JP3580112B2

JP3580112B2 - Hydraulic pressure control device

Info

Publication number: JP3580112B2
Application number: JP01095398A
Authority: JP
Inventors: 淳一坂本; 浩己田中; 司深沢; 酒井　　朗
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1998-01-23
Filing date: 1998-01-23
Publication date: 2004-10-20
Anticipated expiration: 2018-01-23
Also published as: JPH11208432A

Description

【０００１】
【発明が属する技術分野】
本発明は、液圧制御弁装置を含む液圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
上述の液圧制御装置の一例が、特開平５─３９０１４号公報に記載されている。この公報に記載された液圧制御装置は、▲１▼高圧部，低圧部およびホイールシリンダの間に設けられ、高圧部からホイールシリンダへの作動液の流入を許容したり、ホイールシリンダから低圧部への作動液の流出を許容したりする液圧制御弁装置と、▲２▼当該液圧制御装置を搭載した車両の目標減速度から実際の減速度を引いた減速度偏差が、第１しきい値以上の場合に前記ホイールシリンダへの作動液の流入を許容し、第１しきい値より小さい第２しきい値以下の場合にホイールシリンダからの作動液の流出を許容することにより、実際の減速度を目標減速度に近づける液圧制御手段とを含むものである。この液圧制御装置においては、第１しきい値と第２しきい値との間の範囲が作動液の粘性とは関係なく決められているため、粘性が高い場合には、制御遅れが大きくなる等の問題があった。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題，解決手段，作用および効果】
そこで、本発明の課題は、液圧制御弁装置を含む液圧制御装置において、作動液の粘性の液圧制御に対する影響を軽減することである。
上記課題は、液圧制御装置を、下記各態様の構造のものとすることによって解決される。
（１）高圧部，低圧部およびホイールシリンダの間に設けられ、高圧部からホイールシリンダへの作動液の流入を許容することにより前記ホイールシリンダの液圧を増圧したり、前記ホイールシリンダから低圧部への作動液の流出を許容することにより前記ホイールシリンダの液圧を減圧したりする液圧制御弁装置と、
(i)前記ホイールシリンダの目標液圧から実際のホイールシリンダ液圧を減じた液圧偏差に関連する量であって、それの大小関係が前記液圧偏差の大小関係と一致している液圧偏差関連量が、増圧開始のしきい値以上の場合に増圧制御を開始する一方、前記増圧開始のしきい値より小さい増圧終了のしきい値に達した場合に前記増圧制御を終了して、前記ホイールシリンダの液圧を保持する流入制御手段と、(ii)前記液圧偏差関連量が、前記増圧開始のしきい値より小さい減圧開始のしきい値以下の場合に減圧制御を開始する一方、前記減圧開始のしきい値より大きい減圧終了のしきい値に達した場合に前記減圧制御を終了して、前記ホイールシリンダの液圧を保持する流出制御手段とを備えた液圧制御手段とを含む液圧制御装置であって、
前記液圧制御手段が、前記増圧開始のしきい値と前記減圧開始のしきい値との間の範囲を、それら増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との少なくとも一方を変更することにより、前記作動液の粘性が高い場合は低い場合より小さくするしきい値変更手段を含むとともに、前記増圧開始のしきい値と前記増圧終了のしきい値との差と、前記減圧開始のしきい値と前記減圧終了のしきい値との差との少なくとも一方を、前記作動液の粘性が高い場合は低い場合より小さくするヒステリシス変更手段を含むことを特徴とする液圧制御装置（請求項１）。
本項に記載の液圧制御装置においては、液圧偏差関連量が、増圧開始のしきい値に達してから増圧終了のしきい値に達するまで増圧制御が行われ、減圧開始のしきい値に達してから減圧終了のしきい値に達するまで減圧制御が行われる。それによって、ホイールシリンダの液圧が目標液圧に近づけられる。
液圧偏差関連量は、ホイールシリンダの目標液圧からホイールシリンダの実際の液圧を減じた液圧偏差に関連する量であり、液圧偏差自体としたり、液圧偏差に予め定められた設定値を加えた値としたり（設定値は、正の値であっても負の値であってもよい）、液圧偏差を実液圧または目標液圧で除した値等としたりすることができる。いずれにしても、液圧偏差関連量が大きい場合には実液圧が目標液圧に対して小さく、液圧偏差関連量が小さい場合には目標液圧に対して大きいことがわかる。
本項に記載の液圧制御装置においては、増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との間の範囲が、粘性が高い場合は低い場合より縮小される。例えば、しきい値変更手段が、増圧開始のしきい値を小さくする増圧開始のしきい値低下手段と、減圧開始のしきい値を大きくする減圧開始のしきい値上昇手段との少なくとも一方を含むものとすることができる。粘性が低い場合は、液圧偏差関連量が範囲内にあるために増圧も減圧も行われないが、その範囲が粘性が高い場合に縮小されれば、増圧または減圧が行われることがあり、その分、粘性が高いことに起因する制御遅れを小さくすることができる。また、粘性が低い場合、すななち、通常の粘性の場合にも、増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との間の範囲を適した範囲に設定することができるため、粘性の相違に起因する制御精度の低下を抑制することができる。
増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との間の範囲は、粘性に応じて変更されるが、範囲を変更する場合には、減圧開始のしきい値を一定にして増圧開始のしきい値を変更しても、増圧開始のしきい値を一定にして減圧開始のしきい値を変更しても、増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との両方を変更してもよい。作動液の粘性の液圧制御への影響は、ホイールシリンダへの作動液の流入を許容する際にもホイールシリンダからの流出を許容する際にも生じるため、増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との両方を変更することが望ましい。増圧開始のしきい値，減圧開始のしきい値は、粘性に応じて連続的に変更しても、段階的に変更してもよい。
また、前述のように、増圧制御の開始と終了および減圧制御の開始と終了に、それぞれヒステリシスが与えられているのであるが、増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との間の範囲が、粘性が高い場合に小さくされるため、それに応じてヒステリシスも小さくされる。本項に記載の液圧制御装置においては、粘性が高い場合に、増圧開始のしきい値と増圧終了のしきい値との差（ヒステリシス）、減圧制御における減圧開始のしきい値と減圧終了のしきい値との差（ヒステリシス）の少なくとも一方が小さくされる。増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との間の範囲が大きい場合も小さい場合も、上記両ヒステリシスが同じ場合には、制御が過剰になる等により、制御精度が低下するおそれがある。それに対して、増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との間の範囲が小さくされた場合に上述のヒステリシスも小さくされれば、制御精度の低下を抑制することができる。
増圧制御における増圧開始のしきい値と増圧終了のしきい値との差と、減圧制御における減圧開始のしきい値と減圧終了のしきい値との差との少なくとも一方が変更された場合、その差が変更された方に対応する増圧制御における増圧終了のしきい値と減圧制御における減圧終了のしきい値との少なくとも一方が、変更前と大きさが変わる場合と変わらない場合とがある。粘性に応じて増圧開始のしきい値と減圧開始のしきい値との少なくとも一方が変更されるため、それに応じてヒステリシスが変更すれば、２つの保持側しきい値が変わらないようにすることができる。
また、前記液圧制御手段が、前記作動液の粘性を取得する粘性取得手段を含むものとすることができる。
作動液の粘性は、直接取得したり、作動液の温度等に基づいて間接的に取得したりすることができる。本願出願人によって先に出願され、未だ公開されていない特願平９−３２０６９０号の明細書に記載されているように、作動液の粘性を、液圧制御弁装置の両側の液圧差に関連する差圧関連量と、作動液の流量に関連する流量関連量とに基づいて直接取得することができる。液圧制御弁装置の弁の開口部は絞りとみなすことができるため、差圧関連量と流量関連量とに基づけば、ハーゲンポアジュイユの法則に従って、作動液の粘性を取得することができるのである。液圧制御弁装置の両側の液圧差は、例えば、両側に液圧センサを設けることによって取得することができる。液圧制御弁装置を流れる作動液の流量は、例えば、液圧制御弁装置が後述するように供給電力の大きさに応じた流量で作動液の流れを許容するものである場合には、供給電力の大きさに基づいて取得することができる。また、作動液の粘性は、通常、作動液の温度が低いと高くなるため、作動液の温度に基づけば、粘性を間接的に取得することができる。作動液の温度は直接検出したり、エンジンの冷却水の温度やブレーキのパッドとブレーキロータとの摩擦係合部の温度に基づいて推定したりすること等ができる。〔発明の実施の形態〕の項において後述するように、エンジンの冷却水の温度と、イグニッションスイッチがＯＮにされてからの経過時間とに基づけば、液圧制御装置の作動液の温度を推定し得、その推定された作動液の温度に基づいて粘性を取得することもできる。
（２）前記液圧制御弁装置が、前記増圧制御における前記高圧部から前記ホイールシリンダへの作動液の流れと、前記減圧制御における前記ホイールシリンダから前記低圧部への作動液の流れとを、供給電力が大きい場合は小さい場合より大きな流量で許容するものであり、かつ、前記液圧制御手段が、前記供給電力を、前記液圧偏差関連量と作動液の粘性とに応じて決定する手段であって、粘性が高い場合は低い場合より供給電力が大きくなるように決定する粘性対応供給電力制御手段を含む(1)項に記載の液圧制御装置（請求項２）。
供給電力が大きい場合は小さい場合より作動液の流量が大きくされる液圧制御弁装置において、粘性が高い場合に低い場合より供給電力を大きくすれば、流量を大きくすることができ、粘性が高いことに起因する制御遅れを小さくすることができる。また、粘性に応じて供給電力の大きさを変更すれば、粘性の相違に起因する液圧制御精度の低下を抑制することができる。
【０００４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明一実施形態である液圧制御装置について図面に基づいて説明する。本液圧制御装置を含む液圧制動装置は、駆動源として内燃機関と電動モータとの両方を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、液圧制動装置による制動と、図示しない回生制動装置による回生制動とによって行われる。回生制動装置は、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、車両を制動する装置である。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。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。
【０００５】
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、液圧制動装置におい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容易に知ることができ、回生制動力の大きさに関する情報は回生制動装置から得ることができる。
