JP3565002B2 - Hydraulic pressure control device and vehicle hydraulic brake system - Google Patents

Hydraulic pressure control device and vehicle hydraulic brake system Download PDF

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【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は液圧制御装置と車両用液圧ブレーキシステムとに関するものであり、特に、シーティング弁と、電流の供給を受けて作動し、シーティング弁の弁子を駆動する弁子駆動装置とを備えた液圧制御装置、およびその液圧制御装置によりホイールシリンダの液圧が制御される車両用液圧ブレーキシステムに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
本出願人は先に、上記シーティング弁と弁子駆動装置とを備えた液圧制御装置を提案した。未公開の出願である特願平８−１７９８８号に記載されたものがそれである。この液圧制御装置は、▲１▼弁座と弁子とを備えて液通路の途中に設けられ、弁子が弁座に着座することにより液通路を高圧側と低圧側とに仕切るとともに、弁子が高圧側と低圧側との液圧差を弁座から離間する向きに受けるシーティング弁と、▲２▼弁子を弁座に着座する向きに付勢する弾性部材と、▲３▼電流の供給を受けて弁子に弁座から離間する向きの駆動力を付与する弁子駆動装置と、▲４▼その弁子駆動装置へ電流を供給し、弁子駆動装置を制御する制御回路とを含むように構成される。
【０００３】
この液圧制御弁においては、弾性部材の弾性力に基づく付勢力が弁子を弁座に着座させる向きに作用し、弁子に作用する液圧差に基づく付勢力および弁子駆動装置により弁子に付与される付勢力が弁子を弁座から離間させる向きに作用する。弾性部材の弾性力に基づく付勢力が他の２つの付勢力の和より大きければシーティング弁は閉じ、前者が後者より小さければシーティング弁は開く。そして、弁子駆動装置により弁子に付与される付勢力は、弁子駆動装置に供給される電流の大きさによって変わるため、この電流を制御することにより、シーティング弁が閉じる際の液圧差、すなわち、シーティング弁の高圧側と低圧側との少なくとも一方の液圧を制御することができる。
【０００４】
例えば、車両用液圧ブレーキシステムにおいて、ブレーキ操作部材の操作力に応じたマスタシリンダ液圧を発生させるマスタシリンダと、車輪の回転を抑制するブレーキを作動させるホイールシリンダとを接続する液通路の途中に本液圧制御装置を設ければ、マスタシリンダ液圧を所望量だけ減圧してホイールシリンダに供給することができる。つまり、弁子駆動装置への供給電流を制御することにより、マスタシリンダに比して低圧側であるホイールシリンダの液圧を制御することができるのである。また、作動液を大気圧で収容するリザーバと上記ホイールシリンダとを接続する液通路の途中に本液圧制御装置を設ければ、リザーバに比して高圧側であるホイールシリンダの液圧を制御することができる。
しかし、従来の液圧制御装置は、液圧制御の開始時における応答性が不十分であるという問題があった。従来の液圧制御装置においては、シーティング弁が閉状態にある状態からシーティング弁の上流側と下流側との液圧差を漸減させる必要が生じた場合に、制御回路が弁子駆動装置に供給する電流を０から漸増させ、その電流に基づいて弁子駆動装置により弁子に付与される付勢力が、弾性部材の弾性力から液圧差に基づく付勢力を差し引いた付勢力差より大きくなった場合にシーティング弁が開くように構成されていた。そのため、シーティング弁を開状態とする必要が生じた瞬間から電流が漸増してシーティング弁を開く大きさになるまでの時間だけ応答が遅れることになるからである。
【０００５】
【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】
本発明は、上記のように、シーティング弁が閉状態にある状態からシーティング弁の上流側と下流側との液圧差を漸変させる必要が生じた場合における応答性を改善することを課題としてなされたものであり、本発明によれば、下記に記載の各態様の液圧制御弁装置が得られる。各態様は請求項と同様に、項ごとに項番号を付すとともに、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記載する。各項の構成要素の組合わせの可能性を明示するためである。
（１）弁座と弁子とを備えて液通路の途中に設けられ、弁子が弁座に着座することにより液通路を高圧側と低圧側とに仕切るとともに、弁子が高圧側と低圧側との液圧差に基づく付勢力を弁座から離間する向きに受けるシーティング弁と、
前記弁子を前記弁座に着座する向きに付勢する弾性部材と、
電流の供給を受けて前記弁子に前記弁座から離間する向きの駆動力を付与する弁子駆動装置と、
その弁子駆動装置へ電流を供給するとともに、その電流の大きさを制御することにより前記シーティング弁の高圧側と低圧側との少なくとも一方の液圧を制御する制御回路と
を含む液圧制御装置において、
前記制御回路に、
前記シーティング弁が閉状態にある状態から、前記弁子駆動装置への電流をステップ的に増大させ、かつ、そのステップ的に増大させる電流の量であるステップ量を前記液圧差が大きいほど小さくするステップ制御手段と、
そのステップ制御手段によるステップ的増大に続いて前記液圧差を漸減させるべく前記弁子駆動装置への電流を漸増させる漸増制御手段と
を設けたことを特徴とする液圧制御装置（請求項１）。
この構成の液圧制御装置においては、シーティング弁が閉状態にある状態からシーティング弁の上流側と下流側との液圧差を漸減させる必要が生じ、制御回路が弁子駆動装置への電流を漸増させるに際して、まず、ステップ制御手段が、電流をステップ的に増大させ、かつ、そのステップ的に増大させる電流の量を上記液圧差が大きいほど小さくする。そのステップ的に増大に続いて、漸増制御手段が、上流側と下流側との液圧差を漸減させるべく弁子駆動装置への電流を漸増させる。
シーティング弁を開くのに必要な電流は、液圧差が大きいほど小さくて済むため、ステップ制御手段を、弁子に作用する液圧差に基づく付勢力が大きいほどステップ量を小さくするものとすれば、液圧差の大小の影響を小さくすることができる。ステップ制御手段を、弁子に作用する液圧差に基づく付勢力の大小にかかわらず、常に丁度シーティング弁を開かせる大きさにステップ量を決定するものとすれば理想的であるが、それは不可欠ではない。例えば、ステップ量が、シーティング弁を丁度開く大きさより大きい場合には、シーティング弁の開き量が過大となり、液圧の変化勾配が過大にはなるものの、シーティング弁を開く必要が生じた瞬間にシーティング弁が開かれ、応答遅れの発生は回避できるのである。逆に、ステップ量がシーティング弁を開くには足りない大きさであっても、その後電流が漸増させられれば、電流が０から漸増させられる場合に比較して短時間でシーティング弁が開かれ、応答遅れが減少させられる。
（２）前記シーティング弁の前後の液圧差を検出する液圧差検出装置と、
その液圧差検出装置により検出された液圧差に基づいて前記ステップ量を決定するステップ量決定手段と
を含む (1)項に記載の液圧制御装置（請求項２）。
このように構成すれば、ステップ量を、丁度シーティング弁を開かせる大きさに決定することが可能となる。
（３）前記液圧差検出装置と前記ステップ量決定手段との少なくとも一方に、液圧差の検出とステップ量の決定との少なくとも一方を繰り返させ、得られた結果を更新する更新手段を含む (2)項に記載の液圧制御装置。
更新手段によりステップ量が繰り返し更新されていれば、シーティング弁を開く必要が生じた瞬間に現に記憶されているステップ量が丁度シーティング弁を開く大きさになっていることになり、そのステップ量を使用して直ちにシーティング弁を開かせることができる。
（４）前記制御回路が、前記シーティング弁が開いている状態において、前記弁子駆動装置に前記液圧差の減少に伴って増大する電流を供給する液圧差対応電流制御手段を有する (1)ないし (3)項のいずれか１つに記載の液圧制御装置。
この構成によれば、一旦開状態にされたシーティング弁が自身の前後の液圧差の減少によって閉じてしまうことを回避することができる。この態様の液圧制御装置は、シーティング弁が開くことによってそれの前後の液圧の少なくとも一方が変化し、液圧差が減少する液圧回路の液圧制御に適している。例えば、本液圧制御装置が車両用液圧ブレーキシステムのホイールシリンダの液圧の制御に使用される場合には、シーティング弁が開かれてホイールシリンダに作動液が流入し、あるいはホイールシリンダから作動液が流出すれば、ホイールシリンダ液圧が必然的に変化し、シーティング弁前後の液圧差が減少するため、液圧差対応電流制御手段を有する制御回路が適しているのである。
（５）前記ステップ制御手段が、前記ステップ量を、前記シーティング弁の使用量が大きい場合に小さい場合に比較して小さくする使用量対応ステップ量減少手段を含む (1)ないし (4)項のいずれか１つに記載の液圧制御装置（請求項３）。
(1)ないし (4)項のいずれか１つに記載の液圧制御装置において、シーティング弁の使用量が増大するにつれて適正ステップ量（シーティング弁を閉状態から開状態にする際に電流をステップ的に増大させるべき量）が減少することが判明した。その原因は、弁子を弁座に着座する向きに付勢する弾性部材のへたりではないかと推測される。この推測が妥当であるか否かはさらに検討の必要があるが、ステップ制御手段に、シーティング弁の使用量が増大するにつれてステップ量を減少させる使用量対応ステップ量減少手段を設けることによって、液圧制御装置の液圧制御精度を向上させ得ることが、実験によって確認されている。ここにおいて、シーティング弁の使用量は、使用開始時点から現時点までの経過時間によって表すことも、次項に記載のようにシーティング弁の使用開始時点から現時点までの作動量の総計によって表すことも可能である。そして、作動量の総計は、シーティング弁の総作動回数や、弁子駆動装置への通電時間の総計等によって表すことができる。ステップ量は、シーティング弁の使用量の増大につれて連続的にあるいは多段階に減少させることが望ましいが、最も単純には、シーティング弁の使用量が設定使用量に達した時に１回、設定量だけ減少させるのみでも相応の効果を得ることができる。
（６）前記シーティング弁の使用量が、そのシーティング弁の使用開始時点から現時点までの作動量の総計である (5)項に記載の液圧制御装置。
（７）前記作動量の総計が前記シーティング弁の作動回数の総計である (6)項に記載の液圧制御装置（請求項４）。
（８）前記作動量の総計が前記弁子駆動装置への通電時間の総計である (6)項に記載の液圧制御装置（請求項５）。
（９）使用量対応ステップ量減少手段が、前記使用量の増大につれて前記ステップ量を小さくする手段を含む (5)ないし (8)項のいずれか１つに記載の液圧制御装置。
（１０）前記使用量対応ステップ量減少手段が、前記シーティング弁の現時点までの使用量を記憶する使用量記憶手段を含む (5)ないし (9)項のいずれか１つに記載の液圧制御装置。
本発明によれば、さらに、下記に記載の各態様の車両用液圧ブレーキシステムが得られる。各態様は請求項と同様の形式で記載することは上記液圧制御弁装置の場合と同じである。
（１１）液圧源と、
車輪の回転を抑制するブレーキを作動させるホイールシリンダと、
弁座と弁子とを備えて前記液圧源とホイールシリンダとを接続する液通路の途中に設けられ、弁子が弁座に着座することにより液通路を遮断するとともに、弁子が液圧源側とホイールシリンダ側との液圧差に基づく付勢力を弁座から離間する向きに受けるシーティング弁と、
前記弁子を前記弁座に着座する向きに付勢する弾性部材と、
電流の供給を受けて前記弁子に前記弁座から離間する向きの駆動力を付与する弁子駆動装置と、
その弁子駆動装置へ電流を供給するとともに、その電流の大きさを制御することにより前記ホイールシリンダの液圧を制御する制御回路と
を含むブレーキシステムにおいて、
前記制御回路に、
前記シーティング弁が閉状態にある状態から、前記弁子駆動装置への電流をステップ的に増大させ、かつ、そのステップ的に増大させる電流の量であるステップ量を前記液圧差が大きいほど小さくするとともに、前記ホイールシリンダの液圧を単位量増大させるのに必要な作動液量が多い場合は少ない場合より大きくするステップ制御手段と、
そのステップ制御手段によるステップ的増大に続いて前記液圧差を漸減させるべく前記弁子駆動装置への電流を漸増させる漸増制御手段と
を設けたことを特徴とするブレーキシステム（請求項６）。
本態様についても前記 (1)項に関する説明がそのまま当てはまる上、以下のような特有の効果が得られる。
ホイールシリンダ液圧を大気圧から増大させる際、すなわち制動開始直後には、ホイールシリンダの液圧上昇に遅れが生じ易い。制動開始直後にはホイールシリンダの液圧を単位量増大させるのに必要な作動液量が多く、シーティング弁とホイールシリンダとを接続している液通路内の作動液流量が大きいために、シーティング弁出口近傍の液圧とホイールシリンダの液圧との間に大きな差が生じるからである。また、作動液流量が多い制動開始直後におけるシーティング弁の流路面積が、作動液流量が多くない通常の増圧時と同じである場合には、シーティング弁の出力液圧を目標液圧に精度よく追従させることができない場合もある。 それに対し、本態様におけるように、制動初期にはシーティング弁を閉状態から開状態にする際における電流のステップ的変化量を特別に大きくされれば、ホイールシリンダに供給される作動液流量が大きくなり、ホイールシリンダの液圧上昇の遅れが防止され、あるいは軽減される。あるいは、作動液流量が多い状態とそれ以外の作動液流量が少ない状態との両方において、シーティング弁の出力液圧を目標液圧に精度よく追従させることが可能となる。
（１２）リザーバを備え、そのリザーバと前記ホイールシリンダとを接続する液通路の途中に、前記シーティング弁，弾性部材，弁子駆動回路および制御回路を含む増圧用液圧制御装置と同じ構成の減圧用液圧制御装置が、その減圧用液圧制御装置のシーティング弁がそれの弁子が前記ホイールシリンダ側と前記リザーバ側との液圧差を弁子が弁座から離間する向きに受ける向きで設けられた(11)項に記載の車両用液圧ブレーキシステム。
本態様においては、ホイールシリンダの液圧が増圧用液圧制御装置により増圧され、減圧用液圧制御装置により減圧される。同じ構造の液圧制御装置により増圧と減圧とを実現し得るのであり、増圧用液圧制御装置と減圧用液圧制御装置との殆どすべての部品を共用し得、あるいは液圧制御のロジックが単純になる等により装置コストの低減を図り得る。
なお、増圧用液圧制御装置と減圧用液圧制御装置との両方に (1)項の発明を適用することができる。また、液圧制御装置に関して前述した (2)ないし(10)項の構成は、上記(11)項または(12)項に記載の車両用液圧ブレーキシステムにも採用可能である。
（１３）前記リザーバが、前記シーティング弁を経て前記ホイールシリンダから一制動中に流出する作動液を収容し、その制動の終了後に前記液圧源へ還流させるものであるとともに、前記一制動に対して収容し得る作動液の最大量であるリザーバ容量が、前記ホイールシリンダの非制動状態から制動状態までに収容し得る作動液の最大量であるホイールシリンダ容量より小さい(12)項に記載の車両用液圧ブレーキシステム。
このように、リザーバを、ホイールシリンダから一制動中に流出する作動液を収容し、その制動の終了後に液圧源へ還流させるものとし、かつ、リザーバ容量をホイールシリンダ容量より小さくしておけば、万一、制動中にシーティング弁，弁駆動装置，制御回路等の故障，誤作動等が発生し、ホイールシリンダからリザーバへの作動液の流出が無制限に許容される状態となっても、車両は支障なく制動される。シーティング弁によりホイールシリンダからの作動液の流出が無制限に許容される事態が生じた場合、リザーバが作動液を収容可能な間は作動液が流出する。しかし、総流出量がリザーバ容量に相当する大きさとなれば、もはや作動液はリザーバに流入できず、したがってホイールシリンダから流出できない。リザーバ容量がホイールシリンダ容量より小さいため、制御回路等の誤作動等によってホイールシリンダから作動液が流出させられた際、たとえ液圧源から作動液が補給されなくても、ホイールシリンダ内には作動液が残存し、ある程度の制動力が確保される。 また、液圧源から作動液が補給される場合には、比較的少ない補給によって、ブレーキに十分な大きさの制動力を発生させることができる。液圧源が、ブレーキ操作部材の操作力に応じたマスタシリンダ液圧を発生させる通常のマスタシリンダである場合には、補給される作動液量分だけブレーキ操作部材の操作ストロークが大きくなるとともに、ブレーキの効き遅れが生じるが、これら操作ストロークの増大および効き遅れが小さくて済むのである。また、液圧源が動力液圧源である場合には、上記作動液の補給に伴う操作ストローク増大の問題は生じず、ブレーキの効き遅れの問題が生じるが、この効き遅れが小さくて済む効果が得られる。以上によって、車両用液圧ブレーキシステムの信頼性が向上する。
換言すれば、本態様の車両用液圧ブレーキシステムにおいては、リザーバ内の作動液量が最小量でかつブレーキが効いている状態から減圧用液圧制御装置のシーティング弁が開かれて、ホイールシリンダからリザーバへ作動液が、リザーバが完全に満たされるまで流出させられても、ブレーキが未だ効いている事態を生じさせ得る大きさにリザーバの容量が選定されることになる。
また、リザーバの容量が、ブレーキの効きは互いに異なるが共に実質的に効いている２つの状態においてそれぞれホイールシリンダに収容され得る作動液の２つの量の差より小さく選定されるとも言い得る。上記２つの状態が、その液圧ブレーキシステムにおいて予定されている最大液圧がホイールシリンダに供給された状態と、ブレーキが実質的に効くと言い得る範囲で最も低い液圧がホイールシリンダに供給された状態との２つである場合に、それら２つの状態におけるホイールシリンダ内の作動液の量の差が最大になる。リザーバの容量がこの最大の差より小さく選定されれば、本態様の要件が満たされることになるが、それは不可欠のことではなく、この最大の差より小さい範囲内において任意の大きさにリザーバの容量を選定し得る。リザーバの容量を小さく選定するほど、減圧用液圧制御弁装置の誤作動等によりホイールシリンダの作動液がリザーバへ流出した場合のブレーキの効きの低下を小さくし得るが、一制動中において正常にホイールシリンダから流出させられる作動液は収容し得る容量であることが必要である。リザーバの容量は、上記２つの状態における差の最大値と、一制動中において正常にホイールシリンダから流出させられる作動液量とをそれぞれ上限および下限とする範囲から選定されるべきであることになる。
（１４）前記リザーバが、前記シーティング弁を経て前記ホイールシリンダから一制動中に流出する作動液を収容し、その制動の終了後に前記液圧源へ還流させるものであるとともに、当該車両用液圧ブレーキシステムが、前記一制動中に前記ホイールシリンダから前記シーティング弁を経て前記リザーバへ流出させられた作動液の総量が、前記リザーバが前記一制動に対して収容し得る作動液の最大量であるリザーバ容量を超えた場合に、作動液漏れが生じたとする液漏れ検出手段を含む(12)または(13)項に記載の車両用液圧ブレーキシステム。
このように、一制動中におけるホイールシリンダからの作動液の総流出量がリザーバ容量を超えた場合に液漏れが生じたとする液漏れ検出手段を付加すれば、万一液漏れが生じた場合に、それを早期に検出することができる。リザーバ容量が小さいほど早期に液漏れを検出することができるのであり、その点、本態様においてはリザーバ容量がホイールシリンダ容量より小さくされているため、特に早期に液漏れを検出することができる。
液漏れ検出手段により液漏れが検出された場合に増圧用および減圧用の両液圧制御装置作動を共に禁止する液圧制御全面禁止手段や、減圧用の液圧制御装置の作動を禁止する減圧禁止手段を設ければ、作動液の漏れを少なく抑えることができる。液圧源が、通常のマスタシリンダである場合にはブレーキ操作部材の操作ストロークの増大を小さく抑えることができ、動力液圧源である場合には、多量の作動液が漏れてしまうことを防止することができるのであり、それによって、車両用液圧ブレーキシステムの信頼性が向上する。
（１５）前記液圧源が、ブレーキ操作部材の操作状態に応じた大きさのマスタシリンダ液圧を発生させるマスタシリンダであり、かつ、前記弾性部材の弾性力が、前記弁駆動装置に電流が供給されない状態において前記シーティング弁を丁度開く液圧差が、前記マスタシリンダ液圧の最大値である最大マスタシリンダ液圧より小さくなる大きさに設定されている(11)ないし(14)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
このように構成すれば、万一、制御回路等の故障，誤動作等により、弁子駆動装置に電流が供給されない事態が発生しても、ブレーキを作動させることができる。シーティング弁は、弁子駆動装置に電流が供給されない状態においては、自身の前後の液圧差に基づく付勢力が弾性部材の弾性力に打ち勝つに至れば開き、マスタシリンダ液圧を設定液圧差分だけ減圧してホイールシリンダに供給する減圧弁として機能するため、マスタシリンダに、その減圧量を超えるマスタシリンダ液圧を発生させれば、シーティング弁が開き、マスタシリンダからホイールシリンダへの作動液の流入が許容され、ブレーキが作動させられるのである。
（１６）前記リザーバが、付勢手段により容積が減少する向きに付勢された液収容室を備え、前記制動終了後には前記付勢手段の付勢力に基づいて前記液収容室内の作動液を排出する(12)ないし(15)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
リザーバをこのように構成すれば、制動終了時にリザーバが接続されている液通路の液圧が大気圧近くまで低下すれば、リザーバ内の作動液が自然に排出される。液収容室は、例えばハウジングとそのハウジング内に液密かつ摺動可能に配設されたピストンとの間に形成可能であり、その場合には前記付勢手段としては、ピストンを液収容室の容積を減少させる向きに付勢する圧縮コイルスプリング等の弾性部材が好適である。液収容室はまた、ハウジングとその内部に配設された膨張部材との間に形成することもできる。膨張部材は、例えばゴム製の袋に気体が封入されたものとすることができ、この場合には、ゴム製の袋に封入された気体が前記付勢手段として機能する。
（１７）前記液圧源が、副リザーバとしての前記リザーバとは別の、作動液を大気圧で収容する主リザーバを備え、当該車両用液圧ブレーキシステムが、前記ホイールシリンダと前記主リザーバとを、前記シーティング弁をバイパスするとともに前記液圧源とシーティング弁との間の液通路を経て接続するバイパス通路と、そのバイパス通路の途中にホイールシリンダから主リザーバに向かう向きの作動液の流れは許容するが逆向きの流れは阻止する向きに配設された逆止弁とを含む(12)ないし(16)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
このように、逆止弁を有するバイパス通路を設ければ、液圧源とシーティング弁との間の液通路の液圧がホイールシリンダ液圧より低くなった際、シーティング弁の状態とは無関係に作動液がホイールシリンダ側から主リザーバ側へ流れることが許容される。
（１８）前記増圧用液圧制御装置のシーティング弁と並列に逆止弁が前記ホイールシリンダから前記液圧源に向かう向きの作動液の流れは許容するが逆向きの流れは阻止する向きに設けられ、前記減圧用液圧制御装置のシーティング弁と並列に逆止弁が前記リザーバから前記ホイールシリンダに向かう向きの作動液の流れは許容するが逆向きの流れは阻止する逆止弁が設けられた(12)ないし(17)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
本項の構成と前記(17)項の構成とを合わせて採用すれば、制動終了時に副リザーバの作動液がバイパス通路を利用して主リザーバに還流させることが可能となる。
（１９）前記弁子駆動装置が、前記シーティング弁の弁子と一体的に移動する被電磁付勢体と、前記被電磁付勢体に前記弾性部材の付勢力の向きとは逆向きの電磁付勢力を付与するコイルとを含む(11)ないし(18)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
（２０）当該車両用液圧ブレーキシステムが、車両駆動源としての電動モータに回生制動を行わせる回生制動システムを備えた車両に設けられ、前記液圧源が、ブレーキ操作部材の操作力に応じたマスタシリンダ液圧を発生させるマスタシリンダであり、かつ、前記制御回路が、前記マスタシリンダ液圧を前記回生制動システムの回生制動力に相当する液圧分だけ減圧させるように前記弁子駆動装置を制御する回生協調制御手段を含む(11)ないし(19)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
（２１）前記増圧用液圧制御装置および前記減圧用液圧制御装置の前記制御回路を除く部分から成る第一液圧制御弁装置と前記ホイールシリンダとの間に設けられた第二液圧制御弁装置と、その第二液圧制御弁装置を制御することにより、制動時の車輪の過大なスリップを防止するアンチロック制御、加速時の車輪の過大なスリップを防止する加速スリップ制御、車両の走行安定性を向上させる走行安定性制御、および前記ブレーキ操作部材の操作状態に正確に対応した減速度を車両に生じさせる制動効果制御の少なくとも１つ行う第二液圧制御弁装置制御回路を含む(12)ないし(20)項のいずれか１つに記載の車両用液圧ブレーキシステム。
【０００６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のいくつかの実施形態を図面に基づいて説明する。図１は、本発明の一実施形態である液圧制御装置を含む車両用液圧ブレーキシステムの構成を示す系統図である。本液圧ブレーキシステム１０は、駆動源として内燃機関と電動モータとを共に含むハイブリッド車両に用いられるものである。本実施形態のハイブリッド車両の制動は、本液圧ブレーキシステム１０による制動と、図示しない回生制動システムによる回生制動とによって行われる。回生制動システムは、上記電動モータを発電機として機能させ、それによって発生させられた電気エネルギを蓄電池に蓄積することによって、車両を制動するシステムである。電動モータの回転軸が外部からの力によって強制的に回転させられる際に、電動モータに発生する起電力（単に、回生起電力と称する）により蓄電池を充電すれば、電動モータが上記外部の力に対して負荷となり、制動力が発生する。蓄電池の充電は車両の制動が必要なときのみ行なわれる。制動中の車両の運動エネルギの一部が電気エネルギに変換され、蓄電池内に蓄えられるのであり、このことによって車両を制動し得るのみならず、蓄電池内の電気的エネルギの消費を低減させることができ、無充電で走行できる距離を延ばすことができる。
【０００７】
回生による制動力（回生制動力と称する）の大きさは、常に一定であるわけではない。例えば、電動モータの回転軸の回転速度が大きいほど、回生制動力も大きくなる傾向があり、車両の走行速度が極めて小さい場合は、回生制動力はほとんど０になる。また、蓄電池の容量が完全に満たされている場合に、過充電による蓄電池の劣化を防止するためにエネルギの回生を禁止する制御が行なわれることが多く、この場合、回生が禁止されている期間中は回生制動力は０になる。一方、車両の制動力の大きさは、回生制動力の大きさとは直接関係のない操縦者の意図に応じた大きさに制御される必要がある。したがって、液圧ブレーキシステム１０によって発生させるべき液圧制動力の大きさは、操縦者の意図に応じた所要制動力から回生制動力を減じた大きさであることになる。このような液圧ブレーキシステム１０の制御を回生制動協調制御と称する。所要制動力の大きさは、ブレーキ操作部材の操作力，操作ストローク，操作時間等ブレーキ操作状況から知ることができる。また、回生制動力の大きさに関する情報は回生制動システムから得ることができる。
【０００８】
図５に操縦者の意図に応じた所要制動力と、回生制動システムによる回生制動力と、液圧ブレーキシステムによる液圧制動力との関係の一例を概念的に示す。図から明らかなように、ブレーキ操作状況から取得される所要制動力が増大するにつれて、液圧制動力および回生制動力が増大させられる。図５においては、回生制動力が液圧制動力よりやや遅れて増大を開始することとされているが、これは不可欠なことではない。回生制動力が車速に応じて決まる最大値に達した後は、所要制動力の増大は液圧制動力の増大により実現される。本実施形態においては、回生制動システムが回生制動力をできる限り有効に利用するように構成されているのである。制動が行われれば車速が漸減するため、回生制動力も漸減するのであるが、図５は、単純化のために回生制動力が一定であるとして描かれている。所要制動力が減少すれば、まず、液圧制動力が減少させられる。その液圧制動力の減少が不可能になった場合（その理由は後に説明する）には、回生制動力が減少させられ、回生制動力が０になった後は液圧制動力が所要制動力とほぼ等しい大きさを保って減少する。この理由も後述する。
【０００９】
液圧ブレーキシステム１０は、マスタシリンダ１２と、ポンプ１４と、そのポンプ１４から供給される高圧の作動液を蓄積するアキュムレータ１６とを含んでいる。マスタシリンダ１２およびポンプ１４には、マスタリザーバ１８から作動液が供給される。マスタシリンダ１２は、後述する液圧供給部Ｆおよび液圧供給部Ｒを含んでいる。なお、アキュムレータ１６には、ポンプ１４の作動によって、設定圧力範囲（本実施形態においては、１７ＭＰａ〜１８ＭＰａ≒１７４〜１８４ｋｇｆ／ｃｍ２ の範囲）の作動液が常時蓄えられるようにされている。アキュムレータ１６には図示しない圧力スイッチが取り付けられており、この圧力スイッチのヒステリシスを有するＯＮ，ＯＦＦに応じてポンプ１４が起動，停止させられるようになっているのであり、ポンプ１４およびアキュムレータ１６によって、ほぼ一定の液圧を供給する定液圧源２０が構成されている。
【００１０】
マスタシリンダ１２の液圧供給部Ｆは、液圧供給部Ｆから延びて、途中二股に分岐する液通路２２によって、左前輪のホイールシリンダ２４（ＦＬシリンダ２４と略称する）と、右前輪のホイールシリンダ２６（ＦＲシリンダ２６と略称する）とに接続されている。液通路２２の二股に分岐した部分の、ＦＬシリンダ２４に接続される部分には、常開の電磁開閉弁３０が、また、ＦＲシリンダ２６に接続される部分には、常開の電磁開閉弁３２がそれぞれ設けられている。液通路２２の液圧供給部Ｆ側の（二股に分岐していない）部分には、液圧センサ３４が接続されている。この液圧センサ３４によって測定される液圧をマスタシリンダ液圧Ｐｍｃと称する。液通路２２の電磁開閉弁３０とＦＬシリンダ２４との間の部分は液通路３６によって、また、電磁開閉弁３２とＦＲシリンダ２６との間の部分は液通路３８によって、それぞれ液通路４０に接続されている。また、液通路３６，３８の途中には、それぞれ常閉の電磁開閉弁４２，４４が取り付けられている。
【００１１】
一方、液圧供給部Ｒは、液圧供給部Ｒから延びて途中二股に分岐する液通路４８によって、左後輪のホイールシリンダ５０（ＲＬシリンダ５０と略称する）と、右後輪のホイールシリンダ５２（ＲＲシリンダ５２と略称する）とに接続されている。液通路４８の液圧供給部Ｒ側の（二股に分岐していない）部分の途中には、液圧供給部Ｒ側から順に、リニアバルブ装置５６，常開の電磁開閉弁５８およびプロポーショニングバルブ６０（Ｐバルブ６０と略称する）がそれぞれ設けられている。液通路４８の、マスタシリンダ１２とリニアバルブ装置５６との間の部分には液圧センサ６２が、また、リニアバルブ装置５６と電磁開閉弁５８との間の部分には液圧センサ６４が接続されている。液圧センサ６２によって取得される液圧を入力液圧Ｐｉｎ，液圧センサ６４によって取得される液圧を出力液圧Ｐｏｕｔ１と称する。リニアバルブ装置５６の両側の液圧が測定できるようになっているのである。液圧センサ３４，６２および６４の測定結果（マスタシリンダ液圧Ｐｍｃ，入力液圧Ｐｉｎおよび出力液圧Ｐｏｕｔ１）は、コントローラ６６により取得される。後述するように、コントローラ６６は、液圧センサ６４の測定結果に基づいて、リニアバルブ装置５６の状態を制御する。液通路４８の、電磁開閉弁５８とＰバルブ６０との間の部分と液通路４０とが液通路７０により接続されており、その液通路７０の途中に常閉の電磁開閉弁７２が設けられている。
【００１２】
液通路４８のリニアバルブ装置５６と電磁開閉弁５８との間の部分には、液通路７６が接続されている。液通路７６は、液通路４８から延びて途中二股に分岐しており、分岐していない部分の途中には、常閉の電磁開閉弁８０が設けられている。また、液通路７６の、二つに分岐した部分の一方は、液通路３６，２２を介してＦＬシリンダ２４に接続されるとともに、途中に常開の電磁開閉弁８４が設けられている。また、液通路７６の二つに分岐した部分の他方は、液通路３８，２２を介してＦＲシリンダ２６に接続されるとともに、途中に常開の電磁開閉弁８６が設けられている。以上に説明した各電磁開閉弁３０，３２，４２，４４，５８，７２，８０，８４および８６は、コントローラ６６によって制御される。液通路７６の、電磁開閉弁８０と電磁開閉弁８４および電磁開閉弁８６との間の部分には、液圧センサ８８が接続されている。液圧センサ８８による測定結果を、出力液圧Ｐｏｕｔ２と称する。出力液圧Ｐｏｕｔ２は、コントローラ６６によって取得され、液圧センサ６４の出力が正常か否かの監視に使用される。電磁開閉弁８０が開状態にある場合に、液圧センサ６４により検出された出力液圧Ｐｏｕｔ１の値が出力液圧Ｐｏｕｔ２の値から離れている場合に液圧センサ６４の出力が異常である可能性があると判定されるのである。これは、電磁開閉弁８０が開状態にあれば、液圧センサ６４と液圧センサ８８とが互いに連通した状態となり、液圧センサ６４，８８が共に正常であれば、出力液圧Ｐｏｕｔ１と出力液圧Ｐｏｕｔ２とがほぼ同じになるはずであるからである。本実施形態においては、この判定結果に基づいて操縦者に液圧センサ異常が報知されるが、この報知と共に、あるいは報知に代えて、コントローラ６６によるリニアバルブ装置の制御が禁止されるようにしてもよい。
【００１３】
常開の電磁開閉弁５８，８４および８６が設けられている液通路（液通路４８および液通路７６）には、それらの電磁開閉弁をバイパスするバイパス液通路がそれぞれ設けられており、各々のバイパス液通路の途中には、逆止弁９０，９２および９４がそれぞれ設けられている。これらの逆止弁９０，９２および９４は、対応するホイールシリンダからマスタシリンダ１２に向かう作動液の流れは許容するが、その逆向きの流れは阻止する向きに取り付けられている。液圧供給部Ｆは、マスタリザーバ１８から作動液の供給を受けるが、液圧供給部Ｒは、マスタリザーバ１８に加えて、定液圧源２０からも作動液の供給を受けられるようになっている。
【００１４】
図２は、マスタシリンダ１２の内部構造を概略的に示す断面図である。マスタシリンダ１２は、そのケーシングに設けられた摺動穴１００，その摺動穴１００に摺動可能かつ液密に嵌合されたプランジャ１０２およびスプール１０４を含んでいる。また、プランジャ１０２とスプール１０４との間にはスプリング１０８が、スプール１０４と摺動穴１００の底面１１０との間には、スプリング１１２が設けられている。なお、スプリング１０８とスプリング１１２とは同一のものである。摺動穴１００の、プランジャ１０２とスプール１０４との間の空間は、図２に示した状態でマスタリザーバ１８と連通しており、マスタリザーバ１８から供給される作動液で満たされている。この空間を、第一液圧室１１６と称する。第一液圧室１１６は、プランジャ１０２の摺動穴１００内における位置に係わらず、常に液通路２２（図１参照）と連通するようになっている。
【００１５】
