前記増圧装置が、さらに、前記加圧室と前記ポンプの吸入側とを互いに連通させるとともに、作動液を加圧室からポンプの吸入側に液圧を低下させないで導入する作動液導入通路を含む(7) 項に記載のブレーキ装置。
このブレーキ装置によれば、ブレーキ操作中にマスタシリンダに発生した液圧を有効に利用してブレーキシリンダの増圧を行い得る。
(9) 前記制御弁が、前記液通路に設けられた圧力制御弁であって、前記ポンプから作動液が吐出されている状態では、圧力制御弁よりブレーキシリンダ側の第２液圧がマスタシリンダ側の第１液圧より高いがその差が目標差圧以下であれば前記第２状態に切り換わり、第２液圧が第１液圧より高くかつその差が目標差圧より大きくなろうとすれば前記第１状態に切り換わることにより、第２液圧を第１液圧より高くかつその差が目標差圧と等しくなるように制御する圧力制御弁を含む(7) または(8) 項に記載のブレーキ装置。
このブレーキ装置によれば、マスタシリンダ液圧を基準にしてブレーキシリンダ液圧の高さが相対的に制御されるため、圧力制御弁の目標差圧制御なしでもマスタシリンダ液圧の変化すなわち運転者の意思の変化がブレーキシリンダ液圧に反映されるという効果が得られる。
(10)前記圧力制御弁が、前記液通路におけるマスタシリンダ側とブレーキシリンダ側との間における作動液の流通状態を制御する弁子および弁座と、それら弁子および弁座の少なくとも一方に、それら弁子と弁座との相対移動を制御するために作用する磁気力を発生させる磁気力発生手段とを有し、その磁気力に基づいて前記液通路のうちブレーキシリンダ側とマスタシリンダ側との差圧が変化する電磁式圧力制御弁を含み、前記増圧装置が、前記磁気力を制御して前記差圧を変化させる磁気力制御装置を含む(9) 項に記載のブレーキ装置。
(11)運転者により操作されるブレーキ操作部材と、
そのブレーキ操作部材の操作に基づいて液圧を発生させるマスタシリンダと、
負圧源に連通した負圧室と、その負圧室と大気とに選択的に連通させられる変圧室との差圧によって前記ブレーキ操作部材の操作力を助勢して前記マスタシリンダに出力するバキュームブースタと、
前記マスタシリンダと液通路により接続され、その液通路から供給される液圧によって作動するブレーキシリンダを有し、車輪の回転を抑制するブレーキと
を含むブレーキ装置において、
前記負圧源と大気との少なくとも一方と前記負圧室との間における空気の流通状態を制御することにより、負圧室の圧力変動幅を負圧源の圧力変動幅より狭くする弁装置を設けたことを特徴とするブレーキ装置。
負圧室の圧力変動の抑制は、前述の増圧装置を有しないブレーキ装置においても望ましいことである。負圧室の圧力変動はバキュームブースタの助勢限界点の変動を生じさせ、結局、ブレーキの効き特性の変動を生じさせることになるからである。これに対して、この(11)項に記載のブレーキ装置によれば、弁装置により、負圧源と大気との少なくとも一方と負圧室との間における空気の流通状態が制御され、それにより、負圧室の圧力変動幅が負圧源の圧力変動幅より狭くされる。したがって、このブレーキ装置によれば、負圧源の圧力変動にもかかわらずブレーキの効きが安定するという効果が得られる。
(12)前記弁装置が、前記負圧室と大気とを互いに接続する第１空気通路に設けられ、負圧室の圧力が大気圧より開弁圧だけ低い高さより低くなろうとすると大気から負圧室へ向かう空気の流れを許容し、それ以外の状態ではその流れを阻止する第１圧力制御弁を含む(11)項に記載のブレーキ装置。
(13)前記弁装置が、さらに、前記負圧室と前記負圧源とを互いに接続する第２空気通路に設けられ、負圧源の圧力が負圧室の圧力より高くなろうとすると負圧源から負圧室へ向かう空気の流れを阻止し、それ以外の状態ではその流れを許容する第２圧力制御弁を含む(12)項に記載のブレーキ装置。
(14)前記増圧装置が、(a) 前記検出手段の検出値に基づき、前記バキュームブースタが助勢限界に到達したか否かを判定する判定手段と、(b) その判定手段によりバキュームブースタが助勢限界に到達したと判定されたときに、前記ブレーキシリンダの液圧を前記マスタシリンダの液圧より増圧することを開始する増圧開始手段と、(c) その増圧開始が、前記負圧源の圧力変動にかかわらず、前記バキュームブースタが実質的に助勢限界に到達したときに行われることを保証する保証手段とを含む(1) 項に記載のブレーキ装置。
(15)前記保証手段が、前記負圧室に設けられ、その負圧室の圧力変動幅を前記負圧源の圧力変動幅より狭くする圧力変動抑制機構を含む(14)項に記載のブレーキ装置。
(16)前記保証手段が、前記増圧開始条件を、前記いずれかのセンサにより検出された前記操作ストロークとマスタシリンダ液圧とブレーキシリンダ液圧と車体減速度とのいずれかを前記操作力センサにより検出された操作力で割り算した実倍力率が基準値より小さくなることに決定することを含む(14)項に記載のブレーキ装置。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のさらに具体的ないくつかの実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１２】
図１には、本発明の一実施形態であるブレーキ装置が示されている。このブレーキ装置は、４輪車両に搭載されるものであって、ブレーキ操作力を助勢するバキュームブースタを備えている。
【００１３】
このブレーキ装置は、さらに、アンチロック制御装置と効き特性制御装置とを備えている。アンチロック制御装置は、車両制動時に各輪のロック傾向が過大となることを防止する装置である。このアンチロック制御装置は、ポンプを有し、そのポンプにより作動液をブレーキ回路内において還流させる。これに対して、効き特性制御装置は、バキュームブースタに助勢限界があることを考慮し、車両制動時に車体減速度が操作力に対して助勢限界の前後を問わず同じ勾配で増加するようにそれら操作力と車体減速度との関係であるブレーキの効き特性を制御する装置である。この効き特性制御装置は、上記ポンプを利用して作動する。すなわち、ポンプがアンチロック制御装置と効き特性制御装置とに共用されているのである。
【００１４】
図において符号１０がブレーキ操作部材としてのブレーキペダルである。ブレーキペダル１０はバキュームブースタ（以下、単に「ブースタ」という。）１２を介してマスタシリンダ１４に連携させられている。
【００１５】
ブースタ１２は、図２に示すように、中空のブースタハウジング１５を備えている。ブースタハウジング１５内の空間は、パワーピストン１６によりマスタシリンダ１４の側の負圧室１７とブレーキペダル１０の側の変圧室１８とに仕切られている。負圧室１７は、エンジン吸気管等、エンジンの作動によって負圧が発生するエンジン負圧源ＳＶに接続されている。パワーピストン１６は、マスタシリンダ１４の側において、ゴム製のリアクションディスク１９を介してブースタピストンロッド２０と連携させられている。ブースタピストンロッド２０はマスタシリンダ１４の加圧ピストンに連携させられ、パワーピストン１６の作動力を加圧ピストンに伝達する。
【００１６】
負圧室１７と変圧室１８との間に弁機構２１が設けられている。弁機構２１は、ブレーキペダル１０と連携させられているバルブオペレーティングロッド２２とパワーピストン１６との相対移動に基づいて作動するものであり、コントロールバルブ２１ａと、エアバルブ２１ｂと、バキュームバルブ２１ｃと、コントロールバルブスプリング２１ｄとを備えている。エアバルブ２１ｂは、コントロールバルブ２１ａと共同して変圧室１８の大気に対する連通・遮断を選択的に行うものであり、バルブオペレーティングロッド２２に一体的に移動可能に設けられている。コントロールバルブ２１ａは、バルブオペレーティングロッド２２にコントロールバルブスプリング２１ｄによりエアバルブ２１ｂに着座する向きに付勢される状態で取り付けられている。バキュームバルブ２１ｃは、コントロールバルブ２１ａと共同して変圧室１８の負圧室１７に対する連通・遮断を選択的に行うものであり、パワーピストン１６に一体的に移動可能に設けられている。
【００１７】
このように構成されたブースタ１２においては、非作動状態では、コントロールバルブ２１ａが、エアバルブ２１ｂに着座する一方、バキュームバルブ２１ｃから離間し、それにより、変圧室１８が大気から遮断されて負圧室１７に連通させられる。したがって、この状態では、エンジン負圧源ＳＶの負圧（大気圧以下の圧力）により、負圧室１７も変圧室１８も共に等しい高さの負圧とされる。これに対して、作動状態では、バルブオペレーティングロッド２２がパワーピストン１６に対して相対的に接近し、やがてコントロールバルブ２１ａがバキュームバルブ２１ｃに着座し、それにより、変圧室１８が負圧室１７から遮断される。その後、バルブオペレーティングロッド２２がパワーピストン１６に対してさらに相対的に接近すれば、エアバルブ２１ｂがコントロールバルブ２１ａから離間し、それにより、変圧室１８が大気に連通させられる。この状態では、変圧室１８が昇圧し、負圧室１７と変圧室１８との間に差圧が発生し、その差圧によってパワーピストン１６が作動させられる。
【００１８】
負圧室１７には、第１圧力制御弁としての第１チェック弁２３が設けられている。この第１チェック弁２３は、バルブハウジング２４を備えており、そのバルブハウジング２４内に第１空気通路２５が、一端部において負圧室１７に連通する一方、他端部において大気に連通する状態で形成されている。この第１空気通路２５の途中に弁子２６が移動可能に配設されている。バルブハウジング２４には弁座２７が負圧室１７の側を向いて形成されており、弁子２６はその弁座２７に着座する向きに、付勢手段としてのスプリング２８により付勢されている。
【００１９】
この第１チェック弁２３は、負圧室１７の圧力であるブースタ負圧ＰBVが大気圧と等しい状態では閉じられているが、ブースタ負圧ＰBVが、大気圧よりスプリング２８の弾性力に基づく開弁圧だけ低い高さより低下しようとすれば開かれる。その結果、ブースタ負圧ＰBVが、大気圧から開弁圧より低い高さより低下することが防止される。
【００２０】
負圧室１７にはさらに、第２圧力制御弁としての第２チェック弁３０も設けられている。この第２チェック弁３０も第１チェック弁２３と同様に、バルブハウジング３１を備えているが、そのバルブハウジング３１内に第２空気通路３２が、一端部において負圧室１７に連通する一方、他端部においてエンジン負圧源ＳＶに連通する状態で形成されている。この第２空気通路３２の途中に弁子３３が移動可能に配設されている。バルブハウジング３１には弁座３４がエンジン負圧源ＳＶの側を向いて形成されている。この第２チェック弁３０は、第１チェック弁２３とは異なり、弁子３３を弁座３４に着座する向きに付勢するスプリングを備えていない。
【００２１】
この第２チェック弁３０は、エンジン負圧源ＳＶの負圧であるエンジン負圧ＰEVがブースタ負圧ＰBVより低くなろうとすると開かれ、負圧室１７からエンジン負圧源ＳＶへ向かう空気の流れが許容され、その結果、ブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVと共に低下する。また、エンジン負圧ＰEVがブースタ負圧ＰBVより高くなると閉じられ、エンジン負圧源ＳＶから負圧室１７へ向かう空気の流れが阻止され、その結果、ブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVと共に上昇することが阻止される。
【００２２】
ここで、第１および第２チェック弁２３，３０の作用効果をさらに具体的に説明する。
【００２３】
第１チェック弁２３は、ブースタ負圧ＰBVが大気圧から開弁圧を差し引いた値である基準値ＰBV0 より低下しようとすると、開かれる。したがって、エンジン負圧ＰEVが図３にグラフで示すように時間ｔと共に変化する一方、ブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVの上昇以外の原因で上昇しない場合には、ブースタ負圧ＰBVが図４に示すように変化することになる。基準値ＰBV0 がエンジン負圧ＰEVの最低値ＰEVMIN と最高値ＰEVMAX との中間値に設定されているため、ブースタ負圧ＰBVの変動幅ｗBVがエンジン負圧ＰEVの変動幅ｗEVより狭くなる。
【００２４】
図５には、ブースタ１２に第２チェック弁３０は設けられているが第１チェック弁２３は設けられていない状態で、エンジン負圧ＰEVが図３に示す時間的変化を示す場合に、ブースタ負圧ＰBVが示す時間的変化がグラフで示されている。第２チェック弁３０は、エンジン負圧ＰEVがブースタ負圧ＰBVから上昇しようとすると、閉じられ、その結果、エンジン負圧ＰEVの上昇に伴ってブースタ負圧ＰBVが上昇することが阻止される。
【００２５】
したがって、第１チェック弁２３と第２チェック弁３０との双方を使用すれば、ブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVの上昇以外の原因で上昇しない限り、ブースタ負圧ＰBVが図６に示すように基準値ＰBV0 に保持されることになる。これに対して、ブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVの上昇以外の原因で上昇する場合には、ブースタ負圧ＰBVが図７に示すように変化する。ただし、このときの変動幅ｗBV’は、前記変動幅ｗBVより広くなることはない。
【００２６】
すなわち、本実施形態においては、第１チェック弁２３と第２チェック弁３０との共同により、ブースタ負圧ＰBVの最大変動幅ｗBVMAX が理論上は、図８に示すように、エンジン負圧ＰEVの最高値ＰEVMAX と基準値ＰBV0 とで規定される広さを有することになるのである。
【００２７】
前記マスタシリンダ１４は、タンデム式であり、マスタシリンダハウジングに２個の加圧ピストンが互いに直列に摺動可能に嵌合された構成とされている。ブースタ１２の出力に基づいてそれら２個の加圧ピストンが作動することにより、各加圧ピストンの前方に形成された各加圧室にそれぞれ等しい高さの液圧が発生させられる。
【００２８】
一方の加圧室には、左前輪ＦＬのブレーキを作動させるブレーキシリンダと右後輪ＲＲのブレーキを作動させるブレーキシリンダが接続され、他方の加圧室には、右前輪ＦＲのブレーキを作動させるブレーキシリンダと左後輪ＲＬのブレーキを作動させるブレーキシリンダが接続されている。ブレーキは、液圧に基づく作動力によって摩擦材を車輪と共に回転する回転体の摩擦面に押し付けることにより、車輪の回転を抑制する形式（ディスク式，ドラム式等）とされている。
【００２９】
すなわち、このブレーキ装置は互いに独立した２つのブレーキ系統が互いにダイヤゴナルに構成されたダイヤゴナル２系統式なのである。それら２つのブレーキ系統は構成が互いに共通するため、一方のブレーキ系統のみを代表的に文章および図によって説明し、他方のブレーキ系統の説明を省略する。
【００３０】
マスタシリンダ１４は主通路４８（液通路）により左前輪ＦＬのブレーキシリンダ５０と右後輪ＲＲのブレーキシリンダ５０とにそれぞれ接続されている。主通路４８は、マスタシリンダ１４から延び出た後に二股状に分岐させられており、１本の基幹通路５４と２本の分岐通路５６とが互いに接続されて構成されている。各分岐通路５６の先端にブレーキシリンダ５０が接続されている。
【００３１】
基幹通路５４の途中には制御弁としての圧力制御弁６０が設けられている。圧力制御弁６０は、主通路４８におけるブレーキシリンダ５０側の液圧をマスタシリンダ１４側の液圧に対して相対的に制御するものであり、具体的には、ポンプ１１２から作動液が吐出されている状態では、ブレーキシリンダ液圧がマスタシリンダ液圧より高いがその差圧が目標差圧以下であれば、ポンプ１１２からマスタシリンダ１４へ向かう作動液の流れを阻止し、ブレーキシリンダ液圧がマスタシリンダ液圧より高くかつその差圧が目標差圧より大きくなろうとすれば、ポンプ１１２からマスタシリンダ１４へ向かう作動液の流れを許容することにより、ブレーキシリンダ液圧をマスタシリンダ液圧より高くかつその差圧が目標差圧となるように制御するものである。
【００３２】
この圧力制御弁６０は、本実施形態においては、ブレーキシリンダ５０とマスタシリンダ１４との差圧を電磁的に制御する形式とされている。この圧力制御弁６０は具体的には、図９に示すように、図示しないハウジングと、主通路４８におけるマスタシリンダ側とブレーキシリンダ側との間における作動液の流通状態を制御する弁子７０およびそれが着座すべき弁座７２と、それら弁子７０および弁座７２の相対移動を制御する磁気力を発生させるソレノイド７４とを有している。
【００３３】
この圧力制御弁６０においては、ソレノイド７４が励磁されない非作用状態（ＯＦＦ状態）では、スプリング７６の弾性力によって弁子７０が弁座７２から離間させられ、それにより、主通路４８においてマスタシリンダ側とブレーキシリンダ側との間での双方向の作動液の流れが許容され、その結果、ブレーキ操作が行われれば、ブレーキシリンダ液圧がマスタシリンダ液圧と等圧で変化させられる。このブレーキ操作中、弁子７０には、弁座７２から離間する向きに力が作用するため、ソレノイド７４が励磁されない限り、マスタシリンダ液圧すなわちブレーキシリンダ液圧が高くなっても、弁子７０が弁座７２に着座してしまうことはない。すなわち、圧力制御弁６０は常開弁なのである。
【００３４】
これに対し、ソレノイド７４が励磁される作用状態（ＯＮ状態）では、ソレノイド７４の磁気力によりアーマチュア７８が吸引され、そのアーマチュア７８と一体的に移動する可動部材としての弁子７０が固定部材としての弁座７２に着座させられる。このとき、弁子７０には、ソレノイド７４の磁気力に基づく吸引力Ｆ1 と、ブレーキシリンダ液圧とマスタシリンダ液圧との差に基づく力Ｆ2 とスプリング７６の弾性力Ｆ3 との和とが互いに逆向きに作用する。力Ｆ2 の大きさは、ブレーキシリンダ液圧とマスタシリンダ液圧との差と、弁子７０がブレーキシリンダ液圧を受ける実効受圧面積との積で表される。
【００３５】
ソレノイド７４が励磁される作用状態（ＯＮ状態）であって、ポンプ１１２の吐出圧すなわちブレーキシリンダ液圧がそれほど増加せず、
Ｆ2 ≦Ｆ1 −Ｆ3
なる式で表される関係が成立する領域では、弁子７０が弁座７２に着座し、ポンプ１１２からの作動液がマスタシリンダ１４に逃げることが阻止され、ポンプ１１２の吐出圧が増加し、ブレーキシリンダ５０にマスタシリンダ液圧より高い液圧が発生させられる。これに対し、ポンプ１１２の吐出圧すなわちブレーキシリンダ液圧がさらに増加し、
Ｆ2 ＞Ｆ1 −Ｆ3
なる式で表される関係が成立しようとする領域では、弁子７０が弁座７２から離間し、ポンプ１１２からの作動液がマスタシリンダ１４に逃がされ、その結果、ポンプ１１２の吐出圧すなわちブレーキシリンダ液圧がそれ以上増加することが阻止される。このようにしてブレーキシリンダ５０には、スプリング７６の弾性力Ｆ3 を無視すれば、マスタシリンダ液圧に対してソレノイド吸引力Ｆ1 に基づく差圧分高い液圧が発生させられることになる。
【００３６】
また、この圧力制御弁６０は、図１０にグラフで表されているように、ソレノイド吸引力Ｆ1 の大きさがソレノイド７４の励磁電流Ｉの大きさに応じてリニアに変化するように設計されている。
【００３７】
図１に示すように、圧力制御弁６０にはバイパス通路８２が設けられており、そのバイパス通路８２の途中にチェック弁８４が設けられている。万が一、ブレーキペダル１０の操作時に圧力制御弁６０内の可動部材に生ずる流体力によって圧力制御弁６０が閉じることがあっても、マスタシリンダ１４からブレーキシリンダ５０へ向かう作動液の流れが確保されるようにするためである。圧力制御弁６０にはさらに、それに並列にリリーフ弁８６も設けられている。ポンプ１１２による吐出圧が過大となることを防止するためである。
【００３８】
前記各分岐通路５６の途中には常開の電磁開閉弁である増圧弁９０が設けられ、開状態でマスタシリンダ１４からブレーキシリンダ５０へ向かう作動液の流れを許容する増圧状態を実現する。各増圧弁９０にはバイパス通路９２が接続され、各バイパス通路９２には作動液戻り用のチェック弁９４が設けられている。各分岐通路５６のうち増圧弁９０とブレーキシリンダ５０との間の部分からリザーバ通路９６が延びてリザーバ９８に至っている。各リザーバ通路９６の途中には常閉の電磁開閉弁である減圧弁１００が設けられ、開状態でブレーキシリンダ５０からリザーバ９８へ向かう作動液の流れを許容する減圧状態を実現する。リザーバ９８は、ハウジングにリザーバピストン１０４が実質的に気密かつ摺動可能に嵌合されて構成されるとともに、その嵌合によって形成されたリザーバ室１０６において作動液を弾性部材としてのスプリング１０８によって圧力下に収容するものである。
【００３９】
リザーバ９８は吸入通路１１０によって前記ポンプ１１２の吸入側に接続され、ポンプ１１２の吐出側は吐出通路１１４によって主通路４８のうち圧力制御弁６０と増圧弁９０との間の部分に接続されている。吸入通路１１０にはチェック弁である吸入弁１１６、吐出通路１１４にはチェック弁である吐出弁１１８がそれぞれ設けられている。吐出通路１１４にはさらに、絞りとしてのオリフィス１２０と固定ダンパ１２２とがそれぞれ設けられており、それらにより、ポンプ１１２の脈動が軽減される。
【００４０】
ところで、効き特性制御の実行中には、ポンプ１１２がリザーバ９８から作動液を汲み上げ、その作動液を各ブレーキシリンダ５０に吐出することによって各ブレーキシリンダ５０が増圧されるが、アンチロック制御が実行されていない限り、リザーバ９８に汲み上げるべき作動液が存在しないのが普通であり、効き特性制御の実行を確保するためには、アンチロック制御の実行の有無を問わず、リザーバ９８に作動液を補給することが必要となる。そのため、本実施形態においては、基幹通路５４のうちマスタシリンダ１４の加圧室と圧力制御弁６０との間の部分から延びてリザーバ９８に至る補給通路１３０が設けられている。
【００４１】
しかし、この補給通路１３０により常時マスタシリンダ１４とリザーバ９８とを互いに連通させたのでは、ブレーキペダル１０が操作されても、リザーバ９８においてリザーバピストン１０４がボトミングした後でないとマスタシリンダ１４が昇圧できず、ブレーキの効き遅れが生じる。そのため、補給通路１３０の途中に流入制御弁１４０が設けられている。
【００４２】
流入制御弁１４０は、マスタシリンダ１４からリザーバ９８への作動液の補給が必要であるときには開状態となり、マスタシリンダ１４からリザーバ９８への作動液の流れを許容し、一方、マスタシリンダ１４からリザーバ９８への作動液の補給が必要ではないときには閉状態となり、マスタシリンダ１４からリザーバ９８への作動液の流れを阻止し、マスタシリンダ１４による昇圧を可能とする。
【００４３】
本実施形態においては、流入制御弁１４０が常閉の電磁開閉弁とされている。また、本実施形態においては、マスタシリンダ１４から作動液を導入することが必要である場合であるか否かの判定が、アンチロック制御中、リザーバ９８においてポンプ１１２により汲み上げるべき作動液が存在しないか否かの判定とされ、また、その作動液の存否判定が、増圧弁９０が増圧状態にある時間の積算値と、減圧弁１００が減圧状態にある時間の積算値とがそれぞれ演算されるとともに、それら増圧時間と減圧時間とに基づいてリザーバ９８における作動液の残量が推定されることにより、行われる。
【００４４】
図１１には、ブレーキ装置の電気的構成が示されている。ブレーキ装置は、ＣＰＵ，ＲＯＭおよびＲＡＭを含むコンピュータを主体とするＥＣＵ（電子制御ユニット）２００を備えている。ＲＯＭにブレーキ効き特性制御ルーチン（図１２および図１３にフローチャートで表されている）およびアンチロック制御ルーチン（図示しない）が記憶されており、それらルーチンがＣＰＵによりＲＡＭを使用しつつ実行されることにより、効き特性制御とアンチロック制御とがそれぞれ実行される。
【００４５】
ＥＣＵ２００の入力側には、マスタシリンダ液圧センサ２０２と車輪速センサ２０４とが接続されている。マスタシリンダ液圧センサ２０２は、マスタシリンダ液圧ＰM の高さを検出し、その高さを規定するマスタシリンダ液圧信号を出力する。車輪速センサ２０４は、各輪毎に設けられ、各輪の車輪速を検出し、各車輪の車輪速を規定する車輪速信号を出力する。
【００４６】
一方、ＥＣＵ２００の出力側には、前記ポンプ１１２を駆動するポンプモータ２１０が接続され、そのポンプモータ２１０にモータ駆動信号が出力される。ＥＣＵ２００の出力側にはさらに、前記圧力制御弁６０のソレノイド７４，増圧弁９０および減圧弁１００の各ソレノイド２１２および流入制御弁１４０のソレノイド２１４も接続されている。圧力制御弁６０のソレノイド７４には、ソレノイド７４の磁気力をリニアに制御するための電流制御信号が出力され、一方、増圧弁９０および減圧弁１００の各ソレノイド２１２と流入制御弁１４０のソレノイド２１４とにはそれぞれ、各ソレノイド２１２，２１４をＯＮ／ＯＦＦ駆動するためのＯＮ／ＯＦＦ駆動信号が出力される。
【００４７】
ここで、ＥＣＵ２００による効き特性制御を説明するが、まず、概略的に説明する。
【００４８】
ブースタ１２は、ブレーキペダル１０の操作力Ｆがある値まで増加すると、変圧室１８の圧力が大気圧まで上昇し切ってしまい、助勢限界に達する。助勢限界後は、ブースタ１２は操作力Ｆを助勢することができないから、何ら対策を講じないと、図１４にグラフで表されているように、ブレーキの効きが低下する。かかる事実に着目して効き特性制御が行われるのであり、具体的には、図１５にグラフで表されているように、ブースタ１２が助勢限界に達した後には、ポンプ１１２を作動させてマスタシリンダ液圧ＰM より差圧ΔＰ（ブレーキシリンダ液圧ＰB のマスタシリンダ液圧ＰM に対する増圧量）だけ高い液圧をブレーキシリンダ５０に発生させ、それにより、ブースタ１２の助勢限界の前後を問わず、ブレーキの効きを安定させる。
【００４９】
本実施形態においては、ブースタ１２が助勢限界に到達したか否かが、マスタシリンダ液圧センサ２０２により検出されたマスタシリンダ液圧ＰM が基準値ＰM0に到達したか否かによって判定される。基準値ＰM0は、ブースタ負圧ＰBVが前記基準値ＰBV0 と一致する状態でブースタ１２が助勢限界に到達したときにマスタシリンダ液圧ＰM が取る大きさとされている。
【００５０】
以上概略的に説明した効き特性制御の内容を図１２および図１３のブレーキ効き特性制御ルーチンに基づいて具体的に説明する。
【００５１】
本ルーチンは、運転者によりイグニションスイッチがＯＦＦ位置からＯＮ位置に操作された後、一定時間Ｔ0 毎に繰り返し実行される。各回の実行時にはまず、ステップＳ１（以下、単に「Ｓ１」で表す。他のステップについても同じとする。）において、マスタシリンダ液圧センサ２０２からマスタシリンダ液圧信号が取り込まれる。次に、Ｓ２において、そのマスタシリンダ液圧信号に基づいてマスタシリンダ液圧ＰM の高さが演算されるとともに、そのマスタシリンダ液圧ＰM が基準値ＰM0以上であるか否かが判定される。ブースタ１２が助勢限界に到達したか否かが判定されるのである。今回は、基準値ＰM0以上ではないと仮定すれば、判定がＮＯとなり、Ｓ３において、圧力制御弁６０のソレノイド７４にそれをＯＦＦにする信号が出力され、Ｓ４において、流入制御弁１４０のソレノイド２１４にそれをＯＦＦにする信号が出力され、Ｓ５において、ポンプモータ２１０にそれをＯＦＦにする信号が出力される。以上で本ルーチンの一回の実行が終了する。
【００５２】
これに対し、今回は、マスタシリンダ液圧ＰM が基準値ＰM0以上であると仮定すれば、Ｓ２の判定がＹＥＳとなり、Ｓ６以下において、増圧制御が行われる。具体的には、まず、Ｓ６において、マスタシリンダ液圧ＰM の今回値に基づき、ブレーキシリンダ液圧ＰB をマスタシリンダ液圧ＰM より増圧すべき量、すなわち、マスタシリンダ１４とブレーキシリンダ５０との目標差圧ΔＰが決定される。ＲＯＭには、図１６にグラフで示すように、マスタシリンダ液圧ＰM の今回値の基準値ＰM0からの増分ＩＰM と目標差圧ΔＰとの関係がＲＯＭに記憶されており、その関係に従って目標差圧ΔＰの今回値が決定されるのである。その関係は、ブースタ１２の助勢限界後に、ブレーキシリンダ液圧ＰB が操作力Ｆに対して助勢限界前と同じ勾配でリニアに増加する関係が実現されるように設定されている。
【００５３】
その後、Ｓ７において、決定された目標差圧ΔＰに応じ、圧力制御弁６０のソレノイド７４に供給すべき電流値Ｉが決定される。目標差圧ΔＰとソレノイド電流値Ｉとの関係がＲＯＭに記憶されており、その関係に従って目標差圧ΔＰに対応するソレノイド電流値Ｉが決定されるのである。続いて、Ｓ８において、圧力制御弁６０のソレノイド７４に、決定されたソレノイド電流値Ｉで電流が供給されることにより、圧力制御弁６０が制御される。その後、Ｓ９において、流入制御弁１４０が制御される。
【００５４】
このＳ９の詳細が流入制御弁制御ルーチンとして図１３にフローチャートで表されている。
【００５５】
まず、Ｓ６１において、現在アンチロック制御の実行中であるか否かが判定される。実行中ではないと仮定すれば判定がＮＯとなり、Ｓ６２において、流入制御弁１４０のソレノイド２１４にそれをＯＮにする信号、すなわち、流入制御弁１４０を開かせるための信号が出力される。これにより、作動液がマスタシリンダ１４から補給通路１３０を経てポンプ１１２に導入可能な状態となる。以上で本ルーチンの一回の実行が終了する。
【００５６】
これに対し、現在アンチロック制御の実行中であると仮定すればＳ６１の判定がＹＥＳとなり、Ｓ６３において、リザーバ９８においてポンプ１１２により汲み上げるべき作動液として存在する作動液の量の推定演算、すなわち，リザーバ残量の推定演算が行われる。続いて、Ｓ６４において、推定されたリザーバ残量が０であるか否か、すなわち、リザーバ９８においてポンプ１１２により汲み上げるべき作動液が存在しないか否かが判定される。今回はリザーバ残量が０ではないと仮定すれば、判定がＮＯとなり、Ｓ６５において、流入制御弁１４０のソレノイド２１４にそれをＯＦＦにする信号、すなわち、流入制御弁１４０を閉じさせるための信号が出力される。一方、今回はリザーバ残量が０であると仮定すれば、Ｓ６４の判定がＹＥＳとなり、Ｓ６２において、流入制御弁１４０にそれを開かせるための信号が出力される。いずれの場合も、以上でこの流入制御弁制御ルーチンの一回の実行が終了する。