【０００６】
図１に示すように、液圧制動装置は、ブースタ付きマスタシリンダ１２と、ポンプ１３，アキュムレータ１４，マスタリザーバ１５，リリーフ弁１６等を含む定液圧源１７とを含む液圧源１８を有している。ブースタ付きマスタシリンダ１２は、２つの液圧室を有するものであり、一方の液圧室に上記定液圧源１７が接続されている。ブレーキペダル１９が踏み込まれると、その踏力が定液圧源１７の作動液を利用して倍力させられ、その倍力された踏力に応じた液圧が、ブースタ付きマスタシリンダ１２の２つの液圧室に発生させられる。アキュムレータ１４には、マスタリザーバ１５の作動液がポンプ１３によって汲み上げられて蓄えられる。アキュムレータ１４には、２個の圧力スイッチ２０，２１が取り付けられており、一方の圧力スイッチは、アキュレータ１４に蓄えられた液圧が上限値より大きくなったことを検出するものであり、他方の圧力スイッチは下限値より小さくなったことを検出するスイッチである。これら圧力スイッチ２０，２１の作動に基づいてポンプ１３を駆動するモータを制御することにより、アキュムレータ１４に蓄えられた作動液の液圧が設定範囲に保たれるようにされている。アキュムレータ１４の液圧が上限値より大きくなれば、作動液がリリーフ弁１６を介してマスタリザーバ１５に戻される。
【０００７】
ブースタ付きマスタシリンダ１２の一方の液圧室には液通路２２を介して、左前輪２３のホイールシリンダ２４と、右前輪２５のホイールシリンダ２６とが接続されている。液通路２２には、電磁開閉弁３０，３２が設けられ、ホイールシリンダ２４，２６とマスタリザーバ１５とを接続する液通路４０の途中には、それぞれ電磁開閉弁４２，４４が設けられている。
【０００８】
他方の液圧室には、液通路４８を介して、左後輪４９のホイールシリンダ５０と、右後輪５１のホイールシリンダ５２とが接続されている。液通路４８の途中には、ブースタ付きマスタシリンダ１２側から順に、リニアバルブ装置５６，電磁開閉弁５８およびプロポーショニングバルブ６０が設けられている。液通路４８の、ブースタ付きマスタシリンダ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が設けられている。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。これら液圧センサ６２，６４によって、リニアバルブ装置５６の前後の液圧が検出される。
液圧センサ６２および６４はコントローラ６６に接続されている。コントローラ６６は、後述するが、液圧センサ６４によって検出された出力液圧Ｐｏｕｔ１に基づいてリニアバルブ装置５６を制御する。なお、ホイールシリンダ５０，５２とマスタリザーバ１５とを接続する液通路７０の途中に電磁開閉弁７２が設けられている。
【０００９】
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、リニアバルブ装置５６とホイールシリンダ２４，２６とを接続する通路であり、液通路７６の途中には、電磁開閉弁８０が設けられている。電磁開閉弁８０は、回生制動協調制御，アンチロック制御等が行われる場合に開状態に切り換えられる。また、電磁開閉弁８０のホイールシリンダ２４，２６側には、それぞれ電磁開閉弁８４，８６が設けられている。液通路７６の、電磁開閉弁８０と電磁開閉弁８４，８６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とする。出力液圧Ｐｏｕｔ２は、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５６の制御が禁止されるようにしてもよい。
これら複数の各電磁開閉弁３０，３２，４２，４４，５８，７２，８０，８４および８６のソレノイドは、コントローラ６６からの指令に基づいて制御される。
【００１０】
上記電磁開閉弁５８をバイパスするバイパス通路の途中には、逆止弁９０が設けられ、電磁開閉弁８４，８６をそれぞれバイパスするバイパス通路の途中には、それぞれ逆止弁９２，９４が設けられている。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ブースタ付きマスタシリンダ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。これら逆止弁９０，９２，９４により、電磁開閉弁５８，８４，８６が閉状態にある場合においてブレーキペダル１９の踏込みが緩められた場合に、ホイールシリンダの作動液をブースタ付きマスタシリンダ１２に早急に戻すことが可能となる。
また、各車輪２３，２５，４９，５１には、これら車輪の回転速度を検出する車輪速センサ１１０〜１１６が設けられている。車輪速センサ１１０〜１１６によって検出された車輪速に基づいて制動スリップ状態等が検出される。
【００１１】
図２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は、液通路４８の途中に設けられ、減圧リニアバルブ１５２は、液通路４８と減圧用リザーバ１５４とを接続する液通路１６０の途中に設けられている。増圧リニアバルブ１５０をバイパスするバイパス通路の途中には、逆止弁１５６が、ホイールシリンダからブースタ付きマスタシリンダ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をバイパスするバイパス通路の途中には、逆止弁１５８が減圧用リザーバ１５４からブースタ付きマスタシリンダ１２に向かう作動液の流れは許容するが、その逆の流れは阻止する向きに設けられている。
【００１２】
減圧用リザーバ１５４は、ホイールシリンダから流出させられた作動液を収容するものである。その作動液を収容する液収容室の容積がリザーバ容量であり、リザーバ容量は、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と等しくなる。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。したがって、減圧用リザーバ１５４に収容された作動液量が多くなるとホイールシリンダ液圧を減圧すること、すなわち、制御することが不可能となり、回生制動力が０とされる。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こととする。
【００１３】
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とを含むものである。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を付勢する付勢手段としての弾性部材としてのスプリング２０６（以下、このスプリング２０６の弁子２００を弁座２０２に着座させる方向の付勢力をスプリングの付勢力と称する）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。磁束は、その多くが、第一磁路形成体２１４，被電磁付勢体２０４，第二磁路形成体２１６と被電磁付勢体２０４との間のエアギャップおよび第二磁路形成体２１６を通る。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従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（上述の磁気力のうちの被電磁付勢体２０４を第二磁路形成体２１６に接近させる方向の力のことであり、以下、電磁駆動力と称する。電磁駆動力は、スプリングの付勢力とは反対向きの力である）の大きさを任意に変更することができる。なお、被電磁付勢体２０４の第二磁路形成体２１６に対向する面には、係合突部２２０が形成され、それに対する第二磁路形成体２１６の被電磁付勢体２０４に対向する部分には、係合凹部２２２が形成されており、被電磁付勢体２０４と第二磁路形成体２１６との相対位置の変化に応じて係合突部２２０と係合凹部２２２との間の対向部の面積が変化させられる。
【００１４】
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２２０と第二磁路形成体２１６の嵌合凹部２２２との微小間隙を隔てて互いに対向する円筒面（嵌合突部２２０の外周面と嵌合凹部２２２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２２０と嵌合凹部２２２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それほど大きくない範囲内において一定であれば、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（電磁駆動力）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（スプリングの付勢力）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、高圧側ポート２２６の液圧と低圧側ポート２２７の液圧との液圧差ΔＰｉｎ（ΔＰｉｎ＝Ｐｏｕｔ１−Ｐｉｎ：以下、前後液圧差と称する）に基づく付勢力（この前後液圧差に応じて作用する作用力を、差圧作用力と称する）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の付勢力と電磁駆動力とが等しくなることにより停止することとなる。
【００１５】
このように、増圧リニアバルブ１５０の弁子２００には、スプリング２０６の付勢力，差圧作用力，電磁駆動力が作用し、差圧作用力と電磁駆動力との和が、スプリングの付勢力より大きくなると弁子２００が弁座２０２から離間させられる。したがって、差圧作用力が小さい場合は、弁子２００を弁座２０２から離間させるために大きな電磁駆動力が必要となるが、差圧作用力が大きい場合は、電磁駆動力が小さくても、離間させることが可能となる。電磁駆動力が０の場合には、差圧作用力がスプリングの付勢力より大きくなれば離間させられるが、この時の増圧リニアバルブ１５０の前後液圧差は、本実施形態においては、約３ＭＰａ（約３０．６ｋｇｆ／ｃｍ^２）とされている。
【００１６】
減圧リニアバルブ１５２についても同様に、弁子２００には、スプリング２２０の付勢力，減圧リニアバルブ前後における前後液圧差ΔＰｏｕｔ（ΔＰｏｕｔ＝Ｐｏｕｔ１−Ｐｒｅｓ）に応じた差圧作用力，電磁駆動力が作用し、差圧作用力と電磁駆動力との和がスプリング２２４の付勢力より大きい間、弁子２００が弁座２０２から離間させられる。また、減圧リニアバルブ１５２の開弁圧は、１８ＭＰａ（≒１８４ｋｇｆ／ｃｍ^２。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２２４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。減圧リニアバルブ１５２における弁子２００に作用する作動液の液圧の最大値は、ポンプ１３により供給され、また、アキュムレータ１４に蓄えられる最大の液圧である。したがって、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の開弁圧を上回ることは事実上ないと考えてよい。
【００１７】
一方、液通路２２には液圧センサ２２８（図１参照）が接続されており、ブースタ付きマスタシリンダ１２の液圧が検出される。ブースタ付きマスタシリンダ１２の液圧は、運転者の意図する所要制動力に応じた液圧とすることができる。また、液通路２２には、ストロークシミュレータ２３０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１９のストロークが殆ど０になることが回避される。
【００１８】
前記コントローラ６６には、上記各液圧センサ６２，６４，８８，２２８、各車輪２３，２５，４９，５１の車輪速度を各々検出する車輪速センサ１１０〜１１６、ブレーキペダル１９が踏み込まれた状態にあることを検出するブレーキスイッチ２５０、図示しないエンジンの冷却水の温度を検出する水温センサ２５２等が接続され、出力部には、前述の各電磁開閉弁のソレノイドの他、リニアバルブ装置５６のソレノイド等が図示しない駆動回路を介して接続されている。また、ＲＯＭには、回生制動協調制御プログラム等複数のプログラム、図３のグラフで表されるテーブル等が格納されている。回生制動協調プログラムの一部である粘性対応液圧制御プログラムの内容を図６のフローチャートで示す。