スプール１０４の縮径部と摺動穴１００とによって形成されるリング状の空間も、図２に示した状態においてマスタリザーバ１８と連通しており、作動液で満たされている。この空間を第二液圧室１１８と称する。第二液圧室１１８は、スプール１０４の摺動穴１００内における位置に係わらず、常に液通路４８（図１参照）と連通するようになっている。また、摺動穴１００の底面１１０と、スプール１０４との間の空間は、液通路１２０によって液通路４８と連通しており、この空間も作動液で満たされるようになっている。この空間を、第三液圧室１２２と称する。第一液圧室１１６，第二液圧室１１８および第三液圧室１２２における作動液の液圧を、それぞれ、第一液圧Ｐ１，第二液圧Ｐ２および第三液圧Ｐ３と称する。第二液圧Ｐ２と第三液圧Ｐ３とは、上述の液通路１２０の存在によって同じ値となる。なお、前記液圧供給部Ｆは、上記マスタシリンダ１２の構成のうち、第一液圧室１１６に液圧Ｐ１を発生させる部分であり、液圧供給部Ｒは、第二液圧室１１８に第二液圧Ｐ２を、また、第三液圧室１２２に第三液圧Ｐ３を発生させる部分である。
【００１６】
ブレーキペダル１２６（図１参照）が操縦者によって踏み込まれると、その踏力は図示しないバキュームブースタにより倍力され、プランジャ１０２に図２に示す矢印の向きに作用する。この倍力された踏力は、プランジャ１０２を上記矢印の向きに移動させるとともにスプリング１０８を縮め、その弾性力によってスプール１０４を上記矢印の向きに移動させ、スプリング１１２を縮める。プランジャ１０２の移動により、第一液圧室１１６がマスタリザーバ１８から遮断されると、第一液圧Ｐ１が大気圧から上昇を始める。第一液圧Ｐ１は、スプール１０４の第一液圧室１１６側の端面１３０に作用し、スプール１０４を、上記倍力された踏力と同じ向きに付勢する。この付勢力（Ｆ１と表わす）の大きさは、スプール１０４の端面１３０の面積をＡ１で表せば、Ｐ１・Ａ１である。スプール１０４がスプリング１０８の弾性力と付勢力Ｆ１とによって移動させられて、第二液圧室１１８がスプール１０４によってマスタリザーバ１８から遮断され、スプール１０４がさらに移動させられると、第二液圧Ｐ２および第三液圧Ｐ３が上昇する。スプール１０４がさらに移動すれば、第二液圧室１１８が定液圧源２０に連通させられ、定液圧源２０から第一液圧Ｐ１よりも高い液圧の作動液が第二液圧室１１８および第三液圧室１２２に供給されて、それによっても第二液圧Ｐ２および第三液圧Ｐ３が上昇する。
【００１７】
この時期において、スプール１０４を摺動穴１００内において摺動させようとする力は、上記付勢力Ｆ１，スプリング１０８および１１２の弾性力（これらを、それぞれ、弾性力ｆ１および弾性力ｆ３と表す）および第三液圧室１２２の液圧Ｐ３による付勢力（Ｆ３と表す）である。第二液圧Ｐ２は、スプール１０４の二つの拡径部の縮径部側の端面に同じ大きさで互いに逆向きに作用するので無視することができる。付勢力Ｆ３は、スプール１０４のスプリング１１２側の端面１３２の面積をＡ３とすると、Ｐ３・Ａ３である。なお、端面１３２の面積Ａ３は、端面１３０の面積Ａ１に等しいので、これらの面積をＡと書き換えると、スプール１０４を摺動穴１００内において移動させる力の釣合式は次のようになる。
Ｐ１・Ａ＋ｆ１＝Ｐ３・Ａ＋ｆ３ ・・・（１）
スプリング１０８および１１２の弾性力ｆ１（およびｆ３）は、通常の制動時における上記倍力された踏力に基づく付勢力Ｆ１に比して小さくされており、説明を簡単にするためにこれらの弾性力を無視すれば、（１）式は次式となる。
Ｐ１＝Ｐ３ ・・・（２）
つまり、第一液圧Ｐ１と第三液圧Ｐ３（＝第二液圧Ｐ２）とが等しくなる位置においてスプール１０４が静止するのである。
【００１８】
この際、プランジャ１０２は第一液圧室１１６の容積の減少につれてスプール１０４に接近するが、スプール１０４は第二液圧室１１８をマスタリザーバ１８からも定液圧源２０からも遮断する位置に留まる。ＦＬシリンダ２４およびＦＲシリンダ２６には第一液圧室１１６内の作動液が供給されるが、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２には定液圧源２０からの作動液が供給されるのであり、その分ブレーキペダル１２６の操作ストロークが小さくて済む。
また、ポンプ１４等の故障により定液圧源２０が作動液を供給できない状態に陥った場合には、スプール１０４が、第一液圧Ｐ１と、第二液圧Ｐ２および第三液圧Ｐ３とが同じ圧力となるように移動させられる。それによって、第一液圧室１１６から液通路２２に作動液が供給され、第三液圧室１２２から液通路４８に作動液が供給される。つまり、第一液圧室１１６と第三液圧室１２２とが、従来のタンデム型マスタシリンダの二つの液圧室と同様な役割を果たすのである。
【００１９】
図３は、図１に示したリニアバルブ装置５６の構成を概略的に示す系統図である。リニアバルブ装置５６は、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２，減圧用リザーバ１５４および逆止弁１５６，１５８を含んでいる。増圧リニアバルブ１５０の第一ポート１６２は、液通路１６４によって液通路４８のマスタシリンダ１２側の部分に連通させられており、第二ポート１６６は、液通路１６８によって液通路４８の液圧センサ６４側の部分に連通させられている。また、液通路１６４と液通路１６８とは、バイパス通路１７０により接続されており、そのバイパス通路１７０の途中には、上述の逆止弁１５６が、液通路１６８から液通路１６４に向かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止する向きに設けられている。減圧リニアバルブ１５２の第一ポート１７２は液通路１７４によって液通路１６８に、第二ポート１７６は液通路１７８によって減圧用リザーバ１５４に、それぞれ接続されている。液通路１７４と液通路１７８とは、バイパス通路１８０により接続され、そのバイパス通路１８０の途中には、逆止弁１５８が液通路１７８から液通路１７４に向かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止する向きに設けられている。
【００２０】
減圧用リザーバ１５４は、ハウジング１８２と、そのハウジング１８２内に液密かつ摺動可能に嵌合されたピストン１８４とを備えている。それらハウジング１８２とピストン１８４との間に、ピストン１８４の移動につれて容積が変化する液収容室１８６が形成されており、ピストン１８４は圧縮コイルスプリング１８８の弾性力によって液収容室１８６の容積が減少する向きに付勢されている。したがって、液収容室１８６内に収容された作動液は圧縮コイルスプリング１８８の弾性力によって加圧されることとなるが、圧縮コイルスプリング１８８の弾性力は比較的小さく、上記加圧に基づく液収容室１８６内の液圧は、制動時にマスタシリンダ１２やホイールシリンダ２４，２６，５０，５２に発生させられる液圧に対して無視し得る程度の大きさである。ただし、前記逆止弁１５６の開弁圧と逆止弁１５８の開弁圧との和よりは大きく、液通路４８の液圧が大気圧近くまで減少すれば、液収容室１８６内の作動液が逆止弁１５６および１５８を開き、マスタシリンダ１２を経てマスタリザーバ１８へ還流することができる。
【００２１】
減圧用リザーバ１５４の液収容室１８６の容積は、ピストン１８４が圧縮コイルスプリング１８８の付勢力（弾性力）により前進端位置まで前進した状態で最小値（図示の例では０）となり、ピストン１８４が圧縮コイルスプリング１８８の付勢力（弾性力）に抗して後退端位置まで後退した状態で最大値となる。この容積の最大値から最小値を引いた差がリザーバ容量であり、減圧用リザーバ１５４が一制動中に収容し得る作動液の最大量はこのリザーバ容量と等しい。そして、本実施形態においては、リザーバ容量が、ホイールシリンダ２４，２６，５０，５２の容量の和より小さくされている。ここで、ホイールシリンダ２４，２６，５０，５２の容量は、ホイールシリンダが非作動状態から作動状態までに収容し得る作動液の最大量を意味するものとする。
【００２２】
増圧リニアバルブ１５０は、シーティング弁１９０と、電磁付勢装置１９４と、それらシーティング弁１９０と電磁付勢装置１９４とを一体的に結合する結合部材としても機能するハウジング１９６とを含んでいる。シーティング弁１９０は、弁子２００と、弁座２０２と、弁子２００と一体的に移動する被電磁付勢体２０４と、弁子２００が弁座２０２に着座する向きに被電磁付勢体２０４を付勢する弾性部材としてのスプリング２０６とを含んでいる。また、電磁付勢装置１９４は、ソレノイド２１０と、そのソレノイド２１０を保持する樹脂製の保持部材２１２と、第一磁路形成体２１４と、第二磁路形成体２１６とを含んでいる。ソレノイド２１０の巻線の両端に電圧が印加されると、ソレノイド２１０の巻線に電流が流れ、磁界が形成される。磁力線は、その多くが、第一磁路形成体２１４，第二磁路形成体２１６，被電磁付勢体２０４および第二磁路形成体２１６と被電磁付勢体２０４との間のギャップを通るようにされている。ソレノイド２１０の巻線に印加される電圧を変化させれば、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との間に作用する磁気力も変化することになる。この磁気力の大きさは、ソレノイド２１０の巻線に印加される電圧の大きさと共に増加し、それら印加する電圧と磁気力との関係は予め知ることができる。したがって、印加電圧をその関係にしたがって連続的に変化させることにより、被電磁付勢体２０４を付勢する力を任意に変更することができる。減圧リニアバルブ１５２も、基本的には増圧リニアバルブ１５０と同じものであるが、後述するように、弾性部材としてのスプリング２２０の付勢力が増圧リニアバルブ１５０のスプリング２０６と異なっている。減圧リニアバルブ１５２の構成のうち、増圧リニアバルブ１５０と同様であるものには、同じ符号を付して示して説明を省略する。
【００２３】
増圧リニアバルブ１５０は、第一ポート１６２の液圧が第二ポート１６６の液圧よりも高くなり、その差圧に基づく弁子２００の付勢力がスプリング２０６の付勢力よりも大きくなると開かれる。この時の差圧の大きさを開弁圧と称する。本実施形態においては、増圧リニアバルブ１５０の開弁圧は、約３ＭＰａ（約３０．６ｋｇｆ／ｃｍ２ ）とされている。一方、減圧リニアバルブ１５２の開弁圧は、１８ＭＰａ（≒１８４ｋｇｆ／ｃｍ２ 。定液圧源２０により供給される作動液の最大液圧）よりも大きくされている。スプリング２２０による付勢力が、スプリング２０６によるそれよりも大きく（約６倍）されているのである。本実施形態の液圧ブレーキシステム１０においては、減圧リニアバルブ１５２の第一ポート１７２に供給される作動液の最大液圧は、ポンプ１４により供給され、また、アキュムレータ１６に蓄えられる最大の液圧である。操縦者の踏力による液圧がこの最大液圧を上回って、減圧リニアバルブ１５２の第一ポート１７２に作用する作動液の液圧が、減圧リニアバルブ１５２の開弁圧を上回ることは事実上ないと考えてよい。減圧リニアバルブ１５２が開かれることによって減圧用リザーバ１５４に蓄えられた作動液は、制動終了後に、液通路１７８，１８０，逆止弁１５８，液通路１７４，１７０，逆止弁１５６，液通路４８およびマスタシリンダ１２の液圧供給源Ｒを経て、マスタリザーバ１８に戻される。
【００２４】
回生制動協調制御が行なわれている通常制動時であって、液圧ブレーキシステム１０が正常に作動している状態においては、電磁開閉弁３０および３２が閉状態とされ、電磁開閉弁８０が開状態とされ、また、他の電磁開閉弁は図１に示した状態とされる。ＦＬシリンダ２４およびＦＲシリンダ２６への作動液の供給が、マスタシリンダ１２の液圧供給部Ｆから液通路２２を介して行なわれるのではなく、液圧供給部Ｒから液通路４８を経て行なわれるのであって、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２と同様に定液圧源２０から作動液が供給されるのである。このことにより、すべてのホイールシリンダの液圧が、リニアバルブ装置５６の増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２により制御されることとなる。
【００２５】
液通路２２にはストロークシミュレータ２３０（図１参照）が接続され、電磁開閉弁３０および３２が共に閉状態とされた状態においてブレーキペダル１２６のストロークが殆ど０になることが回避されている。ストロークシミュレータ２３０は、プランジャ２３２の移動によって容積が変化する容器である。プランジャ２３２はスプリング２３４によって内容積が減少する向きに付勢されているので、ストロークシミュレータ２３０の作動液の蓄積量は、液圧供給部Ｆが供給する作動液の液圧（マスタシリンダ液圧Ｐｍｃ）が増加するほど多くなる。このことにより、電磁開閉弁３０および３２が共に閉状態とされた場合においても、ブレーキペダル１２６のストロークがほぼ０になり、操縦者に違和感を与えることが回避される。また、ストロークシミュレータ２３０のスプリング２３４が配設されている空間は、液通路２３６によって液通路４０に連通させられており、プランジャ２３２と容器との間の隙間から作動液が漏れた場合においても、その漏れ出た作動液がマスタリザーバ１８に戻される。これによって、液圧ブレーキシステム１０内の作動液量が減少することが回避される。
【００２６】
液圧ブレーキシステム１０が正常に作動している状態において、回生制動協調制御とアンチスキッド制御とが共に行なわれる場合には、コントローラ６６によって電磁開閉弁３０および３２が閉状態、開閉弁８０が開状態とされた上で、電磁開閉弁４２，４４，５８，７２，８４および８６が、必要に応じてそれぞれ独立に制御される。例えば、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２の液圧を増圧し、かつ、ＦＬシリンダ２４およびＦＲシリンダ２６の液圧を保持する（一定圧に保つ）場合には、電磁開閉弁５８を開状態とし、他の電磁開閉弁４２，４４，７２，８４および８６を閉状態とすればよい。ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２の液圧を減圧し、かつ、ＦＬシリンダ２４およびＦＲシリンダ２６の液圧を保持する場合は、電磁開閉弁７２を開状態とし、他の電磁開閉弁４２，４４，５８，８４および８６を閉状態とする。また、すべてのホイルシリンダの液圧を保持する場合は、すべての電磁開閉弁４２，４４，５８，７２，８４および８６を閉状態とする。ＦＬシリンダ２４を増圧し、ＦＲシリンダ２６を保持するとともに、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２を減圧する場合には、電磁開閉弁７２および８４を開状態とし、電磁開閉弁４２，４４，５８および８６を閉状態とする。以下、一々説明しないが、電磁開閉弁４２，４４，５８，７２，８４および８６の状態をそれぞれ独立に制御することによって、左右後輪のホイールシリンダの液圧と、ＦＬシリンダ２４の液圧と、ＦＲシリンダ２６の液圧との三者を、互いに独立に制御することができる。
【００２７】
本液圧ブレーキシステム１０のコントローラ６６が故障して電磁開閉弁やリニアバルブ装置５６を制御し得ない状態になれば、各電磁開閉弁が図１に示した状態になり、かつ、リニアバルブ装置５６の増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０の巻線に電圧が印加されない状態とされる。この際、コントローラ６６が定液圧源２０を作動させるようにしても、作動させないようにしてもよい。前述のように、定液圧源２０から作動液が供給されなくても、マスタシリンダ１２が通常のタンデム式マスタシリンダと同様に機能して液圧供給部ＦおよびＲからほぼ等しい液圧を供給するからである。各電磁開閉弁が図１に示した状態になれば、液圧供給部Ｆからの作動液がＦＬシリンダ２４およびＦＲシリンダ２６に、また、液圧供給部Ｒからの作動液が増圧リニアバルブ１５０を経てＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２に供給される。ただし、ＦＬシリンダ２４およびＦＲシリンダ２６に供給される作動液の液圧は、液圧供給部Ｆから供給される液圧にほぼ等しいのに対して、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２に供給される作動液の液圧は、液圧供給部Ｒから供給される作動液の液圧よりも、増圧リニアバルブ１５０の開弁圧約３ＭＰａだけ小さくなる。このように、前輪と後輪とでホイールシリンダに供給される作動液の液圧は異なることになるが、前輪と後輪との両方のホイールシリンダに液圧が供給され、しかも、前輪のホイールシリンダに供給される作動液の液圧が減少することはないので、コントローラ６６が故障した場合の制動性能の低下が小さくて済む。また、供給される作動液の液圧が減少するのが後輪側であるので、制動中の車両の姿勢安定性が良好に保たれる。
【００２８】
なお、本実施形態においては、定液圧源２０が故障して液圧供給部Ｒに液圧が供給されなくなった場合には、コントローラ６６がすべての電磁開閉弁およびリニアバルブ装置５６に電流を供給しない状態になるように構成されている。そのため、定液圧源２０の故障時には、本液圧ブレーキシステム１０は上記コントローラ６６の故障時であって、定液圧源２０が作動させられない場合と同様に作動する。しかし、定液圧源２０が故障しても、コントローラ６６が正常であれば、コントローラ６６が通常通り電磁開閉弁およびリニアバルブ装置５６を制御するように構成することも可能であり、その場合には、定液圧源２０から作動液が供給されない分だけブレーキペダル１２６の操作ストロークが通常より長くなるのみで済む。ただし、この場合には、ブレーキペダル１２６の操作ストロークをできる限り小さくするために、液通路２２とストロークシミュレータ２３０との間に常閉の電磁開閉弁を設け、定液圧源２０の故障時にはこの電磁開閉弁が閉状態とされて、ストロークシミュレータ２３０に作動液が流入しないようにすることが望ましい。
【００２９】
図４は、図３に示した増圧リニアバルブ１５０をさらに具体化したものを示す正面断面図であり、図３に示したものに対応する構成要素には同じ符号を付す。なお、図４は、スプリング２０６をスプリング２２０に変え、第一ポート１６２を第一ポート１７２と読み換え、かつ、第二ポート１６６を第二ポート１７６と読み換えることによって（図３参照）、減圧リニアバルブ１５２の正面図となる。シーティング弁１９０の弁子２００は、ロッド部材２５０に一体的に保持されている。そのロッド部材２５０は、被電磁付勢体２０４の嵌合穴に嵌合された後に、その嵌合穴のロッド部材２５０に形成された段付部２５２に対応する部分の内径が塑性変形により小さくされて、被電磁付勢体２０４に離脱不能にかしめられている。第二ポート１６６は、保持穴２５６によってロッド部材２５０を軸方向に移動可能に保持する第一部材２６０の周壁の２箇所に形成されている。また、第一ポート１６２は、弁座２０２が形成された第二部材２６２の貫通穴として形成されている。第一部材２６０と第二部材２６２とは、前者に形成された嵌合穴に後者がしまり嵌合されることによって離脱不能な状態で一体的に結合されている。第二部材２６２には、オイルシール２６４と、フィルタ２６６を備えた第三部材２６８とが取り付けられている。被電磁付勢体２０４の第二磁路形成体２１６側の端面には、嵌合突部２７２が形成されており、第二磁路形成体２１６の被電磁付勢体２０４側の端面には、その嵌合突部２７２と軸方向に相対移動可能な状態で嵌合する嵌合穴２７４が形成されている。また、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との間には、リング状のスペーサ２７６が嵌装されている。
【００３０】
第一部材２６０の保持穴２５６とロッド部材２５０との間にはわずかな隙間が存在し、ロッド部材２５０の軸方向の移動にともなう摩擦抵抗が極めて小さくされている。また、この隙間の存在により、第二ポート１６６の液圧が被電磁付勢体２０４の周囲にも作用することになる。作動液は、被電磁付勢体２０４に形成された図示しない切欠によってスプリング２０６の周囲にも到達するようにされている。したがって、弁子２００，ロッド部材２５０および被電磁付勢体２０４が一体化されたもの（単に、可動部材と称する）に軸方向に作用する作動液の液圧に基づく付勢力の大きさは、第一ポート１６２の液圧と第二ポート１６６の液圧との差圧と、弁子２００と弁座２０２との接触部である円環に囲まれた円の面積との積に等しくなる。これらのことから、シーティング弁１９０においては、前述の開弁圧（約３ＭＰａ）と上記円の面積との積が、スプリング２０６の付勢力に等しいことがわかる。開弁圧を変更するためには、スプリング２０６の付勢力を変更するか、上記円の面積を変更すればよい。
【００３１】
電磁付勢装置１９４は、ソレノイド２１０が発生する磁束の通り道である磁路の磁気抵抗を小さくするために、第一磁路形成体２１４および第二磁路形成体２１６を含んでいる。磁路は、第一磁路形成体２１４，被電磁付勢体２０４および第二磁路形成体２１６により形成されており、これらの部材は、磁気抵抗が小さい材質で形成されている。なお、ハウジング１９６は常磁性体で構成されている。第一磁路形成体２１４とその他の磁路を形成するものとの間に、常磁性体であるハウジング１９６が存在しているので、磁路の全体としての磁気抵抗が増加することになるが、ハウジング１９６は、このことが問題にならない程度に薄く形成されている。また、前記スペーサ２７６も、ハウジング１９６と同様に常磁性体で形成されている。
【００３２】
被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６とによって形成される磁路の磁気抵抗は、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対的な位置に依存して変化する。具体的には、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対位置が変化すれば、被電磁付勢体２０４の嵌合突部２７２と第二磁路形成体２１６の嵌合穴２７４との微小間隙を隔てて互いに対向する円筒面（嵌合突部２７２の外周面と嵌合穴２７４の内周面とのうち互いに対向する部分）の面積が変化する。もし、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６とが単純に端面同士で微小間隙を隔てて対向しているのであれば、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の距離の減少、すなわち接近に伴って磁気抵抗が加速度的に減少し、両者の間に作用する磁気力が加速度的に増大する。それに対し、本実施形態の増圧リニアバルブ１５０においては、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との接近に伴って、嵌合突部２７２と嵌合穴２７４との上記円筒面の面積が増加し、この円筒面を通る磁束が増加する一方、被電磁付勢体２０４の端面と第二磁路形成体２１６の端面とのエアギャップを通る磁束が減少する。その結果、ソレノイド２１０に印加される電圧が一定であれば、被電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６方向へ付勢する磁気力が、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との軸方向の相対的な位置に関係なくほぼ一定となる。一方、スプリング２０６による被電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６から離間する方向へ付勢する付勢力は、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との接近に伴って増大する。したがって、弁子２００に液圧差に基づく付勢力が作用していない状態では、被電磁付勢体２０４の第二磁路形成体２１６方向への移動が、上記スプリング２０６の付勢力と磁気力とが等しくなることにより停止することとなる。
【００３３】
増圧リニアバルブ１５０がリニアバルブ装置５６の本体２８０（図４参照）に取り付けられる際には、まず、本体２８０に形成された取付穴２８２に、第一部材２６０，第二部材２６２および第三部材２６８が嵌合される。ただし、この嵌合は、第一磁路形成体２１４と、保持部材２１２に保持されたソレノイド２１０とが、ハウジング１９６に取り付けられていない状態で行なわれる。この嵌合が行われた後、第一部材２６０およびハウジング１９６により形成されるフランジ部２８４が、組付部材２８６によって取付穴２８２の拡径部に離脱不能に組付けられる。その後に、第一磁路形成体２１４と、保持部材２１２に保持されたソレノイド２１０とが、ハウジング１９６に組み付けられて、増圧リニアバルブ１５０の本体２８０への取付けが完了する。なお、第一磁路形成体２１４は、軸に直角な平面を境界として二つの部分に分離・結合可能とされており、組立てが容易に行い得るようになっている。
【００３４】
コントローラ６６は、ＲＯＭ，ＲＡＭおよびＰＵ（プロセッシングユニット）等を備えたコンピュータを主体とするものであり、ＲＯＭには図７，図８，図１１，図１８および図１９に示すフローチャートで表される処理を始めとする種々の制御プログラムが記憶されている。
図６は、コントローラ６６によって実行される液圧制御の概要を示す機能ブロック図である。制御対象としてのリニアバルブ装置５６がフィードフォワード制御部３００とフィードバック制御部３０２とにより制御されるようになっている。また、制御の目標値は目標液圧Ｐｒｅｆ であり、出力は出力液圧Ｐｏｕｔ１である。なお、本実施形態においては、目標液圧Ｐｒｅｆ は液圧センサ３４の出力値であるマスタシリンダ液圧Ｐｍｃ（操縦者の意志に対応する）から、回生制動による制動力に対応する液圧を減じた値として取得される。
【００３５】
フィードフォワード制御部３００は、目標液圧Ｐｒｅｆ に基づいて、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ を算出する。また、フィードバック制御部３０２は、目標液圧Ｐｒｅｆ から出力液圧Ｐｏｕｔ１を減じた値である偏差ｅｒｒｏｒを０に近づけるための電圧として、フィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ およびフィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅ を算出する。このように、本実施形態におけるコントローラ６６の制御は、フィードフォワード制御とフィードバック制御とを共に含んでいる。
【００３６】
図７は、コントローラ６６のＲＯＭに記憶された制御プログラムのメイン処理の主要部を示すフローチャートである。まず、ステップ１０（以下、Ｓ１０と略記する。他のステップについても同じ）において、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ を算出するサブルーチンであるＶＦａｐｐｌｙ ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理がコールされる。この処理は、上述のフィードフォワード制御部３００の処理に相当する（内容は後述する）。つぎに、Ｓ１２において、フィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ およびフィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅ を、偏差ｅｒｒｏｒに基づいて算出するＶＢａｐｐｌｙ ，ＶＢｒｅｌｅａｓｅ 算出処理がコールされる。この処理は、上述のフィードバック制御部３０２の処理に相当するものであり、例えば、一般的なＰＩＤ制御や、ＰＩＤ制御をさらに簡略化したＩ制御等によって、偏差ｅｒｒｏｒを０に近づける。この処理が完了すれば、Ｓ１４において、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に印加する電圧（増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ と称する）と、減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に印加する電圧（減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ と称する）とを算出するサブルーチンであるＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理がコールされる。
【００３７】
このサブルーチンＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理においては、増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ の値は、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ の和の値と、０とのいずれかの値とされる。また、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の値は、フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ およびフィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅ の和の値と、０とのいずれかの値とされる。詳細は後述する。Ｓ１４に続いて、Ｓ１６において作動液漏れ検出処理が実行される。この作動液漏れ検出処理は、ブレーキペダル１２６の踏込みが開始されてからその踏込みが完全に解除されるまでを一制動として、その一制動中にホイールシリンダ２４，２６，５０，５２からリニアバルブ装置５６を経て減圧用リザーバ１５４へ排出された作動液の総量が、減圧用リザーバ１５４の前記リザーバ容量より大きくなるか否かを監視し、大きくなればリニアバルブ装置５６より減圧用リザーバ１５４側の部分（減圧用リザーバ１５４自体を含む）に作動液漏れが発生していると判定して、リニアバルブ装置５６を使用した液圧制御等を禁止する処理である。詳細は後述する。以上の処理の実行後、Ｓ１８において増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ と減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ とがそれぞれ増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に印加された後に、Ｓ１０からの処理が繰り返される。
【００３８】
図８は、図７のＳ１０においてコールされるＶＦａｐｐｌｙ ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の内容を示すフローチャートであり、上述のようにフィードフォワード制御部３００の処理に相当するものである。まず、Ｓ２０において、ある一定時間（後述するように、本実施形態においては６ｍｓとされている）ごとの目標液圧Ｐｒｅｆ （これの算出については後述する）の変化分である目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が正であるか否か、つまり、目標液圧Ｐｒｅｆ が増加中であるか否かが判定される。増加中である場合は、Ｓ２２において、変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ の値が０であるか否かが判定される。変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ の値が０であれば、Ｓ２４において増圧側初期値変数Ｐｉｎｉｔａ に目標液圧Ｐｒｅｆ の値が代入され、かつ、変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ に１が代入された後に、また、変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ の値が０でなければＳ２４をバイパスして初期値設定処理が終了する。なお、メイン処理の図示を省略する初期設定において、変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ は０に設定されている。Ｓ２０の判定結果がＮＯである場合（目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が正でない場合）は、Ｓ２６において、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が負であるか否かが判定される。この判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ２８において、変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ が１であるか否かが判定される。Ｓ２８の判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ３０において、減圧側初期値変数Ｐｉｎｉｔｒ に目標液圧Ｐｒｅｆ の値が代入され、かつ、変数ｓｔａｒｔＦｌａｇ に０が代入される。Ｓ２２，Ｓ２６若しくはＳ２８の判定結果がＮＯであるか、または、Ｓ２４若しくはＳ３０の処理が終了した場合に、Ｓ４０の処理が実行される。
【００３９】
Ｓ４０においては、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ が正であるか否か、つまり、リニアバルブ装置５６において減圧が行われているか否かが判定される。減圧中であれば、Ｓ４２において、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａが、次式に基づいて算出される。
ＶＦｃａ←ＭＡＰａ （Ｐｉｎ−Ｐｏｕｔ１） ・・・（３）
ここで、関数ＭＡＰａ は、Ｐｉｎ−Ｐｏｕｔ１（これを、増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ と称する）を引数として、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａを返す関数である。図９に関数ＭＡＰａ の一例を示す。この図に示すように、関数ＭＡＰａ は、増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ の増加とともに、直線的に減少する値としてフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａを返す。増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ が０のときのフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａはフィードフォワード増圧最大電圧ＶＦｍａｘａであり、増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ が最大液圧偏差Ｐｄｉｆｆｍａｘａのときのフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａはフィードフォワード増圧最小電圧ＶＦｍｉｎａである。ここで、最大液圧偏差Ｐｄｉｆｆｍａｘａは増圧リニアバルブ１５２の開弁圧（３ＭＰａ）に等しく、フィードフォワード増圧最大電圧ＶＦｍａｘａは、それを増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に印加した場合に発生する磁界によって、被電磁付勢体２０４が付勢される力が、弁子２００が弁座２０２に着座した状態におけるスプリング２０６の付勢力に等しくなるようにされている。このようにして、Ｓ４０の判定結果がＹＥＳである状態、つまり、減圧中に、つぎの増圧時（もしそれが行なわれるならば）に使用されるフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａが予め算出される。
【００４０】