【００５７】
なお付言すれば、この流入制御弁制御ルーチンにつき、リザーバ９８における作動液の残量を直接センサにより検出する改良を加えることができる。残量は例えば、リザーバ９８におけるリザーバピストン１０４に永久磁石を一体的に移動可能に設け、それに近接してセンサとしてのリードスイッチを設けることにより検出することができる。
【００５８】
その後、図１２のＳ１０において、ポンプモータ２１０にそれをＯＮにする信号が出力される。それにより、ポンプ１１２によりリザーバ９８から作動液が汲み上げられ、作動液が各ブレーキシリンダ５０に吐出され、その結果、各ブレーキシリンダ５０にマスタシリンダ液圧ＰM より目標差圧ΔＰだけ高い液圧が発生させられる。以上でこのブレーキ効き特性制御ルーチンの一回の実行が終了する。
【００５９】
以上の説明から明らかなように、本実施形態においては、ブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVの上昇以外の原因で上昇しない限り、エンジン負圧ＰEVの変動にかかわらず、ブースタ負圧ＰBVが基準値ＰBV0 に保持されるため、ポンプ１１２による増圧開始時期がエンジン負圧ＰEVの変動にかかわらず常に、ブースタ１２が助勢限界に到達する時期と一致することとなり、よって、増圧開始時期が安定するという効果が得られる。
【００６０】
以上の説明から明らかなように、本実施形態においては、マスタシリンダ液圧センサ２０２が「検出手段」を構成し、また、圧力制御弁６０，ポンプ１１２およびポンプモータ２１０（アクチュエータ部）とＥＣＵ２００（制御部）とが「増圧装置」を構成しているのである。また、第１チェック弁２３と第２チェック弁３０と互いに共同して、「圧力変動抑制機構」および「弁装置」をそれぞれ構成し、また、マスタシリンダ液圧ＰM の高さが基準値ＰM0に到達することが「増圧開始条件」とされているのである。
【００６１】
別の実施形態を説明する。ただし、本実施形態は、先の実施形態と共通する要素が多いため、共通する要素については同一の符号を使用することによって詳細な説明を省略し、異なる要素についてのみ詳細に説明する。
【００６２】
図１７には、本実施形態であるブレーキ装置の機械的構成が示されている。この機械的構成は先の実施形態と同じである。ただし、ブースタ１２に第１および第２チェック弁２３，３０を設けることは不可欠ではない。本実施形態においては、それら第１および第２チェック弁２３，３０なしでも、ポンプ１１２による増圧開始時期の安定化が可能となっているからである。
【００６３】
図１８には、ブレーキ装置の電気的構成が示されている。前記ＥＣＵ２００に代えてＥＣＵ３００が用いられるとともに、センサとして操作力センサ３０２が追加されている。操作力センサ３０２は、ブレーキペダル１０の操作力Ｆを検出し、その操作力Ｆの大きさを規定する操作力信号を出力する。
【００６４】
図１９には、ＥＣＵ３００のコンピュータのＲＯＭに記憶されているブレーキ効き特性制御ルーチンがフローチャートで表されている。以下、本ルーチンを説明するが、先の実施形態におけるブレーキ効き特性制御ルーチンと共通するステップについては簡単に説明する。
【００６５】
まず、Ｓ１０１において、操作力センサ３０２から操作力信号が取り込まれ、次に、Ｓ１０２において、マスタシリンダ液圧センサ２０２からマスタシリンダ液圧信号が取り込まれる。その後、Ｓ１０３において、ブースタ１２の実倍力率Ｋが演算される。具体的には、取り込まれた操作力信号およびマスタシリンダ液圧信号に基づいて操作力Ｆの今回値およびマスタシリンダ液圧ＰM の今回値がそれぞれ演算され、さらに、マスタシリンダ液圧ＰM の今回値を操作力Ｆの今回値で割り算することにより、実倍力率Ｋが演算される。
【００６６】
続いて、Ｓ１０４において、演算された実倍力率Ｋが基準値Ｋ0 より小さいか否かが判定される。基準値Ｋ0 は、ブースタ１２が助勢限界に到達した後における操作力Ｆとマスタシリンダ液圧ＰM との比率として設定されている。今回は、演算された実倍力率Ｋが基準値Ｋ0 より小さくはないと仮定すれば、判定がＮＯとなり、Ｓ１０５〜Ｓ１０７が図１２のＳ３〜Ｓ５と同様に実行され、これに対して、今回は、演算された実倍力率Ｋが基準値Ｋ0 より小さいと仮定すれば、判定がＹＥＳとなり、Ｓ１０８〜Ｓ１１２が図１２のＳ６〜Ｓ１０と同様に実行される。いずれの場合にも、以上で本ルーチンの一回の実行が終了する。
【００６７】
したがって、本実施形態によれば、実倍力率Ｋが基準値Ｋ0 より小さいか否かによってブースタ１２が助勢限界に到達したか否かが判定されるため、たとえブースタ負圧ＰBVがエンジン負圧ＰEVの上昇以外の原因で上昇したとしても、ポンプ１１２による増圧開始時期が、ブースタ１２が実際に助勢限界に到達する時期と一致することとなり、よって、増圧開始時期が安定するという効果が得られる。
【００６８】
以上の説明から明らかなように、本実施形態においては、マスタシリンダ液圧センサ２０２と操作力センサ３０２が「検出手段」を構成し、また、圧力制御弁６０，ポンプ１１２およびポンプモータ２１０（アクチュエータ部）とＥＣＵ３００（制御部）とが「増圧装置」を構成しているのである。また、第１チェック弁２３と第２チェック弁３０とが互いに共同して、「圧力変動抑制機構」および「弁装置」をそれぞれ構成し、また、マスタシリンダ液圧ＰM を操作力Ｆで割り算した実倍力率Ｋが基準値Ｋ0 より小さくなることが「増圧開始条件」に決定されているのである。
【００６９】
以上、本発明のいくつかの実施形態を図面に基づいて詳細に説明したが、それらの他にも、特許請求の範囲を逸脱することなく、当業者の知識に基づいて種々の変形，改良を施した形態で本発明を実施することができるのはもちろんである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態であるブレーキ装置を示す系統図である。
【図２】図１におけるバキュームブースタ１２を示す側面断面図である。
【図３】負圧源としてのエンジン負圧源ＳＶの圧力ＰEVの時間的変化の一例を示すグラフである。
【図４】図２における第１チェック弁２３の作用効果を説明するためのグラフである。
【図５】図２における第２チェック弁３０の作用効果を説明するためのグラフである。
【図６】上記実施形態の効果を示すグラフである。
【図７】上記実施形態の効果を示す別のグラフである。
【図８】上記実施形態の効果を示すさらに別のグラフである。
【図９】図１における圧力制御弁６０の構造および作動を説明するための正面断面図である。
【図１０】図９の圧力制御弁におけるソレノイド励磁電流Ｉとソレノイド吸引力Ｆ1 との関係を示すグラフである。
【図１１】上記ブレーキ装置の電気的構成を示すブロック図である。
【図１２】図１１におけるＥＣＵ２００のコンピュータのＲＯＭに記憶されているブレーキ効き特性制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図１３】図１２におけるＳ９の詳細を流入制御弁制御ルーチンとして示すフローチャートである。
【図１４】バキュームブースタを備えた一般的なブレーキ装置における操作力Ｆとブレーキシリンダ液圧ＰB との関係を示すグラフである。
【図１５】上記実施形態であるブレーキ装置における効き特性制御の原理を説明するためのグラフである。
【図１６】上記実施形態におけるマスタシリンダ液圧ＰM の基準値ＰM0からの増分ＩＰM と目標差圧ΔＰとの関係を示すグラフである。
【図１７】本発明の別の実施形態であるブレーキ装置を示す系統図である。
【図１８】上記ブレーキ装置の電気的構成を示すブロック図である。
【図１９】図１８におけるＥＣＵ３００のコンピュータのＲＯＭに記憶されているブレーキ効き特性制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図２０】従来のブレーキ装置における操作力Ｆとマスタシリンダ液圧ＰM との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１０ ブレーキペダル
１２ バキュームブースタ
１４ マスタシリンダ
２３ 第１チェック弁
３０ 第２チェック弁
５０ ブレーキシリンダ
６０ 圧力制御弁
１１２ ポンプ
２００，３００ ＥＣＵ
２０２ マスタシリンダ液圧センサ
３０２ 操作力センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a brake device for braking a vehicle, and more particularly, to a brake device provided with a vacuum booster.
[0002]
[Prior art]
In general, the brake device includes (a) a brake operating member operated by a driver such as a brake pedal, (b) a master cylinder that generates a hydraulic pressure based on operation of the brake operating member, and (c) an engine. The operating force of the brake operating member is assisted by the differential pressure between the negative pressure chamber communicating with the negative pressure source, such as the intake pipe, and the variable pressure chamber selectively connected to the negative pressure chamber and the atmosphere, and output to the master cylinder. And (d) a brake cylinder that is connected to the master cylinder by a fluid passage, has a brake cylinder that operates a brake based on fluid pressure supplied from the fluid passage, and suppresses rotation of the wheel. Is composed of
[0003]
Problems to be Solved by the Invention, Means for Solving Problems, Functions and Effects
As one of such brake devices, the present applicant has previously aimed at realizing a stable braking effect regardless of before and after the assistance limit of the vacuum booster, thereby improving the braking performance of the vehicle. The following were developed. It further includes (e) detecting means for detecting any of the operating force and operating stroke of the brake operating member, the hydraulic pressure of the master cylinder, the hydraulic pressure of the brake cylinder, and the vehicle deceleration, and (f) during the braking operation. It is determined whether or not the vacuum booster has reached the assisting limit based on the detection value of the detection means, and when it is determined that the vacuum booster has reached the assist limit, the hydraulic pressure of the brake cylinder is started to be increased from the hydraulic pressure of the master cylinder. In the pressure booster, the pressure increase start is determined in advance as a magnitude that the detected value takes when the vacuum booster reaches the assisting limit in a situation where the pressure in the negative pressure chamber is a normal value. And a pressure-increasing device that performs the operation when the reference value is reached and that allows the pressure fluctuation in the negative pressure chamber due to the pressure fluctuation in the negative pressure source.
[0004]
However, the applicant has found from subsequent research that the developed brake device has a problem that the pressure increase start timing is not stable due to the pressure fluctuation of the negative pressure source. Hereinafter, this will be described in detail.For convenience, the term “pressure increase” refers to an increase in the absolute value of the pressure in a positive pressure region and a pressure approaching the atmospheric pressure in a negative pressure region. The term “pressure drop” is used as a term meaning that the absolute value of the pressure decreases in a positive pressure region, and that the pressure moves away from the atmospheric pressure in a negative pressure region.
[0005]
In this developed brake device, since the pressure of the negative pressure source is a normal value, if the pressure of the negative pressure chamber is also a normal value, the operating force F of the brake operating member and the master cylinder hydraulic pressure PMThe relationship shown by the solid line graph (1) in FIG. The break point of the solid line graph {circle around (1)} is the so-called assistance limit point. On the other hand, when the pressure of the negative pressure source rises from the normal value, and when the pressure of the negative pressure chamber rises from the normal value, the difference between the pressure of the negative pressure chamber and the atmospheric pressure becomes small. As indicated by the dotted line graph {circle around (2)}, the master cylinder hydraulic pressure P is lower than when the pressure in the negative pressure chamber is a normal value.MShifts in the direction of decrease. Conversely, when the pressure of the negative pressure source has decreased from the normal value and the pressure in the negative pressure chamber has decreased from the normal value, the difference between the pressure in the negative pressure chamber and the atmospheric pressure increases. As shown by the graph {circle around (3)}, the master cylinder hydraulic pressure P becomes lower than when the pressure in the negative pressure chamber is a normal value.MShifts in the direction of rising.
[0006]
As described above, when the pressure of the negative pressure source fluctuates, the pressure of the negative pressure chamber also fluctuates. As a result, the assist limit point of the vacuum booster also fluctuates. Nevertheless, in the developed brake device, As described above, the reference value is predetermined as a magnitude that the detection value takes when the vacuum booster reaches the assisting limit in a situation where the pressure in the negative pressure chamber is a normal value. Therefore, in this developed brake device, when the pressure in the negative pressure chamber deviates from the normal value, the actual assist limit point and the pressure increase start point do not coincide with each other.
[0007]
As is apparent from the above description, the developed brake device has a problem that the pressure increase start timing is not stable due to the pressure fluctuation of the negative pressure source.
[0008]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a brake device in which pressure increase start timing is stable irrespective of pressure fluctuation of a negative pressure source.
[0009]
This problem is solved by a brake device according to the following mode. In the following description, each aspect of the present invention will be described in the same form as the claims, with the respective items numbered. This is to clarify the possibility of adopting a combination of the features described in each section.
[0010]
(1) a brake operation member operated by a driver,
A master cylinder that generates hydraulic pressure based on the operation of the brake operation member,
Vacuum which assists the operating force of the brake operating member by a differential pressure between a negative pressure chamber communicating with a negative pressure source and a variable pressure chamber selectively communicated with the negative pressure chamber and the atmosphere and outputs the operation force to the master cylinder. Boosters and
A brake connected to the master cylinder by a liquid passage and operated by hydraulic pressure supplied from the liquid passage, and a brake for suppressing wheel rotation;
In the brake device including
Detecting means for detecting at least one of an operating force and an operating stroke of the brake operating member, a hydraulic pressure of the master cylinder, a hydraulic pressure of the brake cylinder, and a vehicle deceleration;
A pressure booster that starts increasing the hydraulic pressure of the brake cylinder from the hydraulic pressure of the master cylinder when the vacuum booster reaches an assisting limit based on the detection value of the detecting means;
A braking device, comprising:
In this brake device, the pressure increase is started when the vacuum booster substantially reaches the assisting limit, regardless of the pressure fluctuation of the negative pressure source. Therefore, according to this brake device, an effect that the pressure increase start timing is stabilized regardless of the pressure fluctuation of the negative pressure source is obtained.
(2) The pressure increasing device according to the above item (1), wherein the pressure increasing device is provided in the negative pressure chamber, and includes a pressure fluctuation suppressing mechanism that makes the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber narrower than the pressure fluctuation width of the negative pressure source. Brake device (Claim1).
In this brake device, the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber is made smaller than the pressure fluctuation width of the negative pressure source by the pressure fluctuation suppressing mechanism provided in the negative pressure chamber. Therefore, according to this brake device, since the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber is narrowed, the effect that the pressure increase start timing is stabilized can be obtained.
(3) The brake device according to (2), wherein the pressure fluctuation suppressing mechanism includes a valve device that controls a flow state of air between at least one of the negative pressure source and the atmosphere and the negative pressure chamber. Claim2).
If the negative pressure chamber is cut off from the negative pressure source, the pressure in the negative pressure chamber can be prevented from rising due to the increase in the negative pressure source pressure. The accompanying pressure drop in the negative pressure chamber can be prevented. Based on such knowledge, the brake device according to the above mode (3) is provided with a valve device for controlling a flow state of air between at least one of the negative pressure source and the atmosphere and the negative pressure chamber. Therefore, according to this brake device, the effect that the pressure fluctuation in the negative pressure chamber is suppressed by a relatively simple mechanism can be obtained.