【００１９】
ブレーキペダル１９が踏み込まれれば、ブースタ付きマスタシリンダ１２の２つの液圧室にはそれぞれほぼ同じ大きさの液圧が発生させられ、ホイールシリンダ２４，２６およびホイールシリンダ５０，５２に供給される。
液圧制動装置が正常に作動している状態において、回生制動協調制御が行なわれている場合には、電磁開閉弁３０，３２が閉状態、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。ホイールシリンダ２４，２６への作動液の供給が、ブースタ付きマスタシリンダ１２の液圧室から液通路２２を経て行なわれるのではなく、液通路４８を経て行なわれるのであって、ホイールシリンダ５０，５２と同様にリニアバルブ装置５６によって制御された作動液が供給される。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の制御により制御されることになる。減圧時においては、ホイールシリンダから作動液が流出させられ、減圧用リザーバ１５４に収容される。
回生制動協調制御とアンチロック制御とが並行して行われる場合には、リニアバルブ装置５６によって制御された液圧に基づいて、電磁開閉弁５８，７２，８４，８６，４２，４４が開状態と閉状態とに切り換えられることにより、ホイールシリンダの液圧が、各車輪２３，２５，４９，５１の制動スリップ状態がほぼ適正状態に保たれるように制御される。
【００２０】
回生制動協調制御においては、リニアバルブ装置５６が、液圧センサ６４によって検出された出力液圧Ｐｏｕｔ１が目標液圧Ｐｒｅｆに近づくように制御される。増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の各ソレノイド２１０への印加電圧が制御されるのである。目標液圧Ｐｒｅｆは液圧センサ２２８の出力値であるブースタ付きマスタシリンダ１２の液圧Ｐｍｃに応じた液圧（操縦者の意志に対応する液圧）から、回生制動力に対応する液圧を減じた値として取得される。
【００２１】
本実施形態においては、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）とが、式
Ｖａｐｐｌｙ＝ＶＦａｐｐｌｙ＋ＶＢａｐｐｌｙ
Ｖｒｅｌｅａｓｅ＝ＶＦｒｅｌｅａｓｅ＋ＶＢｒｅｌｅａｓｅ
に従って求められる。フィードフォワード制御において決定された印加電圧ＶＦａｐｐｌｙ，ＶＦｒｅｌｅａｓｅと、フィードバック制御において決定された印加電圧ＶＢａｐｐｌｙ，ＶＢｒｅｌｅａｓｅとの和の大きさとされるのであるが、設定電圧より大きくならないように制限が加えられている。設定電圧は、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２において、前後液圧差が０であっても開状態に保ち得る電圧であり、これより大きな電圧を印加する必要がないのである。
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は、目標液圧Ｐｒｅｆの変化量および前後液圧差ΔＰｉｎ，ΔＰｏｕｔに基づいて決定され、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は、目標液圧Ｐｒｅｆから出力液圧Ｐｏｕｔ１を減じた値である液圧偏差ＰＢが０に近づくように決定される。
【００２２】
フィードフォワード制御においては、上述の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、一定電圧Ｖｃａ，Ｖｃｒに変化電圧Ｖｇａ，Ｖｇｒを加えた大きさとされる。
ＶＦａｐｐｌｙ＝Ｖｃａ＋Ｖｇａ
ＶＦｒｅｌｅａｓｅ＝Ｖｃｒ＋Ｖｇｒ
ここで、変化電圧Ｖｇａ，Ｖｇｒは、式
Ｖｇａ＝（Ｐｒｅｆ −Ｐｒｅｆ１０）＊Ｋｆｆ１
Ｖｇｒ＝（Ｐｒｅｆ２０ −Ｐｒｅｆ）＊Ｋｆｆ２
で表されるように、目標液圧Ｐｒｅｆの変化量に定数Ｋｆｆ１，Ｋｆｆ２を乗じた大きさとされる。Ｐｒｅｆ１０，Ｐｒｅｆ２０は、それぞれ、増圧制御が開始された場合、減圧制御が開始された場合の目標液圧の値である。
【００２３】
また、一定電圧Ｖｃａ，Ｖｃｒは、増圧制御あるいは減圧制御が開始される時点の増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の最小開弁電圧に対応する大きさとされ、図３（ａ），（ｂ）に基づいて求められる。前述のように、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２においては、印加電圧の大きさに応じて決まる電磁駆動力と、前後液圧差に応じて決まる差圧作用力との和がスプリングの付勢力より大きい間作動液の流れが許容されるため、前後液圧差に基づけば、シーティング弁１９０を開くための必要な最小開弁電圧を求めることができるのである。電磁駆動力が小さいと、増圧制御，減圧制御が開始されても、作動液の流れが許容されず、制御遅れが生じる。それに対して、増圧制御，減圧制御が開始される場合に、その開始時点の前後液圧差に応じた最小開弁電圧以上の電圧が印加されれば、作動液の流れが直ちに許容され、制御遅れを小さくすることができる。
【００２４】
図３（ａ）には、増圧リニアバルブ１５０についての一定電圧Ｖａと前後液圧差ΔＰｉｎとの関係が示され、図３（ｂ）には、減圧リニアバルブ１５２についての一定電圧Ｖｒと前後液圧差ΔＰｏｕｔとの関係が示されているが、簡単なため、減圧リニアバルブ１５２についての関係を表す図３（ｂ）について先に説明する。
図３（ｂ）に示すように、一定電圧Ｖｒは、減圧リニアバルブ１５２の前後液圧差ΔＰｏｕｔの増加に伴ってほぼ直線的に減少させられる。前述のように、前後液圧差ΔＰｏｕｔが大きく、差圧作用力が大きい場合には、電磁駆動力が小さくてもシーティング弁１９０を開弁させることができる。また、電磁駆動力は、印加電圧の増加に伴ってほぼ直線的に大きくなるため、シーティング弁１９０を開弁させるための、電磁駆動力（印加電圧）と前後液圧差との関係が、図に示すようになるのである。前後液圧差ΔＰｏｕｔは、減圧リニアバルブ１５２のホイールシリンダ側液圧と減圧用リザーバ側液圧との差であるが、減圧用リザーバ１５４側の液圧はほぼ大気圧で一定であるため、ホイールシリンダ側液圧と同じ大きさとなる。
図３（ａ）に示すように、増圧リニアバルブ１５０においても、減圧リニアバルブ１５２における場合と同様に、前後液圧差ΔＰｉｎが大きい場合は、印加電圧が小さくてもシーティング弁１９０を開弁させることができる。しかし、前後液圧差ΔＰｉｎの増加に伴って最小開弁電圧が直線的に減少させられるのではなく、前後液圧差ΔＰｉｎが小さい場合と大きい場合とにおいては一定の大きさに保たれる。これは、増圧リニアバルブ１５０についての前後液圧差ΔＰｉｎと最小開弁電圧との関係（作動特性）に起因することなのである。
【００２５】
このように、増圧制御開始時，減圧制御開始時における前後液圧差ΔＰｉｎ，ΔＰｏｕｔに基づいて一定電圧Ｖａ，Ｖｒが求められれば、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ，フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅは、それぞれ、前述のように、式
ＶＦａｐｐｌｙ＝（Ｐｒｅｆ −Ｐｒｅｆ１０）＊Ｋｆｆ１＋Ｖｃａ
ＶＦｒｅｌｅａｓｅ＝（Ｐｒｅｆ２０ −Ｐｒｅｆ）＊Ｋｆｆ２＋Ｖｃｒ
に従って求められる。図４に示すように、目標液圧Ｐｒｅｆが変化させられた場合には、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ，フィードフォワード減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅもそれに伴って、図に示すように、変化させられることになる。
【００２６】
フィードバック制御においては、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が、ＰＩＤ制御に基づいて決定される。フィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙは、式
ＶＢａｐｐｌｙ＝ＫＰ１＊ＰＢ＋ＫＩ１＊ΣＰＢ＋ＫＤ１＊ＤＰＢ／ｄｔ
に従って求められる。ここで、ＫＰ１，ＫＩ１，ＫＤ１は共に定数である。同様に、フィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅは、定数ＫＰ２，ＫＩ２，ＫＤ２を使用した式、
ＶＢｒｅｌｅａｓｅ＝ＫＰ２＊ＰＢ＋ＫＩ２＊ΣＰＢ＋ＫＤ２＊ＤＰＢ／ｄｔ
に従って求められるのである。
【００２７】
リニアバルブ装置５６は、前述のように、出力液圧Ｐout1が目標液圧Ｐref に近づくように制御されるが、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に電圧が印加されることによって増圧制御が行われ、減圧リニアバルブ１５２のソレノイド２１０に電圧が印加されることによって減圧制御が行われる。保持制御においては、いずれのソレノイドにも電圧は印加されない。この場合における増圧，減圧および保持の選択は、前述の液圧偏差ＰＢに基づいて行われる。
図５に示すように、液圧偏差ＰＢが、増圧開始のしきい値である増圧側しきい値ＤＰＬＡ以上の場合は増圧が選択され、減圧開始のしきい値である減圧側しきい値ＤＰＵＲ以下の場合は減圧が選択される。また、本実施形態においては、制御にヒステリシスが設けられているため、増圧されることによって液圧偏差ＰＢが増圧側しきい値ＤＰＬＡ以下になると保持に切り換えられるのではなく、保持に切り換えられるのは、増圧側しきい値ＤＰＬＡより小さい増圧終了のしきい値ＤＰＬＨ以下になった場合とされている。同様に、減圧させることによって減圧側しきい値ＤＰＵＲ以上になると保持に切り換えられるのではなく、減圧側しきい値ＤＰＵＲより大きい減圧終了のしきい値ＤＰＵＨ以上になった場合に切り換えられる。このように、本車両用ブレーキ装置においては、リニアバルブ装置５６の制御にヒステリシスが設けられているため、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２の制御切換え頻度を少なくし、制御ハンチングが生じ難くされ、消費電力が抑制されている。
【００２８】
増圧側しきい値ＤＰＬＡ，減圧側しきい値ＤＰＵＲの間の範囲が、作動液の粘性が高い場合は低い場合より縮小される。粘性が高いことに起因する制御遅れを小さくするために、これらの間の範囲が縮小されるのである。範囲が縮小されれば、粘性が低い場合には保持が選択される場合であっても、増圧あるいは減圧が選択されることがあり、その分、制御遅れを小さくすることができる。本実施形態においては、増圧側しきい値ＤＰＬＡが小さくされるとともに、減圧側しきい値ＤＰＵＲが大きくされることによって、これらの間の範囲が縮小される。制御遅れは、増圧制御が行われる際にも、減圧制御が行われる際にも生じるからである。
粘性は、作動液の温度が低い場合に高くなるが、作動液の温度は、前述の水温センサ２５２によって検出された冷却水の温度とイグニッションスイッチがＯＮにされてからの経過時間とに基づいて検出される。作動液の温度，エンジンの冷却水の温度，経過時間の関係が求められ、これらの関係を表す図示しないテーブルがＲＯＭに予め格納されているため、冷却水の温度と経過時間とに基づいて作動液の温度を検出することができ、粘性を取得することができるのである。水温センサ２５２，経過時間を計測するタイマおよびＲＯＭの上述のテーブルを記憶する部分等によって粘性取得装置が構成される。本実施形態においては、作動液の温度が、設定温度以下の場合に粘性が高いとされる。
【００２９】
また、増圧開始のしきい値である増圧側しきい値ＤＰＬＡと増圧終了のしきい値ＤＰＬＨとの差（ヒステリシス）ＫＰＨ１、減圧開始のしきい値である減圧側しきい値ＤＰＵＲと減圧終了のしきい値ＤＰＵＨとの差（ヒステリシス）ＫＰＨ２が、作動液の粘性に応じて変更される。これらの差を、粘性が高い場合と低い場合とで同じにすると、粘性が高い場合において増圧制御や減圧制御が過剰に行われるおそれがある。換言すれば、増圧側しきい値ＤＰＬＡ，減圧側しきい値ＤＰＵＲの間の範囲が変更された場合には、それに応じてヒステリシスＫＰＨ１，ＫＰＨ２も変更することが望ましいのである。範囲の縮小に伴って、これらの差を小さくすれば、制御が過剰になることを回避することができる。本実施形態においては、ヒステリシスＫＰＨ１，ＫＰＨ２の両方が粘性が高い場合は小さくされるのであるが、増圧終了のしきい値ＤＰＬＨ，減圧終了のしきい値ＤＰＵＨの値は同じ値に保たれる。