Ｓ４０の判定結果がＮＯである場合は、Ｓ４４において、増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ が正であるか否か、つまり、リニアバルブ装置５６において増圧が行われているか否かが判定される。増圧中であれば、Ｓ４６において、フィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒが次式に基づいて算出される。
ＶＦｃｒ←ＭＡＰｒ （Ｐｏｕｔ１−Ｐｒｅｓ ） ・・・（４）
ここで、関数ＭＡＰｒ は、Ｐｏｕｔ１−Ｐｒｅｓ （これを、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ と称する。また、リザーバ液圧Ｐｒｅｓ は減圧用リザーバ１５４の液圧であり、大気圧に等しい）を引数として、フィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒを返す関数である。図１０にその一例を示す。図から明らかなように、関数ＭＡＰｒ は、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ の増加とともに直線的に減少する値としてフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒを返す。減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ が０のときのフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒはフィードフォワード電圧減圧最大値ＶＦｍａｘｒであり、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ が最大液圧偏差Ｐｄｉｆｆｍａｘｒのときのフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒは０である。ここで、最大液圧偏差Ｐｄｉｆｆｍａｘｒは減圧リニアバルブ１５２の開弁圧（１８ＭＰａよりも大きい）に等しく、フィードフォワード電圧減圧最大値ＶＦｍａｘｒは、それを減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に印加した場合に、発生する磁界によって被電磁付勢体２０４が付勢される力が、弁子２００が弁座２０２に着座した状態におけるスプリング２２０の付勢力に等しくなるようにされている。このように、Ｓ４４の判定結果がＹＥＳである状態、つまり、増圧中に、つぎの減圧時に使用されるフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒが予め算出される。
【００４１】
Ｓ４４の判定結果がＮＯであるか、または、Ｓ４２若しくはＳ４６の処理が終了した場合に、Ｓ４７において、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が正でかつ目標液圧Ｐｒｅｆ がしきい値Ｐｔｈ未満であるか否かによって、初期増量が必要であるか否かの判定が行われ、判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ４８において、増量電圧ＶＦｃａｉｎｃ がフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａに代入される。初期増量および増量電圧ＶＦｃａｉｎｃ の物理的な意味については後に説明する。これらＳ４７，４８の実行後に、Ｓ５０において、以下に示す式に基づいてフィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ またはフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ が算出された後に、ＶＦａｐｐｌｙ ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。
ＶＦａｐｐｌｙ ←ＧＡＩＮａ ・（Ｐｒｅｆ −Ｐｉｎｉｔａ ）＋ＶＦｃａ ・・・（５）
ＶＦｒｅｌｅａｓｅ ←ＧＡＩＮｒ ・（Ｐｉｎｉｔｒ −Ｐｒｅｆ ）＋ＶＦｃｒ ・・・（６）
ここで、係数ＧＡＩＮａ および係数ＧＡＩＮｒ は、予め設定される正の一定値である。
【００４２】
図１１は、上記目標液圧Ｐｒｅｆ と目標液圧変化ｄＰｒｅｆ とを算出するために実行されるタイマ割込処理の内容を示すフローチャートである。まず、Ｓ８０において、液圧センサ３４の出力値であるマスタシリンダ液圧Ｐｍｃから、現在の回生制動の大きさに相当する液圧を減じた値として、目標液圧Ｐｒｅｆ が取得される。つぎに、Ｓ８２において、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が、次式に基づいて算出される。
ｄＰｒｅｆ ←Ｐｒｅｆ −ｐｒｅｖＰｒｅｆ ・・・（７）
ここで、前回目標液圧ｐｒｅｖＰｒｅｆ の値は、前回のタイマ割込処理が実行された時点における目標液圧Ｐｒｅｆ の値である。つぎに、Ｓ８４において、次回のタイマ割込処理に備えるために、前回目標液圧ｐｒｅｖＰｒｅｆ に今回のタイマ割込処理における目標液圧Ｐｒｅｆ の値が代入された後に、タイマ割込処理が終了する。このタイマ割込処理は、制動期間中、６ｍｓごとに繰り返しコールされるものであり、前述のように、目標液圧Ｐｒｅｆ と目標液圧変化ｄＰｒｅｆ とは、制動期間中、６ｍｓごとに最新の値に更新されることになる。
【００４３】
上記フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の物理的な意味は、減圧中において、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ の値が徐々に小さくなり、減圧リニアバルブ１５２の弁子２００を弁座２０２から離間させようとする力が小さくなっても、フィードフォワード制御によって、減圧リニアバルブ１５２を開いた状態にし、減圧を続行できる電圧にすることである。つまり、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ が比較的大きい場合には、減圧を行うために必要なフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値は比較的小さくてよいのであるが、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ が小さくなった場合には、減圧リニアバルブ１５２が開いた状態にするために、減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に、より大きな電圧を印加する必要がある。本実施形態においては、これを、フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値を大きくすることによって実現しているのである。
【００４４】
図１２には、初期の減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ の値が異なる二つの減圧例が、（ａ）および（ｂ）に示されている。これらは、それぞれ出力液圧Ｐｏｕｔ１が各値から各減少率で減少し、最終的に出力液圧Ｐｏｕｔ１が大気圧になって減圧が完了する例である。これら二つの例において、図中一点鎖線で示すように、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ の値が互いに等しい場合は、フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値も等しくなる。そして、最終的に減圧が完了した時点では、減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ の値が０になり、フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値は前記フィードフォワード減圧最大電圧ＶＦｍａｘｒに等しい値になっている。
フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ の物理的な意味も、上記フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ と実質的に同じである。ただし、減圧リニアバルブ１５２の第二ポート１７６の液圧が一定値（リザーバ液圧Ｐｒｅｓ ）であるのに対して、増圧リニアバルブ１５０の第一ポート１６２および第二ポート１６６の液圧は、それぞれ入力液圧Ｐｉｎおよび出力液圧Ｐｏｕｔ１であり、制動期間中において共に変動する点において異なる。
【００４５】
なお、関数ＭＡＰａ および関数ＭＡＰｒ はそれぞれ増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ および減圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆｒ に対して線型であるとして、図９および図１０のグラフが共に直線で示されている。これは、増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２において、被電磁付勢体２０４に作用する磁気力がそれぞれのソレノイド２１０に印加される電圧にほぼ比例すると考えてよいためである。一般に、この磁気力は、ソレノイド２１０に印加される電圧の２乗に比例するのであるが、本実施形態の増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２においては、磁気力の変化が、ソレノイド２１０の印加電圧にほぼ比例していると見なし得る領域において使用されているのである。磁気力がソレノイド２１０に印加される電圧に比例すると見なし得ない場合には、図８に示したＳ４０ないしＳ４６の処理を省略し、Ｓ５０において（５）式または（６）式に基づいて算出されるフィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ またはフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ を、それぞれ、以下に示す（８）式または（９）式に基づいて算出するように変更すればよい。
ＶＦａｐｐｌｙ ←ＧＡＩＮａ ′・√（Ｐｄｉｆｆｍａｘａ−Ｐｄｉｆｆａ ）＋ＶＦｍａｘａ ・・・（８）
ＶＦｒｅｌｅａｓｅ ←ＧＡＩＮｒ ′・√（Ｐｄｉｆｆｍａｘａ−Ｐｄｉｆｆａ ） ・・・（９）
【００４６】
さらに付言すれば、フィードフォワード増圧電圧が（５）式に基づいて算出される際、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値は、図９から明らかなように制動中に変化する可能性のある値である。しかし、実際上は増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ の変化は比較的小さいことが多い。したがって、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値を特定の値（例えば、フィードフォワード増圧電圧最大ＶＦｍａｘａ）に固定しても、制御性能が著しく損なわれることはない。
【００４７】
図１３は、目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、その目標液圧Ｐｒｅｆ の変化に基づいて、図７，図８および図１１に示した処理によって算出される、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値の変化を定性的に示すグラフである。目標液圧Ｐｒｅｆ は、時刻ｔ１ において０から増加を開始し、時刻ｔ１ と時刻ｔ２ との間の期間（期間ｔ１−２ と称する。他の期間についても同じ）において増加し、期間ｔ２−３ において一定となり、期間ｔ３−４ において減少し、時刻ｔ４ において再び０になっている。図１３においては、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ は、期間ｔ１−２ においてのみ０でない値とされており、また、フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ は、期間ｔ３−４ においてのみ０でない値とされている。これらの値は、実際には、期間ｔ２−３ においても０でない値を取り得るのであるが（図８参照）、後述するように、期間ｔ２−３ のように、目標液圧Ｐｒｅｆ の値が一定である場合における増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ は、共に０とされる場合が多く、その場合、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ が０以外の値となっても、その値が実際の制御に使用されることがない。図１３はそのような場合の一例を示すものであり、期間ｔ２−３ におけるフィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値は、実際の制御に使用されないため、０で示してある。
【００４８】
目標液圧Ｐｒｅｆ が図１３に示すように変化する場合は、増圧側初期値変数Ｐｉｎｉｔａ には、時点ｔ１ における目標液圧Ｐｒｅｆ の値がセットされる。これは、時点ｔ１ において、図８のＳ２０およびＳ２２の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ２４が実行されるためである。また、減圧側初期値変数Ｐｉｎｉｔｒ の値には、その後の時点ｔ３ に、Ｓ２０の判定結果がＮＯ、Ｓ２６の判定結果がＹＥＳとなることにより目標液圧Ｐｒｅｆ の値がセットされる。図１３のフィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ のグラフにおいて、（５）式の右辺第二項の値（フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値）がハッチング付きの領域の高さで示され、右辺第一項の値がハッチングなしの領域の高さで示されている。一方、フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ のグラフには、（６）式の右辺第二項の値（フィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒの値）がハッチング付きの長方形領域の高さで示され、右辺第一項の値がハッチングなしの三角形の領域の高さで示されている。なお、目標液圧Ｐｒｅｆ の値が、図１３に一点鎖線で示したような変化を示す場合には、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値は、二点鎖線で示したように変化する。（５）式および（６）式の右辺第一項によって算出される値が、目標液圧Ｐｒｅｆ の変化に対応してそのように変化するからである。
【００４９】
以上説明したフィードバック制御とフィードフォワード制御とによって、安定性と応答性とを一応両立させる得るのであるが、まだ増圧と減圧とが頻繁に繰り返される恐れがある。リニアバルブ装置５６による増減圧の繰返しの頻度が大きくなり、増圧リニアバルブ１５０と減圧リニアバルブ１５２とのソレノイド２１０に供給される電気エネルギが多くなって、蓄電池の蓄電量が無駄に減少してしまう可能性があるのである。つまり、電動モータを使用しての走行可能距離が短くなってしまい、ハイブリッド車両としての性能が損なわれることになるのである。目標液圧Ｐｒｅｆ の周辺に不感帯を設け、出力液圧Ｐｏｕｔ１がその不感帯内の値である場合にはリニアバルブ装置５６が保持状態にされるようにすれば、増減圧の繰返頻度を低減させることができる。しかし、その場合でも、応答性をよくするためにフィードバック制御のゲインを大きくすれば、制御遅れに起因して、図１４に示すように、不感帯の幅を超えて増減圧を繰り返すハンチングが生じる。このハンチングを防止するために不感帯の幅を大きくし、あるいはフィードバック制御のゲインを小さくすれば、液圧制御精度が不十分となる。つまり、不感帯を設けることのみによっては、液圧制御精度を維持しつつ増減圧の繰返頻度を十分に低減させることは困難なのである。
【００５０】
本実施形態の液圧制御装置は、以下に説明する処理を付加することによって上記問題点を解決し、液圧制御精度を維持しつつ増減圧の繰返頻度を十分に低減させることに成功したものである。図１５は、その処理の内容の一例を示す図表であり、図７のＳ１４に示したＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の内容の一例を示すものである。この図に示すように、偏差ｅｒｒｏｒと目標液圧変化ｄＰｒｅｆ との値に基づいて、リニアバルブ装置５６の制御状態が決定される。具体的には、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が予め設定された正の液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ を越える場合（この状態を▲１▼で示し、以下▲１▼状態と称する）においては、偏差ｅｒｒｏｒの符号に応じて増圧または保持とされる。目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ 以下であり、かつ、負の液圧変化しきい値ｄＰｔｈ２ 以上である場合（▲２▼状態と称する）においては、偏差ｅｒｒｏｒが予め設定された上限液圧偏差ｅｒｒ１より大きい場合に増圧が行なわれ、予め設定された下限液圧偏差ｅｒｒ２未満である場合に減圧が行なわれ、それ以外の場合に保持が行なわれる。また、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ２ 未満である場合（▲３▼状態と称する）においては、偏差ｅｒｒｏｒの符号に基づいて保持または減圧が行なわれる。
【００５１】
上記▲１▼状態は、目標液圧Ｐｒｅｆ が広義の増加傾向（変化しない場合を含む）を示す状態であり、その目標液圧Ｐｒｅｆ に出力液圧Ｐｏｕｔ１を追従させるために、増圧および保持のみで制御される。▲３▼状態は、目標液圧Ｐｒｅｆ が狭義の減少傾向（変化しない場合は含まない）を示す場合であり、この場合は減圧と保持とによって制御される。▲１▼状態においては、出力液圧Ｐｏｕｔ１が目標液圧Ｐｒｅｆ を上回ることがあっても、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が０以上であるので、出力液圧Ｐｏｕｔ１を一定の液圧に保持していれば、やがて目標液圧Ｐｒｅｆ が出力液圧Ｐｏｕｔ１を上回るように変化するので、減圧する必要がないことになる。逆に、▲３▼状態においては増圧の必要がないのである。このように、▲１▼状態および▲３▼状態においては、従来行われていたように増圧と減圧をと繰り返す場合に比較して、増圧および減圧の機会を減少させ、全体として各リニアバルブのソレノイド２１０への供給電力を節減することができる。
なお、上記上限液圧偏差ｅｒｒ１，ｅｒｒ２は保持状態において発生することが許容される偏差ｅｒｒｏｒの上限と下限とを規定する値であり、これらの絶対値を小さくすれば、偏差ｅｒｒｏｒが小さくて済むが、増圧リニアバルブ１５０または減圧リニアバルブ１５２が作動する頻度が高くなり、逆にこれらの絶対値を大きくすれば、バルブの作動頻度は低くなるが、偏差ｅｒｒｏｒが大きくなる。したがって、バルブの作動頻度と偏差ｅｒｒｏｒとの両方を勘案して適切な値に決定されるべきである。
【００５２】
本液圧制御装置においては、以上説明した対策によってリニアバルブ装置５６への供給電力の節減が図られているが、さらに、以下の処理によって、良好な液圧制御が行われるようにされている。ブレーキの効き遅れと引きずりとの低減が図られているのである。
【００５３】
まず、効き遅れの低減について説明する。図１６は、目標液圧Ｐｒｅｆ が０である状態（制動が行われていない状態）から、時刻ｔｉ において制動が開始され、目標液圧Ｐｒｅｆ が直線的に増加する状態を示している。また、その目標液圧Ｐｒｅｆ の変化に伴う出力液圧Ｐｏｕｔ１およびホイールシリンダ液圧Ｐｗｃの変化も示している。図から明らかなように、液圧センサ６４によって取得される出力液圧Ｐｏｕｔ１がたとえ目標液圧Ｐｒｅｆ とよく一致していても、ホイールシリンダ液圧Ｐｗｃは、制動開始直後において目標液圧Ｐｒｅｆ から大きく外れる。これは、制動開始直後はホイールシリンダの液圧を単位量増大させるのに必要な作動液量が多く、リニアバルブ装置５６とホイールシリンダ２４等とを接続している液通路内の作動液流量が大きいために、出力液圧Ｐｏｕｔ１とホイールシリンダ液圧Ｐｗｃとの間に大きな差が生じるためである。ホイールシリンダ液圧Ｐｗｃの値を直接取得する液圧センサを設け、例えば、図５に示したフィードバック制御部３０２の入力を、前記偏差ｅｒｒｏｒとする代わりに、Ｐｒｅｆ −Ｐｗｃとすることによって、ホイールシリンダ液圧Ｐｗｃを目標液圧Ｐｒｅｆ に応答性よく追従させることも可能である。しかし、ホイールシリンダ液圧Ｐｗｃを取得するための液圧センサを各輪に個々に取り付ける必要があり、コストが上昇するとともに、制御が複雑になる。さらに、作動液流量が多い制動開始直後における増圧リニアバルブ５６の流路面積が、作動液流量が多くない通常の増圧時と同じである場合には、出力液圧Ｐｏｕｔ１自体を目標液圧Ｐｒｅｆ に精度よく追従させることができない場合も生じる。
【００５４】
そこで、本実施形態においては、以下に説明する方法によって、各ホイールシリンダに供給される作動液の流量が制動初期には特別に増量されるようにされている。これが前述の初期増量である。初期増量は、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が正であり、かつ、目標液圧Ｐｒｅｆ があるしきい値Ｐｔｈ未満である場合に、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値を、前述の関数ＭＡＰａ によって与えられる電圧よりも大きくすることによって実現される。この大きくされた電圧が前述の増量電圧ＶＦｃａｉｎｃ である。ここでは、増量電圧ＶＦｃａｉｎｃ は、予め与えられた一定値であるものとする。初期増量が行われるための上述の条件が成立する場合は、増圧側液圧偏差Ｐｄｉｆｆａ の値は小さいので関数ＭＡＰａ の値が大きい。そこで、増量電圧ＶＦｃａｉｎｃ の値は、フィードフォワード増圧最大電圧ＶＦｍａｘａ（図９参照）よりも大きくされる。目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が０以下になるか、または、目標液圧Ｐｒｅｆ が上記しきい値Ｐｔｈ以上になった場合には、初期増量が終了させられる。つまり、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値が、関数ＭＡＰａ の値に戻される。ただし、初期増量が終了する時点において、関数ＭＡＰａ の値と増量電圧ＶＦｃａｉｎｃ の値との差が大きい場合には、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値は、関数ＭＡＰａ の値に徐々に近づけられる処理が行われることが望ましい。フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａの値が急激に変化すると、制動力が急激に変化してしまうからである。
【００５５】
次に、ブレーキの引きずり低減について説明する。前述の制御のみでは、制動終了後、出力液圧Ｐｏｕｔ１が完全に０ならない。この０でない出力液圧Ｐｏｕｔ１を残圧と称する。残圧が０でないと、ブレーキペダル１２６の踏込みが完全に解除された状態においても、各ブレーキがわずかに作用している状態（これがブレーキの引きずりである）となり、操縦者に違和感（引きずり感）を与えるとともに、ブレーキパッドを不要に摩耗させ、無駄なエネルギ消費を生じさせてしまう。したがって、何等かの方法で残圧を０にすることが望ましい。この残圧を０にすることを残圧抜きと称する。残圧抜きを行なうには、実際に制動が終了したか、あるいは、制動が終了する直前において液通路４８のリニアバルブ装置５６よりＲＬシリンダ５０，ＲＲシリンダ５２側の部分を、マスタシリンダ１２側の部分に連通させればよい。そこで、本実施形態においては、減圧また保持が行われている状態において、目標液圧Ｐｒｅｆ がある小さな液圧しきい値δ未満になれば、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に期間Δｔだけ、印加可能な最大の電圧である最大印加電圧Ｖｍａｘ が印加されて残圧抜きが行なわれるようにされている。
【００５６】
図１７は、図１５に示した処理と上述の初期増量および残圧抜きとを行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ ，出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化の一例を示すグラフである。▲１▼状態においては増圧が行われるが、制動開始直後、すなわち目標液圧Ｐｒｅｆ がしきい値Ｐｔｈ未満の間は、初期増量の実行により増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ が通常の増圧時（目標液圧Ｐｒｅｆ がしきい値Ｐｔｈ以上の場合）よりも特別に大きくされて、制動液流量の不足による出力液圧Ｐｏｕｔ１（ひいてはホイールシリンダ液圧Ｐｗｃ）の目標液圧Ｐｒｅｆ からの外れが小さくされている。▲２▼状態においては、出力液圧Ｐｏｕｔ１が図１７における斜線で示した領域（不感帯）内に含まれる値である場合は、保持が行なわれる。しかし、矢印ｂで示した個所では出力液圧Ｐｏｕｔ１にオーバーシュートが生じ、偏差ｅｒｒｏｒの絶対値が大きくなったために減圧が行なわれている。▲３▼状態においては、目標液圧Ｐｒｅｆ の減少に伴って出力液圧Ｐｏｕｔ１が減圧と保持とによって減少させられる。しかし、やがてホイールシリンダから排出された作動液によって減圧用リザーバ１５４が満たされ、もはや減圧リニアバルブ１５２が開かれても出力液圧Ｐｏｕｔ１が減少しなくなる。
【００５７】
この状態が後述の作動液漏れ検出処理において検出され、その検出に応じて、図５に示すように、回生制動システムにおいて回生制動力が所要制動力（ブレーキペダル１２６の踏力に対応する）の減少につれて減少させられる。そして、回生制動力が０まで減少させられた状態では、液通路４８のリニアバルブ装置５６よりマスタシリンダ１２側の部分の液圧（入力液圧Ｐｉｎ） が、ホイールシリンダ側の部分の液圧（出力液圧Ｐｏｕｔ１）と等しくなり、その後さらに前者の液圧が減少すれば後者の液圧も共に減少する。図３に示す逆止弁１５６によって、ホイールシリンダ側からマスタシリンダ側への作動液の流れが許容されるからである。上記のように、減圧リニアバルブ１５２が開かれても出力液圧Ｐｏｕｔ１が減少しなくなったことが検出された後も、前記図７のＳ１８において減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ が減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に印加されるようにしても差し支えないが、本実施形態においては、電気エネルギが無駄に消費されることを回避する観点から、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の印加が禁止されるようにされている。
【００５８】
制動終了直前に目標液圧Ｐｒｅｆ が液圧しきい値δ未満となった時点で、増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ が最大印加電圧Ｖｍａｘ とされ、残圧抜きが行われる。目標液圧Ｐｒｅｆ が大きい状態でほぼ一定に保たれた場合、すなわち目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が０に保たれた場合には、目標液圧Ｐｒｅｆ と出力液圧Ｐｏｕｔ１との間にある程度の偏差ｅｒｒｏｒが残ったままとなることがあるのに対し、目標液圧Ｐｒｅｆ が０になる制動終了時には、残圧抜きの実行によって出力液圧Ｐｏｕｔ１が０とされ、偏差ｅｒｒｏｒが残らないのである。
【００５９】
図１８は、図７に示したメイン処理のＳ１４に示したＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の内容の一例を示すフローチャートである。この処理は、増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ を、前記図１５に示した処理と前記初期増圧および残圧抜きとを共に実現できるように決定する処理である。まず、Ｓ１００において偏差ｅｒｒｏｒが算出され、Ｓ１０２において、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ より大きいか否かが判定される。結果がＹＥＳであれば、Ｓ１０４において、偏差ｅｒｒｏｒが０以上であるか否かが判定され、０以上であればＳ１０６において増圧のための印加電圧ｖ１ が増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ としてセットされ、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ が０とされる。ここで、印加電圧ｖ１ の値は、図８に示したＳ５０において算出されるフィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ と、図７のＳ１２において算出されるフィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ との和として算出される。つぎに、Ｓ１０８において、変数ｆｌａｇに増圧を表す値が代入された後にＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。以上の経路で増圧のための印加電圧が算出されることは、図１５の▲１▼状態において、増圧が行なわれることに相当する。上記経路の他に、Ｓ１０２の判定結果がＮＯであり、続くＳ１１０の判定結果がＮＯであり、さらに、続くＳ１１２の判定結果がＹＥＳである場合においても増圧が行なわれる。Ｓ１１０は、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が目標液圧しきい値ｄＰｔｈ２ 未満であるか否かの判定処理であり、Ｓ１１２は、偏差ｅｒｒｏｒが上限液圧偏差ｅｒｒ１より大きいか否かの判定処理である。つまり、この経路によりＳ１０６およびＳ１０８の処理が行なわれることは、図１５の▲２▼状態において、増圧が行なわれる場合に相当することになる。
【００６０】
Ｓ１１０の判定結果がＹＥＳであり、かつ、続くＳ１１４の判定結果がＹＥＳである場合には、Ｓ１１６において増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ に０がセットされるとともに、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ に減圧のための印加電圧ｖ２ がセットされる。印加電圧ｖ２ の値は、図８のＳ５０において算出されるフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ と、図７のＳ１２においてフィードバック制御によって算出されるフィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅ との和として算出される。つぎに、Ｓ１１８において、変数ｆｌａｇに減圧を表す値が代入された後にＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。以上の経路で減圧のための印加電圧が算出されることは、図１５の▲３▼状態において、減圧が行なわれることに相当する。上記経路の他に、Ｓ１１２の判定結果がＮＯであり、かつ、続くＳ１２０の判定結果がＹＥＳである場合においても減圧が行なわれる。Ｓ１２０は、偏差ｅｒｒｏｒが下限液圧偏差ｅｒｒ２未満であるか否かの判定処理である。この経路によりＳ１１６およびＳ１１８の処理が行なわれることは、図１５の▲２▼状態において、減圧が行なわれる場合に相当する。
【００６１】
Ｓ１０４，Ｓ１１４およびＳ１２０のいずれかの判定処理が行なわれ、その結果がＮＯであれば、Ｓ１２１およびＳ１２２の判定処理が行なわれる。Ｓ１２１においては、変数ＦｌａｇＣ が１であるか否かの判定が行われるが、最初は判定結果がＮＯであり、Ｓ１２２において、下記の式で算出される変数ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ の値がＴＲＵＥであるかＦＡＬＳＥであるか否かが判定される。
ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ←（（ｆｌａｇ＝“減圧”）∨（ｆｌａｇ＝“保持”））∧（Ｐｒｅｆ ＜δ）・・・（１０）
結果がＦＡＬＳＥであれば、Ｓ１２４において増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ に０がセットされた後に、Ｓ１２６において変数ｆｌａｇに保持を表す値が代入されたるとともに、変数ｃｏｕｎｔｅｒ に０がセットされて、Ｖａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。Ｓ１２２の判定結果がＴＲＵＥである場合は、Ｓ１２７において、ｃｏｕｎｔｅｒ ＜Ｃｔｈが成立するか否かが判定される。ここで、Ｃｔｈは、予め設定される設定カウント数であり、この値を変更することによって、前述の残圧抜きのための減圧が行なわれる時間を変更できる。最初はＳ１２７の判定結果はＹＥＳであるため、Ｓ１２８において増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ に最大印加電圧Ｖｍａｘ がセットされ、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ に０がセットされ、続くＳ１３０において、変数ｆｌａｇに増圧を表す値が代入されるとともに、変数ｃｏｕｎｔｅｒ の値がインクリメントされた後に、Ｖａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。Ｓ１２８およびＳ１３０が一定時間繰り返された後に、Ｓ１２７の判定結果がＮＯになり、Ｓ１３１において、変数ＦｌａｇＣ およびｃｏｕｎｔｅｒ が共に０とされて、Ｖａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。
【００６２】
図７に示したメイン処理のＳ１６においてコールされる作動液漏れ検出処理の詳細を図１９に示す。まず、Ｓ１５０において、制動中か否か、すなわち、ブレーキペダル１２６が踏み込まれているか否かが、ブレーキランプスイッチ３０６がＯＮか否かによって判定される。判定結果がＮＯであれば、Ｓ１５２において、減圧用リザーバ１５４への作動液の流入量の和である作動液総流入量ΣΔＱがクリアされるとともに、変数ＦｌａｇＡ に１が、変数ＦｌａｇＢ に０がそれぞれ代入されて、１回の処理が終了する。それに対し、Ｓ１５０の判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ１５４，Ｓ１５６において保持と減圧との繰返しによる一連の減圧の開始が待たれ、一連の減圧が開始されれば、Ｓ１５８において変数ＦｌａｇＡ に０が、変数ＦｌａｇＢ に１がそれぞれ代入され、Ｓ１６０において出力液圧Ｐｏｕｔ１の一連の減圧開始時における値 ｓｔａｒｔＰｏｕｔ１が記憶される。なお、Ｓ１５６における減圧か否かの判定は、上記Ｖａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理において設定される変数ｆｌａｇの内容に基づいて行われる。