(4) The valve device is provided in a first air passage connecting the negative pressure chamber and the atmosphere to each other, and when the pressure in the negative pressure chamber becomes lower than the level lower than the atmospheric pressure by the valve opening pressure, the negative pressure is released from the atmosphere. The brake device according to claim 3, further comprising a first pressure control valve that allows the flow of air toward the pressure chamber and blocks the flow in other states.3).
In this brake device, the first pressure control valve prevents the pressure in the negative pressure chamber from being lower than the level lower than the atmospheric pressure by the valve opening pressure. Therefore, if the height obtained by subtracting the valve opening pressure from the atmospheric pressure is set higher than the minimum value of the negative pressure source pressure fluctuation range, the minimum value of the negative pressure chamber pressure fluctuation range becomes the negative pressure source pressure fluctuation range. Higher than the minimum. Therefore, according to this brake device, the effect is obtained that the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber is smaller than the pressure fluctuation width of the negative pressure source.
(5) The valve device is further provided in a second air passage connecting the negative pressure chamber and the negative pressure source to each other, and if the pressure of the negative pressure source becomes higher than the pressure of the negative pressure chamber, the negative pressure The brake device according to claim 4, further comprising a second pressure control valve for preventing a flow of air from the source to the negative pressure chamber, and otherwise permitting the flow.4).
In this brake device, the first pressure control valve prevents the pressure in the negative pressure chamber from becoming lower than the level lower than the atmospheric pressure by the valve opening pressure, and the second pressure control valve controls the pressure of the negative pressure source. Pressure rise in the negative pressure chamber due to the rise is prevented. Therefore, the pressure in the negative pressure chamber does not increase unless it increases for a reason other than the increase in the pressure of the negative pressure source. As a result, according to this brake device, the effect that the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber becomes narrower than the pressure fluctuation width of the negative pressure source is obtained as compared with the brake device described in the above mode (4).
(6) The detection means includes an operation stroke sensor for detecting the operation stroke, a master cylinder pressure sensor for detecting the master cylinder pressure, a brake cylinder pressure sensor for detecting the brake cylinder pressure, and the vehicle body deceleration. And the operating force sensor for detecting the operating force, the pressure increase start condition, the operating stroke and the master cylinder hydraulic pressure detected by any of the sensors The actual boost factor obtained by dividing one of the brake cylinder hydraulic pressure and the vehicle body deceleration by the operating force detected by the operating force sensor,With the increase of the operation force,From the reference valueLarger than the reference valueBrake device according to any one of (1) to (5), including5).
As is clear from FIG. 20, the master cylinder hydraulic pressure P before and after the assist limit of the vacuum booster is increased.MIs divided by the operating force F, which is large before the assist limit and small after the assist limit. Further, such a relationship between the operating state of the vacuum booster and the actual boost factor is established regardless of the level of the negative pressure chamber. In the brake device, the operation stroke S of the brake operation member, that is, the operation stroke of the input member of the vacuum booster and the master cylinder hydraulic pressure PMAnd the height of the master cylinder hydraulic pressure PMHeight and brake cylinder fluid pressure PBAnd the height of the brake cylinder fluid pressure PBAnd the magnitude of the vehicle body deceleration G are related to each other. Based on this knowledge,(6) In the brake device described in the paragraph, the pressure increase start condition is such that the operation stroke S and the master cylinder hydraulic pressure PMAnd brake cylinder pressure PBAnd the actual boost factor obtained by dividing either the vehicle deceleration G by the operation force F becomes smaller than the reference value. Therefore, according to this brake device, it is possible to correctly determine the boost limit point of the booster irrespective of the pressure fluctuation in the negative pressure chamber, and as a result, the effect of stabilizing the pressure increase start timing is obtained.
Note that the master cylinder pressure PMIs uniquely determined according to the magnitude of the operating force F, but not uniquely determined according to the length of the operating stroke S. Even if the operation stroke S is the same, the master cylinder hydraulic pressure P depends on the magnitude of the operation force F at that time.MThe height changes. Therefore, the relationship between the operation force F and the operation stroke S is determined by the relation between the operation force F and the master cylinder hydraulic pressure P.MHeight, brake cylinder fluid pressure PBAnd the magnitude of the vehicle deceleration G are not necessarily the same. However, the operation stroke S and the master cylinder pressure PMIt is possible to improve the vacuum booster and the like so that a proportional relationship is always established between the operation force F and the operation stroke S in the brake device with such improvement. Operating force F and master cylinder pressure PMHeight, brake cylinder fluid pressure PBAnd the magnitude of the vehicle body deceleration G are always common, and the operation stroke S is changed to the master cylinder hydraulic pressure PM, Brake cylinder fluid pressure PBAlternatively, it can be used instead of the vehicle body deceleration G.
The vacuum booster with the above-mentioned improvement makes the brake operating member and the master cylinder cooperate with each other in a state where the brake operating member is mechanically insulated with respect to the force, and transmits a reaction force against the brake operation from the brake operating member to the driver. It is possible to have a structure in which it is provided in a state that changes in accordance with the operation stroke of the operation member.
(7) the pressure intensifier, (a) provided in the middle of the fluid passage, a first state that allows bidirectional flow of hydraulic fluid between the master cylinder and the brake cylinder, and at least from the brake cylinder A control valve that switches to a plurality of states including a second state that blocks the flow of hydraulic fluid toward the master cylinder, and (b) a discharge side is connected between the control valve and the brake cylinder in the liquid passage. A pump for pumping hydraulic fluid from a suction side and discharging the hydraulic fluid to a discharge side, wherein the control valve and the pump jointly control the height of the brake cylinder hydraulic pressure (1) to (6). The brake device according to any one of the above.
(8) The master cylinder is configured such that a pressurizing piston is slidably fitted to a master cylinder housing, whereby a pressurizing chamber is formed between the master cylinder housing and the pressurizing piston, The pressure increasing device further connects the pressurizing chamber and the suction side of the pump with each other, and further includes a working fluid introduction passage for introducing the working fluid from the pressurizing chamber to the suction side of the pump without reducing the fluid pressure. The brake device according to item (7), including:
According to this brake device, the pressure of the brake cylinder can be increased by effectively using the hydraulic pressure generated in the master cylinder during the brake operation.
(9) The control valve is a pressure control valve provided in the liquid passage, and in a state where the hydraulic fluid is being discharged from the pump, the second hydraulic pressure on the brake cylinder side from the pressure control valve is a master cylinder. If the difference is higher than the first hydraulic pressure on the side but the difference is equal to or less than the target differential pressure, the state is switched to the second state. For example, a pressure control valve for controlling the second hydraulic pressure to be higher than the first hydraulic pressure and to make the difference equal to the target differential pressure by switching to the first state is included in (7) or (8). The brake device as described.
According to this brake device, since the height of the brake cylinder fluid pressure is relatively controlled based on the master cylinder fluid pressure, the change in the master cylinder fluid pressure, that is, the driver The effect is obtained that the change in intention is reflected in the brake cylinder pressure.
(10) the pressure control valve, a valve element and a valve seat for controlling the flow state of the hydraulic fluid between the master cylinder side and the brake cylinder side in the liquid passage, and at least one of the valve element and the valve seat, A magnetic force generating means for generating a magnetic force acting to control the relative movement between the valve element and the valve seat; and, based on the magnetic force, a brake cylinder side and a master cylinder side of the liquid passage. The brake device according to claim 9, further comprising: an electromagnetic pressure control valve that changes a differential pressure of the electromagnetic force, and wherein the pressure intensifier includes a magnetic force control device that controls the magnetic force to change the differential pressure.
(11) a brake operation member operated by the driver,
A master cylinder that generates hydraulic pressure based on the operation of the brake operation member,
Vacuum which assists the operating force of the brake operating member by a differential pressure between a negative pressure chamber communicating with a negative pressure source and a variable pressure chamber selectively communicated with the negative pressure chamber and the atmosphere and outputs the operation force to the master cylinder. Boosters and
A brake connected to the master cylinder by a liquid passage and operated by hydraulic pressure supplied from the liquid passage, and a brake for suppressing wheel rotation;
In the brake device including
A valve device that controls a flow state of air between at least one of the negative pressure source and the atmosphere and the negative pressure chamber to make the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber narrower than the pressure fluctuation width of the negative pressure source. A brake device characterized by being provided.
The suppression of the pressure fluctuation in the negative pressure chamber is desirable even in a brake device that does not include the above-described pressure increasing device. This is because the pressure fluctuation in the negative pressure chamber causes a change in the assisting limit point of the vacuum booster, and eventually causes a change in the braking characteristic. On the other hand, according to the brake device described in item (11), the valve device controls the air flow state between at least one of the negative pressure source and the atmosphere and the negative pressure chamber, thereby , The pressure fluctuation width of the negative pressure chamber is made smaller than the pressure fluctuation width of the negative pressure source. Therefore, according to this brake device, there is obtained an effect that the braking effect is stabilized despite the pressure fluctuation of the negative pressure source.
(12) The valve device is provided in a first air passage connecting the negative pressure chamber and the atmosphere to each other, and when the pressure in the negative pressure chamber becomes lower than the level lower than the atmospheric pressure by the valve opening pressure, a negative pressure is applied from the atmosphere. (11) The brake device according to (11), including a first pressure control valve that allows a flow of air toward the pressure chamber and blocks the flow in other states.
(13) The valve device is further provided in a second air passage connecting the negative pressure chamber and the negative pressure source to each other, and if the pressure of the negative pressure source is going to be higher than the pressure of the negative pressure chamber, the negative pressure (12) The brake device according to the above mode (12), further comprising a second pressure control valve that prevents a flow of air from the source to the negative pressure chamber and allows the flow in other states.