【００３０】
さらに、印加電圧が作動液の粘性に応じて変更される。粘性が高い場合は低い場合より、印加電圧が大きくされるのである。本実施形態においては、前述のフィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ，フィードバック減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅを決定する際の係数ＫＰ１，ＫＩ１，ＫＤ１，ＫＰ２，ＫＩ２，ＫＤ２が大きくされることによって大きくされる。印加電圧が大きくされれば、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２において許容される作動液の流量が大きくされ、粘性が高いことに起因する制御遅れを小さくすることができる。
【００３１】
図６のフローチャートに示すように、ステップ１（以下、Ｓ１と略称する。他のステップについても同様とする。）において、作動液の温度が取得され、設定温度以下か否かが判定される。設定温度以上であり、粘性が低い（通常の粘性）と判定された場合には、判定がＹＥＳとなり、Ｓ２，３において、増圧側しきい値ＤＰＬＡ，減圧側しきい値ＤＰＵＲおよびヒステリシスＫＰＨ１，ＫＰＨ２は設定値通りとされ、上述の係数も設定値通りとされる。それに対して粘性が高いと判定された場合には、判定がＮＯとなり、Ｓ４，５において、増圧側しきい値ＤＰＬＡ，減圧側しきい値ＤＰＵＲおよびヒステリシスＫＰＨ１，ＫＰＨ２が小さくされ、係数が大きくされる。
【００３２】
その結果、図７に示すように、粘性が高い場合には、増圧側しきい値，減圧側しきい値が、それぞれ、しきい値ＤＰＬＡ′，ＤＰＵＲ′とされ、ヒステリシスがぞれぞれヒステリシスＫＰＨ１′，ＫＰＨ２′とされる。増圧側しきい値，減圧側しきい値の間の範囲が縮小され、それに応じて、ヒステリシスが小さくされる。粘性が低い場合は保持制御が行われる場合であっても、粘性が高い場合には増圧制御や減圧制御が行われることになり、その分、制御遅れを小さくすることができる。また、増圧側しきい値，減圧側しきい値の間の範囲が粘性に応じて変更されることになるため、粘性の相違に起因する液圧制御精度の低下を抑制することができる。さらに、ヒステリシスが、増圧側しきい値，減圧側しきい値の間の範囲に応じた大きさとされるため、範囲が縮小された場合にも、制御が過剰になることを回避することができる。また、制御遅れは、粘性が高い場合には低い場合より印加電圧が大きくされることによって小さくされる。さらに、本実施形態における液圧制御装置によれば、増圧側，減圧側しきい値の間の範囲を粘性に応じて変更するのみで、すなわち、従来の制御を大きく変更することなく、液圧制御における粘性の影響を小さくでき、粘性の相違に起因する液圧制御精度の低下を抑制できるという利点もある。
【００３３】
本実施形態においては、増圧リニアバルブ１５０，減圧リニアバルブ１５２を含むリニアバルブ装置５６等により液圧制御弁装置が構成され、コントローラ６６等によって液圧制御手段が構成される。また、コントローラ６６のうちのＳ４を実行する部分等によりしきい値変更手段，ヒステリシス変更手段が構成され、Ｓ５を実行する部分等により粘性対応供給電力制御手段が構成される。
【００３４】
なお、上記実施形態においては、粘性が、作動液の温度に基づいて間接的に取得されたが、リニアバルブ装置５６の前後に設けられた２つの液圧センサ６２，６４によって検出された液圧の差と、増圧リニアバルブ１５０のソレノイド２１０に印加される印加電圧とに基づいて粘性を直接取得することもできる。印加電圧に基づいて作動液の流量を取得することができるため、ハーゲンホアジュイユの法則に基づいて粘性を求めることもできるのである。この場合には、粘度が設定粘度より高い場合に２つのしきい値の間の範囲が変更されることになる。また、本実施形態によれば、粘性（粘度）の値を連続的に求めることができるという利点もある。
【００３５】
また、上記実施形態においては、増圧，減圧，保持の選択が、液圧偏差ＰＢのみ基づいて決定されたが、目標液圧Ｐｒｅｆの変化量も考慮して決定されるようにしてもよい。さらに、増圧側しきい値ＤＰＬＡ，減圧側しきい値ＤＰＵＲの間の範囲が粘性が高い場合と低い（通常）場合との２段階で変更されていたが、粘性に応じて３段階以上で変更されるようにしても、粘性に応じて連続的に変更されるようにしてもよい。例えば、範囲の大きさを、その時点における粘性に応じて決定することもできる。上記実施形態においては、粘性が低い場合と高い場合とで、増圧側しきい値，減圧側しきい値の大きさが予め決められており、その値に変更されるようにされていたが、範囲を粘性に応じて決定することもできるのである。また、範囲を変更する場合には、増圧側しきい値ＤＰＬＡと減圧側しきい値ＤＰＵＲとの両方を変更しなくても、いずれか一方のみを変更してもよく、この場合においても、制御遅れを小さくし得る。
【００３６】
さらに、ヒステリシスＫＰＨ１，ＫＰＨ２の両方を変更しなくても、いずれか一方を変更するのみであってもよい。また、ヒステリシスＫＰＨ１，ＫＰＨ２の変更に伴って増圧終了側のしきい値ＤＰＬＨ，減圧終了側のしきい値ＤＰＵＨも変更されるようにしてもよい。
【００３７】
さらに、印加電圧を粘性に応じて変更することは不可欠ではなく、増圧側，減圧側しきい値の間の範囲を変更すれば、制御遅れを小さくすることができ、液圧制御精度の低下を抑制し得る。また、印加電圧を変更する際に、フィードバック増圧電圧ＶＢａｐｐｌｙ，減圧電圧ＶＢｒｅｌｅａｓｅを変更することは不可欠ではなく、フィードフォワード増圧電圧ＶＦａｐｐｌｙ，減圧電圧ＶＦｒｅｌｅａｓｅを変更しても、これらの和である増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ，減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅを変更してもよい。増圧側印加電圧Ｖａｐｐｌｙ，減圧側印加電圧Ｖｒｅｌｅａｓｅに粘性に応じた適性量を加えてもよいのである。
【００３８】
また、回生制動協調制御についても上記実施形態における態様に限らず、他の態様で行われるようにすることもできる。フィードバック制御とフィードフォワード制御との両方が行われることも不可欠ではなく、いずれか一方のみでもよい。さらに、上記液圧制動装置はハイブリット車でなく、電気自動車に適用することもできる。また、回生制動装置を備えた車両に限らず、回生制動装置を備えない通常の液圧制動装置のみを備えた車両に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、作動液の粘性が高いことに起因する制御遅れを小さくすることができる。また、リニアバルブ装置５６の代わりに、電磁方向切換弁や電磁開閉弁を含む液圧制御弁装置を使用して本発明を実施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，改良を施した態様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制御装置を含む液圧制動装置の構成を示す系統図である。
【図２】上記液圧制御装置に含まれ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３】（ａ）上記液圧制御装置のＲＯＭに格納された増圧リニアバルブにおける前後液圧差とソレノイドに印加する一定電圧との関係を示すテーブルである。
（ｂ）上記液圧制御装置のＲＯＭに格納された減圧リニアバルブにおける前後液圧差とソレノイドに印加する一定電圧との関係を示すテーブルである。
【図４】上記液圧制御装置において決定されたフィードフォーワード電圧の変化の一例を示す図である。
【図５】上記液圧制御装置におけるリニアバルブ装置の制御の一例を示す図である。
【図６】上記液圧制御装置のＲＯＭに格納された粘性対応液圧制御プログラムを示すフローチャートである。
【図７】上記液圧制御装置におけるリニアバルブ装置の制御の一例を示す図である。
【符号の説明】
５６リニアバルブ装置
６６コントローラ
１５０増圧リニアバルブ
１５２減圧リニアバルブ
２５２水温センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device including a hydraulic control valve device.
[0002]
[Prior art]
An example of the above-mentioned hydraulic pressure control device is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-39014. The hydraulic pressure control device described in this publication is provided between (1) a high-pressure section, a low-pressure section, and a wheel cylinder to allow the hydraulic fluid to flow from the high-pressure section to the wheel cylinder, And (2) the deceleration deviation obtained by subtracting the actual deceleration from the target deceleration of the vehicle equipped with the hydraulic pressure control device. By allowing the hydraulic fluid to flow into the wheel cylinder when the threshold value is equal to or greater than the threshold value and allowing the hydraulic fluid to flow out from the wheel cylinder when the threshold value is equal to or less than the second threshold value that is smaller than the first threshold value, And a hydraulic pressure control means for bringing the deceleration of the vehicle closer to the target deceleration. In this hydraulic pressure control device, the range between the first threshold value and the second threshold value is determined irrespective of the viscosity of the hydraulic fluid. There were problems such as becoming.
[0003]
Problems to be Solved by the Invention, Means for Solving, Action and Effect
Therefore, an object of the present invention is to reduce the influence of the viscosity of hydraulic fluid on hydraulic pressure control in a hydraulic pressure control device including a hydraulic pressure control valve device.
The above object is attained by providing the hydraulic pressure control device having the following structures.