【００６３】
続くＳ１６２，Ｓ１６４は、上記一連の減圧の終了を意味する増圧の開始を検出するステップである。変数ＦｌａｇＢ には、前記Ｓ１５２で０が代入される一方、Ｓ１５８で１が代入されるため、制動開始直後に実行されるＳ１６２の判定結果がＮＯであり、Ｓ１６４の増圧判定は行われず、一旦一連の減圧が行われた後にのみＳ１６４の増圧判定が行われる。したがって、Ｓ１６４の判定結果がＹＥＳになることは、一連の減圧の後の増圧の開始、すなわち一連の減圧の終了を意味するのであり、Ｓ１６６において、ＦｌａｇＡ に１が、ＦｌａｇＢ に０がそれぞれ代入されて、次の一連の減圧の開始を検出するための準備がなされた後、Ｓ１６８において、出力液圧Ｐｏｕｔ１の一連の減圧終了時における値 ｅｎｄＰｏｕｔ１が記憶される。
【００６４】
一方、上記Ｓ１６４の判定結果がＮＯの場合には、ブレーキランプスイッチ３０６の状態に基づくＳ１７０の制動終了か否かの判定と、Ｓ１７２の減圧不能か否かの判定とが行われる。減圧不能か否かの判定とは、前述のように減圧用リザーバ１５４がもはや作動液を収容し得なくなったために、減圧リニアバルブ１５２を開いても減圧を行うことができない状態になったか否かを判定することであり、種々の手段が可能であるが、本実施形態においては、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が負の設定値より小さく、かつ、変数ｆｌａｇに減圧を表す値が代入されて一定時間が経過したにもかかわらず、出力液圧Ｐｏｕｔ１が減少しない場合に、減圧不能な状態になったと判定されるようにされている。そして、Ｓ１７０，Ｓ１７２のいずれかの判定結果がＹＥＳとなった場合には、Ｓ１６６，Ｓ１６８が実行される。一連の減圧終了時における値 ｅｎｄＰｏｕｔ１の記憶は、一連の増圧の開始時のみならず、制動終了時と減圧不能時とにも行われるのである。
【００６５】
上記Ｓ１６８の実行後、Ｓ１７４において、記憶された ｓｔａｒｔＰｏｕｔ１と ｅｎｄＰｏｕｔ１とから、一連の減圧に伴って減圧用リザーバ１５４に流入した作動液の量ΔＱが取得されるとともに、それまでの作動液総流入量ΣΔＱに加算される。一連の減圧に伴って減圧用リザーバ１５４に流入した作動液の量ΔＱは、いかなる方法で取得されてもよいが、本実施形態においては、図２０のグラフで表されるマップによって取得される。出力液圧Ｐｏｕｔ１はほぼホイールシリンダ液圧に等しいと考えてよく、ホイールシリンダ液圧と、ホイールシリンダ２４，２６，５０および５２に収容されている作動液の量Ｑとの間には図２０に示す関係がある。したがって、出力液圧Ｐｏｕｔ１が値 ｓｔａｒｔＰｏｕｔ１から値 ｅｎｄＰｏｕｔ１まで減少する間にホイールシリンダ２４，２６，５０および５２から流出し、減圧用リザーバ１５４に流入した作動液の量ΔＱは、図２０のグラフで表されるマップから取得することができるのである。
【００６６】
上記Ｓ１７４において取得された作動液総流入量ΣΔＱは、Ｓ１７６において、それの最大値ΣΔＱｍａｘ 、つまりリザーバ容量と比較され、作動液総流入量ΣΔＱがリザーバ容量より大きい場合には、減圧リニアバルブ１５２より減圧用リザーバ１５４側の部分において液漏れが発生したと判定され、Ｓ１７８において回生制動システムによる回生制動とリニアバルブ装置５６を使用する液圧制御とを禁止するフラグに１が代入される。それに応じて、電磁開閉弁３０，３２および８０のソレノイドが消磁されるとともに、リニアバルブ装置５６への電圧印加が禁止され、本液圧ブレーキシステム１０は通常の液圧ブレーキシステムとして機能する状態とされる。また、上記フラグの内容は、図示しない回生制動システムにおいても参照され、内容が１であれば回生制動が禁止される。
【００６７】
なお、上記のように、作動液漏れの検出に応じて、リニアバルブ装置５６への電圧印加が禁止されれば、増圧リニアバルブ１５０が前述のように３ＭＰａの減圧弁として機能する状態となり、ＲＬシリンダ５０およびＲＲシリンダ５２の液圧が無用に小さく抑えられることになる。それをできる限り回避するために、少なくとも制動中は、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に、連続的に印加しても過熱の問題が生じない程度の電圧が印加されるようにしてもよい。
また、回生制動は禁止されず、増圧リニアバルブ１５０の制御も通常通り行われるが、減圧リニアバルブ１５２の制御は禁止されるようにすることも可能である。この場合には、例えば、図７のメインルーチンの大半は通常通り実行されるが、Ｓ１８の印加処理において減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の印加が禁止されるようにすればよい。また、回生制動システムにおいて回生制動力の制御が行われることによって、回生制動力と液圧制動力との和が所要制動力に等しくされるようにすることが望ましい。Ｓ１６の作動液漏れ検出処理は実行されるようにしても、実行されないようにしてもよい。
【００６８】
本実施形態においては、コントローラ１６６や減圧リニアバルブ１５２の故障や誤作動によって、減圧リニアバルブ１５２が開放状態に保たれても、液圧制動力が確保される。前述のように、リザーバ容量がホイールシリンダ容量よりも小さくされているため、万一、制動中に減圧リニアバルブ１５２が開放状態に保たれても、ホイールシリンダ２４，２６，５０，５２内の作動液がすべて流出することはなく、ある程度の液圧制動力が確保されるのである。そして、コントローラ１６６による増圧リニアバルブ１５０の制御が正常であれば、その増圧リニアバルブ１５０を経てマスタシリンダ１２から作動液が補給され、ホイールシリンダ液圧が正常な大きさに回復させられる。また、コントローラ１６６による増圧リニアバルブ１５０の制御が正常ではない場合でも、前述のように、増圧リニアバルブ１５０が３ＭＰａの減圧弁となるのみで、作動液の供給は可能であるため、操縦者がブレーキペダル１２６の踏力を増せば、ホイールシリンダ液圧を十分な大きさまで回復させることができる。しかも、本実施形態においては、マスタシリンダ１２の液圧供給部Ｒを介して定液圧源２０から作動液が供給されるため、ブレーキペダル１２６の操作ストロークも増大しない。
【００６９】
以上の説明から明らかなように、本実施形態においては、増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２の電磁付勢装置１９４と被電磁付勢体２０４とがそれぞれ弁子駆動装置を構成し、コントローラ６６の増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２を制御する部分が制御回路を構成している。そして、制御回路のうちのＳ１０を実行する部分がステップ制御手段を構成している。
【００７０】
さらに付言すれば、マスタシリンダ１２および定液圧源２０が共同して液圧源を構成しており、マスタリザーバ１８が主リザーバとして機能し、減圧用リザーバ１５４が副リザーバとして機能する。また、増圧用液圧制御装置としての増圧リニアバルブ１５０と減圧用液圧制御装置としての減圧リニアバルブ１５２とが第一液圧制御弁装置を構成し、電磁開閉弁４２，４４，５８，７２，８４，８６等が第二電磁液圧制御弁装置を構成している。そして、コントローラ６６の第一液圧制御弁装置を制御する部分が弁装置制御装置を構成しており、それら第一液圧制御弁装置と弁装置制御装置とが液圧制御装置を構成している。また、コントローラ６６の第一液圧制御弁装置を制御する部分のうちの、Ｓ１２の処理を実行する部分がフィードバック手段を、Ｓ１４の処理を実行する部分が待ち型制御手段をそれぞれ構成している。コントローラ６６のＳ１０，Ｓ１２，Ｓ１４およびＳ１８を実行する部分が回生制動協調制御手段を構成し、Ｓ１６を実行する部分が作動液漏れ検出手段を構成している。
【００７１】
さらに、コントローラ６６の、Ｓ１０２，Ｓ１１０，Ｓ１１２，Ｓ１２０，Ｓ１２４およびＳ１２６の処理を実行する部分が保持手段を構成し、Ｓ１１２，Ｓ１０６，Ｓ１０８，Ｓ１２０，Ｓ１１６およびＳ１１８の処理を実行する部分が特別制御手段の一種としての保持中特別制御手段を構成している。また、コントローラ６６の、Ｓ１２１，Ｓ１２２，Ｓ１２７，Ｓ１２８，Ｓ１３０およびＳ１３１の処理を実行する部分が残圧除去手段を、Ｓ２００，Ｓ２０２，Ｓ２０４，Ｓ２０６，Ｓ２０８およびＳ２１０の処理を実行する部分が液圧偏差低減制御手段を構成している。
【００７２】
以上説明した実施形態においては、図１５の図表で表される比較的複雑な規則に基づいて増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ が算出されるようにされていたが、以下のように簡単な規則に基づいて算出されるようにすることも可能である。
図２１はその一例を示すものである。図から明らかなように、偏差ｅｒｒｏｒと目標液圧変化ｄＰｒｅｆ との値の符号に基づいて、リニアバルブ装置５６の制御状態が決定される。具体的には、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の値がゼロ以上である場合（▲１▼状態）は、リニアバルブ装置５６による増圧と保持とが許容され、減圧が禁止される。また、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の値が負である場合（▲２▼状態）は、減圧と保持とが許容され、増圧が禁止される。図２２は、図２１の処理を行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ ，出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化の一例を概念的に示すグラフである。ただし、初期増量および残圧抜きは実行可能であるが、説明は省略する。図２２から明らかなように、▲１▼状態においては、増圧および保持のみが行われている。また、▲２▼状態においては、減圧および保持のみが行なわれている。
【００７３】
図２３は図２１とは別の規則に基づく処理を示す図表である。この処理は、基本的には図２１に示した内容と同じであるが、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の絶対値が小さい場合には、偏差ｅｒｒｏｒの符号に係わらず、保持のみを許容し、増圧と減圧とを共に禁止する。具体的には、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が予め設定された液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ を越える場合（▲１▼状態）においては、図２１における▲１▼状態と同様に、偏差ｅｒｒｏｒの符号に基づいて増圧または保持とされる。目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ 以下であり、かつ、液圧変化しきい値ｄＰｔｈ２ 以上である場合（▲２▼状態）においては、偏差ｅｒｒｏｒの符号に係わらず保持状態とされる。なお、しきい値ｄＰｔｈ２ は、しきい値ｄＰｔｈ１ より小さい値である。また、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ２ 未満である場合（▲３▼状態）においては、図２１における▲２▼状態と同様に、偏差ｅｒｒｏｒの符号に基づいて保持または減圧が行なわれる。図２４は、図２３に示した処理が実行された場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ ，出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化の一例を示すグラフである。図２４において▲２▼状態が追加されたことにより、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の値がゼロ近傍の値である場合において不感帯（図２４において斜線で示した領域）が設けられたことになる。目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が不感帯内の値である場合は、保持のみが行なわれる。▲１▼状態においては、増圧と保持とが、また、▲３▼状態においては、減圧と保持とが行なわれる。このような処理が行われるようにすることによって、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の絶対値が小さい範囲で目標液圧Ｐｒｅｆ が変化する場合でも、増減圧の繰返頻度が増大することを回避することができる。
【００７４】
図２５は、図２１および図２３に示した処理に代わる別の処理を示す図表である。この処理は、図２３に示した処理と同様に、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の絶対値が小さい範囲で目標液圧Ｐｒｅｆ が変化する場合の増減圧の繰返頻度の増大を回避するためのものである。この回避は、図２１に示した処理に加えて、偏差ｅｒｒｏｒの絶対値が小さい場合に、保持のみを許容することによってなされる。具体的には、図２１に示した処理の▲１▼状態において、偏差ｅｒｒｏｒが予め設定された偏差しきい値ｅｒｒ１（正の値）より大きい場合は増圧状態とされ、偏差しきい値ｅｒｒ１以下である場合は保持状態とされる。また、▲２▼状態においては、偏差ｅｒｒｏｒが予め設定された偏差しきい値ｅｒｒ２（負の値）未満である場合は減圧状態とされ、偏差しきい値ｅｒｒ２以上である場合は保持状態とされる。図２３に示した処理が目標液圧変化ｄＰｒｅｆ に対して不感帯を設定したことになるのに対し、図２５に示す処理は、偏差ｅｒｒｏｒに対して不感帯を設けたことになるのである。図２６は、図２５に示した処理を行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ ，出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化の一例を示すグラフである。目標液圧Ｐｒｅｆ に対して不感帯が設けられているため、制御の応答性が十分によく、かつ、偏差ｅｒｒｏｒが不感帯の幅よりも小さい場合には、増減圧の頻繁な繰返しが回避される。
【００７５】
上記説明から明らかなように、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ について不感帯を設けても偏差ｅｒｒｏｒについて不感帯を設けても、似た効果が得られる。これは、図２３および図２５から明らかなように、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ と偏差ｅｒｒｏｒの少なくとも一方について不感帯を設ければ、増圧と減圧との間での直接的な移行をなくし得るからである。
しかし、これら不感帯を設けても、例えば、目標液圧変化ｄＰｒｅｆ の値が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ の近傍で増減を繰り返せば、増圧と保持との間の切換えが頻繁に行われ、騒音の増大や増圧リニアバルブ１５０の耐久性低下の問題が発生する。この問題は、保持から増圧への切換えの液圧変化しきい値を、増圧から保持への切換えの液圧変化しきい値より大きくすることにより、保持と増圧との間の移行に関してヒステリシスを与えることにより解決することができる。保持と減圧との間に関しても同様である。
【００７６】
前記図１ないし図２０に示した実施形態において、図１８のＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理を図２７に示すように変更することも可能である。Ｓ１００における偏差ｅｒｒｏｒの算出後、Ｓ２００において、変数ｆｌａｇが保持を表す値であり、かつ偏差ｅｒｒｏｒの絶対値が設定液圧偏差ｅｒｒ３を超える状態が設定継続時間Ｔ１（実際には、変数ｆｌａｇが保持を表す値であり、かつ偏差ｅｒｒｏｒの絶対値が設定液圧偏差ｅｒｒ３以上である状態においてＳ２００が実行されるごとにカウント値が増大するカウンタで計測することが望ましい）以上継続したか否かの判定が行われる。この判定の結果がＮＯであれば、図１８におけるＳ１０２以下が実行されるのであるが、判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ２０２以下が実行される。Ｓ２０２においては、偏差ｅｒｒｏｒが正であるか否かが判定され、正であればＳ２０４において印加電圧ｖ１が増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ としてセットされ、減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ が０とされた上、Ｓ２０６において変数ｆｌａｇに増圧を表す値が代入されてＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。偏差ｅｒｒｏｒが負であればＳ２０２の判定結果がＮＯとなり、Ｓ２０８において印加電圧ｖ２が減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ としてセットされ、増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ が０とされた上、Ｓ２１０において変数ｆｌａｇに減圧を表す値が代入されてＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理が終了する。
【００７７】
コントローラ６６の上記Ｓ２００ないしＳ２１０の処理を実行する部分が液圧偏差低減制御手段を構成することになり、保持状態において設定液圧偏差ｅｒｒ３を超える偏差ｅｒｒｏｒが設定継続時間Ｔ１以上存続した場合には、リニアバルブ装置５６を増圧状態と減圧状態とのいずれかとして偏差ｅｒｒｏｒを低減させることができる。なお、液圧偏差低減制御手段の作動中は、液圧制御の制御ゲインが通常より小さくされることが望ましく、例えば、Ｓ２０４またはＳ２０８においてセットされる印加電圧ｖ１またはｖ２が、Ｓ１０６またはＳ１１６でセットされる印加電圧ｖ１またはｖ２より小さくされるようにすることが望ましい。
【００７８】
前記図１ないし図２０に示した実施形態において、図１８のＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理を図２８に示すように変更することも可能である。Ｓ１００における偏差ｅｒｒｏｒの算出後、Ｓ２２０において、変数ＦｌａｇＤ が１であるか否かが判定される。当初はこの判定結果がＮＯであるため、Ｓ２２２において、変数ｆｌａｇが保持を表す値であり、かつ偏差ｅｒｒｏｒの絶対値が設定液圧偏差ｅｒｒ３を超える状態が設定継続時間Ｔ２以上継続したか否かの判定が行われる。当初はこの判定結果もＮＯであるため、Ｓ２２４において広不感帯の設定が行われ、続いて図１８のＳ１０２以下が実行される。それに対し、Ｓ２２２の判定結果がＹＥＳとなれば、Ｓ２２６で変数ＦｌａｇＤ に１が代入され、Ｓ２２８で狭不感帯の設定が行われる。上記広不感帯の設定は、前記偏差しきい値ｅｒｒ１，ｅｒｒ２を前記実施形態におけると同じ値に設定することにより行われるのに対し、狭不感帯の設定は、偏差しきい値ｅｒｒ１，ｅｒｒ２を前記実施形態におけるより絶対値の小さい値に設定することによって行われる。狭不感帯の設定の特殊な場合として、偏差しきい値ｅｒｒ１，ｅｒｒ２が共に０に設定されるようにすることも可能であり、この場合には、前記図１５の目標液圧変化ｄＰｒｅｆ が液圧変化しきい値ｄＰｔｈ１ 以下かつ液圧変化しきい値ｄＰｔｈ２ 以上である領域においては、増圧か減圧かが行われ、保持は行われないことになる。Ｓ２２６において変数ＦｌａｇＤ に１が代入された後は、Ｓ２２０の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ２３０において、Ｓ２２０の判定がＹＥＳになってから設定継続時間Ｔ３以上が経過したか否かが判定される。Ｓ２２８において狭不感帯の設定が行われてから設定継続時間Ｔ３が経過することが待たれるのであり、設定継続時間Ｔ３の経過後はＳ２３２において変数ＦｌａｇＤ に０が代入された上でＳ２２４が実行され、不感帯の設定が狭不感帯から広不感帯に戻される。
【００７９】
以上の処理により、偏差ｅｒｒｏｒの絶対値が設定液圧偏差ｅｒｒ３を超える状態が保持状態の開始から設定継続時間Ｔ２以上継続した場合には、不感帯の幅が減少させられるため、液圧偏差が減少させられる。この間はリニアバルブ装置５６の増圧状態や減圧状態への移行頻度が増大するが、不感帯の幅減少状態が設定継続時間Ｔ３以上継続した場合には不感帯の幅が通常の広さに戻されて、リニアバルブ装置５６が増圧状態や減圧状態へ移行させられにくい状態に復帰させられる。コントローラ６６の上記Ｓ２２０，Ｓ２２２，Ｓ２２６，Ｓ２２８およびＳ２３０の処理を実行する部分が不感帯幅減少手段を構成しているのである。
【００８０】
図１ないし図２０に記載の実施形態を次のように変更することもできる。図７に記載のメイン処理に、図２９に示すようにＳ１７の作動回数カウント処理を追加し、Ｓ１０のＶＦａｐｐｌｙ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理を変更するのである。
Ｓ１７の作動回数カウント処理の詳細を図３０に示す。Ｓ３００において、変数ｆｌａｇが増圧に変化したか否かの判定が行われる。図１８のＶａｐｐｌｙ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理において設定される変数ｆｌａｇが、保持または減圧から増圧に変化したか否かが判定されるのである。そのために、コントローラ６６（図１参照）のＲＡＭには直前にＳ３００が実行された際の変数ｆｌａｇの内容を記憶する領域が設けられており、そこに記憶されている変数ｆｌａｇの内容と現時点における変数ｆｌａｇの内容との比較によって上記判定が行われる。判定の結果がＹＥＳであれば、Ｓ３０２においてカウンタＣａｐｐｌｙ が１増加させられる。判定の結果がＮＯであれば、Ｓ３０４において変数ｆｌａｇが減圧に変化したか否かの判定が行われ、判定結果がＹＥＳであれば、Ｓ３０６においてカウンタＣｒｅｌｅａｓｅ が１増加させられる。カウンタＣａｐｐｌｙ ，Ｃｒｅｌｅａｓｅ はぞれぞれ、増圧と減圧との開始毎にインクリメントされるのであり、増圧リニアバルブ１５０と減圧リニアバルブ１５２との作動回数をカウントすることになる。
【００８１】
図１ないし図２０の実施形態のＳ１０のＶＦａｐｐｌｙ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理においては、増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２のフィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａおよびフィードフォワード減圧電圧一定値ＶＦｃｒがそれぞれ（３）式および（４）式に基づいて算出されるようになっていたが、本実施形態においてはそれぞれ次式により算出される。
ＶＦｃａ←ＭＡＰａ （Ｐｉｎ−Ｐｏｕｔ１）−Ｋ（Ｃａｐｐｌｙ ）・・・（１１）
ＶＦｃｒ←ＭＡＰｒ （Ｐｏｕｔ１−Ｐｒｅｓ ）−Ｋ（Ｃｒｅｌｅａｓｅ ）・・・（１２）
ここにおいて、関数Ｋ（Ｃａｐｐｌｙ ）およびＫ（Ｃｒｅｌｅａｓｅ ）は、それぞれカウンタＣａｐｐｌｙ ，Ｃｒｅｌｅａｓｅ のカウント値Ｃａｐｐｌｙ ，Ｃｒｅｌｅａｓｅ が大きいほど大きくなる関数である。したがって、例えば、フィードフォワード増圧電圧一定値ＶＦｃａは、図３１に矢印で示すように、増圧リニアバルブ１５０の作動回数が増大するにつれて小さい値に決定され、スプリング２０６の付勢力に抗して弁子２００を弁座２０２から離間させるための電流のステップ量が小さくされる。それによって、増圧リニアバルブ１５０の作動回数の増大につれてスプリング２０６がへたり、付勢力が低下しても、増圧リニアバルブ１５０が開く際の上流側と下流側との差圧には変化が生じないか、変化が小さくて済むことになる。
【００８２】
本実施形態においては、増圧リニアバルブ１５０および減圧リニアバルブ１５２の使用量がこれらバルブの作動回数によって表されているが、これらのソレノイド２１０への通電時間の積算値や、これらバルブが組み込まれた車両の完成時点からの経過時間等によって使用量を表すことも可能である。また、関数Ｋ（Ｃａｐｐｌｙ ）およびＫ（Ｃｒｅｌｅａｓｅ ）がバルブの作動回数の増大につれて連続的に増大する関数とされ、ステップ量が連続的に小さくなるようにされているが、段階的に減少するようにすることも可能である。関数の演算による代わりに、マップを使用することも可能である。
【００８３】
さらに、図１ないし図２０の実施形態において、図７のメイン処理におけるＳ１２のＶＢａｐｐｌｙ ，ＶＢｒｅｌｅａｓｅ 算出処理を変更することも可能である。この算出処理においてはフィードバック制御が一般的なＰＩＤ制御により行われるようになっていたのを、特殊なＰＩＤ制御に変更するのである。
フィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ およびフィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅ を、出力液圧Ｐｏｕｔ１の目標液圧Ｐｒｅｆ からの偏差ｅｒｒｏｒに基づいてＰＩＤ制御する場合には、一般に
ＶＢａｐｐｌｙ ＝ｋｐ ・ｅ＋ｋｉ ・∫ｅｄｔ＋ｋｄ ・ｄｅ／ｄｔ
ＶＢｒｅｌｅａｓｅ ＝−（ｋｐ ・ｅ＋ｋｉ ・∫ｅｄｔ＋ｋｄ ・ｄｅ／ｄｔ ）
ただし、ｅは偏差ｅｒｒｏｒ、ｋｐ ，ｋｉ ，ｋｄ は制御ゲイン
の演算によるのであるが、この一般的なＰＩＤ制御によると増圧から減圧、あるいは減圧から増圧への変化時に応答遅れが生じることがある。例えば、目標液圧Ｐｒｅｆ および出力液圧Ｐｏｕｔ１が図３２（ａ）に示すように変化する場合、偏差ｅおよび偏差積分値∫ｅｄｔがそれぞれ図３２（ｂ），（ｃ）に示すように変化し、偏差ｅが正から負に変化した際に偏差積分値∫ｅｄｔが大きな値になっていることがあり、そのためにｋｐ ・ｅの負の値がｋｉ ・∫ｅｄｔの正の値により減殺されてＶＢｒｅｌｅａｓｅ の絶対値が小さくなり、応答性が悪くなることがあるのである。この不都合を回避するために、本実施形態では、偏差ｅの符号が変化した際、偏差積分値∫ｅｄｔが、図３２の（ｃ）に矢印で示されているように、０にリセットされるようになっている。∫ｅｄｔが０にリセットされれば、ｋｐ ・ｅの負の値がｋｉ ・∫ｅｄｔの正の値により減殺されることがなくなり、増圧から減圧への応答性が向上させられるのである。偏差ｅが負から正に変化した際も同様に偏差積分値∫ｅｄｔが０にリセットされ、減圧から増圧への応答性が向上させられる。
【００８４】
上記のように、偏差ｅの符号が変化する時点で偏差積分値∫ｅｄｔがリセットされるようにする代わりに、増圧指令から減圧指令に、あるいは減圧指令から増圧指令に変化する時点で偏差積分値∫ｅｄｔがリセットされるようにすることも可能であり、同様の効果が得られる。
【００８５】
以上、回生制動システムを備えた車両用の液圧ブレーキシステムに本発明を適用した場合の実施形態を説明したが、回生制動システムを備えない車両用の液圧ブレーキシステムに本発明を適用することも可能である。所要制動力から回生制動力を差し引いて液圧制動力を決定する処理が不要になる点以外は同様に本発明を実施し得るのである。また、残圧抜きが、ブレーキペダル等のブレーキ操作部材が非操作位置まで復帰させられたことが、検知スイッチ等の検知手段により検知された際に行われるようにすることも可能である。
その他、本発明は特許請求の範囲を逸脱することなく種々の変形，改良を施した形態で実施することができる。

【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態である液圧ブレーキシステムの構成を示す系統図である。
【図２】上記液圧ブレーキシステムにおけるマスタシリンダの内部構造を概略的に示す正面断面図である。
【図３】上記液圧ブレーキシステムにおけるリニアバルブ装置の構成を概略的に示す系統図である。
【図４】図３に示した増圧リニアバルブの構造をさらに詳細に示す正面断面図である。
【図５】上記液圧ブレーキシステムにおける制動力制御の概略を示すグラフである。
【図６】図１に示したコントローラの液圧制御に関する機能ブロック図である。
【図７】上記コントローラによって実行されるメイン処理の内容の一例を示すフローチャートである。
【図８】図７のＳ１０においてコールされるＶＦａｐｐｌｙ ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の内容を示すフローチャートである。
【図９】図８のＳ４２において使用される関数ＭＡＰａ を示すグラフである。
【図１０】図８のＳ４６において使用される関数ＭＡＰｒ を示すグラフである。
【図１１】目標液圧Ｐｒｅｆ と目標液圧変化ｄＰｒｅｆ とを算出するために実行されるタイマ割込処理の内容を示すフローチャートである。
【図１２】図７，図８および図１１に示した各処理によって行われる２つの減圧例を示すグラフである。
【図１３】目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、その目標液圧Ｐｒｅｆ の変化に基づいて、図７，図８および図１１に示した処理によって算出される、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ およびフィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅ の値の変化を示すグラフである。
【図１４】目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、その目標液圧Ｐｒｅｆ の変化に基づいて、図７，図８および図１１に示した処理によって出力される出力液圧Ｐｏｕｔ１の変化の一例を示すグラフである。
【図１５】図７のＳ１４においてコールされるＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の内容の一例を説明するための図表である。
【図１６】上記初期増量の必要性を説明するためのグラフである。
【図１７】図１５にその内容を示した処理と初期増量および残圧抜きとを行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、それにともなう出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化を概念的に示すグラフである。
【図１８】図７のＳ１４に示したＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の内容の一例を示すフローチャートである。
【図１９】図７のＳ１６に示した作動液漏れ検出処理の内容の一例を示すフローチャートである。
【図２０】図１９のＳ１７４で利用されるホイールシリンダ液圧とホイールシリンダ内作動液量との関係を示すグラフである。
【図２１】図７のＳ１４においてコールされるＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理の図１５に示したのとは別の例を示す図表である。
【図２２】図２１にその内容を示した処理を行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、それに伴う出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化を概念的に示すグラフである。
【図２３】図７のＳ１４においてコールされるＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理のさらに別の例を示す図表である。
【図２４】図２３にその内容を示した処理を行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、それに伴う出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化を概念的に示すグラフである。
【図２５】図７のＳ１４においてコールされるＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理のさらに別の例を示す図表である。
【図２６】図２５にその内容を示した処理を行なった場合の、目標液圧Ｐｒｅｆ の変化の一例と、それに伴う出力液圧Ｐｏｕｔ１，目標液圧変化ｄＰｒｅｆ ，増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ および減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅ の変化を概念的に示すグラフである。
【図２７】図１８に示したＶａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理とは別の算出処理の一部を示すフローチャートである。
【図２８】Ｖａｐｐｌｙ ，Ｖｒｅｌｅａｓｅ 算出処理のさらに別の例の一部を示すフローチャートである。
【図２９】本発明のさらに別の実施形態におけるメイン処理を示すフローチャートである。
【図３０】上記メイン処理における作動回数カウント処理を示すフローチャートである。
【図３１】上記メイン処理のＶＦａｐｐｌｙ ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅ 算出処理を説明するためのグラフである。
【図３２】本発明のさらに別の実施形態におけるメイン処理のＶＢａｐｐｌｙ ，ＶＢｒｅｌｅａｓｅ 算出処理を説明するためのグラフである。
【符号の説明】
１０：液圧ブレーキシステム １２：マスタシリンダ １４：ポンプ
１６：アキュムレータ ２４：ＦＬシリンダ ２６：ＦＲシリンダ ３０，３２，４２，４４，５８，７２，８０，８４，８６：電磁開閉弁 ３４，６２，６４，８８：液圧センサ ５０：ＲＬシリンダ ５２：ＲＲシリンダ
５６：リニアバルブ装置 ６０：プロポーショニングバルブ（Ｐバルブ）
６６：コントローラ １００：摺動穴 １０２：プランジャ １０４：スプール １０８，１１２，２０６，２２０：スプリング １１６：第一液圧室 １１８：第二液圧室 １２２：第三液圧室 １２６：ブレーキペダル １５０：増圧リニアバルブ １５２：減圧リニアバルブ １５４：減圧用リザーバ １６２，１７２：第一ポート １６６，１７６：第二ポート
１８２：ハウジング １８４：ピストン １８６：液収容室 １８８：圧縮コイルスプリング １９０：シーティング弁 １９４：電磁付勢装置
１９６：ハウジング ２００：弁子 ２０２：弁座 ２０４：被電磁付勢体 ２１０：ソレノイド ２１２：保持部材 ２１４：第一磁路形成体 ２１６：第二磁路形成体 ２３０：ストロークシミュレータ ２５０：ロッド部材 ２６０：第一部材 ２６２：第二部材 ２６８：第三部材
２７２：嵌合突部 ２７４：嵌合穴 ２７６：スペーサ ３００：フィードフォワード制御部 ３０２：フィードバック制御部 ３０６：ブレーキランプスイッチ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device and a hydraulic brake system for a vehicle, and in particular, includes a seating valve, and a valve driving device that operates by receiving an electric current and drives a valve of the seating valve. And a hydraulic brake system for a vehicle in which the hydraulic pressure of a wheel cylinder is controlled by the hydraulic pressure control device.