(14) the pressure intensifier, (a) determination means for determining whether or not the vacuum booster has reached the assisting limit based on the detection value of the detection means, (b) a vacuum booster by the determination means Pressure increasing start means for starting to increase the hydraulic pressure of the brake cylinder from the hydraulic pressure of the master cylinder when it is determined that the boosting limit has been reached; Means for ensuring that the vacuum booster takes place substantially when the boost limit is reached, irrespective of source pressure fluctuations.
(15) The brake according to item (14), wherein the assurance means includes a pressure fluctuation suppressing mechanism provided in the negative pressure chamber, the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber being narrower than the pressure fluctuation width of the negative pressure source. apparatus.
(16) The assurance means sets the pressure increase start condition to one of the operation stroke, master cylinder fluid pressure, brake cylinder fluid pressure, and vehicle body deceleration detected by any one of the sensors. (14). The brake device according to (14), including determining that an actual boost factor divided by the operating force detected by the operation is smaller than a reference value.
[0011]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, some more specific embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0012]
FIG. 1 shows a brake device according to an embodiment of the present invention. This brake device is mounted on a four-wheeled vehicle and includes a vacuum booster that assists a brake operation force.
[0013]
The brake device further includes an anti-lock control device and an effectiveness characteristic control device. The antilock control device is a device that prevents the locking tendency of each wheel from becoming excessive during braking of the vehicle. This anti-lock control device has a pump, and the pump returns the hydraulic fluid in the brake circuit. On the other hand, the effectiveness characteristic control device considers that the vacuum booster has an assisting limit, and adjusts such that the vehicle deceleration increases at the same gradient with respect to the operating force regardless of before and after the assisting limit when the vehicle is braked. This is a device for controlling a braking effect characteristic which is a relationship between an operation force and a vehicle body deceleration. This effectiveness characteristic control device operates using the pump. That is, the pump is shared by the antilock control device and the effectiveness characteristic control device.
[0014]
In the figure, reference numeral 10 denotes a brake pedal as a brake operation member. The brake pedal 10 is linked to a master cylinder 14 via a vacuum booster (hereinafter simply referred to as “booster”) 12.
[0015]
The booster 12 includes a hollow booster housing 15, as shown in FIG. The space in the booster housing 15 is partitioned by a power piston 16 into a negative pressure chamber 17 on the master cylinder 14 side and a variable pressure chamber 18 on the brake pedal 10 side. The negative pressure chamber 17 is connected to an engine negative pressure source SV, such as an engine intake pipe, which generates a negative pressure by operation of the engine. The power piston 16 is linked to a booster piston rod 20 via a rubber reaction disk 19 on the side of the master cylinder 14. The booster piston rod 20 is linked to the pressurizing piston of the master cylinder 14, and transmits the operating force of the power piston 16 to the pressurizing piston.
[0016]
A valve mechanism 21 is provided between the negative pressure chamber 17 and the variable pressure chamber 18. The valve mechanism 21 operates based on a relative movement between a valve operating rod 22 and a power piston 16 which are linked to the brake pedal 10, and includes a control valve 21a, an air valve 21b, a vacuum valve 21c, and a control valve 21a. And a valve spring 21d. The air valve 21b selectively communicates with or shuts off the air from the transformation chamber 18 in cooperation with the control valve 21a, and is provided so as to be integrally movable with the valve operating rod 22. The control valve 21a is attached to the valve operating rod 22 so as to be urged by a control valve spring 21d so as to be seated on the air valve 21b. The vacuum valve 21c selectively communicates and shuts off the variable pressure chamber 18 with the negative pressure chamber 17 in cooperation with the control valve 21a, and is provided so as to be integrally movable with the power piston 16.
[0017]
In the booster 12 configured as described above, in the non-operating state, the control valve 21a is seated on the air valve 21b and separated from the vacuum valve 21c, whereby the variable pressure chamber 18 is cut off from the atmosphere and the negative pressure chamber is shut off. 17 is communicated. Therefore, in this state, both the negative pressure chamber 17 and the variable pressure chamber 18 have the same negative pressure due to the negative pressure (pressure lower than the atmospheric pressure) of the engine negative pressure source SV. On the other hand, in the operating state, the valve operating rod 22 relatively approaches the power piston 16, and the control valve 21 a is seated on the vacuum valve 21 c, whereby the variable pressure chamber 18 is moved away from the negative pressure chamber 17. Be cut off. Thereafter, when the valve operating rod 22 further approaches the power piston 16, the air valve 21 b moves away from the control valve 21 a, thereby connecting the variable pressure chamber 18 to the atmosphere. In this state, the pressure in the transformation chamber 18 increases, and a pressure difference is generated between the negative pressure chamber 17 and the transformation chamber 18, and the power piston 16 is operated by the pressure difference.
[0018]
The negative pressure chamber 17 is provided with a first check valve 23 as a first pressure control valve. The first check valve 23 includes a valve housing 24 in which a first air passage 25 communicates with the negative pressure chamber 17 at one end and communicates with the atmosphere at the other end. It is formed with. A valve 26 is movably disposed in the first air passage 25. A valve seat 27 is formed in the valve housing 24 so as to face the negative pressure chamber 17, and the valve element 26 is urged by a spring 28 as an urging means in a direction of sitting on the valve seat 27. .
[0019]
The first check valve 23 is connected to a booster negative pressure P which is a pressure of the negative pressure chamber 17.BVIs closed when the pressure is equal to the atmospheric pressure, but the booster negative pressure PBVHowever, if the pressure lowers below the atmospheric pressure by a valve opening pressure based on the elastic force of the spring 28, it is opened. As a result, the booster negative pressure PBVFrom the atmospheric pressure to a level lower than the valve opening pressure.
[0020]
The negative pressure chamber 17 is further provided with a second check valve 30 as a second pressure control valve. Like the first check valve 23, the second check valve 30 includes a valve housing 31. In the valve housing 31, a second air passage 32 communicates with the negative pressure chamber 17 at one end. The other end is formed so as to communicate with the engine negative pressure source SV. A valve 33 is movably disposed in the middle of the second air passage 32. A valve seat 34 is formed in the valve housing 31 so as to face the engine negative pressure source SV. The second check valve 30 is different from the first check valve 23 in that the second check valve 30 does not include a spring that biases the valve element 33 in a direction of sitting on the valve seat 34.
[0021]
The second check valve 30 is provided with an engine negative pressure P which is a negative pressure of the engine negative pressure source SV.EVIs booster negative pressure PBVIf it is to be lowered, it is opened and the flow of air from the negative pressure chamber 17 to the engine negative pressure source SV is allowed, so that the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVIt decreases with. Also, the engine negative pressure PEVIs booster negative pressure PBVWhen the pressure is higher, it is closed, and the flow of air from the engine negative pressure source SV to the negative pressure chamber 17 is blocked, and as a result, the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVTogether with the ascent.
[0022]
Here, the operation and effect of the first and second check valves 23 and 30 will be described more specifically.
[0023]
The first check valve 23 is connected to the booster negative pressure PBVIs the reference value P, which is the value obtained by subtracting the valve opening pressure from the atmospheric pressure.BV0If you try to lower, it will open. Therefore, the engine negative pressure PEVChanges with time t as shown graphically in FIG. 3, while the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVIf the booster negative pressure PBVWill change as shown in FIG. Reference value PBV0Is engine negative pressure PEVMinimum value PEVMINAnd the highest value PEVMAXAnd the booster negative pressure PBVFluctuation range wBVIs engine negative pressure PEVFluctuation range wEVIt becomes narrower.
[0024]
FIG. 5 shows a state in which the booster 12 is provided with the second check valve 30 but the first check valve 23 is not provided.EVShows the temporal change shown in FIG. 3, the booster negative pressure PBVIs shown in a graph. The second check valve 30 is connected to the engine negative pressure PEVIs booster negative pressure PBVTo close from the engine, the engine pressure PEVBooster negative pressure PBVIs prevented from rising.
[0025]
Therefore, if both the first check valve 23 and the second check valve 30 are used, the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVBooster negative pressure PBVIs the reference value P as shown in FIG.BV0Will be held. On the other hand, the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVIf the pressure rises for reasons other than pressure rise, the booster negative pressure PBVChanges as shown in FIG. However, the fluctuation width w at this timeBV’Is the fluctuation width wBVIt will not be wider.
[0026]
That is, in the present embodiment, the first check valve 23 and the second check valve 30 cooperate to form the booster negative pressure PBVMaximum fluctuation width wBVMAXHowever, in theory, as shown in FIG.EVThe highest value of PEVMAXAnd reference value PBV0It has the area defined by the following.
[0027]
The master cylinder 14 is of a tandem type, and has a structure in which two pressurizing pistons are slidably fitted in series with each other in a master cylinder housing. By operating the two pressurizing pistons based on the output of the booster 12, the same pressure is generated in each of the pressurizing chambers formed in front of the pressurizing pistons.
[0028]
A brake cylinder for operating the brake of the front left wheel FL and a brake cylinder for operating the brake of the rear right wheel RR are connected to one pressurizing chamber, and the brake for the front right wheel FR is operated to the other pressurizing chamber. A brake cylinder and a brake cylinder for operating the brake of the left rear wheel RL are connected. The brake is of a type (a disk type, a drum type, and the like) that suppresses rotation of the wheel by pressing a friction material against a friction surface of a rotating body that rotates together with the wheel by an operating force based on hydraulic pressure.
[0029]
That is, this brake device is a diagonal two-system system in which two independent brake systems are diagonally configured. Since these two brake systems have a common configuration, only one brake system will be described with text and drawings as a representative, and the description of the other brake system will be omitted.
[0030]
The master cylinder 14 is connected to a brake cylinder 50 of the left front wheel FL and a brake cylinder 50 of the right rear wheel RR by a main passage 48 (liquid passage). The main passage 48 is branched in a forked shape after extending from the master cylinder 14, and is configured such that one main passage 54 and two branch passages 56 are connected to each other. The brake cylinder 50 is connected to the tip of each branch passage 56.
[0031]
A pressure control valve 60 as a control valve is provided in the middle of the main passage 54. The pressure control valve 60 controls the hydraulic pressure of the main passage 48 on the side of the brake cylinder 50 relative to the hydraulic pressure of the master cylinder 14. Specifically, the hydraulic fluid is discharged from the pump 112. In this state, if the brake cylinder hydraulic pressure is higher than the master cylinder hydraulic pressure but the differential pressure is equal to or less than the target differential pressure, the flow of the hydraulic fluid from the pump 112 to the master cylinder 14 is blocked, and the brake cylinder hydraulic pressure is reduced. If the master cylinder hydraulic pressure is higher than the master cylinder hydraulic pressure and the differential pressure is going to be higher than the target differential pressure, the flow of the hydraulic fluid from the pump 112 to the master cylinder 14 is allowed, so that the brake cylinder hydraulic pressure becomes higher than the master cylinder hydraulic pressure. Further, control is performed so that the differential pressure becomes the target differential pressure.