(1) The hydraulic pressure is provided between the high-pressure section, the low-pressure section, and the wheel cylinder to increase the hydraulic pressure of the wheel cylinder by allowing the flow of the hydraulic fluid from the high-pressure section to the wheel cylinder, or to increase the pressure of the wheel cylinder from the low-pressure section. A hydraulic pressure control valve device that reduces the hydraulic pressure of the wheel cylinder by allowing the outflow of hydraulic fluid to
(i) an amount related to the hydraulic pressure deviation obtained by subtracting the actual wheel cylinder hydraulic pressure from the target hydraulic pressure of the wheel cylinder, the magnitude of which corresponds to the magnitude relation of the hydraulic pressure deviation The pressure increase control is started when the deviation-related amount is equal to or more than the pressure increase start threshold value, while the pressure increase control is started when the pressure increase end value is smaller than the pressure increase start threshold value. And inflow control means for holding the hydraulic pressure of the wheel cylinder, and (ii) when the hydraulic pressure deviation related amount is equal to or less than a threshold value of a pressure reduction start smaller than the pressure increase start threshold value. Outflow control means for starting the pressure reduction control, terminating the pressure reduction control when a pressure reduction end threshold value greater than the pressure reduction start threshold value is reached, and maintaining the hydraulic pressure of the wheel cylinder. A hydraulic pressure control device comprising:
The hydraulic pressure control means sets the range between the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold to at least one of the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold. By changing, when the viscosity of the hydraulic fluid is high, it is smaller than when it is low Including threshold changing means, At least one of a difference between the pressure increase start threshold value and the pressure increase end threshold value, and a difference between the pressure decrease start threshold value and the pressure decrease end threshold value, The hydraulic pressure control device according to claim 1, further comprising a hysteresis changing unit that makes the hysteresis smaller when the viscosity is high than when the viscosity is low.
In the hydraulic pressure control device described in this section, pressure increase control is performed until the hydraulic pressure deviation related amount reaches the pressure increase start threshold value and then reaches the pressure increase end threshold value. Pressure reduction control is performed from when the threshold value is reached to when the pressure reduction end threshold value is reached. Thereby, the hydraulic pressure of the wheel cylinder approaches the target hydraulic pressure.
The hydraulic pressure deviation related amount is an amount related to the hydraulic pressure deviation obtained by subtracting the actual hydraulic pressure of the wheel cylinder from the target hydraulic pressure of the wheel cylinder. The value may be a value obtained by adding a value (the set value may be a positive value or a negative value), or a value obtained by dividing the hydraulic pressure deviation by the actual hydraulic pressure or the target hydraulic pressure. it can. In any case, when the hydraulic pressure deviation related amount is large, the actual hydraulic pressure is smaller than the target hydraulic pressure, and when the hydraulic pressure deviation related amount is small, the actual hydraulic pressure is larger than the target hydraulic pressure.
In the hydraulic pressure control device described in this section, the range between the threshold value of the start of pressure increase and the threshold value of the start of pressure decrease is smaller when the viscosity is high than when the viscosity is low. For example, the threshold value changing means may include at least a pressure decreasing start threshold value decreasing means for decreasing the pressure increasing start threshold value and a pressure decreasing start threshold increasing means for increasing the pressure decreasing start threshold value. One may be included. If the viscosity is low, neither pressure increase nor pressure reduction is performed because the hydraulic pressure deviation related amount is within the range, but if the range is reduced when the viscosity is high, pressure increase or pressure reduction may be performed. That is, the control delay caused by the high viscosity can be reduced accordingly. Further, when the viscosity is low, that is, even when the viscosity is normal, the range between the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold can be set to an appropriate range. In addition, it is possible to suppress a decrease in control accuracy due to a difference in viscosity.
The range between the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold is changed according to the viscosity, but when changing the range, the pressure increase start Even if the start threshold value is changed or the pressure increase start threshold value is changed while the pressure increase start threshold value is kept constant, the difference between the pressure increase start threshold value and the pressure decrease start threshold value Both may be changed. The effect of hydraulic fluid viscosity on hydraulic pressure control occurs both when allowing hydraulic fluid to flow into the wheel cylinder and when allowing hydraulic fluid to flow out of the wheel cylinder. It is desirable to change both the starting threshold. The threshold for starting pressure increase and the threshold for starting pressure reduction may be changed continuously or stepwise according to the viscosity.
Further, as described above, hysteresis is given to the start and end of the pressure increase control and the start and end of the pressure decrease control, respectively. Since the range between them is reduced when the viscosity is high, the hysteresis is correspondingly reduced. In the hydraulic pressure control device according to this section, when the viscosity is high, the difference (hysteresis) between the pressure increase start threshold value and the pressure increase end threshold value, and the pressure decrease start threshold value in the pressure decrease control. At least one of the difference (hysteresis) from the threshold value of the end of the pressure reduction is reduced. In both cases where the range between the pressure increase start threshold value and the pressure decrease start threshold value is large or small, if both the above-mentioned hysteresis are the same, the control accuracy may be reduced due to excessive control or the like. There is. On the other hand, when the range between the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold is reduced, if the above-mentioned hysteresis is also reduced, it is possible to suppress a decrease in control accuracy.
At least one of a difference between the pressure increase start threshold value and the pressure increase end threshold value in the pressure increase control and a difference between the pressure decrease start threshold value and the pressure decrease end threshold value in the pressure decrease control is changed. In this case, at least one of the pressure increase end threshold value in the pressure increase control and the pressure decrease end threshold value in the pressure decrease control corresponding to the one whose difference has been changed is the same as before and after the change in magnitude. There may not be. Since at least one of the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold is changed according to the viscosity, if the hysteresis changes accordingly, the two holding-side thresholds are not changed. be able to.
Further, the hydraulic pressure control means may include a viscosity obtaining means for obtaining the viscosity of the hydraulic fluid.
The viscosity of the working fluid can be obtained directly or indirectly based on the temperature of the working fluid or the like. As described in the specification of Japanese Patent Application No. 9-320690 previously filed by the present applicant and not yet published, the viscosity of the hydraulic fluid is related to the hydraulic pressure difference on both sides of the hydraulic control valve device. It can be directly obtained based on the differential pressure-related amount and the flow-related amount related to the flow rate of the working fluid. Since the opening of the valve of the hydraulic pressure control valve device can be regarded as a restrictor, the viscosity of the hydraulic fluid can be obtained according to Hagenpougeille's law based on the differential pressure related amount and the flow related amount. It is. The hydraulic pressure difference on both sides of the hydraulic pressure control valve device can be obtained, for example, by providing hydraulic pressure sensors on both sides. The flow rate of the hydraulic fluid flowing through the hydraulic pressure control valve device is, for example, when the hydraulic pressure control valve device allows the flow of the hydraulic fluid at a flow rate corresponding to the magnitude of the supplied power as described later. It can be obtained based on the magnitude of the power. In addition, the viscosity of the working fluid usually increases when the temperature of the working fluid is low. Therefore, the viscosity can be obtained indirectly based on the temperature of the working fluid. The temperature of the hydraulic fluid can be directly detected, or can be estimated based on the temperature of the engine coolant or the temperature of the frictional engagement portion between the brake pad and the brake rotor. As will be described later in the section of [Embodiment of the Invention], the temperature of the hydraulic fluid of the hydraulic pressure control device is estimated based on the temperature of the cooling water of the engine and the elapsed time since the ignition switch was turned on. The viscosity can also be obtained based on the estimated temperature of the working fluid.
(2) The hydraulic pressure control valve device controls the flow of the hydraulic fluid from the high pressure section to the wheel cylinder in the pressure increase control and the flow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder to the low pressure section in the pressure decrease control. When the supply power is large, a larger flow rate is allowed than when the supply power is small, and the hydraulic pressure control means determines the supply power according to the hydraulic pressure deviation related amount and the viscosity of the hydraulic fluid. The hydraulic pressure control device according to claim 1, further comprising a viscosity-dependent supply power control unit that determines the supply power to be higher when the viscosity is high than when the viscosity is low.
In a hydraulic pressure control valve device in which the flow rate of the hydraulic fluid is increased when the supply power is large, the flow rate can be increased by increasing the supply power compared to when the viscosity is low when the viscosity is high. Therefore, the control delay caused by the above can be reduced. In addition, if the magnitude of the supplied power is changed according to the viscosity, it is possible to suppress a decrease in hydraulic pressure control accuracy due to the difference in the viscosity.
[0004]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, a hydraulic control device according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. The hydraulic braking device including the present hydraulic pressure control device 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 of the present embodiment is performed by braking by a hydraulic braking device and regenerative braking by a regenerative braking device (not shown). The regenerative braking device is a device that causes the electric motor to function as a generator and stores the electric energy generated by the electric motor 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. 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.
[0005]
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 device is a magnitude obtained by subtracting the regenerative braking force from the required braking force according to the intention of the driver. Such control is referred to as regenerative braking cooperative control. The magnitude of the required braking force can be easily known from the brake operation status such as the operation force, the operation stroke, and the operation time of the brake operation member, and information on the magnitude of the regenerative braking force can be obtained from the regenerative braking device.
[0006]
As shown in FIG. 1, the hydraulic braking device includes a master cylinder 12 with a booster, and a hydraulic pressure source 18 including a constant hydraulic pressure source 17 including a pump 13, an accumulator 14, a master reservoir 15, a relief valve 16, and the like. are doing. The master cylinder 12 with a booster has two hydraulic chambers, and the constant hydraulic pressure source 17 is connected to one of the hydraulic chambers. When the brake pedal 19 is depressed, the depressing force is boosted using the hydraulic fluid of the constant hydraulic pressure source 17, and the hydraulic pressure corresponding to the boosted depressing force is applied to the two hydraulic fluids of the master cylinder 12 with the booster. Generated in the pressure chamber. In the accumulator 14, the working fluid of the master reservoir 15 is pumped up by the pump 13 and stored. The accumulator 14 is provided with two pressure switches 20, 21. One pressure switch detects that the hydraulic pressure stored in the accumulator 14 has become larger than the upper limit, and the other pressure switch has the other. The pressure switch is a switch that detects that the pressure has become smaller than the lower limit. By controlling the motor that drives the pump 13 based on the operation of the pressure switches 20 and 21, the hydraulic pressure of the working fluid stored in the accumulator 14 is maintained within a set range. When the hydraulic pressure of the accumulator 14 becomes larger than the upper limit, the hydraulic fluid is returned to the master reservoir 15 via the relief valve 16.
[0007]
A wheel cylinder 24 of the left front wheel 23 and a wheel cylinder 26 of the right front wheel 25 are connected to one hydraulic chamber of the master cylinder 12 with the booster via a liquid passage 22. Electromagnetic on-off valves 30 and 32 are provided in the liquid passage 22, and electromagnetic on-off valves 42 and 44 are provided in the middle of the liquid passage 40 connecting the wheel cylinders 24 and 26 and the master reservoir 15, respectively.