[0002]
[Prior art]
The present applicant has previously proposed a hydraulic control device including the above-described seating valve and the valve element driving device. That is described in Japanese Unexamined Patent Application No. Hei. This hydraulic pressure control device is provided in the middle of a liquid passage including (1) a valve seat and a valve, and the valve is seated on the valve seat to partition the liquid passage into a high pressure side and a low pressure side, A seating valve in which a valve receives a hydraulic pressure difference between a high pressure side and a low pressure side in a direction away from a valve seat; (2) an elastic member for urging the valve in a direction to be seated on the valve seat; A valve driving device for receiving the supply and applying a driving force in a direction away from the valve seat to the valve; and (4) a control circuit for supplying a current to the valve driving device and controlling the valve driving device. It is configured to include.
[0003]
In this hydraulic pressure control valve, the urging force based on the elastic force of the elastic member acts in a direction for seating the valve element on the valve seat, and the urging force based on the hydraulic pressure difference acting on the valve element and the valve element driving device provide the valve element. Is applied in a direction to separate the valve element from the valve seat. If the urging force based on the elastic force of the elastic member is larger than the sum of the other two urging forces, the seating valve closes, and if the former is smaller than the latter, the seating valve opens. The urging force applied to the valve element by the valve element driving device changes according to the magnitude of the current supplied to the valve element driving apparatus. By controlling this current, the hydraulic pressure difference when the seating valve closes, That is, the hydraulic pressure of at least one of the high pressure side and the low pressure side of the seating valve can be controlled.
[0004]
For example, in a vehicle hydraulic brake system, a hydraulic passage connecting a master cylinder that generates a master cylinder hydraulic pressure according to the operating force of a brake operating member and a wheel cylinder that activates a brake that suppresses the rotation of a wheel. If the present hydraulic pressure control device is provided, the master cylinder hydraulic pressure can be reduced by a desired amount and supplied to the wheel cylinder. In other words, by controlling the supply current to the valve drive device, it is possible to control the hydraulic pressure of the wheel cylinder, which is on the low pressure side as compared with the master cylinder. In addition, if the present hydraulic pressure control device is provided in the middle of the liquid passage connecting the reservoir for storing the hydraulic fluid at atmospheric pressure and the wheel cylinder, the hydraulic pressure of the wheel cylinder on the high pressure side as compared with the reservoir is controlled. can do.
However, the conventional hydraulic pressure control device has a problem that the response at the start of the hydraulic pressure control is insufficient. In a conventional hydraulic pressure control device,When it is necessary to gradually reduce the hydraulic pressure difference between the upstream side and the downstream side of the seating valve from the state where the seating valve is in the closed state,The control circuit gradually increases the current supplied to the valve driving device from 0, and the urging force applied to the valve by the valve driving device based on the current increases the urging force based on the hydraulic pressure difference from the elastic force of the elastic member. The seating valve is configured to open when the difference in the biasing force is larger than the difference. Therefore, the response is delayed by the time from the moment when the seating valve needs to be opened to the time when the current gradually increases to the size to open the seating valve.
[0005]
Problems to be Solved by the Invention, Means for Solving Problems, Functions and Effects
As described above, the present invention relates to the case where it is necessary to gradually change the hydraulic pressure difference between the upstream side and the downstream side of the seating valve from the state where the seating valve is in the closed state.The present invention has been made to improve the responsiveness in the present invention, and according to the present invention, the following hydraulic control valve devices can be obtained. As in the claims, each mode is given a term number for each term, and described in a form in which the numbers of other terms are quoted as necessary. This is to clarify the possibility of the combination of the components in each section.
(1) A valve seat and a valve are provided in the middle of the liquid passage, and the valve is seated on the valve seat to partition the liquid passage into a high-pressure side and a low-pressure side. A seating valve that receives an urging force based on a hydraulic pressure difference between the seat and the valve in a direction away from the valve seat;
The valveSaidAn elastic member biasing in a direction to be seated on the valve seat;
A valve driving device that receives a supply of current and applies a driving force in a direction away from the valve seat to the valve,
A control circuit for supplying current to the valve driving device and controlling at least one of the high pressure side and the low pressure side of the seating valve by controlling the magnitude of the current.
In the hydraulic pressure control device including
The control circuitTo
The seating valveFrom the closed state to the valve drive device.Increase step by step, andThe amount of current that increases in stepsStep control means for reducing the step amount as the hydraulic pressure difference increases.When,
Gradually increasing control means for gradually increasing the current to the valve driving device so as to gradually reduce the hydraulic pressure difference following the stepwise increase by the step control means;
A hydraulic pressure control device comprising:
In the hydraulic control device having this configuration, the seating valveIt is necessary to gradually reduce the hydraulic pressure difference between the upstream side and the downstream side of the seating valve from the state in which the valve is in the closed state, and when the control circuit gradually increases the current to the valve driving device, first, the step control means The current is increased stepwise, and the amount of the current increased stepwise is reduced as the hydraulic pressure difference increases. Subsequent to the stepwise increase, the gradually increasing control means gradually increases the current to the valve driving device so as to gradually reduce the hydraulic pressure difference between the upstream side and the downstream side.
ShiSince the current required to open the steering valve requires less as the hydraulic pressure difference is larger, if the step control means is to reduce the step amount as the urging force based on the hydraulic pressure difference acting on the valve is larger, The effect of the magnitude of the hydraulic pressure difference can be reduced. Ideally, the step control means should determine the step amount to always open the seating valve irrespective of the magnitude of the biasing force based on the hydraulic pressure difference acting on the valve, but this is indispensable. Absent. For example, if the step amount is larger than just the opening amount of the seating valve, the opening amount of the seating valve becomes excessive, and the gradient of the change in the hydraulic pressure becomes excessive. The valve is opened and a response delay can be avoided. Conversely, even if the step amount is not large enough to open the seating valve, if the current is thereafter gradually increased, the seating valve is opened in a shorter time as compared to the case where the current is gradually increased from 0, Response delay is reduced.
(2) a hydraulic pressure difference detection device for detecting a hydraulic pressure difference before and after the seating valve;
Step amount determining means for determining the step amount based on the hydraulic pressure difference detected by the hydraulic pressure difference detection device;
The hydraulic control device according to the above mode (1) (Claim 2).
With this configuration, it is possible to determine the step amount to a size that just opens the seating valve.
(3) At least one of the hydraulic pressure difference detection device and the step amount determining means includes an updating unit that updates at least one of the detection of the hydraulic pressure difference and the determination of the step amount and updates the obtained result. ).
If the step amount is repeatedly updated by the updating means, the step amount actually stored at the moment when the seating valve needs to be opened is just large enough to open the seating valve. The seating valve can be opened immediately upon use.
(4) The control circuit has a hydraulic pressure difference-corresponding current control means for supplying a current that increases as the hydraulic pressure difference decreases to the valve element driving device when the seating valve is open. The hydraulic pressure control device according to any one of the above items (3).
According to this configuration, it is possible to prevent the seating valve once opened from being closed due to a decrease in the hydraulic pressure difference before and after the seating valve. The fluid pressure control device of this aspect is suitable for fluid pressure control of a fluid pressure circuit in which at least one of the fluid pressures before and after the opening of the seating valve changes, and the fluid pressure difference decreases. For example, when the hydraulic control device is used for controlling the hydraulic pressure of a wheel cylinder of a vehicle hydraulic brake system, the seating valve is opened and hydraulic fluid flows into the wheel cylinder, or the hydraulic fluid is actuated from the wheel cylinder. If the liquid flows out, the wheel cylinder hydraulic pressure inevitably changes, and the hydraulic pressure difference before and after the seating valve decreases, so that a control circuit having a hydraulic pressure difference-corresponding current control means is suitable.
(5) The step control means includes a usage amount corresponding step amount reduction means for reducing the step amount when the usage amount of the seating valve is large as compared to when the usage amount is small. (1) to (4). The hydraulic pressure control device according to any one of claims 1 to 3.
In the hydraulic pressure control device according to any one of the above items (1) to (4), as the usage amount of the seating valve increases, an appropriate step amount (current is increased when the seating valve is changed from the closed state to the open state). It was found that the amount to be gradually increased) decreased. It is presumed that the cause is set of the elastic member that urges the valve in the direction of sitting on the valve seat. It is necessary to further examine whether or not this estimation is appropriate.However, by providing the step control means with a use amount corresponding step amount reducing means for reducing the step amount as the use amount of the seating valve increases, It has been confirmed by experiments that the accuracy of the hydraulic pressure control of the pressure control device can be improved. Here, the usage amount of the seating valve can be represented by the elapsed time from the start of use to the present time, or can be represented by the total amount of operation from the start of use of the seating valve to the present time as described in the next section. is there. The total amount of actuation can be represented by the total number of times the seating valve is actuated, the total energizing time to the valve drive, and the like. It is desirable to reduce the step amount continuously or in multiple steps as the seating valve usage increases, but most simply, once the seating valve usage reaches the set usage, only once the set amount. A corresponding effect can be obtained only by reducing the amount.
(6) The hydraulic pressure control apparatus according to the above mode (5), wherein the amount of use of the seating valve is the total amount of operation from the start of use of the seating valve to the present time.
(7) The hydraulic pressure control device according to the above mode (6), wherein the total of the operation amounts is the total of the number of times of operation of the seating valve.
(8) The hydraulic pressure control device according to the above mode (6), wherein the total of the operation amounts is a total of the energization time to the valve drive device.
(9) The hydraulic pressure control device according to any one of (5) to (8), wherein the use amount corresponding step amount reducing unit includes a unit that reduces the step amount as the use amount increases.
(10) The hydraulic pressure control according to any one of (5) to (9), wherein the usage amount corresponding step amount reduction means includes usage amount storage means for storing the usage amount of the seating valve up to the present time. apparatus.
According to the present invention, the vehicle hydraulic brake system according to each of the aspects described below is further obtained. The description of each aspect in the same form as in the claims is the same as that of the hydraulic pressure control valve device.
(11) a hydraulic pressure source;
A wheel cylinder that operates a brake that suppresses wheel rotation,
A valve seat and a valve element are provided in the middle of a liquid path connecting the hydraulic pressure source and the wheel cylinder, and the valve element is seated on the valve seat to shut off the liquid path, and the valve element A seating valve which receives an urging force based on a hydraulic pressure difference between a source side and a wheel cylinder side in a direction away from a valve seat;
The valveSaidAn elastic member biasing in a direction to be seated on the valve seat;
A valve driving device that receives a supply of current and applies a driving force in a direction away from the valve seat to the valve,
A control circuit for controlling the hydraulic pressure of the wheel cylinder by supplying a current to the valve driving device and controlling the magnitude of the current;
includingBrake systemAt
The control circuitTo
The seating valveFrom the closed state to the valve drive device.Step by stepIncrease and the amount of current that increases in stepsThe step amount is made smaller as the hydraulic pressure difference becomes larger, and is made larger when the hydraulic fluid amount required to increase the unit hydraulic pressure of the wheel cylinder is larger than when it is smaller.Step control means;
Gradually increasing control means for gradually increasing the current to the valve driving device so as to gradually reduce the hydraulic pressure difference following the stepwise increase by the step control means;
A brake system (claim 6), comprising:
In the present embodiment, the description of the above item (1) is applied as it is, and the following specific effects are obtained.
When increasing the wheel cylinder hydraulic pressure from the atmospheric pressure, that is, immediately after the start of braking, a delay is likely to occur in the increase of the wheel cylinder hydraulic pressure. Immediately after the start of braking, a large amount of hydraulic fluid is required to increase the hydraulic pressure of the wheel cylinder by a unit amount, and the flow rate of hydraulic fluid in the fluid passage connecting the seating valve and the wheel cylinder is large. This is because there is a large difference between the hydraulic pressure near the outlet and the hydraulic pressure of the wheel cylinder. In addition, when the flow area of the seating valve immediately after the start of braking with a large hydraulic fluid flow rate is the same as that at the time of normal pressure increase where the hydraulic fluid flow rate is not large, the output hydraulic pressure of the seating valve is accurately adjusted to the target hydraulic pressure. Sometimes it is not possible to follow well. On the other hand, as in the present embodiment, if the stepwise change amount of the current when the seating valve is changed from the closed state to the open state in the initial stage of braking is particularly increased, the flow rate of the hydraulic fluid supplied to the wheel cylinder increases Thus, a delay in increasing the hydraulic pressure of the wheel cylinder is prevented or reduced. Alternatively, the output hydraulic pressure of the seating valve can accurately follow the target hydraulic pressure in both the state where the hydraulic fluid flow rate is large and the state where the other hydraulic fluid flow rates are small.
(12) A pressure reducing device having a reservoir and having the same configuration as the pressure increasing hydraulic pressure control device including the seating valve, the elastic member, the valve element driving circuit and the control circuit in the middle of the liquid passage connecting the reservoir and the wheel cylinder. The hydraulic pressure control device is provided with a seating valve of the pressure reducing hydraulic pressure control device in a direction in which a valve element thereof receives a hydraulic pressure difference between the wheel cylinder side and the reservoir side in a direction in which the valve element is separated from a valve seat. The vehicle hydraulic brake system according to item (11).
In this aspect, the hydraulic pressure of the wheel cylinder is increased by the hydraulic control device for increasing pressure, and reduced by the hydraulic control device for decreasing pressure. Pressure increase and pressure reduction can be realized by the hydraulic control device of the same structure, almost all parts of the hydraulic pressure control device for pressure increase and the hydraulic pressure control device for pressure reduction can be shared, or the logic of the hydraulic pressure control Can be simplified, and the cost of the apparatus can be reduced.
The invention of (1) can be applied to both the pressure increasing hydraulic pressure control device and the pressure decreasing hydraulic pressure control device. In addition, the configuration of the hydraulic pressure control device described in the above items (2) to (10) can be applied to the vehicle hydraulic brake system described in the above item (11) or (12).
(13) The reservoir contains the hydraulic fluid flowing out of the wheel cylinder through the seating valve during one braking, and is returned to the hydraulic pressure source after the braking is completed. (12) The vehicle according to (12), wherein the reservoir capacity that is the maximum amount of hydraulic fluid that can be accommodated is smaller than the wheel cylinder capacity that is the maximum amount of hydraulic fluid that can be accommodated from the non-braking state to the braking state of the wheel cylinder. For hydraulic brake system.
As described above, if the reservoir contains the hydraulic fluid flowing out of the wheel cylinder during one braking operation and is returned to the hydraulic pressure source after the braking is completed, and the reservoir volume is smaller than the wheel cylinder volume. Even if the seating valve, valve drive device, control circuit, etc., malfunctions or malfunctions during braking, the outflow of hydraulic fluid from the wheel cylinder to the reservoir becomes unlimited, Is braked without hindrance. In a case where the seating valve allows the hydraulic fluid to flow out of the wheel cylinder indefinitely, the hydraulic fluid flows out while the reservoir can store the hydraulic fluid. However, when the total outflow amount has a size corresponding to the reservoir capacity, the hydraulic fluid can no longer flow into the reservoir and therefore cannot flow out of the wheel cylinder. Since the reservoir capacity is smaller than the wheel cylinder capacity, when the hydraulic fluid flows out of the wheel cylinder due to malfunction of the control circuit, etc., even if the hydraulic fluid is not replenished from the hydraulic pressure source, it will not operate inside the wheel cylinder. The liquid remains, and a certain amount of braking force is secured. Further, when the hydraulic fluid is supplied from the hydraulic pressure source, a sufficiently large braking force can be generated in the brake with a relatively small supply. When the hydraulic pressure source is a normal master cylinder that generates a master cylinder hydraulic pressure according to the operation force of the brake operation member, the operation stroke of the brake operation member increases by the amount of the replenished hydraulic fluid, Although the braking effect is delayed, the operation stroke is increased and the effect delay is small. Further, when the hydraulic pressure source is a power hydraulic pressure source, the problem of an increase in the operation stroke accompanying the replenishment of the hydraulic fluid does not occur, and a problem of a delay in the braking effect occurs, but the effect delay is small. Is obtained. As described above, the reliability of the vehicle hydraulic brake system is improved.
In other words, in the vehicle hydraulic brake system of this aspect, the seating valve of the pressure reducing hydraulic pressure control device is opened from the state where the amount of hydraulic fluid in the reservoir is the minimum amount and the brake is applied, and the wheel cylinder is opened. The reservoir capacity is selected to be large enough to cause a situation where the brake fluid is still effective even if the hydraulic fluid is allowed to flow from the reservoir to the reservoir until the reservoir is completely filled.
It can also be said that the capacity of the reservoir is selected to be smaller than the difference between the two amounts of hydraulic fluid that can be accommodated in the wheel cylinders in the two states in which the braking effects are different from each other but are substantially effective. The above two conditions are a state in which the maximum hydraulic pressure expected in the hydraulic brake system is supplied to the wheel cylinder, and a state in which the lowest hydraulic pressure within the range where the brake can be said to be substantially effective is supplied to the wheel cylinder. In the two cases, the difference between the amounts of the hydraulic fluid in the wheel cylinders in the two states is maximized. If the capacity of the reservoir is chosen to be smaller than this maximum difference, the requirements of the present embodiment will be fulfilled, but this is not essential and the reservoir can be arbitrarily sized within a range smaller than this maximum difference. The capacity can be selected. The smaller the capacity of the reservoir, the smaller the reduction in the effectiveness of the brake when the hydraulic fluid in the wheel cylinder flows out to the reservoir due to malfunction of the pressure-reducing hydraulic control valve device, etc. It is necessary that the working fluid discharged from the wheel cylinder has a volume that can be accommodated. The capacity of the reservoir should be selected from a range in which the upper limit and the lower limit are the maximum value of the difference between the above two states and the amount of hydraulic fluid normally flowing out of the wheel cylinder during one braking operation. .
(14) The reservoir contains hydraulic fluid flowing out of the wheel cylinder through the seating valve during one braking operation, and is returned to the hydraulic pressure source after the braking is completed. The total amount of hydraulic fluid that the brake system has flowed from the wheel cylinder through the seating valve to the reservoir during the braking is the maximum amount of hydraulic fluid that the reservoir can contain for the braking. The hydraulic brake system for a vehicle according to the above mode (12) or (13), further comprising a liquid leak detecting means for determining that a hydraulic fluid leak has occurred when the reservoir capacity has been exceeded.
In this way, if a liquid leak detecting unit is added that causes a liquid leak when the total outflow amount of the hydraulic fluid from the wheel cylinder during one braking exceeds the reservoir capacity, if a liquid leak occurs, , It can be detected early. The smaller the reservoir capacity, the earlier the liquid leakage can be detected. In this respect, in this embodiment, the liquid leakage can be detected particularly early since the reservoir capacity is smaller than the wheel cylinder capacity.
When the liquid leak detecting means detects a liquid leak, both the pressure control means for increasing pressure and the pressure control means for reducing pressure are prohibited. If the prohibition means is provided, leakage of the working fluid can be suppressed to a small level. When the hydraulic pressure source is a normal master cylinder, the increase in the operation stroke of the brake operating member can be suppressed small, and when it is a power hydraulic pressure source, a large amount of hydraulic fluid is prevented from leaking. And thereby increase the reliability of the vehicle hydraulic braking system.
(15) The hydraulic pressure source is a master cylinder that generates a master cylinder hydraulic pressure having a size corresponding to an operation state of a brake operating member, and an elastic force of the elastic member causes a current to flow through the valve driving device. The hydraulic pressure difference that just opens the seating valve in a state where it is not supplied is set to a magnitude that is smaller than the maximum master cylinder hydraulic pressure that is the maximum value of the master cylinder hydraulic pressure (11) to (14). A vehicle hydraulic brake system according to one of the preceding claims.
With this configuration, the brake can be actuated even if a current is not supplied to the valve drive device due to a failure or malfunction of the control circuit or the like. When no current is supplied to the valve driving device, the seating valve opens when the urging force based on the difference between the front and rear hydraulic pressures overcomes the elastic force of the elastic member, and increases the master cylinder hydraulic pressure by the set hydraulic pressure difference. Since it functions as a pressure-reducing valve that supplies pressure to the wheel cylinder after it is depressurized, if the master cylinder generates a master cylinder hydraulic pressure that exceeds the depressurized amount, the seating valve opens and the hydraulic fluid flows from the master cylinder to the wheel cylinder. Is allowed and the brake is activated.
(16) The reservoir includes a liquid storage chamber that is urged by an urging means in a direction in which the volume is reduced, and after the braking is completed, the hydraulic fluid in the liquid chamber is supplied based on the urging force of the urging means. The hydraulic brake system for a vehicle according to any one of (12) to (15), wherein the hydraulic brake system is discharged.
With this configuration of the reservoir, when the hydraulic pressure in the liquid passage connected to the reservoir at the end of braking decreases to near atmospheric pressure, the hydraulic fluid in the reservoir is naturally discharged. The liquid storage chamber can be formed, for example, between a housing and a piston disposed in the housing in a liquid-tight and slidable manner. An elastic member such as a compression coil spring that urges in a direction to reduce the volume is preferable. The liquid storage chamber may also be formed between the housing and an inflatable member disposed therein. The inflating member may be, for example, one in which gas is sealed in a rubber bag, and in this case, the gas sealed in the rubber bag functions as the urging means.
(17) The hydraulic pressure source includes a main reservoir that stores hydraulic fluid at an atmospheric pressure, which is different from the reservoir as a sub-reservoir, and the vehicle hydraulic brake system includes the wheel cylinder and the main reservoir. A bypass passage which bypasses the seating valve and is connected via a liquid passage between the hydraulic pressure source and the seating valve, and a flow of the hydraulic fluid flowing from the wheel cylinder toward the main reservoir in the middle of the bypass passage. A hydraulic brake system for a vehicle according to any one of (12) to (16), further comprising a check valve disposed in a direction that allows the flow in the opposite direction but prevents the flow in the opposite direction.
In this way, if the bypass passage having the check valve is provided, when the hydraulic pressure in the hydraulic passage between the hydraulic pressure source and the seating valve becomes lower than the wheel cylinder hydraulic pressure, regardless of the state of the seating valve. The hydraulic fluid is allowed to flow from the wheel cylinder side to the main reservoir side.
(18) A check valve is provided in parallel with the seating valve of the pressure-increasing hydraulic pressure control device so as to allow the flow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder toward the hydraulic pressure source, but to prevent the flow in the reverse direction. A check valve is provided in parallel with the seating valve of the pressure reducing hydraulic pressure control device, wherein a check valve allows a flow of hydraulic fluid in a direction from the reservoir to the wheel cylinder, but prevents a flow in the reverse direction. The hydraulic brake system for a vehicle according to any one of (12) to (17).
If the configuration of this mode and the configuration of the above mode (17) are employed together, it becomes possible to return the hydraulic fluid of the sub-reservoir to the main reservoir using the bypass passage at the end of braking.
(19) The valve drive device is configured to move the electromagnetically biased body integrally with the valve of the seating valve, and to control the electromagnetically biased body with an electromagnetic force opposite to the direction of the biasing force of the elastic member. The hydraulic brake system for a vehicle according to any one of (11) to (18), including a coil for applying an urging force.
(20) The vehicle hydraulic brake system is provided in a vehicle provided with a regenerative braking system that performs regenerative braking by an electric motor as a vehicle drive source, and the hydraulic pressure source is provided in accordance with an operation force of a brake operation member. A master cylinder that generates a master cylinder hydraulic pressure, and wherein the control circuit reduces the master cylinder hydraulic pressure by a hydraulic pressure corresponding to a regenerative braking force of the regenerative braking system. (11) The hydraulic brake system for a vehicle according to any one of (11) to (19), including regenerative cooperative control means for controlling the vehicle.
(21) A second hydraulic pressure control provided between the wheel cylinder and a first hydraulic pressure control valve device comprising a part of the pressure increasing hydraulic pressure control device and the pressure reducing hydraulic pressure control device excluding the control circuit. By controlling the valve device and its second hydraulic control valve device, anti-lock control to prevent excessive slip of the wheel during braking, acceleration slip control to prevent excessive slip of the wheel during acceleration, A second hydraulic pressure control valve device control circuit that performs at least one of driving stability control for improving driving stability and braking effect control for causing the vehicle to generate a deceleration accurately corresponding to the operation state of the brake operation member. The hydraulic brake system for a vehicle according to any one of (12) to (20).
[0006]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, some embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a system diagram showing a configuration of a vehicle hydraulic brake system including a hydraulic control device according to an embodiment of the present invention. The hydraulic brake system 10 is used for a hybrid vehicle including both an internal combustion engine and an electric motor as drive sources. The braking of the hybrid vehicle according to the present embodiment is performed by braking by the hydraulic brake system 10 and regenerative braking by a regenerative braking system (not shown). The regenerative braking system is a system that causes the electric motor to function as a generator and stores electric energy generated thereby in a storage battery to brake the vehicle. When the rotating shaft of the electric motor is forcibly rotated by an external force and the storage battery is charged by an electromotive force generated in the electric motor (hereinafter, simply referred to as regenerative electromotive force), the electric motor is driven by the external force. And a braking force is generated. The storage battery is charged only when braking of the vehicle is necessary. Part of the kinetic energy of the vehicle during braking is converted into electrical energy and stored in the storage battery, which not only can brake the vehicle but also reduce the consumption of electrical energy in the storage battery. It can extend the distance that can be traveled without charging.
[0007]
The magnitude of the regenerative braking force (referred to as regenerative braking force) is not always constant. For example, the regenerative braking force tends to increase as the rotation speed of the rotating shaft of the electric motor increases. When the running speed of the vehicle is extremely low, the regenerative braking force becomes almost zero. In addition, when the capacity of the storage battery is completely filled, control for inhibiting the regeneration of energy is often performed in order to prevent deterioration of the storage battery due to overcharging, and in this case, a period during which the regeneration is prohibited is performed. During this time, the regenerative braking force is zero. On the other hand, the magnitude of the braking force of the vehicle needs to be controlled to a magnitude according to the intention of the driver, which is not directly related to the magnitude of the regenerative braking force. Therefore, the magnitude of the hydraulic braking force to be generated by the hydraulic braking system 10 is a magnitude obtained by subtracting the regenerative braking force from the required braking force according to the driver's intention. Such control of the hydraulic brake system 10 is called regenerative braking cooperative control. The magnitude of the required braking force can be known from the brake operation status such as the operation force, operation stroke, and operation time of the brake operation member. Further, information on the magnitude of the regenerative braking force can be obtained from the regenerative braking system.
[0008]
FIG. 5 conceptually shows an example of the relationship between the required braking force according to the driver's intention, the regenerative braking force by the regenerative braking system, and the hydraulic braking force by the hydraulic braking system. As is clear from the figure, as the required braking force obtained from the braking operation situation increases, the hydraulic braking force and the regenerative braking force are increased. In FIG. 5, the regenerative braking force starts increasing slightly later than the hydraulic braking force, but this is not essential. After the regenerative braking force reaches the maximum value determined according to the vehicle speed, the required braking force is increased by increasing the hydraulic braking force. In the present embodiment, the regenerative braking system is configured to use the regenerative braking force as effectively as possible. When braking is performed, the vehicle speed gradually decreases, and the regenerative braking force also gradually decreases. However, FIG. 5 illustrates that the regenerative braking force is constant for simplicity. If the required braking force decreases, first the hydraulic braking force is reduced. When the hydraulic braking force cannot be reduced (the reason will be described later), the regenerative braking force is reduced, and after the regenerative braking force becomes zero, the hydraulic braking force becomes the required braking force. It decreases while maintaining approximately the same size. The reason for this will be described later.
[0009]
The hydraulic brake system 10 includes a master cylinder 12, a pump 14, and an accumulator 16 for storing high-pressure hydraulic fluid supplied from the pump 14. The master cylinder 12 and the pump 14 are supplied with hydraulic fluid from a master reservoir 18. The master cylinder 12 includes a hydraulic pressure supply unit F and a hydraulic pressure supply unit R described later. The accumulator 16 has a set pressure range (17 MPa to 18 MPaＭＰ174 to 184 kgf / cm in this embodiment) by the operation of the pump 14.2  ) Is always stored. A pressure switch (not shown) is attached to the accumulator 16, and the pump 14 is started and stopped according to ON / OFF with hysteresis of the pressure switch. The pump 14 and the accumulator 16 A constant hydraulic pressure source 20 for supplying a substantially constant hydraulic pressure is configured.
[0010]
The hydraulic pressure supply unit F of the master cylinder 12 is extended from the hydraulic pressure supply unit F, and has a left front wheel cylinder 24 (abbreviated as FL cylinder 24) and a right front wheel wheel by a liquid passage 22 that branches into two branches. It is connected to a cylinder 26 (abbreviated as FR cylinder 26). A normally open electromagnetic on / off valve 30 is connected to a portion of the liquid passage 22 that is branched into two portions and connected to the FL cylinder 24, and a normally open electromagnetic on / off valve is connected to a portion connected to the FR cylinder 26. 32 are provided. A fluid pressure sensor 34 is connected to a portion of the fluid passage 22 on the fluid pressure supply unit F side (not branched into two branches). The hydraulic pressure measured by the hydraulic pressure sensor 34 is called a master cylinder hydraulic pressure Pmc. A portion of the liquid passage 22 between the electromagnetic on-off valve 30 and the FL cylinder 24 is connected to the liquid passage 40, and a portion between the electromagnetic on-off valve 32 and the FR cylinder 26 is connected to the liquid passage 40 by a liquid passage 38. Have been. In the middle of the liquid passages 36 and 38, normally closed electromagnetic on-off valves 42 and 44 are attached, respectively.
[0011]
On the other hand, the hydraulic pressure supply unit R is divided into a left rear wheel wheel cylinder 50 (abbreviated as RL cylinder 50) and a right rear wheel wheel cylinder by a liquid passage 48 extending from the hydraulic pressure supply unit R and branching into two branches. 52 (abbreviated as RR cylinder 52). In the middle of the portion of the liquid passage 48 on the side of the hydraulic pressure supply unit R (not branched into two branches), in order from the hydraulic pressure supply unit R side, the linear valve device 56, the normally open electromagnetic on-off valve 58, and the proportioning valve 60 (abbreviated as P valve 60) are provided. A fluid pressure sensor 62 is connected to a portion of the fluid passage 48 between the master cylinder 12 and the linear valve device 56, and a fluid pressure sensor 64 is connected to a portion between the linear valve device 56 and the electromagnetic valve 58. Have been. The hydraulic pressure obtained by the hydraulic pressure sensor 62 is called an input hydraulic pressure Pin, and the hydraulic pressure obtained by the hydraulic pressure sensor 64 is called an output hydraulic pressure Pout1. The fluid pressure on both sides of the linear valve device 56 can be measured. The measurement results (master cylinder hydraulic pressure Pmc, input hydraulic pressure Pin, and output hydraulic pressure Pout1) of the hydraulic pressure sensors 34, 62, and 64 are acquired by the controller 66. As described later, the controller 66 controls the state of the linear valve device 56 based on the measurement result of the hydraulic pressure sensor 64. A portion of the liquid passage 48 between the electromagnetic on-off valve 58 and the P valve 60 and the liquid passage 40 are connected by a liquid passage 70, and a normally closed electromagnetic on-off valve 72 is provided in the middle of the liquid passage 70. ing.