[0032]
In the present embodiment, the pressure control valve 60 is configured to electromagnetically control a differential pressure between the brake cylinder 50 and the master cylinder 14. Specifically, as shown in FIG. 9, the pressure control valve 60 includes a housing (not shown) and a valve 70 for controlling the flow state of the hydraulic fluid between the master cylinder side and the brake cylinder side in the main passage 48. It has a valve seat 72 to be seated, and a solenoid 74 for generating a magnetic force for controlling the relative movement of the valve 70 and the valve seat 72.
[0033]
In the pressure control valve 60, in a non-operating state (OFF state) in which the solenoid 74 is not excited, the valve element 70 is separated from the valve seat 72 by the elastic force of the spring 76. A bidirectional flow of hydraulic fluid between the brake cylinder and the brake cylinder is permitted, and as a result, when a brake operation is performed, the brake cylinder hydraulic pressure is changed to be equal to the master cylinder hydraulic pressure. During this braking operation, a force acts on the valve 70 in a direction away from the valve seat 72, so that even if the master cylinder hydraulic pressure, that is, the brake cylinder hydraulic pressure becomes high, the valve 70 Does not sit on the valve seat 72. That is, the pressure control valve 60 is a normally open valve.
[0034]
On the other hand, in the operating state (ON state) in which the solenoid 74 is excited, the armature 78 is attracted by the magnetic force of the solenoid 74, and the valve 70 as a movable member that moves integrally with the armature 78 serves as a fixed member. The valve seat 72 is seated. At this time, the attraction force F based on the magnetic force of the solenoid 74 is applied to the valve 70.1 And a force F based on the difference between the brake cylinder hydraulic pressure and the master cylinder hydraulic pressureTwo And the elastic force F of the spring 76Three And the sum of the two act in opposite directions. Force FTwo Is represented by the product of the difference between the brake cylinder hydraulic pressure and the master cylinder hydraulic pressure and the effective pressure receiving area where the valve 70 receives the brake cylinder hydraulic pressure.
[0035]
When the solenoid 74 is excited (ON state), the discharge pressure of the pump 112, that is, the brake cylinder fluid pressure does not increase so much.
FTwo ≤F1 -FThree
In a region where the relationship represented by the following formula is established, the valve 70 is seated on the valve seat 72, and the hydraulic fluid from the pump 112 is prevented from escaping to the master cylinder 14, so that the discharge pressure of the pump 112 increases. A hydraulic pressure higher than the master cylinder hydraulic pressure is generated in the brake cylinder 50. On the other hand, the discharge pressure of the pump 112, that is, the brake cylinder fluid pressure further increases,
FTwo > F1 -FThree
In a region where the relationship represented by the following formula is to be established, the valve element 70 is separated from the valve seat 72, and the hydraulic fluid from the pump 112 is released to the master cylinder 14, and as a result, the discharge pressure of the pump 112, A further increase in brake cylinder fluid pressure is prevented. Thus, the elastic force F of the spring 76 is applied to the brake cylinder 50.Three Is ignored, the solenoid suction force F with respect to the master cylinder hydraulic pressure is1 , A hydraulic pressure that is higher by the differential pressure is generated.
[0036]
The pressure control valve 60 has a solenoid attraction force F as shown in the graph of FIG.1 Is designed to linearly change in accordance with the magnitude of the exciting current I of the solenoid 74.
[0037]
As shown in FIG. 1, a bypass passage 82 is provided in the pressure control valve 60, and a check valve 84 is provided in the middle of the bypass passage 82. Even if the pressure control valve 60 is closed by the fluid force generated in the movable member in the pressure control valve 60 when the brake pedal 10 is operated, the flow of the hydraulic fluid from the master cylinder 14 to the brake cylinder 50 is ensured. That is to ensure. The pressure control valve 60 is further provided with a relief valve 86 in parallel with it. This is to prevent the discharge pressure of the pump 112 from becoming excessive.
[0038]
A pressure-intensifying valve 90, which is a normally-open electromagnetic on-off valve, is provided in the middle of each of the branch passages 56, and realizes a pressure-increasing state in which the flow of hydraulic fluid from the master cylinder 14 to the brake cylinder 50 is allowed in the open state. A bypass passage 92 is connected to each pressure increasing valve 90, and a check valve 94 for returning hydraulic fluid is provided in each bypass passage 92. A reservoir passage 96 extends from a portion of each branch passage 56 between the booster valve 90 and the brake cylinder 50 to reach a reservoir 98. A pressure reducing valve 100, which is a normally closed electromagnetic on-off valve, is provided in the middle of each reservoir passage 96, and realizes a reduced pressure state in which the flow of the hydraulic fluid from the brake cylinder 50 to the reservoir 98 is allowed in an open state. The reservoir 98 is formed by fitting a reservoir piston 104 to the housing in a substantially airtight and slidable manner, and pressurizes hydraulic fluid in a reservoir chamber 106 formed by the fitting by a spring 108 as an elastic member. It is housed below.
[0039]
The reservoir 98 is connected to a suction side of the pump 112 by a suction passage 110, and a discharge side of the pump 112 is connected to a portion of the main passage 48 between the pressure control valve 60 and the pressure increasing valve 90 by a discharge passage 114. . The suction passage 110 is provided with a suction valve 116 as a check valve, and the discharge passage 114 is provided with a discharge valve 118 as a check valve. The discharge passage 114 is further provided with an orifice 120 as a throttle and a fixed damper 122, respectively, so that pulsation of the pump 112 is reduced.
[0040]
By the way, during execution of the effect characteristic control, the pump 112 pumps up the hydraulic fluid from the reservoir 98 and discharges the hydraulic fluid to each brake cylinder 50 to increase the pressure of each brake cylinder 50. Unless executed, it is normal that there is no hydraulic fluid to be pumped into the reservoir 98. To ensure that the performance characteristic control is performed, the hydraulic fluid is stored in the reservoir 98 regardless of whether antilock control is performed. Need to be replenished. Therefore, in the present embodiment, a supply passage 130 extending from a portion of the main passage 54 between the pressurizing chamber of the master cylinder 14 and the pressure control valve 60 and reaching the reservoir 98 is provided.
[0041]
However, since the master cylinder 14 and the reservoir 98 are always communicated with each other through the supply passage 130, even if the brake pedal 10 is operated, the master cylinder 14 can be pressurized only after the reservoir piston 104 has bottomed in the reservoir 98. The delay of the braking effect occurs. Therefore, an inflow control valve 140 is provided in the middle of the supply passage 130.
[0042]
The inflow control valve 140 is opened when it is necessary to supply hydraulic fluid from the master cylinder 14 to the reservoir 98, and allows the flow of hydraulic fluid from the master cylinder 14 to the reservoir 98. When it is not necessary to supply the working fluid to the reservoir 98, the closed state is established, and the flow of the working fluid from the master cylinder 14 to the reservoir 98 is blocked, so that the master cylinder 14 can increase the pressure.
[0043]
In the present embodiment, the inflow control valve 140 is a normally closed electromagnetic on-off valve. Further, in the present embodiment, it is determined whether or not it is necessary to introduce the hydraulic fluid from the master cylinder 14 during the antilock control, and there is no hydraulic fluid to be pumped by the pump 112 in the reservoir 98 during the antilock control. It is determined whether or not the hydraulic fluid is present. The integrated value of the time when the pressure increasing valve 90 is in the pressure increasing state and the integrated value of the time when the pressure reducing valve 100 is in the pressure reducing state are calculated. The operation is performed by estimating the remaining amount of the working fluid in the reservoir 98 based on the pressure increasing time and the pressure decreasing time.
[0044]
FIG. 11 shows an electrical configuration of the brake device. The brake device includes an ECU (electronic control unit) 200 mainly composed of a computer including a CPU, a ROM, and a RAM. A brake effect characteristic control routine (shown in a flowchart in FIGS. 12 and 13) and an antilock control routine (not shown) are stored in the ROM, and these routines are executed by the CPU while using the RAM. Thus, the effect characteristic control and the antilock control are respectively executed.
[0045]
The input side of the ECU 200 is connected to a master cylinder hydraulic pressure sensor 202 and a wheel speed sensor 204. The master cylinder pressure sensor 202 detects the master cylinder pressure PMAnd outputs a master cylinder hydraulic pressure signal defining the height. The wheel speed sensor 204 is provided for each wheel, detects the wheel speed of each wheel, and outputs a wheel speed signal defining the wheel speed of each wheel.
[0046]
On the other hand, a pump motor 210 for driving the pump 112 is connected to the output side of the ECU 200, and a motor drive signal is output to the pump motor 210. The solenoid 74 of the pressure control valve 60, the solenoids 212 of the pressure increasing valve 90 and the pressure reducing valve 100, and the solenoid 214 of the inflow control valve 140 are further connected to the output side of the ECU 200. A current control signal for linearly controlling the magnetic force of the solenoid 74 is output to the solenoid 74 of the pressure control valve 60, while the solenoids 212 of the pressure increasing valve 90 and the pressure reducing valve 100 and the solenoid 214 of the inflow control valve 140 are output. , An ON / OFF drive signal for ON / OFF driving each of the solenoids 212 and 214 is output.
[0047]
Here, the effect characteristic control by the ECU 200 will be described, but first, it will be described schematically.
[0048]
When the operating force F of the brake pedal 10 increases to a certain value, the booster 12 increases the pressure in the transformation chamber 18 to the atmospheric pressure and reaches the assisting limit. After the assisting limit, the booster 12 cannot assist the operating force F. Therefore, if no countermeasure is taken, the effectiveness of the brake is reduced as shown in the graph of FIG. The effect characteristic control is performed by paying attention to such a fact. Specifically, as shown in the graph of FIG. 15, after the booster 12 reaches the assisting limit, the pump 112 is operated and the master is controlled. Cylinder pressure PMThe differential pressure ΔP (brake cylinder fluid pressure PBMaster cylinder hydraulic pressure PM) Is generated in the brake cylinder 50, thereby stabilizing the braking effect regardless of before and after the boosting limit of the booster 12.
[0049]
In the present embodiment, whether or not booster 12 has reached the assisting limit is determined by master cylinder pressure P detected by master cylinder pressure sensor 202.MIs the reference value PM0Is determined based on whether or not has been reached. Reference value PM0Is the booster negative pressure PBVIs the reference value PBV0When the booster 12 reaches the assisting limit in a state whereMIt is sized to take.
[0050]
The details of the effect characteristic control that has been schematically described above will be specifically described based on the brake effect characteristic control routine of FIGS.
[0051]