[0008]
A wheel cylinder 50 of a left rear wheel 49 and a wheel cylinder 52 of a right rear wheel 51 are connected to the other hydraulic chamber via a liquid passage 48. In the middle of the liquid passage 48, a linear valve device 56, an electromagnetic on-off valve 58, and a proportioning valve 60 are provided in order from the master cylinder 12 with the booster. A fluid pressure sensor 62 is provided at a portion of the fluid passage 48 between the master cylinder 12 with the booster and the linear valve device 56, and a fluid pressure sensor 64 is provided at a portion between the linear valve device 56 and the solenoid valve 58. Is provided. 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 hydraulic pressures before and after the linear valve device 56 are detected by these hydraulic pressure sensors 62 and 64.
The hydraulic sensors 62 and 64 are connected to a controller 66. As will be described later, the controller 66 controls the linear valve device 56 based on the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64. An electromagnetic on-off valve 72 is provided in the middle of the liquid passage 70 connecting the wheel cylinders 50 and 52 and the master reservoir 15.
[0009]
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 is a passage connecting the linear valve device 56 and the wheel cylinders 24 and 26, and an electromagnetic on-off valve 80 is provided in the middle of the liquid passage 76. The electromagnetic on-off valve 80 is switched to the open state when regenerative braking cooperative control, antilock control, and the like are performed. On the wheel cylinders 24 and 26 side of the electromagnetic on-off valve 80, electromagnetic on-off valves 84 and 86 are provided, respectively. A liquid pressure sensor 88 is connected to a portion of the liquid passage 76 between the electromagnetic on-off valve 80 and the electromagnetic on-off valves 84 and 86. The measurement result by the hydraulic pressure sensor 88 is defined as an output hydraulic pressure Pout2. The output hydraulic pressure Pout2 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 determination result, but the control of the linear valve device 56 by the controller 66 is prohibited together with or instead of this notification. You may.
The solenoids of the plurality of solenoid valves 30, 32, 42, 44, 58, 72, 80, 84, and 86 are controlled based on commands from the controller 66.
[0010]
A check valve 90 is provided in the bypass passage that bypasses the electromagnetic on-off valve 58, and check valves 92 and 94 are provided in the bypass passage that bypasses the electromagnetic on-off valves 84 and 86, respectively. ing. These check valves 90, 92 and 94 are mounted in such a manner that the flow of the hydraulic fluid from the corresponding wheel cylinder toward the master cylinder 12 with the booster is allowed, but the flow in the opposite direction is prevented. These check valves 90, 92, 94 allow the hydraulic fluid in the wheel cylinders to be transferred to the master cylinder 12 with the booster when the brake pedal 19 is loosened when the electromagnetic on-off valves 58, 84, 86 are closed. It is possible to return immediately.
Each of the wheels 23, 25, 49, and 51 is provided with a wheel speed sensor 110 to 116 for detecting a rotation speed of the wheel. A braking slip state or the like is detected based on the wheel speeds detected by the wheel speed sensors 110 to 116.
[0011]
FIG. 2 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. The pressure-increasing linear valve 150 is provided in the middle of the liquid passage 48, and the pressure-reducing linear valve 152 is provided in the middle of a liquid passage 160 connecting the liquid passage 48 and the pressure-reducing reservoir 154. A check valve 156 is provided in the bypass passage that bypasses the pressure-intensifying linear valve 150 in a direction that allows the flow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder to the master cylinder 12 with the booster, but prevents the reverse flow. Have been. In the middle of the bypass passage bypassing the pressure-reducing linear valve 152, the check valve 158 is provided in such a direction that the flow of the hydraulic fluid from the pressure-reducing reservoir 154 toward the master cylinder 12 with the booster is allowed, but the reverse flow is prevented. Have been.
[0012]
The decompression reservoir 154 stores the hydraulic fluid discharged from the wheel cylinder. The volume of the liquid storage chamber that stores the hydraulic fluid is the reservoir capacity, and the reservoir capacity is equal to the maximum amount of the hydraulic fluid that the decompression reservoir 154 can store during one braking operation. In the present embodiment, the reservoir capacity is smaller than the sum of the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, and 52. Therefore, when the amount of hydraulic fluid stored in the pressure reducing reservoir 154 increases, it becomes impossible to reduce the wheel cylinder hydraulic pressure, that is, it is impossible to control the hydraulic pressure, and the regenerative braking force is set to zero. Here, the capacity of the wheel cylinders 24, 26, 50, 52 means the maximum amount of hydraulic fluid that the wheel cylinders can accommodate from a non-operating state to an operating state.
[0013]
The pressure increasing linear valve 150 includes a seating valve 190 and an electromagnetic biasing 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. (Hereinafter, the biasing force of the spring 206 in the direction in which the valve 200 is seated on the valve seat 202 is referred to as the biasing force of the spring). 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 flux is generated by the first magnetic path forming member 214, the electromagnetically energized member 204, the air gap between the second magnetic path forming member 216 and the electromagnetically energized member 204, and the second magnetic path forming member 216. Pass through. 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 also changes. 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 in accordance with the relationship, the force for urging the electromagnetically energized member 204 (the electromagnetically energized member 204 of the magnetic force described above is applied to the second magnetic path forming member 216). The force in the direction of approach is hereinafter referred to as an electromagnetic driving force (the electromagnetic driving force is a force in the direction opposite to the biasing force of the spring). An engaging projection 220 is formed on the surface of the electromagnetically energized body 204 facing the second magnetic path forming body 216, and the engaging projection 220 is opposed to the electromagnetically energized body 204 of the second magnetic path forming body 216. An engagement concave portion 222 is formed in a portion where the engagement protrusion 220 and the engagement concave portion 222 are formed in accordance with a change in a relative position between the electromagnetic biased member 204 and the second magnetic path forming member 216. The area of the facing portion between them is changed.
[0014]
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 220 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 projection 220 and an inner peripheral surface of the fitting concave part 222) facing each other with a minute gap from the fitting recess 222 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 220 and the fitting recess 222 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 within a range that is not so large, the magnetic force (electromagnetic driving force) that urges the electromagnetically energized member 204 in the direction of the second magnetic path forming member 216 is: It is substantially constant irrespective of the relative position in the axial direction between the electromagnetically energized member 204 and the second magnetic path forming member 216. On the other hand, the urging force (urging force of the spring) for urging the electromagnetically energized body 204 by the spring 206 in a direction away from the second magnetic path forming body 216 is equal to the electromagnetic energized body 204 and the second magnetic path forming body. It increases with approach to the H.216. Therefore, an urging force (acting in accordance with the front and rear hydraulic pressure difference) based on the hydraulic pressure difference ΔPin (ΔPin = Pout1−Pin: hereinafter, referred to as front and rear hydraulic pressure difference) between the hydraulic pressure of the high pressure side port 226 and the hydraulic pressure of the low pressure side port 227 In the state in which the acting force is referred to as a differential pressure acting force), the movement of the electromagnetically energized member 204 toward the second magnetic path forming member 216 is caused by the urging force of the spring 206 and the electromagnetic driving force. Is stopped when they become equal to each other.
[0015]
As described above, the urging force, the differential pressure acting force, and the electromagnetic driving force of the spring 206 act on the valve element 200 of the pressure increasing linear valve 150, and the sum of the differential pressure acting force and the electromagnetic driving force is applied to the spring 200 by the spring. When the force becomes larger than the force, the valve 200 is separated from the valve seat 202. Therefore, when the differential pressure acting force is small, a large electromagnetic driving force is required to separate the valve 200 from the valve seat 202, but when the differential pressure acting force is large, even if the electromagnetic driving force is small, It is possible to separate them. When the electromagnetic driving force is 0, the spring is separated if the differential pressure acting force becomes larger than the urging force of the spring. At this time, the hydraulic pressure difference before and after the pressure-increasing linear valve 150 is approximately 3 MPa in this embodiment. (About 30.6kgf / cm ² ).
[0016]
Similarly, for the pressure reducing linear valve 152, the urging force of the spring 220, the differential pressure acting force corresponding to the front-rear hydraulic pressure difference ΔPout (ΔPout = Pout1-Pres) before and after the pressure reducing linear valve, and the electromagnetic driving force act on the valve element 200. Then, while the sum of the differential pressure acting force and the electromagnetic driving force is larger than the urging force of the spring 224, the valve 200 is separated from the valve seat 202. The opening pressure of the pressure reducing linear valve 152 is 18 MPa (≒ 184 kgf / cm ² . (The maximum hydraulic pressure of the hydraulic fluid supplied by the constant hydraulic pressure source 20). The urging force of the spring 224 is larger (about six times) than that of the spring 206. The maximum value of the hydraulic pressure of the hydraulic fluid acting on the valve 200 in the pressure reducing linear valve 152 is the maximum hydraulic pressure supplied by the pump 13 and stored in the accumulator 14. Therefore, it can be considered that the hydraulic pressure due to the pedaling force of the driver exceeds the maximum hydraulic pressure and does not exceed the opening pressure of the pressure-reducing linear valve 152.
[0017]
On the other hand, a fluid pressure sensor 228 (see FIG. 1) is connected to the fluid passage 22, and the fluid pressure of the master cylinder 12 with the booster is detected. The hydraulic pressure of the booster-equipped master cylinder 12 can be a hydraulic pressure according to the required braking force intended by the driver. Further, a stroke simulator 230 is connected to the liquid passage 22, and the stroke of the brake pedal 19 is prevented from becoming almost zero in a state where both the electromagnetic on-off valves 30 and 32 are closed.
[0018]
The controller 66 has the hydraulic pressure sensors 62, 64, 88, 228, the wheel speed sensors 110 to 116 for detecting the wheel speeds of the wheels 23, 25, 49, 51, respectively, and the brake pedal 19 depressed. , A water temperature sensor 252 for detecting the temperature of the cooling water of the engine (not shown), and the like. A solenoid and the like are connected via a drive circuit (not shown). Further, the ROM stores a plurality of programs such as a regenerative braking cooperative control program, a table represented by a graph in FIG. 3, and the like. FIG. 6 is a flowchart showing the contents of the viscosity-responsive hydraulic pressure control program which is a part of the regenerative braking coordination program.
[0019]
When the brake pedal 19 is depressed, hydraulic pressures of approximately the same magnitude are generated in the two hydraulic chambers of the booster-equipped master cylinder 12, respectively, and supplied to the wheel cylinders 24, 26 and the wheel cylinders 50, 52.
When the regenerative braking cooperative control is performed in a state where the hydraulic braking device is operating normally, the electromagnetic on-off valves 30 and 32 are closed and the electromagnetic on-off valve 80 is open. Are set in the state shown in FIG. The supply of the hydraulic fluid to the wheel cylinders 24 and 26 is not performed from the hydraulic chamber of the master cylinder 12 with the booster through the liquid passage 22 but through the liquid passage 48, and the wheel cylinders 50 and 52 are supplied. In the same manner as described above, the hydraulic fluid controlled by the linear valve device 56 is supplied. The hydraulic pressures of all the wheel cylinders are controlled by controlling the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 of the linear valve device 56. At the time of pressure reduction, the hydraulic fluid flows out of the wheel cylinder and is stored in the pressure reduction reservoir 154.