[0012]
A liquid passage 76 is connected to a portion of the liquid passage 48 between the linear valve device 56 and the electromagnetic on-off valve 58. The liquid passage 76 extends from the liquid passage 48 and bifurcates in the middle. A normally closed electromagnetic on-off valve 80 is provided in the middle of the part that does not branch. One of the two branches of the liquid passage 76 is connected to the FL cylinder 24 via the liquid passages 36 and 22, and a normally open electromagnetic on-off valve 84 is provided on the way. The other of the two branches of the liquid passage 76 is connected to the FR cylinder 26 via the liquid passages 38 and 22, and a normally open electromagnetic on-off valve 86 is provided on the way. The above-described electromagnetic on-off valves 30, 32, 42, 44, 58, 72, 80, 84 and 86 are controlled by the controller 66. A fluid pressure sensor 88 is connected to a portion of the liquid passage 76 between the solenoid on-off valve 80, the solenoid on-off valve 84, and the solenoid on-off valve 86. The measurement result by the hydraulic pressure sensor 88 is referred to as an output hydraulic pressure Pout2. The output hydraulic pressure Pout2 is acquired by the controller 66, and is used for monitoring whether the output of the hydraulic pressure sensor 64 is normal. When the value of the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64 is different from the value of the output hydraulic pressure Pout2 when the electromagnetic on-off valve 80 is in the open state, the output of the hydraulic pressure sensor 64 may be abnormal. It is determined that there is sex. This is because if the solenoid on-off valve 80 is in the open state, the hydraulic pressure sensor 64 and the hydraulic pressure sensor 88 are in communication with each other, and if the hydraulic pressure sensors 64 and 88 are both normal, the output hydraulic pressure Pout1 and the output This is because the hydraulic pressure Pout2 should be substantially the same. In the present embodiment, the operator is notified of the abnormality of the hydraulic pressure sensor based on the result of the determination, but together with or instead of this notification, control of the linear valve device by the controller 66 is prohibited. Is also good.
[0013]
The liquid passages (liquid passage 48 and liquid passage 76) provided with the normally opened electromagnetic on-off valves 58, 84 and 86 are provided with bypass liquid passages for bypassing these electromagnetic on-off valves, respectively. Check valves 90, 92 and 94 are provided in the middle of the bypass liquid passage. These check valves 90, 92, and 94 are mounted so as to allow the flow of the hydraulic fluid from the corresponding wheel cylinder toward the master cylinder 12, but prevent the flow in the opposite direction. The hydraulic pressure supply unit F receives the supply of the hydraulic fluid from the master reservoir 18, but the hydraulic pressure supply unit R receives the supply of the hydraulic fluid from the constant hydraulic pressure source 20 in addition to the master reservoir 18. ing.
[0014]
FIG. 2 is a sectional view schematically showing the internal structure of master cylinder 12. Master cylinder 12 includes a sliding hole 100 provided in its casing, a plunger 102 and a spool 104 slidably and liquid-tightly fitted in sliding hole 100. A spring 108 is provided between the plunger 102 and the spool 104, and a spring 112 is provided between the spool 104 and the bottom surface 110 of the sliding hole 100. The spring 108 and the spring 112 are the same. The space between the plunger 102 and the spool 104 in the sliding hole 100 communicates with the master reservoir 18 in the state shown in FIG. 2 and is filled with the working fluid supplied from the master reservoir 18. This space is referred to as a first hydraulic chamber 116. The first hydraulic chamber 116 always communicates with the liquid passage 22 (see FIG. 1) regardless of the position of the plunger 102 in the sliding hole 100.
[0015]
A ring-shaped space formed by the reduced diameter portion of the spool 104 and the sliding hole 100 also communicates with the master reservoir 18 in the state shown in FIG. 2 and is filled with the hydraulic fluid. This space is referred to as a second hydraulic chamber 118. The second hydraulic chamber 118 is always in communication with the liquid passage 48 (see FIG. 1) regardless of the position of the spool 104 in the sliding hole 100. Further, a space between the bottom surface 110 of the sliding hole 100 and the spool 104 communicates with the liquid passage 48 by a liquid passage 120, and this space is also filled with the working fluid. This space is referred to as a third hydraulic chamber 122. The hydraulic pressures of the hydraulic fluid in the first hydraulic chamber 116, the second hydraulic chamber 118, and the third hydraulic chamber 122 are referred to as a first hydraulic pressure P1, a second hydraulic pressure P2, and a third hydraulic pressure P3, respectively. The second hydraulic pressure P2 and the third hydraulic pressure P3 have the same value due to the presence of the above-described liquid passage 120. The hydraulic pressure supply unit F is a part of the configuration of the master cylinder 12 that generates the hydraulic pressure P1 in the first hydraulic pressure chamber 116, and the hydraulic pressure supply unit R is a component in the second hydraulic pressure chamber 118. This is a portion for generating the second hydraulic pressure P2 and the third hydraulic pressure P3 in the third hydraulic pressure chamber 122.
[0016]
When the operator depresses the brake pedal 126 (see FIG. 1), the depression force is boosted by a vacuum booster (not shown) and acts on the plunger 102 in the direction of the arrow shown in FIG. The boosted pedaling force moves the plunger 102 in the direction of the arrow and contracts the spring 108, and moves the spool 104 in the direction of the arrow by its elastic force, thereby contracting the spring 112. When the first hydraulic chamber 116 is shut off from the master reservoir 18 by the movement of the plunger 102, the first hydraulic pressure P1 starts rising from the atmospheric pressure. The first hydraulic pressure P1 acts on the end surface 130 of the spool 104 on the first hydraulic pressure chamber 116 side, and urges the spool 104 in the same direction as the boosted pedaling force. The magnitude of the biasing force (expressed as F1) is P1 · A1 when the area of the end face 130 of the spool 104 is represented by A1. When the spool 104 is moved by the elastic force of the spring 108 and the urging force F1, the second hydraulic chamber 118 is disconnected from the master reservoir 18 by the spool 104, and when the spool 104 is further moved, the second hydraulic pressure P2 And the third hydraulic pressure P3 increases. When the spool 104 moves further, the second hydraulic chamber 118 is communicated with the constant hydraulic pressure source 20, and the hydraulic fluid higher than the first hydraulic pressure P1 is supplied from the constant hydraulic pressure source 20 to the second hydraulic pressure chamber. The second hydraulic pressure P2 and the third hydraulic pressure P3 are also supplied to the second hydraulic pressure chamber 118 and the third hydraulic pressure chamber 122.
[0017]
At this time, the force for sliding the spool 104 in the sliding hole 100 is the urging force F1 and the elastic force of the springs 108 and 112 (these are represented as elastic force f1 and elastic force f3, respectively). And the urging force of the third hydraulic chamber 122 due to the hydraulic pressure P3 (expressed as F3). The second hydraulic pressure P2 acts on the end surfaces of the two enlarged diameter portions of the spool 104 on the reduced diameter portion side in the same size and in opposite directions, and can be ignored. The urging force F3 is P3 · A3, where A3 is the area of the end surface 132 of the spool 104 on the spring 112 side. Since the area A3 of the end face 132 is equal to the area A1 of the end face 130, if these areas are rewritten as A, the balance equation of the force for moving the spool 104 in the sliding hole 100 is as follows.
P1 · A + f1 = P3 · A + f3 (1)
The elastic forces f1 (and f3) of the springs 108 and 112 are smaller than the urging force F1 based on the boosted pedaling force at the time of normal braking. Is ignored, the expression (1) becomes the following expression.
P1 = P3 (2)
That is, the spool 104 stops at a position where the first hydraulic pressure P1 is equal to the third hydraulic pressure P3 (= second hydraulic pressure P2).
[0018]
At this time, the plunger 102 approaches the spool 104 as the volume of the first hydraulic chamber 116 decreases, but the spool 104 is in a position where the second hydraulic chamber 118 is shut off from both the master reservoir 18 and the constant hydraulic pressure source 20. stay. The hydraulic fluid in the first hydraulic chamber 116 is supplied to the FL cylinder 24 and the FR cylinder 26, while the hydraulic fluid from the constant hydraulic pressure source 20 is supplied to the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52. The operation stroke of the brake pedal 126 can be reduced accordingly.
Further, when the constant hydraulic pressure source 20 cannot supply the hydraulic fluid due to a failure of the pump 14 or the like, the spool 104 generates the first hydraulic pressure P1, the second hydraulic pressure P2, and the third hydraulic pressure P3. Are moved to have the same pressure. Thereby, the hydraulic fluid is supplied from the first hydraulic chamber 116 to the liquid passage 22, and the hydraulic fluid is supplied from the third hydraulic chamber 122 to the liquid passage 48. That is, the first hydraulic chamber 116 and the third hydraulic chamber 122 play the same role as the two hydraulic chambers of the conventional tandem master cylinder.
[0019]
FIG. 3 is a system diagram schematically showing the configuration of the linear valve device 56 shown in FIG. The linear valve device 56 includes a pressure increasing linear valve 150, a pressure reducing linear valve 152, a pressure reducing reservoir 154, and check valves 156, 158. A first port 162 of the pressure-increasing linear valve 150 is connected to a portion of the liquid passage 48 on the master cylinder 12 side by a liquid passage 164, and a second port 166 is connected to a liquid pressure sensor of the liquid passage 48 by a liquid passage 168. It is communicated with a portion on the 64 side. In addition, the liquid passage 164 and the liquid passage 168 are connected by a bypass passage 170, and in the middle of the bypass passage 170, the above-described check valve 156 is provided for the hydraulic fluid flowing from the liquid passage 168 to the liquid passage 164. The flow is allowed so that the flow is allowed, but the reverse flow is prevented. The first port 172 of the pressure reducing linear valve 152 is connected to the liquid passage 168 by the liquid passage 174, and the second port 176 is connected to the pressure reducing reservoir 154 by the liquid passage 178. The liquid passage 174 and the liquid passage 178 are connected by a bypass passage 180, and in the middle of the bypass passage 180, the check valve 158 allows the flow of the hydraulic fluid from the liquid passage 178 to the liquid passage 174. The reverse flow is provided so as to block the flow.
[0020]
The decompression reservoir 154 includes a housing 182 and a piston 184 fitted in the housing 182 in a liquid-tight and slidable manner. Between the housing 182 and the piston 184, there is formed a liquid storage chamber 186 whose volume changes as the piston 184 moves. In the piston 184, the volume of the liquid storage chamber 186 is reduced by the elastic force of the compression coil spring 188. It is biased in the direction. Therefore, the hydraulic fluid stored in the liquid storage chamber 186 is pressurized by the elastic force of the compression coil spring 188, but the elastic force of the compression coil spring 188 is relatively small. The hydraulic pressure in the chamber 186 is negligible with respect to the hydraulic pressure generated in the master cylinder 12 and the wheel cylinders 24, 26, 50, 52 during braking. However, if the pressure of the check valve 156 is larger than the sum of the valve opening pressure of the check valve 158 and the pressure of the liquid in the liquid passage 48 decreases to near atmospheric pressure, the hydraulic fluid in the liquid storage chamber 186 will be reduced. Can open the check valves 156 and 158 and return to the master reservoir 18 via the master cylinder 12.
[0021]
The volume of the liquid storage chamber 186 of the decompression reservoir 154 becomes a minimum value (0 in the illustrated example) in a state where the piston 184 has advanced to the forward end position by the urging force (elastic force) of the compression coil spring 188. The maximum value is obtained when the compression coil spring 188 is retracted to the retracted end position against the urging force (elastic force) of the compression coil spring 188. The difference obtained by subtracting the minimum value from the maximum value of the volume is the reservoir capacity, and the maximum amount of the hydraulic fluid that the decompression reservoir 154 can hold during one braking operation is equal to this reservoir capacity. In the present embodiment, the reservoir capacity is smaller than the sum of the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, and 52. Here, the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, and 52 means the maximum amount of hydraulic fluid that the wheel cylinders can store from a non-operating state to an operating state.
[0022]
The pressure-increasing linear valve 150 includes a seating valve 190, an electromagnetic urging device 194, and a housing 196 that also functions as a coupling member that integrally connects the seating valve 190 and the electromagnetic urging device 194. The seating valve 190 includes a valve 200, a valve seat 202, an electromagnetic biased body 204 that moves integrally with the valve 200, and an electromagnetic biased body 204 in a direction in which the valve 200 is seated on the valve seat 202. And a spring 206 as an elastic member for urging the spring 206. The electromagnetic biasing device 194 includes a solenoid 210, a resin holding member 212 that holds the solenoid 210, a first magnetic path forming body 214, and a second magnetic path forming body 216. When a voltage is applied to both ends of the winding of the solenoid 210, a current flows through the winding of the solenoid 210 and a magnetic field is formed. Most of the magnetic lines of force form a gap between the first magnetic path forming body 214, the second magnetic path forming body 216, the electromagnetically energized body 204, and the second magnetic path forming body 216 and the electromagnetically energized body 204. It is made to pass. If the voltage applied to the winding of the solenoid 210 is changed, the magnetic force acting between the electromagnetically energized member 204 and the second magnetic path forming member 216 is also changed. The magnitude of the magnetic force increases with the magnitude of the voltage applied to the winding of the solenoid 210, and the relationship between the applied voltage and the magnetic force can be known in advance. Therefore, by continuously changing the applied voltage according to the relationship, the force for urging the electromagnetically energized body 204 can be arbitrarily changed. The pressure-reducing linear valve 152 is also basically the same as the pressure-increasing linear valve 150, but the urging force of the spring 220 as an elastic member is different from that of the spring 206 of the pressure-increasing linear valve 150, as described later. In the configuration of the pressure reducing linear valve 152, the same components as those of the pressure increasing linear valve 150 are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
[0023]
The pressure-increasing linear valve 150 is opened when the hydraulic pressure at the first port 162 becomes higher than the hydraulic pressure at the second port 166 and the urging force of the valve 200 based on the pressure difference becomes larger than the urging force of the spring 206. . The magnitude of the differential pressure at this time is referred to as a valve opening pressure. In the present embodiment, the valve opening pressure of the pressure increasing linear valve 150 is about 3 MPa (about 30.6 kgf / cm2  ). On the other hand, the valve opening pressure of the pressure reducing linear valve 152 is 18 MPa (ＭＰ184 kgf / cm2  . (The maximum hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied by the constant hydraulic pressure source 20). The biasing force of the spring 220 is larger (about six times) than that of the spring 206. In the hydraulic brake system 10 of the present embodiment, the maximum hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied to the first port 172 of the pressure reducing linear valve 152 is supplied by the pump 14, and the maximum hydraulic pressure stored in the accumulator 16. It is. The hydraulic pressure due to the pedaling force of the driver exceeds the maximum hydraulic pressure, and the hydraulic pressure of the working fluid acting on the first port 172 of the pressure reducing linear valve 152 does not substantially exceed the valve opening pressure of the pressure reducing linear valve 152. You can think. The hydraulic fluid stored in the pressure-reducing reservoir 154 by opening the pressure-reducing linear valve 152 is subjected to the liquid passages 178, 180, the check valve 158, the liquid passages 174, 170, the check valve 156, and the liquid passage 48 after the braking is completed. Then, the fluid is returned to the master reservoir 18 via the hydraulic pressure supply source R of the master cylinder 12.
[0024]
During normal braking in which regenerative braking cooperative control is being performed and the hydraulic brake system 10 is operating normally, the solenoid valves 30 and 32 are closed, and the solenoid valve 80 is opened. And the other solenoid on-off valves are in the state shown in FIG. The supply of the hydraulic fluid to the FL cylinder 24 and the FR cylinder 26 is performed not from the hydraulic pressure supply unit F of the master cylinder 12 via the liquid passage 22 but from the hydraulic pressure supply unit R via the liquid passage 48. Therefore, similarly to the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52, the hydraulic fluid is supplied from the constant hydraulic pressure source 20. As a result, the hydraulic pressures of all the wheel cylinders are controlled by the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 of the linear valve device 56.
[0025]
A stroke simulator 230 (see FIG. 1) is connected to the liquid passage 22 to prevent the stroke of the brake pedal 126 from becoming almost zero when both of the solenoid valves 30 and 32 are closed. The stroke simulator 230 is a container whose volume changes with the movement of the plunger 232. Since the plunger 232 is urged by the spring 234 in a direction in which the inner volume is reduced, the accumulated amount of the working fluid in the stroke simulator 230 depends on the hydraulic pressure of the working fluid supplied by the fluid pressure supply unit F (master cylinder fluid pressure Pmc). ) Increases as the number increases. As a result, even when both of the electromagnetic valves 30 and 32 are closed, the stroke of the brake pedal 126 becomes substantially zero, and it is possible to avoid giving the driver an uncomfortable feeling. Further, the space in which the spring 234 of the stroke simulator 230 is provided is communicated with the liquid passage 40 by the liquid passage 236, and even when the hydraulic fluid leaks from the gap between the plunger 232 and the container, The leaked hydraulic fluid is returned to the master reservoir 18. This prevents a decrease in the amount of hydraulic fluid in the hydraulic brake system 10.
[0026]
When both the regenerative braking cooperative control and the anti-skid control are performed while the hydraulic brake system 10 is operating normally, the controllers 66 close the solenoid valves 30 and 32 and open the valve 80. After being in the state, the solenoid on-off valves 42, 44, 58, 72, 84 and 86 are independently controlled as necessary. For example, when increasing the hydraulic pressure of the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52 and maintaining the hydraulic pressure of the FL cylinder 24 and the FR cylinder 26 (maintaining a constant pressure), the electromagnetic on-off valve 58 is opened, The other electromagnetic on-off valves 42, 44, 72, 84 and 86 may be closed. When reducing the hydraulic pressure of the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52 and maintaining the hydraulic pressure of the FL cylinder 24 and the FR cylinder 26, the electromagnetic on-off valve 72 is opened, and the other electromagnetic on-off valves 42, 44, 58, 84 and 86 are closed. When the hydraulic pressures of all the wheel cylinders are maintained, all the solenoid valves 42, 44, 58, 72, 84 and 86 are closed. When increasing the pressure of the FL cylinder 24 and holding the FR cylinder 26 and reducing the pressure of the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52, the electromagnetic valves 72 and 84 are opened, and the electromagnetic valves 42, 44, 58 and 86 are opened. Is closed. Although not specifically described below, by controlling the states of the solenoid on-off valves 42, 44, 58, 72, 84 and 86 independently of each other, the hydraulic pressure of the left and right rear wheel cylinders and the hydraulic pressure of the FL cylinder 24 are reduced. , And the hydraulic pressure of the FR cylinder 26 can be controlled independently of each other.
[0027]
If the controller 66 of the hydraulic brake system 10 fails and cannot control the electromagnetic on-off valve or the linear valve device 56, each electromagnetic on-off valve is in the state shown in FIG. No voltage is applied to the windings of the solenoid 210 of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152. At this time, the controller 66 may or may not operate the constant hydraulic pressure source 20. As described above, even when the hydraulic fluid is not supplied from the constant hydraulic pressure source 20, the master cylinder 12 functions in the same manner as a normal tandem type master cylinder and supplies substantially the same hydraulic pressure from the hydraulic pressure supply units F and R. Because you do. When each of the solenoid on-off valves is in the state shown in FIG. 1, the hydraulic fluid from the hydraulic pressure supply unit F is supplied to the FL cylinder 24 and the FR cylinder 26, and the hydraulic fluid from the hydraulic pressure supply unit R is supplied to the pressure-increasing linear valve. Via 150, it is supplied to the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52. However, the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied to the FL cylinder 24 and the FR cylinder 26 is substantially equal to the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pressure supply unit F, but is supplied to the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52. The hydraulic pressure of the hydraulic fluid is smaller than the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied from the hydraulic pressure supply unit R by the valve opening pressure of the pressure-increasing linear valve 150 by about 3 MPa. As described above, the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied to the wheel cylinders differs between the front wheel and the rear wheel, but the hydraulic pressure is supplied to both the wheel cylinders of the front wheel and the rear wheel. Since the hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied to the cylinder does not decrease, a decrease in the braking performance when the controller 66 fails is small. Further, since the hydraulic pressure of the supplied hydraulic fluid decreases on the rear wheel side, the stability of the posture of the vehicle during braking is kept good.
[0028]
In the present embodiment, when the constant hydraulic pressure source 20 fails and the hydraulic pressure is no longer supplied to the hydraulic pressure supply unit R, the controller 66 applies a current to all the solenoid on-off valves and the linear valve devices 56. It is configured so as not to be supplied. Therefore, when the constant hydraulic pressure source 20 fails, the present hydraulic brake system 10 operates when the controller 66 fails and the constant hydraulic pressure source 20 cannot be operated. However, even if the constant hydraulic pressure source 20 fails, if the controller 66 is normal, the controller 66 may be configured to control the electromagnetic on-off valve and the linear valve device 56 as usual. Only requires that the operation stroke of the brake pedal 126 be longer than usual because the hydraulic fluid is not supplied from the constant hydraulic pressure source 20. However, in this case, in order to make the operation stroke of the brake pedal 126 as small as possible, a normally closed solenoid valve is provided between the liquid passage 22 and the stroke simulator 230. It is desirable that the electromagnetic on-off valve be closed so that the hydraulic fluid does not flow into the stroke simulator 230.
[0029]
FIG. 4 is a front sectional view showing a further embodiment of the pressure-intensifying linear valve 150 shown in FIG. 3, and the same reference numerals are given to components corresponding to those shown in FIG. In FIG. 4, the pressure is reduced by replacing the spring 206 with the spring 220, replacing the first port 162 with the first port 172, and replacing the second port 166 with the second port 176 (see FIG. 3). It is a front view of the linear valve 152. The valve 200 of the seating valve 190 is integrally held by the rod member 250. After the rod member 250 is fitted into the fitting hole of the electromagnetic biased body 204, the inner diameter of the fitting hole corresponding to the stepped portion 252 formed in the rod member 250 is reduced by plastic deformation. Then, it is swaged by the electromagnetically energized body 204 so that it cannot be separated. The second ports 166 are formed at two locations on the peripheral wall of the first member 260 that holds the rod member 250 movably in the axial direction by the holding holes 256. Further, the first port 162 is formed as a through hole of the second member 262 in which the valve seat 202 is formed. The first member 260 and the second member 262 are integrally connected to each other in a state in which the first member 260 and the second member 262 cannot be disengaged by fitting the latter into the fitting hole formed in the former. An oil seal 264 and a third member 268 including a filter 266 are attached to the second member 262. A fitting protrusion 272 is formed on the end face of the electromagnetically energized body 204 on the side of the second magnetic path forming body 216, and the end surface of the second magnetic path forming body 216 on the side of the electromagnetically energized body 204 is formed. A fitting hole 274 is formed to fit the fitting protrusion 272 in a state of being relatively movable in the axial direction. In addition, a ring-shaped spacer 276 is fitted between the electromagnetically energized member 204 and the second magnetic path forming member 216.
[0030]
There is a slight gap between the holding hole 256 of the first member 260 and the rod member 250, and the frictional resistance accompanying the axial movement of the rod member 250 is extremely small. In addition, due to the presence of this gap, the hydraulic pressure of the second port 166 also acts around the electromagnetically biased member 204. The hydraulic fluid also reaches the periphery of the spring 206 by a notch (not shown) formed in the electromagnetically energized member 204. Therefore, the magnitude of the urging force based on the hydraulic pressure of the working fluid acting in the axial direction on the one in which the valve element 200, the rod member 250, and the electromagnetically energized body 204 are integrated (hereinafter, simply referred to as a movable member) is: It is equal to the product of the differential pressure between the hydraulic pressure of the first port 162 and the hydraulic pressure of the second port 166 and the area of a circle surrounded by a ring that is the contact portion between the valve 200 and the valve seat 202. From these facts, it can be seen that in the seating valve 190, the product of the valve opening pressure (about 3 MPa) and the area of the circle is equal to the urging force of the spring 206. In order to change the valve opening pressure, the urging force of the spring 206 may be changed or the area of the circle may be changed.
[0031]
The electromagnetic biasing device 194 includes a first magnetic path forming member 214 and a second magnetic path forming member 216 in order to reduce the magnetic resistance of the magnetic path, which is the path of the magnetic flux generated by the solenoid 210. The magnetic path is formed by the first magnetic path forming member 214, the electromagnetic biased member 204, and the second magnetic path forming member 216, and these members are formed of a material having a small magnetic resistance. The housing 196 is made of a paramagnetic material. Because the paramagnetic housing 196 exists between the first magnetic path forming body 214 and the other magnetic path forming members, the magnetic resistance of the magnetic path as a whole increases. The housing 196 is formed so thin that this does not matter. The spacer 276 is also made of a paramagnetic material, like the housing 196.
[0032]
The magnetic resistance of the magnetic path formed by the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 is at a relative position in the axial direction between the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216. Depends and changes. Specifically, if the relative position in the axial direction between the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 changes, the fitting protrusion 272 of the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 are changed. The area of a cylindrical surface (a part of the outer peripheral surface of the fitting protrusion 272 and an inner peripheral surface of the fitting hole 274 that faces each other) with a minute gap between the fitting hole 274 and the fitting hole 274 changes. If the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 simply face each other with a small gap between the end faces, the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216 are opposed to each other. As the distance in the axial direction decreases, that is, approaching, the magnetic resistance decreases at an accelerating rate, and the magnetic force acting between the two increases at an accelerating rate. On the other hand, in the pressure-increasing linear valve 150 of the present embodiment, as the electromagnetically-urged member 204 and the second magnetic path forming member 216 approach, the cylindrical shape of the fitting protrusion 272 and the fitting hole 274 is increased. The area of the surface increases, and the magnetic flux passing through the cylindrical surface increases, while the magnetic flux passing through the air gap between the end face of the electromagnetically energized member 204 and the end face of the second magnetic path forming body 216 decreases. As a result, if the voltage applied to the solenoid 210 is constant, the magnetic force that urges the electromagnetically energized member 204 in the direction of the second magnetic path forming member 216 is applied to the electromagnetically energized member 204 and the second magnetic path. It is substantially constant irrespective of the relative position of the formed body 216 in the axial direction. On the other hand, the urging force for urging the electromagnetically energized body 204 from the second magnetic path forming body 216 by the spring 206 is accompanied by the approach between the electromagnetically energized body 204 and the second magnetic path forming body 216. Increase. Therefore, in the state where the urging force based on the hydraulic pressure difference is not acting on the valve 200, the movement of the electromagnetically energized member 204 in the direction of the second magnetic path forming member 216 is caused by the urging force and the magnetic force of the spring 206. Will be stopped when the two are equal.
[0033]
When the pressure-increasing linear valve 150 is attached to the main body 280 (see FIG. 4) of the linear valve device 56, first, the first member 260, the second member 262 and the third member 262 are inserted into the mounting holes 282 formed in the main body 280. The member 268 is fitted. However, this fitting is performed in a state where the first magnetic path forming body 214 and the solenoid 210 held by the holding member 212 are not attached to the housing 196. After this fitting is performed, the flange portion 284 formed by the first member 260 and the housing 196 is non-removably assembled to the enlarged diameter portion of the mounting hole 282 by the assembling member 286. Thereafter, the first magnetic path forming body 214 and the solenoid 210 held by the holding member 212 are assembled to the housing 196, and the mounting of the pressure-intensifying linear valve 150 to the main body 280 is completed. The first magnetic path forming body 214 can be separated and coupled into two parts with a plane perpendicular to the axis as a boundary, and can be easily assembled.
[0034]
The controller 66 is mainly composed of a computer having a ROM, a RAM, a PU (processing unit), and the like. The ROM is represented by flowcharts shown in FIGS. 7, 8, 11, 18, and 19. Various control programs including processing are stored.
FIG. 6 is a functional block diagram showing an outline of the hydraulic control executed by the controller 66. The linear valve device 56 to be controlled is controlled by the feedforward control unit 300 and the feedback control unit 302. The target value of the control is the target hydraulic pressure Pref, and the output is the output hydraulic pressure Pout1. In the present embodiment, the target hydraulic pressure Pref is obtained by subtracting the hydraulic pressure corresponding to the braking force by the regenerative braking from the master cylinder hydraulic pressure Pmc (corresponding to the driver's intention), which is the output value of the hydraulic pressure sensor 34. Is obtained as a value.
[0035]
The feedforward control unit 300 calculates a feedforward boosted voltage VFapply and a feedforward reduced pressure voltage VFRelease based on the target hydraulic pressure Pref. In addition, the feedback control unit 302 calculates the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure voltage VBrerelease as voltages for approaching 0 to a difference error, which is a value obtained by subtracting the output hydraulic pressure Pout1 from the target hydraulic pressure Pref. As described above, the control of the controller 66 in the present embodiment includes both the feedforward control and the feedback control.
[0036]
FIG. 7 is a flowchart showing a main part of the main processing of the control program stored in the ROM of the controller 66. First, in step 10 (hereinafter abbreviated as S10; the same applies to other steps), a VFapply and VFRelease calculation process, which is a subroutine for calculating the feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward reduced pressure voltage VFRelease, is called. This processing corresponds to the processing of the feedforward control unit 300 described above (the content will be described later). Next, in S12, a process of calculating VBapply and VBrelease which calculates the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure voltage VBrelease based on the error "error" is called. This process corresponds to the above-described process of the feedback control unit 302. For example, the deviation error approaches 0 by, for example, a general PID control or an I control that further simplifies the PID control. When this process is completed, in S14, the voltage applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150 (referred to as pressure-applied-side applied voltage Vapply) and the voltage applied to the solenoid 210 of the pressure-reducing linear valve 152 (pressure-reduced-side applied voltage Vrelease) , And a subroutine for calculating Vapply and Vrelease is called.
[0037]
In the subroutine Vapply and Vrelease calculation processing, the value of the booster applied voltage Vapply is any one of the sum of the feedforward boosted voltage VFapply and the feedback boosted voltage VBapply, or zero. In addition, the value of the reduced pressure side applied voltage Vrelease is any one of the sum of the feedforward reduced voltage VFrelease and the feedback reduced voltage VBrelease, or zero. Details will be described later. Subsequent to S14, a hydraulic fluid leak detection process is executed in S16. In this hydraulic fluid leak detection process, a period from the start of depression of the brake pedal 126 to the complete release of the depression is regarded as one braking, and during the one braking, the linear valve device is operated from the wheel cylinders 24, 26, 50, 52. It is monitored whether or not the total amount of the hydraulic fluid discharged to the pressure reducing reservoir 154 via the pressure reducing reservoir 154 is larger than the reservoir capacity of the pressure reducing reservoir 154. This is a process in which it is determined that the hydraulic fluid has leaked (including the pressure reducing reservoir 154 itself), and the hydraulic pressure control and the like using the linear valve device 56 are prohibited. Details will be described later. After the above processing has been performed, after the pressure-increase-side applied voltage Vapply and the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease are applied to the solenoids 210 of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 in S18, the processing from S10 is repeated.
[0038]
FIG. 8 is a flowchart showing the contents of the VFApply and VFRelease calculation processing called in S10 of FIG. 7, and corresponds to the processing of the feedforward control unit 300 as described above. First, in S20, a target hydraulic pressure change dPref which is an amount of change of the target hydraulic pressure Pref (the calculation thereof will be described later) every certain fixed time (6 ms in this embodiment as described later). Is positive, that is, whether the target hydraulic pressure Pref is increasing. If it is increasing, it is determined in step S22 whether the value of the variable startFlag is 0 or not. If the value of the variable startFlag is 0, the value of the target hydraulic pressure Pref is substituted for the pressure-increasing-side initial value variable Pinita in S24, and 1 is substituted for the variable startFlag. If not, the process skips S24 and ends the initial value setting process. Note that the variable startFlag is set to 0 in an initial setting in which illustration of the main process is omitted. If the determination result in S20 is NO (the target hydraulic pressure change dPref is not positive), it is determined in S26 whether the target hydraulic pressure change dPref is negative. If this determination result is YES, it is determined in S28 whether the variable startFlag is 1 or not. If the determination result in S28 is YES, in S30, the value of the target hydraulic pressure Pref is substituted for the pressure-reduction-side initial value variable Pinitr, and 0 is substituted for the variable startFlag. When the result of the determination in S22, S26 or S28 is NO, or when the processing in S24 or S30 is completed, the processing in S40 is executed.