This routine is performed for a fixed time T after the driver operates the ignition switch from the OFF position to the ON position.0It is executed every time. In each execution, first, in step S1 (hereinafter simply referred to as "S1"; the same applies to other steps), a master cylinder hydraulic pressure signal is taken in from the master cylinder hydraulic pressure sensor 202. Next, in S2, the master cylinder pressure P is determined based on the master cylinder pressure signal.MIs calculated and the master cylinder hydraulic pressure PMIs the reference value PM0It is determined whether or not this is the case. It is determined whether or not the booster 12 has reached the assisting limit. This time, the reference value PM0If not, the determination is NO, and in S3, a signal to turn it off is output to the solenoid 74 of the pressure control valve 60. In S4, the signal is turned off to the solenoid 214 of the inflow control valve 140. A signal is output, and in S5, a signal for turning it off is output to the pump motor 210. Thus, one execution of this routine ends.
[0052]
In contrast, this time, the master cylinder pressure PMIs the reference value PM0Assuming that the above is true, the determination in S2 is YES, and the pressure increase control is performed in S6 and subsequent steps. Specifically, first, in S6, the master cylinder hydraulic pressure PMOf the brake cylinder fluid pressure PBIs the master cylinder pressure PMThe amount to be further increased, that is, the target differential pressure ΔP between the master cylinder 14 and the brake cylinder 50 is determined. The ROM stores the master cylinder hydraulic pressure P as shown in the graph of FIG.MReference value P of the current value ofM0Incremental IP fromMIs stored in the ROM, and the current value of the target differential pressure ΔP is determined according to the relationship. The relationship is that after the boosting limit of the booster 12, the brake cylinder hydraulic pressure PBIs set so as to realize a linearly increasing relationship with respect to the operating force F at the same gradient as before the assist limit.
[0053]
Thereafter, in S7, the current value I to be supplied to the solenoid 74 of the pressure control valve 60 is determined according to the determined target differential pressure ΔP. The relationship between the target differential pressure ΔP and the solenoid current value I is stored in the ROM, and the solenoid current value I corresponding to the target differential pressure ΔP is determined according to the relationship. Subsequently, in S8, a current is supplied to the solenoid 74 of the pressure control valve 60 with the determined solenoid current value I, whereby the pressure control valve 60 is controlled. Then, in S9, the inflow control valve 140 is controlled.
[0054]
Details of step S9 are shown in the flowchart of FIG. 13 as the inflow control valve control routine.
[0055]
First, in S61, it is determined whether or not the antilock control is currently being executed. Assuming that it is not being executed, the determination is NO, and in S62, a signal for turning on the solenoid 214 of the inflow control valve 140, that is, a signal for opening the inflow control valve 140 is output. As a result, a state in which the hydraulic fluid can be introduced from the master cylinder 14 to the pump 112 via the supply passage 130 is established. Thus, one execution of this routine ends.
[0056]
On the other hand, if it is assumed that the antilock control is currently being executed, the determination in S61 is YES, and in S63, the estimation calculation of the amount of the working fluid existing as the working fluid to be pumped by the pump 112 in the reservoir 98, that is, An estimation calculation of the remaining amount of the reservoir is performed. Subsequently, in S64, it is determined whether or not the estimated remaining reservoir amount is 0, that is, whether or not there is any hydraulic fluid to be pumped by the pump 112 in the reservoir 98. If it is assumed that the remaining amount of the reservoir is not 0 this time, the determination is NO, and in S65, a signal for turning off the solenoid 214 of the inflow control valve 140, that is, a signal for closing the inflow control valve 140 is issued. Is output. On the other hand, assuming that the remaining amount of the reservoir is 0 this time, the determination in S64 becomes YES, and in S62, a signal for causing the inflow control valve 140 to open it is output. In any case, one execution of the inflow control valve control routine is completed.
[0057]
It should be noted that the inflow control valve control routine can be improved by directly detecting the remaining amount of the hydraulic fluid in the reservoir 98 by a sensor. The remaining amount can be detected, for example, by providing a permanent magnet integrally with the reservoir piston 104 in the reservoir 98 and providing a reed switch as a sensor in proximity to the permanent magnet.
[0058]
Thereafter, in S10 of FIG. 12, a signal to turn on the pump motor 210 is output to the pump motor 210. As a result, the hydraulic fluid is pumped from the reservoir 98 by the pump 112, and the hydraulic fluid is discharged to each brake cylinder 50. As a result, the master cylinder hydraulic pressure P is applied to each brake cylinder 50.MA fluid pressure higher than the target pressure difference ΔP is generated. Thus, one execution of the brake effect characteristic control routine is completed.
[0059]
As is apparent from the above description, in the present embodiment, the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVEngine negative pressure P unless it rises for any reason other thanEVThe booster negative pressure PBVIs the reference value PBV0, The pressure increase start timing by the pump 112 is set at the engine negative pressure PEVIrrespective of the fluctuation of the pressure, the booster 12 always coincides with the timing when the boosting limit is reached, so that the effect of stabilizing the pressure increase start timing is obtained.
[0060]
As is clear from the above description, in the present embodiment, the master cylinder hydraulic pressure sensor 202 constitutes “detection means”, and the pressure control valve 60, the pump 112, the pump motor 210 (actuator section), and the ECU 200 ( The control unit) constitutes a “pressure intensifier”. Further, the first check valve 23 and the second check valve 30 cooperate with each other to constitute a “pressure fluctuation suppressing mechanism” and a “valve device”, respectively.MIs the reference value PM0Is the "pressure increase start condition".
[0061]
Another embodiment will be described. However, in this embodiment, since many elements are common to the previous embodiment, detailed description will be omitted by using the same reference numerals for common elements, and only different elements will be described in detail.
[0062]
FIG. 17 shows a mechanical configuration of the brake device according to the present embodiment. This mechanical configuration is the same as in the previous embodiment. However, it is not essential to provide the first and second check valves 23 and 30 in the booster 12. This is because, in the present embodiment, the pressure increase start timing by the pump 112 can be stabilized even without the first and second check valves 23 and 30.
[0063]
FIG. 18 shows the electrical configuration of the brake device. An ECU 300 is used instead of the ECU 200, and an operation force sensor 302 is added as a sensor. The operation force sensor 302 detects an operation force F of the brake pedal 10 and outputs an operation force signal that defines the magnitude of the operation force F.
[0064]
FIG. 19 is a flowchart illustrating a brake effectiveness characteristic control routine stored in the ROM of the computer of ECU 300. Hereinafter, this routine will be described, but steps common to the brake effect characteristic control routine in the above embodiment will be briefly described.
[0065]
First, in S101, an operation force signal is fetched from the operation force sensor 302, and then, in S102, a master cylinder pressure signal is fetched from the master cylinder pressure sensor 202. Thereafter, in S103, the actual boost factor K of the booster 12 is calculated. Specifically, the current value of the operating force F and the master cylinder hydraulic pressure P are determined based on the captured operating force signal and master cylinder hydraulic pressure signal.MAre calculated, and the master cylinder pressure PMIs divided by the current value of the operating force F to calculate the actual boost factor K.
[0066]
Subsequently, in S104, the calculated actual boost factor K is changed to the reference value K.0It is determined whether it is smaller than. Reference value K0Is the operating force F and the master cylinder hydraulic pressure P after the booster 12 reaches the assisting limit.MIs set as a ratio. This time, the calculated actual boost factor K is the reference value K0Assuming that it is not smaller, the determination is NO, and S105 to S107 are executed in the same manner as S3 to S5 in FIG. 12, whereas the calculated actual power factor K is changed to the reference value K this time.0Assuming that it is smaller, the determination is YES, and S108 to S112 are executed in the same manner as S6 to S10 in FIG. In any case, one cycle of this routine is completed.
[0067]
Therefore, according to the present embodiment, the actual boost factor K is equal to the reference value K.0Since it is determined whether or not the booster 12 has reached the assisting limit based on whether or not the booster negative pressure PBVIs engine negative pressure PEVTherefore, even if the pressure rises due to a cause other than the rise of the pressure, the pressure increase start timing by the pump 112 coincides with the time when the booster 12 actually reaches the assisting limit, and thus the effect that the pressure increase start time is stabilized is obtained. Can be
[0068]
As is clear from the above description, in the present embodiment, the master cylinder hydraulic pressure sensor 202 and the operating force sensor 302 constitute "detection means", and the pressure control valve 60, the pump 112, and the pump motor 210 (actuator) Unit) and the ECU 300 (control unit) constitute a "pressure booster". Further, the first check valve 23 and the second check valve 30 cooperate with each other to form a “pressure fluctuation suppressing mechanism” and a “valve device”, respectively.MIs divided by the operating force F to obtain the actual boost factor K as the reference value K.0It is determined that the pressure becomes smaller as the “pressure increase start condition”.
[0069]
Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, various modifications and improvements may be made based on the knowledge of those skilled in the art without departing from the scope of the claims. It is needless to say that the present invention can be carried out in the embodiment.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram showing a brake device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a side sectional view showing a vacuum booster 12 in FIG.
FIG. 3 shows a pressure P of an engine negative pressure source SV as a negative pressure source.EV6 is a graph showing an example of a temporal change of the graph.
FIG. 4 is a graph for explaining the operation and effect of a first check valve 23 in FIG. 2;
FIG. 5 is a graph for explaining the operation and effect of the second check valve 30 in FIG. 2;
FIG. 6 is a graph showing the effect of the embodiment.
FIG. 7 is another graph showing the effect of the embodiment.
FIG. 8 is still another graph showing the effect of the embodiment.
FIG. 9 is a front sectional view for explaining the structure and operation of the pressure control valve 60 in FIG.
10 is a diagram showing a solenoid excitation current I and a solenoid attraction force F in the pressure control valve shown in FIG. 9;1 6 is a graph showing a relationship with the graph.
FIG. 11 is a block diagram showing an electrical configuration of the brake device.
12 is a flowchart showing a brake effect characteristic control routine stored in a ROM of a computer of ECU 200 in FIG. 11;
13 is a flowchart showing details of S9 in FIG. 12 as an inflow control valve control routine.
FIG. 14 shows an operating force F and a brake cylinder hydraulic pressure P in a general brake device having a vacuum booster.B6 is a graph showing a relationship with the graph.
FIG. 15 is a graph for explaining the principle of effect characteristic control in the brake device according to the embodiment.
FIG. 16 shows a master cylinder hydraulic pressure P in the embodiment.MReference value PM0Incremental IP fromM6 is a graph showing a relationship between the pressure difference and a target pressure difference ΔP.
FIG. 17 is a system diagram showing a brake device according to another embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a block diagram showing an electrical configuration of the brake device.
FIG. 19 is a flowchart showing a braking effect characteristic control routine stored in a ROM of a computer of ECU 300 in FIG. 18;
FIG. 20 shows an operating force F and a master cylinder hydraulic pressure P in a conventional brake device.M6 is a graph showing a relationship with the graph.
[Explanation of symbols]
10 brake pedal
12 Vacuum booster
14 Master cylinder
23 1st check valve
30 Second check valve
50 brake cylinder
60 Pressure control valve
112 pump
200,300 ECU
202 Master cylinder pressure sensor
302 Operating force sensor