When the regenerative braking cooperative control and the antilock control are performed in parallel, the electromagnetic on-off valves 58, 72, 84, 86, 42, and 44 are opened based on the hydraulic pressure controlled by the linear valve device 56. And the closed state, the hydraulic pressure of the wheel cylinder is controlled such that the braking slip state of each of the wheels 23, 25, 49, and 51 is maintained in an appropriate state.
[0020]
In the regenerative braking cooperative control, the linear valve device 56 is controlled such that the output hydraulic pressure Pout1 detected by the hydraulic pressure sensor 64 approaches the target hydraulic pressure Pref. The voltage applied to each solenoid 210 of the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152 is controlled. The target hydraulic pressure Pref is obtained by calculating a hydraulic pressure corresponding to the regenerative braking force from a hydraulic pressure corresponding to the hydraulic pressure Pmc of the master cylinder 12 with the booster, which is an output value of the hydraulic pressure sensor 228 (a hydraulic pressure corresponding to a driver's will). Obtained as the subtracted value.
[0021]
In the present embodiment, 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-decreasing linear valve 152 (referred to as pressure-reduced side applied voltage Vrelease) are used. Is the expression
Vapply = VFapply + VBapply
Vrelease = VFreere + VBrerelease
Is required in accordance with The magnitude of the sum of the applied voltages VFapply and VFRelease determined in the feedforward control and the applied voltages VBapply and VBrerelease determined in the feedback control is limited, but is limited so as not to become larger than the set voltage. . The set voltage is a voltage that can be maintained in the open state even if the pressure difference between the front and rear is zero in the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152, and it is not necessary to apply a voltage higher than this.
The feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward reduced pressure voltage VFRelease are determined based on the amount of change in the target hydraulic pressure Pref and the front and rear hydraulic pressure differences ΔPin, ΔPout, and the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure voltage VBrerelease are set to the target hydraulic pressure Pref. Is determined such that the hydraulic pressure deviation PB, which is a value obtained by subtracting the output hydraulic pressure Pout1 from the above, approaches 0.
[0022]
In the feedforward control, the above-described feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward reduced pressure voltage VFRelease have magnitudes obtained by adding the change voltages Vga and Vgr to the constant voltages Vca and Vcr.
VFapply = Vca + Vga
VFRelease = Vcr + Vgr
Here, the change voltages Vga and Vgr are expressed by the following equations.
Vga = (Pref-Pref10) * Kff1
Vgr = (Pref20−Pref) * Kff2
As represented by the above expression, the magnitude is obtained by multiplying the change amount of the target hydraulic pressure Pref by the constants Kff1 and Kff2. Pref10 and Pref20 are values of the target hydraulic pressure when the pressure increase control is started and when the pressure decrease control is started, respectively.
[0023]
Further, the constant voltages Vca and Vcr have magnitudes corresponding to the minimum valve opening voltages of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 at the time when the pressure-increasing control or the pressure-reducing control is started. b). As described above, in the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152, the sum of the electromagnetic driving force determined according to the magnitude of the applied voltage and the differential pressure acting force determined according to the front-rear hydraulic pressure difference is provided by a spring. Since the flow of the hydraulic fluid is allowed while the force is larger than the power, the minimum valve opening voltage required to open the seating valve 190 can be obtained based on the difference between the front and rear hydraulic pressures. If the electromagnetic driving force is small, the flow of the hydraulic fluid is not allowed even if the pressure increase control and the pressure decrease control are started, and a control delay occurs. On the other hand, when the pressure increase control and the pressure decrease control are started, if a voltage equal to or more than the minimum valve opening voltage corresponding to the difference between the pressures before and after the start is applied, the flow of the hydraulic fluid is immediately allowed, and The delay can be reduced.
[0024]
FIG. 3A shows the relationship between the constant voltage Va for the pressure-increasing linear valve 150 and the front-rear hydraulic pressure difference ΔPin, and FIG. 3B shows the constant voltage Vr for the pressure-reducing linear valve 152 and the front-rear liquid. Although the relationship with the pressure difference ΔPout is shown, FIG. 3B showing the relationship with the pressure reducing linear valve 152 will be described first for simplicity.
As shown in FIG. 3B, the constant voltage Vr is decreased substantially linearly as the hydraulic pressure difference ΔPout of the pressure reducing linear valve 152 increases. As described above, when the front-rear hydraulic pressure difference ΔPout is large and the differential pressure acting force is large, the seating valve 190 can be opened even if the electromagnetic driving force is small. Further, since the electromagnetic driving force increases almost linearly with an increase in the applied voltage, the relationship between the electromagnetic driving force (the applied voltage) and the difference between the front and rear hydraulic pressures for opening the seating valve 190 is shown in FIG. It becomes as shown. The front-rear hydraulic pressure difference ΔPout is the difference between the wheel cylinder-side hydraulic pressure of the pressure-reducing linear valve 152 and the pressure-reducing reservoir-side hydraulic pressure. The hydraulic pressure of the pressure-reducing reservoir 154 is substantially constant at atmospheric pressure. It is the same size as the side hydraulic pressure.
As shown in FIG. 3A, in the pressure-increasing linear valve 150, similarly to the pressure-reducing linear valve 152, when the front-back hydraulic pressure difference ΔPin is large, the seating valve 190 is opened even if the applied voltage is small. be able to. However, the minimum valve opening voltage is not decreased linearly with the increase in the front-rear hydraulic pressure difference ΔPin, but is kept constant when the front-rear hydraulic pressure difference ΔPin is small and large. This is due to the relationship (operating characteristics) between the front-rear hydraulic pressure difference ΔPin and the minimum valve opening voltage for the pressure-intensifying linear valve 150.
[0025]
As described above, when the constant voltages Va and Vr are obtained based on the front and rear hydraulic pressure differences ΔPin and ΔPout at the start of the pressure increase control and the start of the pressure decrease control, respectively, the feed forward pressure increase voltage VFApply and the feed forward pressure decrease voltage VFRelease are respectively obtained. As mentioned earlier, the expression
VFapply = (Pref-Pref10) * Kff1 + Vca
VFRelease = (Pref20−Pref) * Kff2 + Vcr
Is required in accordance with As shown in FIG. 4, when the target hydraulic pressure Pref is changed, the feedforward boosted voltage VFapply and the feedforward reduced pressure voltage VFRelease are also changed as shown in the figure.
[0026]
In the feedback control, the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure voltage VBrerelease are determined based on the PID control. The feedback boosted voltage VBapply is calculated by the equation
VBapply = KP1 * PB + KI1 * ΣPB + KD1 * DPB / dt
Is required in accordance with Here, KP1, KI1, and KD1 are all constants. Similarly, the feedback reduced voltage VBrerelease is calculated by using constants KP2, KI2, and KD2,
VBrerelease = KP2 * PB + KI2 * ΣPB + KD2 * DPB / dt
It is required in accordance with.
[0027]
As described above, the linear valve device 56 is controlled so that the output hydraulic pressure Pout1 approaches the target hydraulic pressure Pref. However, when the voltage is applied to the solenoid 210 of the pressure increasing linear valve 150, the pressure increasing control is performed. Then, the voltage is applied to the solenoid 210 of the pressure reducing linear valve 152, so that the pressure reducing control is performed. In the holding control, no voltage is applied to any of the solenoids. The selection of pressure increase, pressure decrease and holding in this case is performed based on the above-described hydraulic pressure deviation PB.
As shown in FIG. 5, the hydraulic pressure deviation PB is This is the threshold for pressure increase When the pressure is equal to or higher than the pressure-increasing side threshold value DPLA, pressure increase is selected, Threshold for decompression start If the pressure is equal to or smaller than the pressure-decrease-side threshold value DPUR, the pressure is selected to be reduced. In the present embodiment, since the control is provided with hysteresis, when the pressure is increased and the hydraulic pressure deviation PB becomes equal to or less than the pressure-increase-side threshold DPLA, the control is switched to the holding instead of the holding. Is smaller than the pressure-increasing-side threshold value DPLA End of pressure increase It is assumed that the value becomes equal to or less than the threshold value DPLH. Similarly, by reducing the pressure, the pressure is not switched to the hold when the pressure becomes equal to or higher than the pressure-decrease-side threshold DPUR, but is larger than the pressure-decrease-side threshold DPUR. Decompression end Switching is performed when the threshold value DPUH is exceeded. As described above, in the vehicle brake device, since the hysteresis is provided for the control of the linear valve device 56, the control switching frequency of the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 is reduced, and control hunting hardly occurs. Power consumption is reduced.
[0028]
The range between the pressure-increasing-side threshold DPLA and the pressure-reducing-side threshold DPUR is smaller when the viscosity of the hydraulic fluid is high than when it is low. The range between them is reduced to reduce control delays due to high viscosity. If the range is reduced, pressure increase or pressure decrease may be selected even when holding is selected when viscosity is low, and control delay can be reduced accordingly. In the present embodiment, the range between them is reduced by decreasing the pressure-increase-side threshold DPLA and increasing the pressure-decrease-side threshold DPUR. This is because the control delay occurs both when the pressure increase control is performed and when the pressure decrease control is performed.
The viscosity increases when the temperature of the hydraulic fluid is low, but the temperature of the hydraulic fluid is based on the temperature of the cooling water detected by the above-mentioned water temperature sensor 252 and the time elapsed since the ignition switch was turned ON. Is detected. The relationship between the temperature of the hydraulic fluid, the temperature of the cooling water of the engine, and the elapsed time is obtained, and a table (not shown) representing these relationships is stored in the ROM in advance. The temperature of the liquid can be detected, and the viscosity can be obtained. A viscosity acquisition device is constituted by the water temperature sensor 252, a timer for measuring the elapsed time, a portion of the ROM for storing the above table, and the like. In the present embodiment, when the temperature of the working fluid is equal to or lower than the set temperature, the viscosity is determined to be high.