[0039]
In S40, it is determined whether or not the pressure-reducing side applied voltage Vrelease is positive, that is, whether or not the pressure is reduced in the linear valve device 56. If the pressure is being reduced, in S42, the feedforward boosted voltage constant value VFca is calculated based on the following equation.
VFca ← MAPa (Pin-Pout1) (3)
Here, the function MAPa is a function that returns the feedforward boosted voltage constant value VFca using Pin-Pout1 (this is referred to as a boost pressure-side hydraulic pressure deviation Pdiffa) as an argument. FIG. 9 shows an example of the function MAPa. As shown in this figure, the function MAPa returns a feedforward boosted voltage constant value VFca as a value that decreases linearly with an increase in the pressure increase side hydraulic pressure deviation Pdiffa. The feedforward boosted voltage constant value VFca when the pressure increase hydraulic pressure deviation Pdiffa is 0 is the feedforward pressure increase maximum voltage VFmaxa, and the feedforward voltage increase voltage when the pressure increase side hydraulic pressure deviation Pdiffa is the maximum hydraulic pressure deviation Pdiffmaxa. The constant value VFca is the feedforward boosting minimum voltage VFmin. Here, the maximum hydraulic pressure deviation Pdiffmaxa is equal to the valve opening pressure (3 MPa) of the pressure-increasing linear valve 152, and the feedforward pressure-increasing maximum voltage VFmaxa is generated when it is applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150. The force by which the electromagnetically energized member 204 is urged by the magnetic field is made equal to the urging force of the spring 206 when the valve 200 is seated on the valve seat 202. In this manner, the state where the result of the determination in S40 is YES, that is, the constant value VFca of the feedforward boosted voltage used during the next pressure increase (if it is performed) during the pressure reduction is calculated in advance. Is done.
[0040]
If the determination result in S40 is NO, it is determined in S44 whether or not the pressure increase side applied voltage Vapply is positive, that is, whether or not the pressure increase is performed in the linear valve device 56. If the pressure increase is being performed, in S46, the feedforward reduced pressure voltage constant value VFcr is calculated based on the following equation.
VFcr ← MAPr (Pout1-Pres) (4)
Here, the function MAPr is defined as Pout1-Pres (this is referred to as a pressure-reducing hydraulic pressure deviation Pdiffr. The reservoir hydraulic pressure Pres is the hydraulic pressure of the pressure-reducing reservoir 154 and is equal to the atmospheric pressure). This is a function that returns the forward pressure reduction voltage constant value VFcr. FIG. 10 shows an example. As is clear from the figure, the function MAPr returns the feedforward reduced pressure voltage constant value VFcr as a value that decreases linearly with an increase in the reduced pressure side hydraulic pressure deviation Pdiffr. The constant value VFcr of the feedforward pressure-reducing voltage when the pressure-reducing hydraulic pressure deviation Pdiffr is 0 is the maximum value VFmaxr of the feedforward voltage reducing pressure, and the constant value of the feedforward pressure-reducing voltage when the pressure-reducing liquid pressure deviation Pdiffr is the maximum hydraulic pressure deviation Pdiffmaxr. VFcr is 0. Here, the maximum hydraulic pressure deviation Pdiffmaxr is equal to the valve opening pressure (greater than 18 MPa) of the pressure-reducing linear valve 152, and the feedforward voltage pressure-reducing maximum value VFmaxr is, when it is applied to the solenoid 210 of the pressure-reducing linear valve 152, The force by which the electromagnetically energized body 204 is urged by the generated magnetic field is made equal to the urging force of the spring 220 when the valve 200 is seated on the valve seat 202. In this manner, the state where the result of the determination in S44 is YES, that is, during the pressure increase, the feed-forward constant voltage VFcr used in the next pressure decrease is calculated in advance.
[0041]
If the decision result in S44 is NO, or if the process in S42 or S46 is completed, in S47, it is determined whether the target hydraulic pressure change dPref is positive and the target hydraulic pressure Pref is less than the threshold value Pth. It is determined whether or not the initial increase is necessary. If the result of the determination is YES, in S48, the increase voltage VFcainc is substituted for the feedforward increased voltage constant value VFca. The physical meaning of the initial increase and the increase voltage VFcainc will be described later. After the execution of S47 and S48, in S50, the feedforward boosted voltage VFapply or the feedforward reduced pressure voltage VFrelease is calculated based on the following equation, and then the VFapply and VFRelease calculation processing ends.
VFapply ← GAINA · (Pref−Pinita) + VFca (5)
VFRelease ← GAINr · (Pinitr-Pref) + VFcr (6)
Here, the coefficient GAINa and the coefficient GAINr are positive constant values set in advance.
[0042]
FIG. 11 is a flowchart showing the contents of a timer interrupt process executed to calculate the target hydraulic pressure Pref and the target hydraulic pressure change dPref. First, in S80, the target hydraulic pressure Preref is obtained as a value obtained by subtracting the hydraulic pressure corresponding to the current regenerative braking magnitude from the master cylinder hydraulic pressure Pmc, which is the output value of the hydraulic pressure sensor 34. Next, in S82, the target hydraulic pressure change dPref is calculated based on the following equation.
dPref ← Pref-prevPref (7)
Here, the value of the previous target hydraulic pressure prevPref is the value of the target hydraulic pressure Pref at the time when the previous timer interrupt processing is executed. Next, in S84, in order to prepare for the next timer interrupt processing, the value of the target hydraulic pressure Preref in the current timer interrupt processing is substituted for the previous target hydraulic pressure prevPref, and then the timer interrupt processing ends. This timer interrupt process is called repeatedly every 6 ms during the braking period. As described above, the target hydraulic pressure Pref and the target hydraulic pressure change dPref are updated to the latest values every 6 ms during the braking period. Will be updated.
[0043]
The physical meaning of the feedforward pressure-reducing voltage VFrelease is that during pressure reduction, the value of the pressure-reduction-side hydraulic pressure deviation Pdiffr gradually decreases, and the force that causes the valve 200 of the pressure-reduction linear valve 152 to separate from the valve seat 202. Even if the pressure becomes smaller, the pressure reducing linear valve 152 is opened by the feedforward control, and the voltage is set to a voltage that can continue the pressure reduction. That is, when the pressure-reducing hydraulic pressure deviation Pdiffr is relatively large, the value of the feedforward pressure-reducing voltage VFRelease required for reducing the pressure may be relatively small, but the pressure-reducing hydraulic pressure deviation Pdiffr has become small. In this case, it is necessary to apply a larger voltage to the solenoid 210 of the pressure reducing linear valve 152 in order to open the pressure reducing linear valve 152. In the present embodiment, this is realized by increasing the value of the feedforward reduced pressure voltage VFrelease.
[0044]
FIGS. 12A and 12B show two pressure reduction examples in which the value of the initial pressure-side hydraulic pressure deviation Pdiffr differs. These are examples in which the output hydraulic pressure Pout1 decreases from each value at each reduction rate, and finally the output hydraulic pressure Pout1 becomes the atmospheric pressure and the pressure reduction is completed. In these two examples, when the values of the pressure-reduction-side hydraulic pressure deviations Pdiffr are equal to each other, the value of the feedforward pressure-reduction voltage VFrelease is also equal, as indicated by the one-dot chain line in the figure. Then, when the pressure reduction is finally completed, the value of the pressure-reduction-side hydraulic pressure deviation Pdiffr becomes 0, and the value of the feedforward pressure-reduction voltage VFrelease is equal to the feedforward pressure-reduction maximum voltage VFmaxr.
The physical meaning of the feed-forward boosted voltage VFapply is substantially the same as the above-described feed-forward boosted voltage VFRelease. However, while the fluid pressure at the second port 176 of the pressure reducing linear valve 152 is a constant value (reservoir fluid pressure Pres), the fluid pressure at the first port 162 and the second port 166 of the pressure increasing linear valve 150 is The input hydraulic pressure Pin and the output hydraulic pressure Pout1 are different from each other in that they both change during the braking period.
[0045]
Note that the functions MAPa and MAPr are linear with respect to the pressure increase side hydraulic pressure deviation Pdiffa and the pressure decrease side hydraulic pressure deviation Pdiffr, respectively, and both the graphs of FIGS. 9 and 10 are shown by straight lines. This is because in the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152, it can be considered that the magnetic force acting on the electromagnetically energized member 204 is substantially proportional to the voltage applied to each solenoid 210. Generally, this magnetic force is proportional to the square of the voltage applied to the solenoid 210, but in the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 of this embodiment, the change in the magnetic force is It is used in a region that can be considered to be substantially proportional to the applied voltage. If the magnetic force cannot be considered to be proportional to the voltage applied to the solenoid 210, the processing of S40 to S46 shown in FIG. 8 is omitted, and in S50, the magnetic force is calculated based on the equation (5) or (6). The feedforward boosted voltage VFapply or the feedforward depressurized voltage VFrelease may be changed to be calculated based on the following equation (8) or (9), respectively.
VFapply ← GAINA ′ ′ (Pdiffmaxa−Pdiffa) + VFmaxa (8)
VFRelease ← GAINr ′ · √ (Pdiffmaxa−Pdiffa) (9)
[0046]
In addition, when the feedforward boosted voltage is calculated based on the equation (5), the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca may change during braking as is apparent from FIG. Some value. However, in practice, the change in the pressure increase side hydraulic pressure deviation Pdiffa is often relatively small. Therefore, even if the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca is fixed to a specific value (for example, the feedforward boosted voltage maximum VFmaxa), the control performance is not significantly impaired.
[0047]
FIG. 13 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref and the feedforward boosted voltage VFApply and the feedforward boosted voltage VFapply calculated by the processing shown in FIGS. 7, 8 and 11 based on the change in the target hydraulic pressure Pref. 5 is a graph qualitatively showing a change in a value of a forward pressure-reducing voltage VFRelease. The target hydraulic pressure Pref starts increasing at time t1 from 0, increases during a period between time t1 and time t2 (referred to as period t1-2, and the same applies to other periods), and during period t2-3. It becomes constant, decreases in the period t3-4, and becomes 0 again at the time t4. In FIG. 13, the feedforward boosted voltage VFapply is set to a non-zero value only during the period t1-2, and the feedforward reduced pressure voltage VFRelease is set to a non-zero value only during the period t3-4. Although these values can actually take non-zero values even during the period t2-3 (see FIG. 8), as will be described later, the value of the target hydraulic pressure Pref is changed as in the period t2-3. In the case where the voltage is constant, the voltage-increase-side applied voltage Vapply and the voltage-decrease-side applied voltage Vrelease are both often 0. In this case, the feedforward voltage-increase voltage VFapply and the feedforward voltage-decrease voltage VFrelease are values other than 0. Also, the value is not used for actual control. FIG. 13 shows an example of such a case, and the values of the feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward reduced pressure voltage VFRelease during the period t2-3 are shown as 0 because they are not used for actual control.
[0048]
When the target hydraulic pressure Pref changes as shown in FIG. 13, the value of the target hydraulic pressure Pref at the time point t1 is set in the pressure-increase-side initial value variable Pinita. This is because at time t1, the determination results in S20 and S22 in FIG. 8 are YES, and S24 is executed. Further, the value of the target hydraulic pressure Preref is set to the value of the pressure-reduction-side initial value variable Pinitr when the determination result in S20 becomes NO and the determination result in S26 becomes YES at the subsequent time point t3. In the graph of the feedforward boosted voltage VFapply in FIG. 13, the value of the second term on the right side of the equation (5) (the value of the constant value of the feedforward boosted voltage VFca) is indicated by the height of the hatched area. One term value is indicated by the height of the unhatched area. On the other hand, in the graph of the feedforward reduced voltage VFRelease, the value of the second term on the right side of Expression (6) (the value of the constant value of the feedforward reduced voltage VFcr) is indicated by the height of the hatched rectangular area. The value of the term is indicated by the height of the unhatched triangle area. When the value of the target hydraulic pressure Pref shows a change as shown by a one-dot chain line in FIG. 13, the values of the feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward depressurized voltage VFRelease are shown by two-dot chain lines. Changes to This is because the value calculated by the first term on the right side of the equations (5) and (6) changes in accordance with the change in the target hydraulic pressure Pref.
[0049]
Although the stability and the responsiveness can be simultaneously achieved by the feedback control and the feedforward control described above, the pressure increase and the pressure decrease may still be frequently repeated. The frequency of the repetition of the pressure increase / reduction by the linear valve device 56 increases, the electric energy supplied to the solenoid 210 of the pressure increase linear valve 150 and the pressure reduction linear valve 152 increases, and the storage amount of the storage battery decreases wastefully. It is possible. That is, the travelable distance using the electric motor is shortened, and the performance as a hybrid vehicle is impaired. A dead zone is provided around the target hydraulic pressure Pref, and when the output hydraulic pressure Pout1 is a value within the dead zone, the linear valve device 56 is kept in a holding state, so that the frequency of increasing and decreasing pressure is reduced. be able to. However, even in this case, if the gain of the feedback control is increased in order to improve the responsiveness, hunting that repeatedly increases and decreases beyond the width of the dead zone occurs as shown in FIG. 14 due to the control delay. If the width of the dead zone is increased or the gain of the feedback control is reduced to prevent this hunting, the hydraulic pressure control accuracy becomes insufficient. That is, it is difficult to sufficiently reduce the frequency of increasing and decreasing pressure while maintaining the hydraulic pressure control accuracy only by providing the dead zone.
[0050]
The hydraulic pressure control device of the present embodiment has solved the above problem by adding the processing described below, and succeeded in sufficiently reducing the frequency of increasing and decreasing pressure while maintaining the hydraulic pressure control accuracy. Things. FIG. 15 is a chart showing an example of the contents of the processing, and shows an example of the contents of the Vapply and Vrelease calculation processing shown in S14 of FIG. As shown in this figure, the control state of the linear valve device 56 is determined based on the value of the deviation error and the target hydraulic pressure change dPref. Specifically, when the target hydraulic pressure change dPref exceeds a preset positive hydraulic pressure change threshold dPth1 (this state is indicated by (1), hereinafter referred to as the (1) state), the deviation error Is increased or maintained in accordance with the sign of. When the target hydraulic pressure change dPref is equal to or less than the hydraulic pressure change threshold dPth1 and equal to or more than the negative hydraulic pressure change threshold dPth2 (referred to as (2) state), the deviation error is set in advance. When the pressure difference is larger than the upper limit hydraulic pressure error err1, the pressure is increased. When the pressure difference is smaller than the preset lower limit hydraulic pressure error err2, the pressure is reduced. When the target hydraulic pressure change dPref is smaller than the hydraulic pressure change threshold dPth2 (referred to as (3) state), the holding or depressurization is performed based on the sign of the error.
[0051]
The state (1) is a state in which the target hydraulic pressure Pref indicates a broadly increasing tendency (including a case where it does not change). In order to make the output hydraulic pressure Pout1 follow the target hydraulic pressure Pref, only the pressure increase and the holding are performed. Is controlled by The state (3) is a case where the target hydraulic pressure Pref indicates a narrowly decreasing tendency (not including a case where it does not change). In this case, the target hydraulic pressure Pref is controlled by reducing and maintaining the pressure. In the state (1), even if the output hydraulic pressure Pout1 may exceed the target hydraulic pressure Pref, the target hydraulic pressure change dPref is equal to or greater than 0. Therefore, the output hydraulic pressure Pout1 may be maintained at a constant hydraulic pressure. For example, the target hydraulic pressure Pref eventually changes so as to exceed the output hydraulic pressure Pout1, so that there is no need to reduce the pressure. Conversely, in state (3), there is no need to increase the pressure. As described above, in the state (1) and the state (3), the opportunity of the pressure increase and the pressure decrease is reduced as compared with the case where the pressure increase and the pressure decrease are repeated as conventionally performed, and each linear pressure is reduced as a whole. The power supplied to the solenoid 210 of the valve can be reduced.
Note that the upper limit hydraulic pressure deviations err1 and err2 are values that define the upper limit and the lower limit of the deviation error that can occur in the holding state. If these absolute values are reduced, the deviation error can be reduced. However, the frequency of operation of the pressure-increasing linear valve 150 or the pressure-reducing linear valve 152 increases. Conversely, if the absolute values of these values are increased, the valve operation frequency decreases, but the error error increases. Therefore, an appropriate value should be determined in consideration of both the operation frequency of the valve and the deviation error.
[0052]
In the present hydraulic pressure control device, the power supply to the linear valve device 56 is reduced by the above-described countermeasures. However, good hydraulic pressure control is performed by the following processing. . The delay of the braking effect and the drag are reduced.
[0053]
First, the reduction of the effect delay will be described. FIG. 16 shows a state in which braking is started at time ti from a state in which the target hydraulic pressure Pref is 0 (a state in which braking is not performed), and the target hydraulic pressure Pref increases linearly. Also, changes in the output hydraulic pressure Pout1 and the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc with the change in the target hydraulic pressure Pref are shown. As is clear from the figure, even if the output hydraulic pressure Pout1 obtained by the hydraulic pressure sensor 64 matches the target hydraulic pressure Pref well, the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc becomes larger than the target hydraulic pressure Pref immediately after the start of braking. Come off. This is because the amount of hydraulic fluid necessary to increase the hydraulic pressure of the wheel cylinder by a unit amount immediately after the start of braking is large, and the hydraulic fluid flow rate in the hydraulic passage connecting the linear valve device 56 and the wheel cylinder 24, etc. This is because the difference is large between the output hydraulic pressure Pout1 and the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc. A hydraulic pressure sensor for directly obtaining the value of the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc is provided. For example, instead of setting the input of the feedback control unit 302 shown in FIG. It is also possible to make the hydraulic pressure Pwc follow the target hydraulic pressure Pref with good responsiveness. However, a hydraulic pressure sensor for acquiring the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc needs to be individually attached to each wheel, which increases the cost and complicates the control. Further, when the flow passage area of the pressure-intensifying linear valve 56 immediately after the start of braking with a large hydraulic fluid flow rate is the same as that at the time of normal pressure increase where the hydraulic fluid flow rate is not large, the output hydraulic pressure Pout1 itself is reduced to the target hydraulic pressure. In some cases, it is not possible to accurately follow Pref.
[0054]
Therefore, in the present embodiment, the flow rate of the hydraulic fluid supplied to each wheel cylinder is particularly increased at the beginning of braking by the method described below. This is the above-mentioned initial increase. When the target hydraulic pressure change dPref is positive and the target hydraulic pressure Pref is less than a certain threshold value Pth, the initial increase is given by the above-described function MAPa using the feedforward boosted voltage constant value VFca. This is realized by making the voltage larger than the applied voltage. This increased voltage is the above-mentioned increase voltage VFcainc. Here, it is assumed that the increase voltage VFcainc is a predetermined constant value. When the above-described condition for performing the initial increase is satisfied, the value of the function MAPa is large because the value of the pressure-increase hydraulic pressure deviation Pdiffa is small. Therefore, the value of the boost voltage VFcainc is set to be higher than the feedforward boost voltage maximum voltage VFmaxa (see FIG. 9). When the target hydraulic pressure change dPref becomes 0 or less, or when the target hydraulic pressure Pref becomes equal to or more than the threshold value Pth, the initial increase is terminated. That is, the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca is returned to the value of the function MAPa. However, if the difference between the value of the function MAPa and the value of the increase voltage VFcainc is large at the end of the initial increase, the value of the constant value VFca of the feedforward boosted voltage gradually approaches the value of the function MAPa. It is desirable that processing be performed. This is because if the value of the feedforward boosted voltage constant value VFca changes abruptly, the braking force will change abruptly.
[0055]
Next, a description will be given of reduction in brake drag. With only the above control, the output hydraulic pressure Pout1 does not become completely zero after the braking is completed. This non-zero output hydraulic pressure Pout1 is referred to as residual pressure. If the residual pressure is not zero, even when the brake pedal 126 is completely depressed, each brake is slightly applied (this is brake dragging), and the driver feels strange (pulling). In addition, the brake pad is unnecessarily worn and wasteful energy consumption occurs. Therefore, it is desirable to reduce the residual pressure to 0 by any method. Making this residual pressure zero is referred to as residual pressure release. To release the residual pressure, the braking is actually completed, or immediately before the braking is completed, the portion of the liquid passage 48 on the RL cylinder 50, RR cylinder 52 side from the linear valve device 56 is removed from the master cylinder 12 side. What is necessary is just to communicate with a part. Therefore, in the present embodiment, if the target hydraulic pressure Pref becomes smaller than a certain small hydraulic pressure threshold value δ in a state where the pressure is reduced or maintained, the pressure is applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150 for a period Δt. The maximum applied voltage Vmax, which is the maximum possible voltage, is applied to release the residual pressure.
[0056]
FIG. 17 shows the target hydraulic pressure Pref, the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, the pressure-applied side applied voltage Vapply, and the pressure-reduced side when the processing shown in FIG. 15 and the above-described initial increase and residual pressure release are performed. 5 is a graph illustrating an example of a change in an applied voltage Vrelease. In the state (1), the pressure increase is performed, but immediately after the braking is started, that is, while the target hydraulic pressure Pref is less than the threshold value Pth, the pressure increase side applied voltage Vapply is increased during the normal pressure increase (the target pressure increase) by executing the initial pressure increase. (In the case where the hydraulic pressure Pref is equal to or greater than the threshold value Pth), and the deviation of the output hydraulic pressure Pout1 (and, consequently, the wheel cylinder hydraulic pressure Pwc) from the target hydraulic pressure Pref due to an insufficient braking fluid flow rate is reduced. I have. In the state (2), when the output hydraulic pressure Pout1 is a value included in the hatched area (dead zone) in FIG. 17, the holding is performed. However, at the location indicated by the arrow b, the output hydraulic pressure Pout1 has an overshoot, and the absolute value of the error "error" has increased, so that the pressure is reduced. In the state (3), as the target hydraulic pressure Pref decreases, the output hydraulic pressure Pout1 is reduced by reducing and maintaining the output hydraulic pressure Pout1. However, the hydraulic fluid discharged from the wheel cylinder eventually fills the pressure reducing reservoir 154, and the output hydraulic pressure Pout1 no longer decreases even when the pressure reducing linear valve 152 is opened.
[0057]
This state is detected in a hydraulic fluid leak detection process described later, and in response to the detection, as shown in FIG. 5, the regenerative braking force in the regenerative braking system decreases the required braking force (corresponding to the depression force of the brake pedal 126). As it decreases. When the regenerative braking force is reduced to zero, the hydraulic pressure (input hydraulic pressure Pin) of the linear valve device 56 of the hydraulic passage 48 on the side of the master cylinder 12 becomes larger than the hydraulic pressure (input hydraulic pressure Pin) of the hydraulic cylinder on the side of the wheel cylinder. The output hydraulic pressure becomes equal to the output hydraulic pressure Pout1). Thereafter, if the former hydraulic pressure further decreases, the latter hydraulic pressure also decreases. This is because the check valve 156 shown in FIG. 3 allows the flow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder side to the master cylinder side. As described above, even after it is detected that the output hydraulic pressure Pout1 does not decrease even when the pressure-reducing linear valve 152 is opened, the pressure-reducing-side applied voltage Vrelease is maintained at the solenoid 210 of the pressure-reducing linear valve 152 in S18 of FIG. May be applied, but in the present embodiment, application of the reduced-side application voltage Vrelease is prohibited in order to avoid wasting electric energy.
[0058]
Immediately before the end of braking, when the target hydraulic pressure Pref becomes lower than the hydraulic pressure threshold value δ, the pressure-increase-side applied voltage Vapply is set to the maximum applied voltage Vmax, and the residual pressure is released. When the target hydraulic pressure Pref is kept substantially constant in a large state, that is, when the target hydraulic pressure change dPref is maintained at 0, a certain degree of error error occurs between the target hydraulic pressure Pref and the output hydraulic pressure Pout1. On the other hand, at the end of braking when the target hydraulic pressure Pref becomes 0, the output hydraulic pressure Pout1 is set to 0 by executing the residual pressure release, and the error does not remain.
[0059]
FIG. 18 is a flowchart showing an example of the contents of the Vapply and Vrelease calculation processing shown in S14 of the main processing shown in FIG. This process is a process of determining the pressure-increase-side applied voltage Vapply and the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease so that both the process shown in FIG. 15 and the initial pressure increase and the residual pressure release can be realized. First, a deviation error is calculated in S100, and in S102, it is determined whether the target hydraulic pressure change dPref is larger than a hydraulic pressure change threshold dPth1. If the result is YES, it is determined in S104 whether the deviation error is 0 or more. If it is 0 or more, in S106, the applied voltage v1 for increasing the pressure is set as the increasing applied voltage Vapply, and the pressure is reduced. The side applied voltage Vrelease is set to 0. Here, the value of the applied voltage v1 is calculated as the sum of the feedforward boosted voltage VFapply calculated in S50 shown in FIG. 8 and the feedback boosted voltage VBapply calculated in S12 of FIG. Next, in S108, after the value indicating the pressure increase is substituted for the variable flag, the process of calculating Vapply and Vrelease ends. Calculating the applied voltage for increasing the pressure in the above-described path corresponds to performing the pressure increase in the state (1) in FIG. In addition to the above route, the pressure increase is also performed when the determination result in S102 is NO, the determination result in S110 is NO, and the determination result in S112 is YES. S110 is a process of determining whether or not the target hydraulic pressure change dPref is less than the target hydraulic pressure threshold dPth2, and S112 is a process of determining whether or not the deviation error is greater than the upper limit hydraulic pressure error err1. That is, performing the processes of S106 and S108 through this route corresponds to the case where the pressure is increased in the state (2) in FIG.
[0060]
If the result of the determination at S110 is YES and the result of the determination at S114 is YES, 0 is set to the voltage-increase-side applied voltage Vapply at S116, and the voltage-decrease-side applied voltage Vrelease is set to the voltage-decrease-side applied voltage Vrelease. The voltage v2 is set. The value of the applied voltage v2 is calculated as the sum of the feedforward reduced voltage VFRelease calculated in S50 of FIG. 8 and the feedback reduced voltage VBrerelease calculated by the feedback control in S12 of FIG. Next, in S118, after the value representing the decompression is substituted into the variable flag, the process of calculating Vapply and Vrelease ends. The calculation of the applied voltage for decompression along the above path corresponds to the decompression being performed in the state (3) in FIG. In addition to the above-described route, also when the determination result in S112 is NO and the determination result in S120 is YES, the pressure is reduced. S120 is a process of determining whether or not the deviation error is smaller than the lower limit hydraulic pressure deviation err2. Performing the processing of S116 and S118 along this route corresponds to the case where the pressure is reduced in the state (2) in FIG.
[0061]
Any of the determination processes of S104, S114 and S120 is performed, and if the result is NO, the determination processes of S121 and S122 are performed. In S121, it is determined whether the variable FlagC is 1 or not. At first, the determination result is NO, and in S122, the value of the variable condition calculated by the following equation is TRUE or FALSE. It is determined whether there is.
condition ← ((flag = “reduced pressure”) ∨ (flag = “hold”)) ∧ (Pref <δ) (10)
If the result is FALSE, 0 is set to the pressure-increase-side applied voltage Vapply and the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease in S124, and then, in S126, a value indicating retention is assigned to the variable flag, and 0 is set to the variable counter. Thus, the process for calculating Vapply and Vrelease ends. If the determination result in S122 is TRUE, it is determined in S127 whether counter <Cth is satisfied. Here, Cth is a preset count number that is set in advance, and by changing this value, the time during which the above-described pressure reduction for removing the residual pressure can be changed. At first, since the determination result in S127 is YES, in S128, the maximum applied voltage Vmax is set to the pressure-increase-side applied voltage Vapply, 0 is set to the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease, and in subsequent S130, the variable flag represents the pressure increase. After the value is substituted and the value of the variable counter is incremented, the calculation of Vapply and Vrelease ends. After S128 and S130 are repeated for a certain period of time, the determination result in S127 is NO, and in S131, both the variables FlagC and counter are set to 0, and the calculation of Vapply and Vrelease is completed.
[0062]
FIG. 19 shows details of the hydraulic fluid leak detection process called in S16 of the main process shown in FIG. First, in S150, it is determined whether or not braking is being performed, that is, whether or not the brake pedal 126 is depressed, based on whether or not the brake lamp switch 306 is ON. If the determination result is NO, in S152, the hydraulic fluid total inflow amount ΣΔQ, which is the sum of the inflow amounts of the hydraulic fluid into the pressure reducing reservoir 154, is cleared, and the variable FlagA is set to 1 and the variable FlagB is set to 0, respectively. Substitution is performed and one process ends. On the other hand, if the determination result in S150 is YES, in S154 and S156, the start of a series of depressurization by repeating the holding and the depressurization is waited. If the series of depressurization is started, 0 is set to the variable FlagA in S158, 1 is substituted for the variable FlagB, and the value startPout1 at the start of the series of pressure reduction of the output hydraulic pressure Pout1 is stored in S160. The determination as to whether or not the pressure is reduced in S156 is made based on the contents of the variable flag set in the above-described Vapply and Vrelease calculation processing.
[0063]
Subsequent S162 and S164 are steps for detecting the start of pressure increase, which means the end of the series of pressure reduction. While 0 is substituted for the variable FlagB in step S152 and 1 is substituted in step S158, the determination result in S162 executed immediately after the start of braking is NO, and the pressure increase determination in S164 is not performed. The pressure increase determination in S164 is performed only after a series of pressure reductions. Therefore, the determination result of S164 being YES means the start of the pressure increase after the series of pressure reductions, that is, the end of the series of pressure reductions. In S166, 1 is assigned to FlagA and 0 is assigned to FlagB. After the preparation for detecting the start of the next series of pressure reduction is made, the value endPout1 of the output hydraulic pressure Pout1 at the end of the series of pressure reduction is stored in S168.
[0064]
On the other hand, when the result of the determination in S164 is NO, a determination is made as to whether or not the braking is completed in S170 based on the state of the brake lamp switch 306 and a determination is made as to whether or not the pressure reduction in S172 is impossible. The determination as to whether or not the pressure reduction is impossible means whether or not the pressure reduction reservoir 154 can no longer contain the hydraulic fluid and the pressure reduction cannot be performed even when the pressure reduction linear valve 152 is opened, as described above. In the present embodiment, the target hydraulic pressure change dPref is smaller than a negative set value, and a value representing a reduced pressure is substituted for a variable flag, and a predetermined time period is set. When the output hydraulic pressure Pout1 does not decrease despite the elapsed time, it is determined that the pressure cannot be reduced. Then, when the determination result of either of S170 and S172 is YES, S166 and S168 are executed. The storage of the value endPout1 at the end of a series of depressurization is performed not only at the start of a series of pressure increase, but also at the end of braking and when decompression is impossible.
[0065]
After the execution of S168, in S174, the amount ΔQ of the hydraulic fluid that has flowed into the decompression reservoir 154 with a series of decompression is acquired from the stored startPout1 and endPout1, and the total inflow amount of the hydraulic fluid up to that time. It is added to ΣΔQ. The amount ΔQ of the hydraulic fluid that has flowed into the decompression reservoir 154 during a series of decompression may be obtained by any method. In the present embodiment, the amount ΔQ is obtained by the map shown in the graph of FIG. The output hydraulic pressure Pout1 may be considered to be substantially equal to the wheel cylinder hydraulic pressure, and the relationship between the wheel cylinder hydraulic pressure and the amount Q of the hydraulic fluid stored in the wheel cylinders 24, 26, 50 and 52 is shown in FIG. There is a relationship shown. Therefore, while the output hydraulic pressure Pout1 decreases from the value startPout1 to the value endPout1, the amount ΔQ of the hydraulic fluid flowing out of the wheel cylinders 24, 26, 50 and 52 and flowing into the pressure reducing reservoir 154 is shown in the graph of FIG. Can be obtained from the map.