Claims (5)

運転者により操作されるブレーキ操作部材と、
そのブレーキ操作部材の操作に基づいて液圧を発生させるマスタシリンダと、
負圧源に連通した負圧室と、その負圧室と大気とに選択的に連通させられる変圧室との差圧によって前記ブレーキ操作部材の操作力を助勢して前記マスタシリンダに出力するバキュームブースタと、
前記マスタシリンダと液通路により接続され、その液通路から供給される液圧によって作動するブレーキシリンダを有し、車輪の回転を抑制するブレーキと
を含むブレーキ装置において、
前記ブレーキ操作部材の操作力と操作ストロークと前記マスタシリンダの液圧と前記ブレーキシリンダの液圧と車体減速度との少なくとも一つを検出する検出手段と、
前記負圧室に設けられ、その負圧室の圧力変動幅を前記負圧源の圧力変動幅より狭くする圧力変動抑制機構と、
前記検出手段の検出値に基づき、前記バキュームブースタが助勢限界に到達したときに、前記ブレーキシリンダの液圧を前記マスタシリンダの液圧より増圧することを開始する増圧装置と
を設けたことを特徴とするブレーキ装置。A brake operation member operated by a driver,
A master cylinder that generates hydraulic pressure based on the operation of the brake operation member,
Vacuum which assists the operating force of the brake operating member by a differential pressure between a negative pressure chamber communicating with a negative pressure source and a variable pressure chamber selectively communicated with the negative pressure chamber and the atmosphere and outputs the operation force to the master cylinder. Boosters and
A brake device that is connected to the master cylinder by a liquid passage, has a brake cylinder that operates by hydraulic pressure supplied from the liquid passage, and a brake that suppresses rotation of wheels.
Detecting means for detecting at least one of an operating force and an operating stroke of the brake operating member, a hydraulic pressure of the master cylinder, a hydraulic pressure of the brake cylinder, and a vehicle deceleration;
A pressure fluctuation suppression mechanism provided in the negative pressure chamber, the pressure fluctuation width of the negative pressure chamber being narrower than the pressure fluctuation width of the negative pressure source;
Based on a detection value of said detection means, when the vacuum booster has reached the boosting limit, in that a and pressure boosting device starts to pressure increase than the fluid pressure of the hydraulic pressure of the brake cylinder the master cylinder A characteristic braking device. 前記圧力変動抑制機構が、前記負圧源と大気との少なくとも一方と前記負圧室との間における空気の流通状態を制御する弁装置を含む請求項１に記載のブレーキ装置。The brake device according to claim 1 , wherein the pressure fluctuation suppression mechanism includes a valve device that controls a flow state of air between at least one of the negative pressure source and the atmosphere and the negative pressure chamber. 前記弁装置が、前記負圧室と大気とを互いに接続する第１空気通路に設けられ、負圧室の圧力が大気圧より開弁圧だけ低い高さより低くなろうとすると大気から負圧室へ向かう空気の流れを許容し、それ以外の状態ではその流れを阻止する第１圧力制御弁を含む請求項２に記載のブレーキ装置。The valve device is provided in a first air passage connecting the negative pressure chamber and the atmosphere to each other, and when the pressure of the negative pressure chamber becomes lower than the level lower than the atmospheric pressure by the valve opening pressure, the atmosphere changes from the atmosphere to the negative pressure chamber. 3. The brake device according to claim 2 , further comprising a first pressure control valve that allows an oncoming air flow, and otherwise blocks the flow. 前記弁装置が、さらに、前記負圧室と前記負圧源とを互いに接続する第２空気通路に設けられ、負圧源の圧力が負圧室の圧力より高くなろうとすると負圧源から負圧室へ向かう空気の流れを阻止し、それ以外の状態ではその流れを許容する第２圧力制御弁を含む請求項３に記載のブレーキ装置。The valve device is further provided in a second air passage connecting the negative pressure chamber and the negative pressure source to each other, and when the pressure of the negative pressure source becomes higher than the pressure of the negative pressure chamber, the negative pressure is applied to the negative pressure source. 4. The brake device according to claim 3 , further comprising a second pressure control valve that blocks the flow of air toward the pressure chamber and allows the flow in other states. 運転者により操作されるブレーキ操作部材と、
そのブレーキ操作部材の操作に基づいて液圧を発生させるマスタシリンダと、
負圧源に連通した負圧室と、その負圧室と大気とに選択的に連通させられる変圧室との差圧によって前記ブレーキ操作部材の操作力を助勢して前記マスタシリンダに出力するバキュームブースタと、
前記マスタシリンダと液通路により接続され、その液通路から供給される液圧によって作動するブレーキシリンダを有し、車輪の回転を抑制するブレーキと
を含むブレーキ装置において、
前記ブレーキ操作部材の操作ストロークを検出する操作ストロークセンサと前記マスタシリンダの液圧を検出するマスタシリンダ液圧センサと前記ブレーキシリンダの液圧を検出するブレーキシリンダ液圧センサと前記車体減速度を検出する車体減速度センサとのいずれかと、前記ブレーキ操作部材の操作力を検出する操作力センサとを含む検出手段と、
前記いずれかのセンサにより検出された前記操作ストロークとマスタシリンダ液圧とブレーキシリンダ液圧と車体減速度とのいずれかを前記操作力センサにより検出された操作力で割り算した実倍力率が、前記操作力の増加に伴って、基準値より大きい状態から基準値より小さくなった場合に、前記バキュームブースタが実質的に助勢限界に到達したとして、前記ブレーキシリンダの液圧を前記マスタシリンダの液圧より増圧することを開始する増圧装置と
を設けたことを特徴とするブレーキ装置。 A brake operation member operated by a driver,
A master cylinder that generates hydraulic pressure based on the operation of the brake operation member,
Vacuum which assists the operating force of the brake operating member by a differential pressure between a negative pressure chamber communicating with a negative pressure source and a variable pressure chamber selectively communicated with the negative pressure chamber and the atmosphere and outputs the operation force to the master cylinder. Boosters,
A brake connected to the master cylinder by a liquid passage and operated by hydraulic pressure supplied from the liquid passage, and a brake for suppressing wheel rotation;
In the brake device including
An operation stroke sensor for detecting an operation stroke of the brake operation member, a master cylinder pressure sensor for detecting a hydraulic pressure of the master cylinder, a brake cylinder pressure sensor for detecting a hydraulic pressure of the brake cylinder, and a detection of the vehicle body deceleration A vehicle deceleration sensor, and a detection unit including an operation force sensor for detecting an operation force of the brake operation member;
An actual boost factor obtained by dividing one of the operation stroke, the master cylinder pressure, the brake cylinder pressure, and the vehicle body deceleration detected by the one of the sensors by the operation force detected by the operation force sensor, When the operating force is increased and becomes smaller than the reference value from a state larger than the reference value, it is determined that the vacuum booster has substantially reached the assisting limit, and the hydraulic pressure of the brake cylinder is changed to the hydraulic pressure of the master cylinder. Pressure intensifier to start increasing pressure
A brake device comprising:
JP16455797A 1997-06-20 1997-06-20 Brake equipment Expired - Fee Related JP3539135B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP16455797A JP3539135B2 (en) 1997-06-20 1997-06-20 Brake equipment