[0029]
Also, This is the threshold for pressure increase With the booster side threshold value DPLA End of pressure increase Difference (hysteresis) KPH1 from threshold value DPLH, Threshold for decompression start With the decompression threshold DPUR Decompression end The difference (hysteresis) KPH2 from the threshold value DPUH is changed according to the viscosity of the hydraulic fluid. If these differences are the same between a case where the viscosity is high and a case where the viscosity is low, the pressure increase control and the pressure reduction control may be excessively performed when the viscosity is high. In other words, when the range between the pressure increase threshold DPLA and the pressure decrease threshold DPUR is changed, it is desirable to change the hysteresis KPH1 and KPH2 accordingly. If these differences are reduced along with the reduction of the range, it is possible to prevent the control from becoming excessive. In the present embodiment, when both the hysteresis KPH1 and the KPH2 have high viscosity, they are reduced. End of pressure increase Threshold value DPLH, Decompression end The value of threshold DPUH is kept the same.
[0030]
Further, the applied voltage is changed according to the viscosity of the working fluid. When the viscosity is high, the applied voltage is higher than when the viscosity is low. In the present embodiment, the coefficients are increased by increasing the coefficients KP1, KI1, KD1, KP2, KI2, and KD2 when determining the feedback boosted voltage VBapply and the feedback reduced pressure voltage VBrerelease. If the applied voltage is increased, the flow rate of the working fluid allowed in the pressure-increasing linear valve 150 and the pressure-reducing linear valve 152 is increased, and the control delay caused by the high viscosity can be reduced.
[0031]
As shown in the flowchart of FIG. 6, in step 1 (hereinafter abbreviated as S1; the same applies to other steps), the temperature of the hydraulic fluid is acquired, and it is determined whether the temperature is equal to or lower than a set temperature. When it is determined that the temperature is equal to or higher than the set temperature and the viscosity is low (normal viscosity), the determination is YES, and in steps S2 and S3, the pressure increase threshold DPLA, the pressure decrease threshold DPUR and the hysteresis KPH1 and KPH2 are set. Is set according to the set value, and the above-described coefficient is also set according to the set value. On the other hand, if it is determined that the viscosity is high, the determination is NO, and in steps S4 and S5, the pressure-increase threshold DPLA, the pressure-decrease threshold DPUR, and the hysteresis KPH1 and KPH2 are decreased, and the coefficient is increased. You.
[0032]
As a result, as shown in FIG. 7, when the viscosity is high, the pressure-increase-side threshold and the pressure-decrease-side threshold are set to threshold values DPLA 'and DPUR', respectively, and the hysteresis is set to the hysteresis, respectively. KPH1 'and KPH2'. The range between the pressure increase threshold and the pressure decrease threshold is reduced, and the hysteresis is reduced accordingly. If the viscosity is low, even if the holding control is performed, if the viscosity is high, the pressure increase control or the pressure reduction control is performed, and the control delay can be reduced accordingly. Further, the range between the pressure-increase-side threshold and the pressure-decrease-side threshold is changed according to the viscosity, so that it is possible to suppress a decrease in hydraulic control accuracy due to the difference in viscosity. Furthermore, since the hysteresis has a magnitude corresponding to the range between the pressure-increase-side threshold and the pressure-decrease-side threshold, it is possible to avoid excessive control even when the range is reduced. . The control delay is reduced by increasing the applied voltage when the viscosity is high as compared to when the viscosity is low. Furthermore, according to the hydraulic pressure control device of the present embodiment, the range between the pressure increase side and the pressure decrease side threshold is merely changed in accordance with the viscosity, that is, the hydraulic pressure is controlled without greatly changing the conventional control. There is also an advantage that the influence of viscosity on control can be reduced, and a decrease in hydraulic control accuracy due to a difference in viscosity can be suppressed.
[0033]
In the present embodiment, the hydraulic pressure control valve device is configured by the linear valve device 56 including the pressure increasing linear valve 150 and the pressure reducing linear valve 152, and the hydraulic pressure control unit is configured by the controller 66 and the like. Also, a portion of the controller 66 that executes S4 and the like constitute threshold value changing means and hysteresis changing means, and a portion that executes S5 and the like constitute viscous response supplied power control means.
[0034]
In the above embodiment, the viscosity is obtained indirectly based on the temperature of the hydraulic fluid, but the hydraulic pressure detected by the two hydraulic sensors 62 and 64 provided before and after the linear valve device 56 is used. The viscosity can also be directly obtained based on the difference between the pressure and the applied voltage applied to the solenoid 210 of the pressure-increasing linear valve 150. Since the flow rate of the working fluid can be obtained based on the applied voltage, the viscosity can also be obtained based on Hagen-Hoajuille's law. In this case, if the viscosity is higher than the set viscosity, the range between the two thresholds will be changed. Further, according to the present embodiment, there is an advantage that the value of viscosity (viscosity) can be continuously obtained.
[0035]
Further, in the above-described embodiment, the selection of the pressure increase, the pressure decrease, and the holding is determined based only on the hydraulic pressure deviation PB, but may be determined in consideration of the change amount of the target hydraulic pressure Pref. Further, the range between the pressure-increasing-side threshold DPLA and the pressure-reducing-side threshold DPUR has been changed in two stages, that is, when the viscosity is high and when it is low (normal), but is changed in three or more stages according to the viscosity. Or may be changed continuously according to the viscosity. For example, the size of the range can be determined according to the viscosity at that time. In the above embodiment, the magnitudes of the pressure-increase-side threshold and the pressure-decrease-side threshold are predetermined in accordance with the case where the viscosity is low and the case where the viscosity is high, and are changed to the values. The range can also be determined according to the viscosity. When the range is changed, it is not necessary to change both the pressure-increasing-side threshold DPLA and the pressure-reducing-side threshold DPUR, and only one of them may be changed. The delay can be reduced.
[0036]
Further, it is not necessary to change both of the hysteresis KPH1 and KPH2, and only one of them may be changed. Also, with the change of hysteresis KPH1 and KPH2, On the pressure boost end side Threshold value DPLH, On the decompression end side The threshold value DPUH may also be changed.
[0037]
Further, it is not indispensable to change the applied voltage according to the viscosity. If the range between the pressure increasing side and the pressure decreasing side threshold is changed, the control delay can be reduced, and the decrease in the hydraulic pressure control accuracy is reduced. Can be suppressed. Also, when changing the applied voltage, it is not essential to change the feedback boosted voltage VBapply and the reduced pressure voltage VBrerelease. Even if the feedforward boosted voltage VFapply and the reduced pressure voltage VFRelease are changed, the sum of these increases. The compression side applied voltage Vapply and the pressure reduction side applied voltage Vrelease may be changed. An appropriate amount depending on the viscosity may be added to the pressure-increase side applied voltage Vapply and the pressure-decrease side applied voltage Vrelease.
[0038]
Further, the regenerative braking cooperative control is not limited to the mode in the above embodiment, but may be performed in another mode. It is not essential that both the feedback control and the feedforward control are performed, and only one of them may be performed. Further, the hydraulic braking device can be applied to an electric vehicle instead of a hybrid vehicle. Further, the present invention is not limited to a vehicle provided with a regenerative braking device, and can be applied to a vehicle provided with only a normal hydraulic braking device without a regenerative braking device. 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, and it is possible to reduce the control delay caused by the high viscosity of the working fluid. it can. Further, instead of the linear valve device 56, it is also possible to implement the present invention by using a hydraulic pressure control valve device including an electromagnetic direction switching valve and an electromagnetic on-off valve.
In addition, the present invention can be carried out in various modified and improved embodiments 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 braking device including a hydraulic control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a system diagram schematically showing a configuration of a linear valve device included in the hydraulic control device.
FIG. 3A is a table showing a relationship between a front-rear hydraulic pressure difference in a pressure-intensifying linear valve stored in a ROM of the hydraulic control device and a constant voltage applied to a solenoid.
(B) is a table showing a relationship between a front-rear hydraulic pressure difference in a pressure reducing linear valve stored in a ROM of the hydraulic control device and a constant voltage applied to a solenoid.
FIG. 4 is a diagram showing an example of a change in a feedforward voltage determined by the hydraulic control device.
FIG. 5 is a diagram illustrating an example of control of a linear valve device in the hydraulic pressure control device.
FIG. 6 is a flowchart showing a viscosity-dependent hydraulic pressure control program stored in a ROM of the hydraulic pressure control device.
FIG. 7 is a diagram illustrating an example of control of a linear valve device in the hydraulic pressure control device.
[Explanation of symbols]
56 Linear valve device
66 Controller
150 Booster Linear Valve
152 Pressure reducing linear valve
252 Water temperature sensor

Claims

It is provided between the high-pressure section, the low-pressure section, and the wheel cylinder. The hydraulic pressure of the wheel cylinder is increased by allowing the hydraulic fluid to flow from the high-pressure section to the wheel cylinder, or the operation from the wheel cylinder to the low-pressure section is performed. A hydraulic pressure control valve device that reduces the hydraulic pressure of the wheel cylinder by allowing outflow of liquid,
(i) an amount related to the hydraulic pressure deviation obtained by subtracting the actual wheel cylinder hydraulic pressure from the target hydraulic pressure of the wheel cylinder, the magnitude of which corresponds to the magnitude relation of the hydraulic pressure deviation The pressure increase control is started when the deviation-related amount is equal to or more than the pressure increase start threshold value, while the pressure increase control is started when the pressure increase end value is smaller than the pressure increase start threshold value. And inflow control means for holding the hydraulic pressure of the wheel cylinder, and (ii) when the hydraulic pressure deviation related amount is equal to or less than a threshold value of a pressure reduction start smaller than the pressure increase start threshold value. Outflow control means for starting the pressure reduction control, terminating the pressure reduction control when a pressure reduction end threshold value greater than the pressure reduction start threshold value is reached, and maintaining the hydraulic pressure of the wheel cylinder. A hydraulic pressure control device comprising:
The hydraulic pressure control means sets the range between the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold to at least one of the pressure increase start threshold and the pressure decrease start threshold. By changing, when the viscosity of the hydraulic fluid is high, it includes a threshold value changing unit that makes it smaller than when the viscosity is low, and a difference between the threshold value of the pressure increase start and the threshold value of the pressure increase end, Hydraulic pressure characterized by including hysteresis changing means for making at least one of the difference between the threshold value for the start of pressure reduction and the threshold value for the end of pressure reduction smaller when the viscosity of the hydraulic fluid is high than when it is low. Control device.

The hydraulic pressure control valve device controls the flow of the hydraulic fluid from the high pressure section to the wheel cylinder in the pressure increasing control, and the flow of the hydraulic fluid from the wheel cylinder to the low pressure section in the pressure reducing control. When the value is large, a larger flow rate is allowed than when the value is small, and the hydraulic pressure control means determines the supply power according to the hydraulic pressure deviation related amount and the viscosity of the working fluid. 2. The hydraulic pressure control device according to claim 1, further comprising a viscosity-dependent supply power control unit that determines the supply power to be higher when the viscosity is high than when the viscosity is low.