[0066]
The hydraulic fluid total inflow ΣΔQ acquired in S174 is compared with its maximum value ΣΔQmax, that is, the reservoir capacity, in S176. When the hydraulic fluid total inflow ΣΔQ is larger than the reservoir capacity, the pressure reducing linear valve 152 It is determined that a fluid leak has occurred in the portion on the side of the pressure reducing reservoir 154, and 1 is assigned to a flag for prohibiting regenerative braking by the regenerative braking system and hydraulic control using the linear valve device 56 in S178. In response, the solenoids of the solenoid valves 30, 32 and 80 are demagnetized, the voltage application to the linear valve device 56 is prohibited, and the hydraulic brake system 10 functions as a normal hydraulic brake system. Is done. The content of the flag is also referred to in a regenerative braking system (not shown). If the content is 1, regenerative braking is prohibited.
[0067]
As described above, if the application of the voltage to the linear valve device 56 is prohibited in response to the detection of the hydraulic fluid leak, the pressure-increasing linear valve 150 is in a state of functioning as a 3 MPa pressure-reducing valve as described above, The hydraulic pressures of the RL cylinder 50 and the RR cylinder 52 are unnecessarily reduced. To avoid this as much as possible, at least during braking, a voltage may be applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150 to such an extent that overheating does not occur even if it is continuously applied.
In addition, the regenerative braking is not prohibited and the control of the pressure-increasing linear valve 150 is performed as usual, but the control of the pressure-reducing linear valve 152 may be prohibited. In this case, for example, most of the main routine in FIG. 7 is executed as usual, but the application of the reduced-side application voltage Vrelease may be prohibited in the application process of S18. It is also desirable that the regenerative braking force be controlled in the regenerative braking system so that the sum of the regenerative braking force and the hydraulic braking force is equal to the required braking force. The hydraulic fluid leak detection process in S16 may or may not be executed.
[0068]
In the present embodiment, even if the pressure reducing linear valve 152 is kept open due to a failure or malfunction of the controller 166 or the pressure reducing linear valve 152, the hydraulic braking force is ensured. As described above, since the reservoir capacity is smaller than the wheel cylinder capacity, even if the pressure-reducing linear valve 152 is kept open during braking, the operation in the wheel cylinders 24, 26, 50, and 52 will occur. All the liquid does not flow out, and a certain level of hydraulic braking force is secured. If the control of the pressure-increasing linear valve 150 by the controller 166 is normal, the hydraulic fluid is supplied from the master cylinder 12 via the pressure-increasing linear valve 150, and the wheel cylinder pressure is restored to a normal level. Further, even when the control of the pressure-intensifying linear valve 150 by the controller 166 is not normal, as described above, the hydraulic fluid can be supplied only by the pressure-increasing linear valve 150 serving as a 3 MPa pressure-reducing valve. If the user increases the depression force of the brake pedal 126, the wheel cylinder hydraulic pressure can be recovered to a sufficient level. Moreover, in the present embodiment, since the hydraulic fluid is supplied from the constant hydraulic pressure source 20 via the hydraulic pressure supply section R of the master cylinder 12, the operation stroke of the brake pedal 126 does not increase.
[0069]
As is clear from the above description, in the present embodiment, the electromagnetic biasing device 194 and the electromagnetic biased member 204 of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 respectively constitute a valve driving device, and the controller A part for controlling the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 constitutes a control circuit. The part of the control circuit that executes S10 constitutes the step control means.
[0070]
In addition, the master cylinder 12 and the constant hydraulic pressure source 20 together form a hydraulic pressure source, the master reservoir 18 functions as a main reservoir, and the pressure reducing reservoir 154 functions as a sub reservoir. Further, the pressure-increasing linear valve 150 as the pressure-increasing hydraulic pressure control device and the pressure-reducing linear valve 152 as the pressure-reducing hydraulic pressure control device constitute a first hydraulic pressure control valve device, and the electromagnetic on-off valves 42, 44, 58, 72, 84, 86, etc. constitute a second electromagnetic hydraulic pressure control valve device. The portion of the controller 66 that controls the first hydraulic pressure control valve device constitutes a valve device control device, and the first hydraulic pressure control valve device and the valve device control device constitute a hydraulic pressure control device. I have. Further, among the portions of the controller 66 that control the first hydraulic pressure control valve device, the portion that executes the process of S12 constitutes the feedback means, and the portion that executes the process of S14 constitutes the waiting control means. . The part of the controller 66 that executes S10, S12, S14, and S18 constitutes regenerative braking cooperative control means, and the part that executes S16 constitutes hydraulic fluid leak detection means.
[0071]
Further, the part of the controller 66 that executes the processing of S102, S110, S112, S120, S124 and S126 constitutes a holding unit, and the part of the controller 66 which executes the processing of S112, S106, S108, S120, S116 and S118 performs special control. The holding special control means as a kind of means is constituted. In addition, a portion of the controller 66 that executes the processes of S121, S122, S127, S128, S130, and S131 is a residual pressure removing unit, and a portion that performs the processes of S200, S202, S204, S206, S208, and S210 is a hydraulic pressure. It constitutes a deviation reduction control means.
[0072]
In the embodiment described above, the pressure-increase-side applied voltage Vapply and the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease are calculated based on the relatively complicated rules shown in the table of FIG. 15. It is also possible to calculate based on a simple rule.
FIG. 21 shows an example. As is apparent from the figure, the control state of the linear valve device 56 is determined based on the sign of the value of the deviation error and the target hydraulic pressure change dPref. Specifically, when the value of the target hydraulic pressure change dPref is equal to or greater than zero (state (1)), the pressure increase and holding by the linear valve device 56 are permitted, and the pressure reduction is prohibited. When the value of the target hydraulic pressure change dPref is negative ((2) state), depressurization and holding are permitted, and pressure increase is prohibited. FIG. 22 conceptually shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref, the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, the pressure-increase-side applied voltage Vapply, and the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease when the process in FIG. 21 is performed. It is a graph. However, the initial increase and the residual pressure release can be executed, but the description is omitted. As is clear from FIG. 22, in the state (1), only the pressure increase and the holding are performed. In the state (2), only the pressure reduction and the holding are performed.
[0073]
FIG. 23 is a chart showing processing based on a rule different from that of FIG. This processing is basically the same as the contents shown in FIG. 21. However, when the absolute value of the target hydraulic pressure change dPref is small, only the holding is allowed regardless of the sign of the deviation error, and the pressure increase is performed. And decompression are both prohibited. Specifically, when the target hydraulic pressure change dPref exceeds a preset hydraulic pressure change threshold dPth1 (state (1)), the sign of the deviation error is added to the sign of the error as in the state (1) in FIG. The pressure is increased or maintained based on the pressure. When the target hydraulic pressure change dPref is equal to or less than the hydraulic pressure change threshold dPth1 and equal to or greater than the hydraulic pressure change threshold dPth2 (state (2)), the holding state is established regardless of the sign of the deviation error. You. Note that the threshold value dPth2 is a value smaller than the threshold value dPth1. When the target hydraulic pressure change dPref is less than the hydraulic pressure change threshold dPth2 (state (3)), as in the state (2) in FIG. 21, the holding or depressurization is performed based on the sign of the deviation error. Done. FIG. 24 shows an example of changes in the target hydraulic pressure Pref, the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, the pressure-increasing-side applied voltage Vapply, and the pressure-reducing-side applied voltage Vrelease when the processing shown in FIG. 23 is executed. It is a graph. By adding the state (2) in FIG. 24, a dead zone (the area shown by hatching in FIG. 24) is provided when the value of the target hydraulic pressure change dPref is a value near zero. When the target hydraulic pressure change dPref is a value within the dead zone, only the holding is performed. In the state (1), the pressure is increased and held, and in the state (3), the pressure is reduced and held. By performing such processing, even when the target hydraulic pressure Pref changes in a range where the absolute value of the target hydraulic pressure change dPref is small, it is possible to avoid an increase in the frequency of increasing and decreasing the pressure. it can.
[0074]
FIG. 25 is a chart showing another processing instead of the processing shown in FIGS. 21 and 23. This process is for avoiding an increase in the frequency of pressure increase / decrease when the target hydraulic pressure Pref changes in a range where the absolute value of the target hydraulic pressure change dPref is small, as in the process shown in FIG. is there. This avoidance is achieved by allowing only the holding when the absolute value of the deviation error is small, in addition to the processing shown in FIG. Specifically, in the state (1) of the process shown in FIG. 21, if the deviation error is larger than a preset deviation threshold err1 (positive value), the pressure is increased, and the deviation threshold err1 is set. If it is below, it is in the holding state. In the state (2), when the deviation error is smaller than a preset deviation threshold err2 (negative value), the pressure is reduced, and when the deviation is equal to or larger than the deviation threshold err2, the pressure is held. You. The process shown in FIG. 23 sets a dead zone for the target hydraulic pressure change dPref, whereas the process shown in FIG. 25 sets a dead zone for the deviation error. FIG. 26 is a graph showing an example of changes in the target hydraulic pressure Pref, the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, the pressure-increasing-side applied voltage Vapply, and the pressure-reducing-side applied voltage Vrelease when the processing shown in FIG. 25 is performed. It is. Since the dead zone is provided for the target hydraulic pressure Pref, when the response of the control is sufficiently good and the deviation error is smaller than the width of the dead zone, frequent repetition of pressure increase / decrease is avoided.
[0075]
As is clear from the above description, similar effects can be obtained by providing a dead zone for the target hydraulic pressure change dPref and providing a dead zone for the deviation error. This is because, as is clear from FIGS. 23 and 25, if a dead zone is provided for at least one of the target hydraulic pressure change dPref and the deviation error, a direct transition between the pressure increase and the pressure decrease can be eliminated. is there.
However, even if these dead zones are provided, for example, if the value of the target hydraulic pressure change dPref repeatedly increases and decreases in the vicinity of the hydraulic pressure change threshold dPth1, switching between pressure increase and holding is frequently performed, and noise is reduced. And the durability of the pressure-increasing linear valve 150 decreases. This problem is caused by making the hydraulic pressure change threshold value for switching from holding to pressure increasing larger than the hydraulic pressure changing threshold value for switching from pressure increasing to holding. The problem can be solved by providing hysteresis. The same applies between the holding and the pressure reduction.
[0076]
In the embodiments shown in FIGS. 1 to 20, the calculation of Vapply and Vrelease in FIG. 18 can be changed as shown in FIG. After the calculation of the deviation error in S100, in S200, the state in which the variable flag is a value indicating the retention and the absolute value of the deviation error exceeds the set hydraulic pressure deviation err3 is set for the set continuation time T1 (actually, the variable flag is held). It is desirable to measure with a counter that increases the count value each time S200 is executed in a state where the absolute value of the deviation error is equal to or greater than the set hydraulic pressure deviation err3). A determination is made. If the result of this determination is NO, S102 and subsequent steps in FIG. 18 are executed. If the determination result is YES, S202 and subsequent steps are executed. In S202, it is determined whether or not the deviation error is positive. If the error is positive, the applied voltage v1 is set as the pressure-increase-side applied voltage Vapply in S204, the pressure-decrease-side applied voltage Vrelease is set to 0, and then in S206. The value indicating the pressure increase is substituted for the variable flag, and the calculation of Vapply and Vrelease ends. If the deviation error is negative, the determination result in S202 is NO, the applied voltage v2 is set as the reduced-side applied voltage Vrelease in S208, the increased-side applied voltage Vapply is set to 0, and the reduced pressure is indicated in the variable flag in S210. The value is substituted, and the calculation of Vapply and Vrelease ends.
[0077]
The part of the controller 66 that executes the processing of S200 to S210 constitutes the hydraulic pressure deviation reduction control means. If the deviation error exceeding the set hydraulic pressure deviation err3 persists in the holding state for more than the set continuation time T1, The deviation error can be reduced by setting the linear valve device 56 to one of the pressure increasing state and the pressure reducing state. During the operation of the hydraulic pressure deviation reduction control means, it is desirable that the control gain of the hydraulic pressure control be smaller than usual. For example, the applied voltage v1 or v2 set in S204 or S208 is set in S106 or S116. It is desirable that the applied voltage be lower than the applied voltage v1 or v2.
[0078]
In the embodiments shown in FIGS. 1 to 20, the calculation of Vapply and Vrelease in FIG. 18 can be changed as shown in FIG. After calculating the error "error" in S100, it is determined in S220 whether the variable FlagD is "1". Initially, the result of this determination is NO, and in S222, it is determined whether or not the state in which the variable flag is a value indicating retention and the absolute value of the deviation error exceeds the set hydraulic pressure deviation err3 for the set duration T2 or more. Is determined. Initially, this determination result is also NO, so a wide dead zone is set in S224, and subsequently, S102 and the subsequent steps in FIG. 18 are executed. On the other hand, if the determination result in S222 is YES, 1 is substituted for the variable FlagD in S226, and a narrow dead zone is set in S228. The setting of the wide dead zone is performed by setting the deviation thresholds err1 and err2 to the same value as in the above-described embodiment, whereas the setting of the narrow dead zone is performed by setting the deviation thresholds err1 and err2 This is performed by setting the absolute value to a smaller value than in the embodiment. As a special case of the setting of the narrow dead zone, the deviation threshold values err1 and err2 can both be set to 0. In this case, the target hydraulic pressure change dPref in FIG. In a region that is equal to or less than the change threshold value dPth1 and equal to or more than the hydraulic pressure change threshold value dPth2, the pressure is increased or reduced, and the holding is not performed. After 1 is substituted for the variable FlagD in S226, the determination result in S220 becomes YES, and in S230, it is determined whether or not the set continuation time T3 or more has elapsed since the determination in S220 became YES. It is awaited that the set continuation time T3 elapses after the setting of the narrow dead zone in S228. After the lapse of the set continuation time T3, 0 is substituted for the variable FlagD in S232, and S224 is executed. The setting of the dead zone is returned from the narrow dead zone to the wide dead zone.
[0079]
With the above processing, when the state where the absolute value of the error “error” exceeds the set hydraulic pressure error “err3” continues for more than the set continuation time T2 from the start of the holding state, the width of the dead zone is reduced. Let me do. During this time, the frequency of transition of the linear valve device 56 to the pressure increasing state or the pressure reducing state increases, but if the dead zone width reduction state continues for the set duration T3 or more, the dead zone width is returned to the normal width. Then, the linear valve device 56 is returned to a state where it is difficult to shift to the pressure increasing state or the pressure reducing state. The portion of the controller 66 that executes the processes of S220, S222, S226, S228 and S230 constitutes the dead zone width reducing means.
[0080]
The embodiment described in FIGS. 1 to 20 can be modified as follows. As shown in FIG. 29, the operation count counting process in S17 is added to the main process described in FIG. 7, and the VFApply, VFRelease calculation process in S10 is changed.
FIG. 30 shows details of the operation count counting process in S17. In S300, it is determined whether or not the variable flag has changed to pressure increase. It is determined whether the variable flag set in the calculation of the Apply and Vrelease in FIG. 18 has been changed from the holding or the pressure reduction to the pressure increase. For this purpose, the RAM of the controller 66 (see FIG. 1) is provided with an area for storing the content of the variable flag when S300 was executed immediately before, and the content of the variable flag stored therein and the current value of the variable flag are stored. The above determination is made by comparison with the contents of the variable flag. If the result of the determination is YES, the counter Capply is incremented by one in S302. If the result of the determination is NO, it is determined in step S304 whether or not the variable flag has changed to reduced pressure. If the result of the determination is YES, the counter Release is incremented by one in step S306. Each of the counters Capply and Release is incremented each time the pressure increase and the pressure decrease are started, so that the number of actuations of the pressure increase linear valve 150 and the pressure decrease linear valve 152 is counted.
[0081]
In the VFApply and VFRelease calculation processing of S10 in the embodiment of FIGS. ) And (4), but in the present embodiment, each is calculated by the following equation.
VFca ← MAPa (Pin-Pout1) -K (Caply) (11)
VFcr ← MAPr (Pout1-Pres) -K (Crease) (12)
Here, the functions K (Caply) and K (Release) are functions that increase as the count values Capply, Release of the counters Capply, Release, respectively, increase. Therefore, for example, as shown by an arrow in FIG. 31, the feedforward boosted voltage constant value VFca is determined to be a smaller value as the number of times of operation of the booster linear valve 150 is increased. The step amount of the current for separating the valve 200 from the valve seat 202 is reduced. As a result, even if the spring 206 is displaced or the urging force is reduced as the number of actuations of the pressure-intensifying linear valve 150 increases, the differential pressure between the upstream side and the downstream side when the pressure-increasing linear valve 150 opens changes. It will not occur or the change will be small.
[0082]
In the present embodiment, the amount of use of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 is represented by the number of times of operation of these valves. However, the integrated value of the energizing time to these solenoids 210 and the use of these valves It is also possible to indicate the usage amount by the elapsed time from the completion of the vehicle. Further, the functions K (Caply) and K (Crease) are continuously increased as the number of times of operation of the valve is increased, and the step amount is set to be continuously reduced, but is decreased stepwise. It is also possible to Instead of relying on function operations, it is also possible to use maps.
[0083]
Further, in the embodiment of FIGS. 1 to 20, it is also possible to change the VBapply and VBrerelease calculation processing of S12 in the main processing of FIG. In this calculation processing, feedback control is performed by general PID control, but is changed to special PID control.
When PID control of the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure voltage VBrease is performed based on a deviation error of the output hydraulic pressure Pout1 from the target hydraulic pressure Pref, generally,
VBapply = kp・ E + ki・ ∫edt + kd・ De / dt
VBrerelease =-(kp・ E + ki・ ∫edt + kd・ De / dt)
Where e is the deviation error, kp, Ki, KdIs the control gain
According to this general PID control, a response delay may occur when the pressure changes from a pressure increase to a pressure decrease or from a pressure decrease to a pressure increase. For example, when the target hydraulic pressure Pref and the output hydraulic pressure Pout1 change as shown in FIG. 32A, the deviation e and the deviation integrated value ∫edt change as shown in FIGS. 32B and 32C, respectively. When the deviation e changes from positive to negative, the deviation integration value ∫edt may become a large value.pThe negative value of e is kiThe absolute value of VBrelease is reduced by being reduced by the positive value of て edt, and the responsiveness may be deteriorated. In order to avoid this inconvenience, in the present embodiment, when the sign of the deviation e changes, the deviation integral value ∫edt is reset to 0 as indicated by the arrow in FIG. It has become. If ∫edt is reset to 0, kpThe negative value of e is ki-It is not reduced by the positive value of ∫edt, and the response from increasing pressure to decreasing pressure is improved. Similarly, when the deviation e changes from negative to positive, the deviation integral value ∫edt is reset to 0, and the response from pressure reduction to pressure increase is improved.
[0084]
As described above, instead of resetting the deviation integrated value ∫edt when the sign of the deviation e changes, instead of resetting the pressure increase command to the pressure decrease command or changing the pressure decrease command to the pressure increase command, the deviation It is possible to reset the integral value ∫edt, and the same effect can be obtained.
[0085]
As described above, the embodiment in which the present invention is applied to the hydraulic brake system for the vehicle having the regenerative braking system has been described. However, the present invention is applied to the hydraulic brake system for the vehicle without the regenerative braking system. Is also possible. The present invention can be similarly implemented except that the process of determining the hydraulic braking force by subtracting the regenerative braking force from the required braking force becomes unnecessary. MaLeftThe depressurization can be performed when the brake operating member such as the brake pedal is returned to the non-operating position by detecting means such as a detecting switch.
In addition, the present invention can be embodied in various modified and improved forms without departing from the scope of the claims.

[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram showing a configuration of a hydraulic brake system according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a front sectional view schematically showing an internal structure of a master cylinder in the hydraulic brake system.
FIG. 3 is a system diagram schematically showing a configuration of a linear valve device in the hydraulic brake system.
4 is a front sectional view showing the structure of the pressure-increasing linear valve shown in FIG. 3 in further detail.
FIG. 5 is a graph schematically showing braking force control in the hydraulic brake system.
FIG. 6 is a functional block diagram relating to hydraulic control of the controller shown in FIG. 1;
FIG. 7 is a flowchart illustrating an example of the content of a main process executed by the controller.
8 is a flowchart showing the contents of VFApply and VFRelease calculation processing called in S10 of FIG. 7;
9 is a graph showing a function MAPa used in S42 of FIG.
FIG. 10 is a graph showing a function MAPr used in S46 of FIG. 8;
FIG. 11 is a flowchart showing the contents of a timer interrupt process executed to calculate a target hydraulic pressure Pref and a target hydraulic pressure change dPref.
FIG. 12 is a graph showing two examples of decompression performed by the processes shown in FIGS. 7, 8, and 11;
FIG. 13 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref, and a feedforward boosted voltage VFapply and a feedforward voltage calculated by the processing shown in FIGS. 7, 8 and 11 based on the change in the target hydraulic pressure Pref. 5 is a graph showing a change in a value of a forward pressure reduction voltage VFreerelease.
14 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref and an example of a change in the output hydraulic pressure Pout1 output by the processing shown in FIGS. 7, 8 and 11 based on the change in the target hydraulic pressure Pref. It is a graph shown.
FIG. 15 is a table for explaining an example of the contents of a process for calculating Vapply and Vrelease called in S14 of FIG. 7;
FIG. 16 is a graph for explaining the necessity of the initial increase.
FIG. 17 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref when the processing whose contents are shown in FIG. 15 and the initial increase and the residual pressure release are performed, and the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, 6 is a graph conceptually showing a change in a pressure increasing side applied voltage Vapply and a pressure decreasing side applied voltage Vrelease.
FIG. 18 is a flowchart showing an example of the contents of the process of calculating the Apply and Vrelease shown in S14 of FIG. 7;
FIG. 19 is a flowchart illustrating an example of the content of a hydraulic fluid leak detection process shown in S16 of FIG. 7;
20 is a graph showing the relationship between the wheel cylinder hydraulic pressure and the hydraulic fluid amount in the wheel cylinder used in S174 of FIG.
21 is a chart showing another example of the process of calculating the Apply and Vrelease called in S14 of FIG. 7 from that shown in FIG. 15;
FIG. 22 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref when the processing whose contents are shown in FIG. 5 is a graph conceptually showing a change in an applied voltage Vrelease.
FIG. 23 is a chart showing still another example of the process of calculating Vapply and Vrelease called in S14 of FIG. 7;
24 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref when the processing whose contents are shown in FIG. 23 is performed, the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, the applied voltage Vapply on the pressure increasing side and the pressure reducing side 5 is a graph conceptually showing a change in an applied voltage Vrelease.
FIG. 25 is a chart showing still another example of the process of calculating the Apply and Vrelease called in S14 of FIG. 7;
26 shows an example of a change in the target hydraulic pressure Pref when the processing whose contents are shown in FIG. 25 is performed, the output hydraulic pressure Pout1, the target hydraulic pressure change dPref, the applied voltage Vapply and the reduced pressure side 5 is a graph conceptually showing a change in an applied voltage Vrelease.
FIG. 27 is a flowchart illustrating a part of a calculation process different from the Vapply and Vrelease calculation processes illustrated in FIG. 18;
FIG. 28 is a flowchart showing a part of another example of the process of calculating Vapply and Vrelease.
FIG. 29 is a flowchart showing a main process in still another embodiment of the present invention.
FIG. 30 is a flowchart showing an operation count counting process in the main process.
FIG. 31 is a graph for explaining VFApply and VFRelease calculation processing of the main processing.
FIG. 32 is a graph for explaining VBapply and VBrerelease calculation processing of the main processing according to still another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
10: Hydraulic brake system 12: Master cylinder 14: Pump
16: accumulator 24: FL cylinder 26: FR cylinder 30, 32, 42, 44, 58, 72, 80, 84, 86: solenoid on-off valve 34, 62, 64, 88: hydraulic pressure sensor 50: RL cylinder 52: RR Cylinder
56: Linear valve device 60: Proportioning valve (P valve)
66: Controller 100: Sliding hole 102: Plunger 104: Spool 108, 112, 206, 220: Spring 116: First hydraulic chamber 118: Second hydraulic chamber 122: Third hydraulic chamber 126: Brake pedal 150: Pressure increasing linear valve 152: Pressure reducing linear valve 154: Reducing reservoir 162, 172: First port 166, 176: Second port
182: housing 184: piston 186: liquid storage chamber 188: compression coil spring 190: seating valve 194: electromagnetic biasing device
196: Housing 200: Valve 202: Valve seat 204: Energized body 210: Solenoid 212: Holding member 214: First magnetic path forming body 216: Second magnetic path forming body 230: Stroke simulator 250: Rod member 260 : First member 262: Second member 268: Third member
272: fitting projection 274: fitting hole 276: spacer 300: feed forward control unit 302: feedback control unit 306: brake lamp switch

Claims (6)

弁座と弁子とを備えて液通路の途中に設けられ、弁子が弁座に着座することにより液通路を高圧側と低圧側とに仕切るとともに、弁子が高圧側と低圧側との液圧差に基づく付勢力を弁座から離間する向きに受けるシーティング弁と、
前記弁子を前記弁座に着座する向きに付勢する弾性部材と、
電流の供給を受けて前記弁子に前記弁座から離間する向きの駆動力を付与する弁子駆動装置と、
その弁子駆動装置へ電流を供給するとともに、その電流の大きさを制御することにより前記シーティング弁の高圧側と低圧側との少なくとも一方の液圧を制御する制御回路と
を含む液圧制御装置において、
前記制御回路に、
前記シーティング弁が閉状態にある状態から、前記弁子駆動装置への電流をステップ的に増大させ、かつ、そのステップ的に増大させる電流の量であるステップ量を前記液圧差が大きいほど小さくするステップ制御手段と、
そのステップ制御手段によるステップ的増大に続いて前記液圧差を漸減させるべく前記弁子駆動装置への電流を漸増させる漸増制御手段と
を設けたことを特徴とする液圧制御装置。A valve seat and a valve are provided in the middle of the liquid passage, and the valve is seated on the valve seat to partition the liquid passage into a high-pressure side and a low-pressure side. A seating valve that receives an urging force based on the hydraulic pressure difference in a direction away from the valve seat,
An elastic member for urging in a direction to be seated the valve element in the valve seat,
A valve driving device that receives a supply of current and applies a driving force in a direction away from the valve seat to the valve,
A hydraulic pressure control device including a control circuit that supplies current to the valve driving device and controls at least one of the high pressure side and the low pressure side of the seating valve by controlling the magnitude of the current. At
In the control circuit ,
From the state where the seating valve is in the closed state, the current to the valve drive device is increased stepwise, and the step amount, which is the amount of the current to be increased stepwise , is reduced as the hydraulic pressure difference increases. Step control means ;
A hydraulic pressure control device comprising: a gradual increase control means for gradually increasing the current to the valve driving device so as to gradually reduce the hydraulic pressure difference following the stepwise increase by the step control means . 前記シーティング弁の前後の液圧差を検出する液圧差検出装置と、
その液圧差検出装置により検出された液圧差に基づいて前記ステップ量を決定するステップ量決定手段と
を含む請求項１に記載の液圧制御装置。A hydraulic pressure difference detection device that detects a hydraulic pressure difference before and after the seating valve,
2. The hydraulic pressure control device according to claim 1, further comprising: a step amount determining unit that determines the step amount based on the hydraulic pressure difference detected by the hydraulic pressure difference detection device. 前記ステップ制御手段が、前記ステップ量を、前記シーティング弁の使用量が大きい場合に小さい場合に比較して小さくする使用量対応ステップ量減少手段を含む請求項１または２に記載の液圧制御装置。3. The hydraulic pressure control device according to claim 1, wherein the step control unit includes a usage amount corresponding step amount reduction unit configured to reduce the step amount when the usage amount of the seating valve is large as compared to when the usage amount is small. . 前記シーティング弁の使用量が、そのシーティング弁の使用開始時点から現時点までの作動回数の総計である請求項３に記載の液圧制御装置。The hydraulic pressure control device according to claim 3, wherein the usage amount of the seating valve is a total of the number of times of operation from the start of use of the seating valve to the current time. 前記シーティング弁の使用量が、使用開始時点から現時点までの前記弁子駆動装置への通電時間の総計である請求項３に記載の液圧制御装置。The hydraulic pressure control device according to claim 3, wherein the usage amount of the seating valve is a total amount of energization time to the valve driving device from the start of use to the current time. 液圧源と、
車輪の回転を抑制するブレーキを作動させるホイールシリンダと、
弁座と弁子とを備えて前記液圧源とホイールシリンダとを接続する液通路の途中に設けられ、弁子が弁座に着座することにより液通路を遮断するとともに、弁子が液圧源側とホイールシリンダ側との液圧差に基づく付勢力を弁座から離間する向きに受けるシーティング弁と、
前記弁子を前記弁座に着座する向きに付勢する弾性部材と、
電流の供給を受けて前記弁子に前記弁座から離間する向きの駆動力を付与する弁子駆動装置と、
その弁子駆動装置へ電流を供給するとともに、その電流の大きさを制御することにより前記ホイールシリンダの液圧を制御する制御回路と
を含むブレーキシステムにおいて、
前記制御回路に、
前記シーティング弁が閉状態にある状態から、前記弁子駆動装置への電流をステップ的に増大させ、かつ、そのステップ的に増大させる電流の量であるステップ量を前記液圧差が大きいほど小さくするとともに、前記ホイールシリンダの液圧を単位量増大させるのに必要な作動液量が多い場合は少ない場合より大きくするステップ制御手段と、
そのステップ制御手段によるステップ的増大に続いて前記液圧差を漸減させるべく前記弁子駆動装置への電流を漸増させる漸増制御手段と
を設けたことを特徴とするブレーキシステム。A hydraulic pressure source,
A wheel cylinder that operates a brake that suppresses wheel rotation,
A valve seat and a valve element are provided in the middle of a liquid path connecting the hydraulic pressure source and the wheel cylinder, and the valve element is seated on the valve seat to shut off the liquid path, and the valve element A seating valve which receives an urging force based on a hydraulic pressure difference between a source side and a wheel cylinder side in a direction away from a valve seat;
An elastic member for urging in a direction to be seated the valve element in the valve seat,
A valve driving device that receives a supply of current and applies a driving force in a direction away from the valve seat to the valve,
Supplies electric current to the valve element drive device, in the brake system including a control circuit for controlling the hydraulic pressure of the wheel cylinder by controlling the magnitude of the current,
In the control circuit ,
From the state where the seating valve is in the closed state, the current to the valve drive device is increased stepwise , and the step amount, which is the amount of the current to be increased stepwise , is reduced as the hydraulic pressure difference increases. Together with a step control means for increasing the hydraulic fluid amount required for increasing the hydraulic pressure of the wheel cylinder by a unit amount, when the hydraulic fluid amount is large, than when the hydraulic fluid amount is small .
A brake system comprising: a gradual increase control means for gradually increasing the current to the valve driving device so as to gradually reduce the hydraulic pressure difference following the stepwise increase by the step control means .
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