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP16455797A JP3539135B2 (en) 1997-06-20 1997-06-20 Brake equipment

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH1111296A JPH1111296A (en) 1999-01-19
JP3539135B2 true JP3539135B2 (en) 2004-07-07

Family

ID=15795436

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP16455797A Expired - Fee Related JP3539135B2 (en) 1997-06-20 1997-06-20 Brake equipment

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3539135B2 (en)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10218973A1 (en) * 2002-04-27 2003-11-06 Continental Teves Ag & Co Ohg Method for controlling a hydraulic vehicle brake system with active hydraulic brake booster and hydraulic brake system

Also Published As

Publication number Publication date
JPH1111296A (en) 1999-01-19

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4332962B2 (en) Brake system for vehicles
JP3465003B2 (en) Brake equipment
US20150232076A1 (en) Brake Control Device
JP3539133B2 (en) Brake equipment
JP3637722B2 (en) Brake device
JPH11301442A (en) Hydraulic brake device for vehicle
JP2001171511A (en) Brake hydraulic source device and hydraulic brake system
JP3878771B2 (en) Brake device
JP3643227B2 (en) Brake device
JP3633191B2 (en) Brake device
JP3539135B2 (en) Brake equipment
JP2001114085A (en) Fluid pressure control device for brake system
JP3539134B2 (en) Brake equipment
JPH1120670A (en) Braking device
JP4484986B2 (en) Brake fluid pressure source device and brake device
JPH10329676A (en) Braking device
JP3541739B2 (en) Brake equipment
JP2002002466A (en) Brake system, method of detecting load condition, and method of controlling fluid pressure
JPH10100876A (en) Brake device
JP3536569B2 (en) Brake equipment
JPH10329678A (en) Braking device
JPH09254773A (en) Brake device for vehicle
JPH1148932A (en) Brake device
JP2616191B2 (en) Reflux type anti-lock brake system
JPH1120671A (en) Braking device

Legal Events

Date Code Title Description
TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20040302

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20040315

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090402

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100402

Year of fee payment: 6

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees