JP3675187B2

JP3675187B2 - Brake control device for vehicle

Info

Publication number: JP3675187B2
Application number: JP23963698A
Authority: JP
Inventors: 英夫中村
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-08-26
Filing date: 1998-08-26
Publication date: 2005-07-27
Anticipated expiration: 2018-08-26
Also published as: JP2000071958A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車両用ブレーキ制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の車両用ブレーキ制御装置としては、特開平９−２５４７５２号公報に記載のものが挙げられる。これは、ブレーキ操作部材の操作量からドライバの減速要求量を算出し、実際の車両減速度がこれに一致するようにブレーキ油圧指令値を決定し、さらに、実際に計測されたブレーキ油圧が指令値に一致するように、油圧制御用電磁弁の電流がフィードバック制御されるものである。
この油圧制御用電磁弁は、アキュムレータ（ポンプにより高圧を確保）とリザーバタンク（低圧）とに接続され、油圧を車輪の回転を抑制するために必要なレベルに調整してホイルシリンダに供給する。
なお、油圧制御用電磁弁は、増圧用電磁弁と減圧用電磁弁との２つで構成される場合と、それらの機能を１つに集約した増減圧用電磁弁を用いた場合とがある。（図２は、本発明実施の形態１の構成を示す図であるが、油圧制御用電磁弁の構成は上記従来例の場合と同一である。）
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来の車両用ブレーキ制御装置にあっては、油圧制御用電磁弁が有する、電流値に対する流量特性の不感帯が、油圧制御の過渡特性に大きく影響を及ぼしてしまう。油圧制御用電磁弁は、通常、スプリング力、電磁力、および流体力の関係上、ある程度の電流を流さないと、弁が開かず油が実際に流れないという不感帯特性を有する。特に廉価で小型な設計をした電磁弁ほどこの不感帯が大きくなる傾向にある（図７参照）。
圧力センサで実際のホイルシリンダ圧を計測して、油圧指令値と仕較し、電磁弁の電流値を制御するような油圧フィードバック制御システムを構成したとしても、前述の不感帯があるので、増圧から減圧、減圧から増圧に制御が反転した際に、フィードバック制御器が有する積分特性により、電磁弁の電流指令値が、不感帯を越える値に積算されるまで、実際に油が流れず油圧が指令値に全く追従しない。つまり、油圧フィードバック制御系において、油圧指令値反転時に、不必要なむだ時間が生じることになる。
これは、油圧制御用電磁弁として、ＯＮ／ＯＦＦ的な電磁弁（電流／流量特性が急峻）を用いた場合、あるいは比例的な電磁弁（電流／流量特性が比較的に緩やか）を用いた場合にも共通して発生する問題点である。
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたもので、油圧指令値反転時のむだ時間を短縮して油圧制御用電磁弁の制御応答性を高めることにより、ドライバの意志に沿った制動を行うことができる車両用ブレーキ制御装置を提供することを目的としている。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明請求項１記載の車両用ブレーキ制御装置は、図１のクレーム対応図に示すように、ドライバによるブレーキ操作部材の操作量等に基づいて、車輪の回転を抑制するブレーキに作用する油圧の指令値を算出するブレーキ油圧指令値演算手段ａと、車輪の回転を抑制するブレーキに作用する油圧の実際値を計測するブレーキ油圧計測手段ｂと、前記ブレーキ油圧指令値にブレーキ油圧計測値を一致させるために、双方の値を入力して、線形フィードバック制御理論を用いて、油圧制御用電磁弁への電流指令値を算出する油圧フィードバック制御演算手段ｃと、算出された電流指令値に基づいて電流制御を行う油圧制御電磁弁用電流制御手段ｄと、を有した車両用ブレーキ制御装置において、前記ブレーキ油圧指令値とブレーキ油圧計測値との比較結果に基づいて、増減圧の反転切替えを判断する増減圧反転切替え判定手段ｅと、増減圧切替えを判定した時に、油圧フィードバック制御演算手段ｃの状態内部変数を初期化する状態変数初期化手段ｆと、を有することを特徴とする。
請求項２記載の車両用ブレーキ制御装置では、請求項１記載の発明において、前記油圧フィードバック制御演算手段ｃが、積分器を陽に有し、前記状態変数初期化手段ｆが、増減圧切替えを判定した時に前記積分器を初期化することを特徴とする。
請求項３記載の車両用ブレーキ制御装置では、請求項１記載の発明において、前記油圧フィードバック制御演算手段ｃが、増減圧の反転切替えを判定した時にブレーキ油圧計測値を記憶して、次の判定切替えを判定するまでの間、記憶値とブレーキ油圧指令値の差分と、記憶値とブレーキ油圧計測値の差分とを、フィードバック制御の入力として用いることを特徴とする。
請求項４記載の車両用ブレーキ制御装置では、請求項１記載の発明において、車両の駆動輪につながる電動機の回生ブレーキ可能量と、ドライバによるブレーキ操作部材の操作量との双方に基づいて、電動機への回生ブレーキトルク指令値を算出する回生ブレーキトルク指令値演算手段を有し、前記ブレーキ油圧指令値演算手段ａが、車両の駆動輪につながる電動機の回生ブレーキ可能量と、ドライバによるブレーキ操作部材の操作量との双方に基づいて、車輪の回転を抑制するブレーキに作用する油圧の指令値を算出することを特徴とする。
【０００５】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図２は、本発明実施の形態１の構成図である。これは、交流同期モータにより回生ブレーキトルク制御する間、ブレーキ油圧を減圧制御することで、回生エネルギを効率的に回収する「回生協調ブレーキ制御システム」に本発明の車両用ブレーキ制御装置を応用したものである。
【０００６】
構成を説明すると、１はドライバが操作するブレーキペダルであり、２の油圧ブースタ、３のマスタシリンダ（以下、マスタシリンダをＭ／ＣＹＬと称す）に連結している。油圧ブースタ２は、ポンプによってアキュムレータに蓄積された高圧（圧力スイッチによりシケンス制御されている）を用いて、ブレーキ圧を倍力してＭ／ＣＹＬ３に供給する。また、この高圧は、油圧フィードバック制御の元圧としても利用される。４，６は、油経路切替え用電磁弁であり、両弁は同期して制御される。図は非通電時の状態であり、Ｍ／ＣＹＬ３の油がそのままホイリシリンダ７に供給される（通常モード）。
【０００７】
通電時には、Ｍ／ＣＹＬ３は、５のストロークシミュレータ（ホイルシリンダ７と同等の油負荷）に連結され、通常モードと同じブレーキペダルフィーリングを確保する。同時に、油圧制御用電磁弁である増圧用電磁弁１０，減圧用電磁弁１１にホイルシリンダ７（以下、ホイルシリンダをＷ／ＣＹＬと称す）が連結され、Ｍ／ＣＹＬ３とは遮断される。増圧用電磁弁１０は、上記高圧ラインとＷ／ＣＹＬ７との間に位置して、Ｗ／ＣＹＬ７に流入する油量を調節する。減圧用電磁弁１１は、Ｗ／ＣＹＬ７とリザーバ（低圧）との間に位置して、Ｗ／ＣＹＬ７から流出する油量を調節する。これら１組の増圧用電磁弁１０と減圧用電磁弁１１を用いて、Ｗ／ＣＹＬ７の油圧が制御される。８はＭ／ＣＹＬ圧力（ドライバの制動要求量）を計測するＭ／ＣＹＬ圧力センサである。９はＷ／ＣＹＬ圧力（フィードバック制御用）を計測するＷ／ＣＹＬ圧力センサである。１２は、ブレーキコントローラであり、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、デジタルポート、Ａ／Ｄボート、および各種タイマ機能を内臓するワンチップマイコン（あるいは同機能を実現する複数チップ）と、高速通信用回路、各アクチュエータ駆動用回路によって構成されていて、本発明のクレーム対応図（図１）の各機能はこのブレーキコントローラ１２が果たす。なお、図２は、Ｗ／ＣＹＬ７の１輪分に関して構成を示しているが、他の３輪も同様であり図示を省略している。
【０００８】
１５は、車両の駆動輪に減速機構を介して連結された交流同期モータであり、駆動トルク制御や、回生ブレーキ制御による車両運動エネルギのバッテリヘの回収を行なうものである。１４は、直流交流変換用電流制御回路であり、直流バッテリと交流同期モータ１５との間に位置して、１３のモータコントローラからの３相ＰＷＭ信号に基づいて、交流電流と直流電流との変換を行なう。１３のモータコントローラは、１２のブレーキコントローラから、通信によって受信した回生ブレーキトルク指令値に基づいて、回生ブレーキトルクを制御する。また、駆動時には交流同期モータ１５による駆動トルク制御を行なう。さらに、バッテリの充電状態、温度等できまる最大許容回生トルク値を算出して、通信を介して、ブレーキコントローラ１２ヘ送信する。
【０００９】
図３は、ブレーキコントローラ１２のマイコンが行う制御動作を示し、同図のルーチンは一定周期（例えば５ｍｓｅｃ）ごとに実施される。
Ｓ１では、マイコン内蔵のＡ／Ｄ変換器を用いて、Ｍ／ＣＹＬ圧力センサ８の信号を計測し、所定の物理単位に変換してＭ／ＣＹＬ圧Ｐｍｃを算出する。
Ｓ２では、マイコン内蔵のＡ／Ｄ変換器を用いて、Ｗ／ＣＹＬ圧力センサ９の信号を計測し、所定の物理単位に変換してＷ／ＣＹＬ圧Ｐｗｃを算出する。
【００１０】
Ｓ３では、モータコントローラ１３との間の高速通信受信バッファから、最大許容回生モータトルクＴｍｍａｘを読み込む。
Ｓ４では、Ｍ／ＣＹＬ圧Ｐｍｃと、予めＲＯＭに記憶した車両諸元定数Ｋ１とを用いて、ドライバ制動トルク要求値Ｔｂｄｅｍを算出する。
【００１１】
Ｔｂｄｅｍ＝Ｐｍｃ×定数Ｋ１
定数Ｋ１＝Ｗ／ＣＹＬ面積×ブレーキパッド面積×ブレーキロータ有効半径×ブレーキ摩擦係数
【００１２】
Ｓ５では、アンチスキッド制御可能か否かを判別し、アンチスキッド中であればＳ１４に進み、回生協調を中止する。また、Ｓ５でＮで、Ｓ６でＮの時もＳ１４に進む。Ｓ５でＮ、Ｓ６でＹの時、Ｓ７に進みブレ−キトルクとモ−タトルクの配分を演算する。
Ｍ／ＣＹＬ圧Ｐｍｃ≧定数Ｋ２かつ、
最大許容回生モータトルクＴｍｍａｘ≧定数Ｋ３
【００１３】
Ｓ７では、ドライバ制動トルク要求値Ｔｂｄｅｍを、油圧ブレーキトルク指令値Ｔｂｃｏｍと回生ブレーキトルク指令値Ｔｍｃｏｍとに配分演算する。
Ｔｂｄｅｍ≧Ｔｍｍａｘの場合
Ｔｂｃｏｍ＝Ｔｂｄｅｍ−Ｔｍｍａｘ，Ｔｍｃｏｍ＝Ｔｍｍａｘ
Ｔｂｄｅｍ＜Ｔｍｍａｘの場合
Ｔｂｃｏｍ＝０，Ｔｍｃｏｍ＝Ｔｂｄｅｍ
【００１４】
さらに、油圧ブレーキトルク指令値Ｔｂｃｏｍと車両諸元定数Ｋ１とを用いて、ブレーキ油圧指令値Ｐｃｏｍを算出する。
Ｐｃｏｍ＝Ｔｂｃｏｍ÷定数Ｋ１
定数Ｋ１＝Ｗ／ＣＹＬ面積×ブレーキパッド面積×ブレーキロータ有効半径×ブレーキ摩擦係数
【００１５】
Ｓ８では、ブレーキ油圧指令値Ｐｃｏｍと、ブレーキ油圧計測値（Ｗ／ＣＹＬ圧）Ｐｗｃとを比較して、大小関係が過去の状態と反転したか否かを判定する。例えば、少なくとも一定期間（サンプリング周期Ｔｓ×Ｎ）、大小関係が同一であり、今回その関係が反転した場合、状態が反転したと判断してＳ９へ進む。そうでない場合は、Ｓ１０へ進む。
【００１６】
Ｓ９では、油圧制御用の線形フィードバック補償器の内部状態変数（後述する状態内部変数ｙ１、ｙ２、ｙ３、ｙ４、ｙ５およびその過去値）をゼロクリアして初期化する。また、同フィードバック補償器用入力値の基準値Ｐ０を学習記憶する。
Ｐ０＝Ｐｗｃ
【００１７】
Ｓ１０では、ブレーキ油圧指令値Ｐｃｏｍ、ブレーキ油圧計測値（Ｗ／ＣＹＬ圧）Ｐｗｃの各々と基準圧Ｐ０との偏差を、線形フィードバック補償器用入力変数として再定義する。
ＰＣＯＭ＝Ｐｃｏｍ−Ｐ０，ＰＷＣ＝Ｐｗｃ−Ｐ０
Ｓ１１では、ブレーキ油圧指令値ＰＣＯＭにブレーキ油圧計測値ＰＷＣを一致させるために、公知の線形フィードバック制御手法を用いて、油圧制御用電磁弁用電流指令値ＩＣＯＭを算出する。
【００１８】
本実施の形態では、「ロバストモデルマッチング制御手法」を用いた場合のデジタルフィルタ演算の方法を示す。まず、概要をパルス伝達関数を用いて説明する。制御対象の伝達特性をパルス伝達関数Ｐ（ｚ^-1）でおくと、制御器は図４のようになる。
【００１９】
ｚ^-1は遅延演算子であり、ｚ^-1を乗ずると１サンプル周期前の値となる。Ｃ１（ｚ^-1），Ｃ２（ｚ^-1）は外乱補償器を構成しており、外乱やモデル化誤差による影響を抑え、制御対象の応答特性を、ノミナルモデルＰ（ｚ^-1）に一致させる。また、Ｃ３（ｚ^-1）はモデルマッチング補償器であり、制御対象の応答特性を規範モデルＨ（ｚ^-1）の特性に一致させる。規範モデルＨ（ｚ^-1）は、設計者の所望の過渡特性である。
【００２０】
油圧制御用電磁弁用電流指令値ＩＣＯＭを入力、ブレーキ油圧計測値ＰＷＣを出力とする部分を制御対象とおくと、Ｐ（ｚ^-1）は下に示す積分要素Ｐ１（ｚ^-1）とむだ時間要素Ｐ２（ｚ^-1）＝ｚ^-nとの積で近似する。
Ｐ１（ｚ^-1）＝（Ｋａ・Ｔｓ・ｚ^-1）／（１−ｚ^-1）
但し、Ｔｓ：サンプル周期（５ｍｓｅｃ）
Ｋａ：電磁弁の定常特性ゲイン（Ｋａは差圧に影響される）
【００２１】
この時、Ｃ１（ｚ^-1）、Ｃ２（ｚ^-1）は下式になる。

但し、γ＝ｅｘｐ（−Ｔｓ／Ｔｂ）である。
【００２２】
制御対象のむだ時間を無視して、規範モデルを時定数Ｔａの１次のローパスフィルタとするとＣ３（ｚ^-1）は下記の定数となる。
Ｃ３（ｚ^-1）＝Ｋ＝（１−α）／Ｋａ／Ｔｓ、
但し、γ＝ｅｘｐ（−Ｔｓ／Ｔａ）である。
【００２３】
次に、漸化式を用いて実際にマイコンで行なう演算を示す。
モデルマッチング補償器に相当する下記演算を行う。ｙ（ｋ−１）は１サンプル周期前のｙ（ｋ）を示す。
ｙ４（ｋ）＝Ｋ・｛ＰＣＯＭ（ｋ）−ＰＭＣ（ｋ）｝
外乱推定器の一部である補償器Ｃ１（ｚ^-1）に相当する下記演算を行う。
ｙ２（ｋ）＝（１−γ）・ｙ５（ｋ−１）＋γ・ｙ２（ｋ−１）
外乱推定器の一部である補償器Ｃ２（ｚ^-1）に相当する下記演算を行う。

【００２４】
上記のｙ２、ｙ３、ｙ４からｙ１を求める。ｙ２（ｋ−２）はｙ２（ｋ）の２サンプル周期前のデータである。
ｙ１（ｋ）＝ｙ４（ｋ）−ｙ３（ｋ）＋ｙ２（ｋ−２）
ｙ１（ｋ）を上下限値（±Ｉｍａｘ）で制限してｙ５（ｋ）を求め、油圧制御用電磁弁用電流指令値ＩＣＯＭ（ｋ）とする。
【００２５】
この値を、増圧用電磁弁用電流指令値Ｉｃｏｍ１と減圧用電磁弁用電流指令値Ｉｃｏｍ２とに配分する。
ＩＣＯＭ（ｋ）≧０の場合
Ｉｃｓｂ１＝ＩＣＯＭ（ｋ），Ｉｃｓｄ１＝０
ＩＣＯＭ（ｋ）＜０の場合
Ｉｃｓｂ１＝０，Ｉｃｓｄ１＝−ＩＣＯＭ（ｋ）
【００２６】
Ｓ１２では、差圧による電磁弁流量特性の差異（モデルＰ（ｚ^-1）における定常ゲインＫａの差異）による影響を排除するために、差圧に応じた補正係数を各電流指令値（Ｉｃｓｂ１，Ｉｃｓｄ１）を乗算する。
Ｉｃｓｂ２＝Ｋｃｓｂ×Ｉｃｓｂ１
Ｋｃｓｂは差圧（Ｐｍｃ−Ｐｗｃ）でテーブルデータを表引きして算出。
Ｉｃｓｄ２＝Ｋｃｓｄ×Ｉｃｓｄ１
Ｋｃｓｄは差圧（Ｐｗｃ−Ｐ大気）でテーブルデータを表引きして算出。
なお、電磁弁不感帯のばらつき幅が把握できている場合には、所定値の電流オフセットが有効である。
Ｉｃｓｂ２＝Ｋｃｓｂ×Ｉｃｓｂ１＋所定値（増圧弁不感帯の下限値）
Ｉｃｓｄ２＝Ｋｃｓｄ×Ｉｃｓｄ１＋所定値（減圧弁不感帯の下限値）
【００２７】
Ｓ１３では、回生協調制御時（つまり油圧フィードバック制御時）に行なう出力処理である。
油路切替え用電磁弁４，６をＯＮするようにポート出力を行い、増圧用電磁弁（ＣＳＢ）１０と減圧用電磁弁（ＣＳＤ）１１の各電流指令値を各電流制御回路へ出力するためにＤ／Ａ出力を行い、回生モータトルク指令値を高速通信を用いて、モータコントローラ１３ヘ送信するための送信処理を行なう。
【００２８】
Ｓ１４では、回生協調停止時（つまり油圧フィードバック制御停止時）に行なう出力処理である。
油路切替え用電磁弁４，６をＯＦＦするようにポート出力を行い、増圧用電磁弁（ＣＳＢ）１０と減圧用電磁弁（ＣＳＤ）１１の各電流指令値（＝０）を各電流制御回路へ出力するためにＤ／Ａ出力を行い、回生モータトルク指令値（＝０）を高速通信を用いて、モータコントローラ１３ヘ送信するため送信処理を行なう。
【００２９】
次に、実施の形態２について説明する。
実施の形態２としては、油圧フィードバック制御演算に用いる線形フィードバック制御手法として、最も古典的でオーソドックスなＰＩ制御を用いた場合の例を示す。
【００３０】
フィードバック補償器の構成は、図５に示されるものとなる。油圧偏差ｙ１（ｋ）を用いて、比例項ｙ２（ｋ）と積分項ｙ３（ｋ）との和を算出して油圧制御用電磁弁用電流指令値ＩＣＯＭ（ｋ）を算出する。
ｙ１（ｋ）＝ＰＣＯＭ（ｋ）−ＰＷＣ（ｋ）
ｙ２（ｋ）＝Ｋｐ×ｙ１（ｋ）
ｙ３（ｋ）＝Ｋｉ×｛ｙ３（ｋ−１）＋Ｔｓ・ｙ１（ｋ−１）｝
ＩＣＯＭ（ｋ）＝ｙ２（ｋ）＋ｙ３（ｋ）
但し、Ｔｓ：サンプル周期（５ｍｓｅｃ）である。
【００３１】
増減圧反転判断時には、実施の形態１と同様に、フィードバック制御器の内部変数（ｙ１、ｙ２、ｙ３および過去値）を初期化する。但し、ＰＩ補償器の場合には、入力のオフセット処理（基準圧の学習とオフセット演算）は必要ない。
【００３２】
次に、実施の形態における作用および効果を説明する。
実施の形態１，実施の形態２ともに、定常偏差を残さないために内部に積分要素を１つ有する１型のサーボコントローラを用いて油圧フィードバック制御を構成している。したがって、油圧制御用電磁弁１０，１１の電流／流量特性に不感帯特性があったとしても、定常的には、積分器が作用して油圧ブレーキ指令値に、ブレーキ計測値が一致する。さらに、たとえば、増圧方向にすでに、油圧制御用電磁弁１０，１１の不感帯を穴埋めするための電流分が積分器に蓄積されている状態であっても、ブレーキ油圧指令値が変化して、減圧方向に反転した時には、増減圧判定部がそれを検出して、フィードバック制御コントローラの内部状態変数を全てクリアする。したがって、完全な初期応答となるので、それまでに内部に蓄積された増圧方向の積分補正値（または外乱補償値）に影響されることなく、減圧方向の積分補正（または外乱補償値）が行われるので、線形フィードバック制御の特徴を最大限に生かした制御が可能である。つまり、増圧から減圧に転じた時に生じる応答遅れ（むだ時間）を最小限に抑えることが可能である。減圧から増圧に反転した時も同様である。この様子を簡単に机上シミュレーションした結果を図６に示す。６段表示しているデータは上から、増圧用電磁弁用電流値、減圧用電磁弁用電流値、増圧用電磁弁流量、減圧用電磁弁流量、Ｍ／ＣＹＬ圧、Ｍ／ＣＹＬ圧計測値とその目標値（二点鎖線）である。従来例を▲１▼、実施の形態（電流オフセットなし）を▲２▼、実施の形態（電流オフセットあり）を▲３▼として各結果を重ね書きしている。本実施の形態の方が、増減圧方向反転時に応答遅れ（むだ時間）が短縮されていることが確認できる。
【００３３】
また、本実施の形態にように交流同期モータ１５を用いた回生協調ブレーキシステムにおいて、従来の油圧制御系と本実施の形態の性能差をより明確に比較できる。油圧ブレーキ指令値に対する応答遅れ（むだ時間）が短縮されることで、回生モータトルクと油圧ブレーキとの切替え時のような過渡時においても、常に、ドライバの意志に沿った総制動力を確保することができる。つまり、従来例のようにむだ時間が大きいと、総制動力として、ドライバの意志に沿わないようなスパイク状の制動力変化が生じる可能性があるが、本実施の形態では最小限に抑えることが可能である。
【００３４】
【発明の効果】
以上説明してきたように、本発明の車両用ブレーキ制御装置においては、油圧指令値反転時のむだ時間を短縮して油圧制御用電磁弁の制御応答性を高めることにより、回生モータトルクと油圧ブレーキとの切替え時のような過渡時においても、常にドライバの意志に沿った制動を行うことができるという効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のクレーム対応図である。
【図２】本発明実施の形態１の構成を示す図である。
【図３】実施の形態のブレーキコントローラのマイコンが行う制御動作を示すフローチャートである。
【図４】実施の形態１の油圧フィードバック補償器の構成例を示す図である。
【図５】実施の形態２の油圧フィードバック補償器の構成例を示す図である。
【図６】実施の形態の効果を示す図である。
【図７】従来の油圧制御用電磁弁の不感帯特性を示す図である。
【符号の説明】
ａブレーキ油圧指令値演算手段
ｂブレーキ油圧計測手段
ｃ油圧フィードバック制御演算手段
ｄ油圧制御電磁弁用電流制御手段
ｅ増減圧反転切替え判定手段
ｆ状態変数初期化手段
１ブレーキペダル
２油圧ブースタ
３マスタシリンダ
４油経路切替え用電磁弁
５ストロークシミュレータ
６油経路切替え用電磁弁
７ホイルシリンダ
８マスタシリンダ圧力センサ
９ホイルシリンダ圧力センサ
１０増圧用電磁弁（油圧制御用電磁弁）
１１減圧用電磁弁（油圧制御用電磁弁）
１２ブレーキコントローラ
１３モータコントローラ
１４直流交流変換用電流制御回路
１５交流同期モータ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle brake control device.
[0002]
[Prior art]
As a conventional vehicle brake control device, the one described in Japanese Patent Laid-Open No. 9-247552 can be cited. This is because the driver's deceleration request amount is calculated from the operation amount of the brake operation member, the brake hydraulic pressure command value is determined so that the actual vehicle deceleration matches this, and the actually measured brake hydraulic pressure is further commanded. The current of the hydraulic control solenoid valve is feedback-controlled so as to match the value.
This hydraulic control solenoid valve is connected to an accumulator (a high pressure is ensured by a pump) and a reservoir tank (low pressure), and the hydraulic pressure is adjusted to a level necessary to suppress the rotation of the wheels and supplied to the wheel cylinder.
Note that the hydraulic control solenoid valve may be composed of two components, a pressure increasing solenoid valve and a pressure reducing solenoid valve, or a case of using a pressure increasing / decreasing solenoid valve that integrates these functions into one. (FIG. 2 is a diagram showing the configuration of the first embodiment of the present invention, but the configuration of the hydraulic control electromagnetic valve is the same as that of the above-described conventional example.)
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a conventional vehicle brake control device, the dead zone of the flow rate characteristic with respect to the current value of the hydraulic control solenoid valve greatly affects the transient characteristic of the hydraulic control. The electromagnetic valve for hydraulic control usually has a dead zone characteristic that the valve does not open and the oil does not actually flow unless a certain amount of current is passed due to the relationship between the spring force, the electromagnetic force, and the fluid force. This dead zone tends to increase as the solenoid valve is designed to be inexpensive and small (see FIG. 7).
Even if you configure a hydraulic feedback control system that measures the actual wheel cylinder pressure with a pressure sensor and compares it with the hydraulic pressure command value to control the current value of the solenoid valve, When the control is reversed from pressure reduction to pressure increase and pressure decrease to pressure increase, the feedback valve controller uses the integral characteristics until the current command value of the solenoid valve is integrated to a value that exceeds the dead zone, and the oil pressure does not actually flow. Does not follow the command value at all. That is, in the hydraulic feedback control system, unnecessary dead time occurs when the hydraulic pressure command value is reversed.
This is because when a solenoid valve for hydraulic control is used, an ON / OFF solenoid valve (current / flow rate characteristic is steep) or a proportional solenoid valve (current / flow rate characteristic is relatively gentle) is used. This is a common problem that occurs in some cases.
The present invention has been made paying attention to such a conventional problem, and by reducing the dead time when the hydraulic pressure command value is reversed and improving the control responsiveness of the hydraulic control solenoid valve, An object of the present invention is to provide a vehicle brake control device that can perform braking along the road.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the vehicle brake control device according to claim 1 of the present invention, as shown in the claim correspondence diagram of FIG. 1, rotates the wheel based on the operation amount of the brake operation member by the driver. Brake oil pressure command value calculating means a for calculating the oil pressure command value acting on the brake to be suppressed, the brake oil pressure measuring means b for measuring the actual value of the oil pressure acting on the brake for suppressing the rotation of the wheel, and the brake oil pressure command In order to make the brake hydraulic pressure measurement value coincide with the value, a hydraulic feedback control calculation means c that inputs both values and calculates a current command value to the solenoid valve for hydraulic control using linear feedback control theory, and calculation And a hydraulic control solenoid valve current control means (d) for performing current control based on the current command value. Based on the comparison result between the value and the brake hydraulic pressure measurement value, the pressure increase / decrease reversal switching determination means e for determining reversal switching of the pressure increase / decrease, and the state internal variable of the hydraulic feedback control calculation means c when the pressure increase / decrease switching is determined And a state variable initializing means f for initializing.
According to a second aspect of the present invention, there is provided the vehicle brake control device according to the first aspect, wherein the hydraulic feedback control calculation means c has an integrator explicitly, and the state variable initialization means f performs increase / decrease switching. The integrator is initialized when judged.
According to a third aspect of the present invention, there is provided the vehicle brake control device according to the first aspect, wherein the hydraulic pressure feedback control calculation means c stores the brake hydraulic pressure measurement value when determining the reversal switching of the pressure increase / decrease and performs the next determination. Until the switching is determined, the difference between the stored value and the brake hydraulic pressure command value and the difference between the stored value and the brake hydraulic pressure measured value are used as input for feedback control.
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the vehicle brake control device according to the first aspect of the present invention, based on both the regenerative braking possible amount of the electric motor connected to the driving wheel of the vehicle and the operation amount of the brake operation member by the driver. A regenerative brake torque command value calculating means for calculating a regenerative brake torque command value for the motor, wherein the brake hydraulic pressure command value calculating means a is a regenerative brake possible amount of an electric motor connected to a drive wheel of a vehicle, and a brake operation member by a driver The hydraulic pressure command value acting on the brake that suppresses the rotation of the wheel is calculated based on both of the operation amount.
[0005]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 2 is a configuration diagram of the first embodiment of the present invention. This is because the vehicle brake control device of the present invention is applied to a “regenerative cooperative brake control system” that efficiently recovers regenerative energy by controlling the brake hydraulic pressure to be reduced during regenerative brake torque control by an AC synchronous motor. Is.
[0006]
To explain the configuration, reference numeral 1 denotes a brake pedal operated by a driver, which is connected to 2 hydraulic boosters and 3 master cylinders (hereinafter, the master cylinder is referred to as M / CYL). The hydraulic booster 2 uses the high pressure (sequentially controlled by the pressure switch) accumulated in the accumulator by the pump to boost the brake pressure and supply it to the M / CYL 3. This high pressure is also used as a source pressure for hydraulic feedback control. 4 and 6 are oil path switching solenoid valves, which are controlled in synchronization. The figure shows a state when power is not supplied, and the M / CYL3 oil is supplied to the wheel cylinder 7 as it is (normal mode).
[0007]
When energized, the M / CYL 3 is connected to a five-stroke simulator (oil load equivalent to the wheel cylinder 7) to ensure the same brake pedal feeling as in the normal mode. At the same time, a wheel cylinder 7 (hereinafter referred to as a wheel cylinder is referred to as W / CYL) is connected to the pressure increasing solenoid valve 10 and the pressure reducing solenoid valve 11, which are hydraulic control solenoid valves, and is disconnected from M / CYL3. The solenoid valve 10 for pressure increase is located between the said high pressure line and W / CYL7, and adjusts the oil quantity which flows in into W / CYL7. The pressure reducing solenoid valve 11 is located between the W / CYL 7 and the reservoir (low pressure), and adjusts the amount of oil flowing out of the W / CYL 7. The hydraulic pressure of the W / CYL 7 is controlled using the one set of pressure increasing solenoid valve 10 and the pressure reducing solenoid valve 11. Reference numeral 8 denotes an M / CYL pressure sensor that measures the M / CYL pressure (the amount of braking required by the driver). Reference numeral 9 denotes a W / CYL pressure sensor that measures the W / CYL pressure (for feedback control). Reference numeral 12 denotes a brake controller, which includes a CPU, ROM, RAM, digital port, A / D boat, and one-chip microcomputer (or a plurality of chips that realize the same function) incorporating various timer functions, high-speed communication circuits, The brake controller 12 is constituted by an actuator driving circuit, and each function of the claim correspondence diagram (FIG. 1) of the present invention is achieved. FIG. 2 shows the configuration of one wheel of W / CYL 7, but the other three wheels are the same and are not shown.
[0008]
Reference numeral 15 denotes an AC synchronous motor coupled to a drive wheel of the vehicle via a speed reduction mechanism, and collects vehicle kinetic energy to the battery by drive torque control or regenerative brake control. Reference numeral 14 denotes a DC / AC conversion current control circuit, which is located between the DC battery and the AC synchronous motor 15 and converts AC current and DC current based on the three-phase PWM signal from the motor controller 13. To do. The 13 motor controller controls the regenerative brake torque based on the regenerative brake torque command value received from the 12 brake controller through communication. Further, drive torque control by the AC synchronous motor 15 is performed during driving. Further, the maximum allowable regenerative torque value determined by the state of charge, temperature, etc. of the battery is calculated and transmitted to the brake controller 12 via communication.
[0009]
FIG. 3 shows a control operation performed by the microcomputer of the brake controller 12, and the routine shown in FIG. 3 is executed at regular intervals (for example, 5 msec).
In S1, the signal of the M / CYL pressure sensor 8 is measured using an A / D converter built in the microcomputer, converted into a predetermined physical unit, and the M / CYL pressure Pmc is calculated.
In S2, the signal of the W / CYL pressure sensor 9 is measured using an A / D converter built in the microcomputer, converted into a predetermined physical unit, and the W / CYL pressure Pwc is calculated.
[0010]
In S3, the maximum allowable regenerative motor torque Tmmax is read from the high-speed communication reception buffer with the motor controller 13.
In S4, the driver braking torque request value Tbdem is calculated using the M / CYL pressure Pmc and the vehicle specification constant K1 stored in advance in the ROM.
[0011]
Tbdem = Pmc × constant K1
Constant K1 = W / CYL area × brake pad area × brake rotor effective radius × brake friction coefficient
In S5, it is determined whether or not the anti-skid control is possible. If the anti-skid control is being performed, the process proceeds to S14 and the regenerative cooperation is stopped. Further, when the answer is N in S5 and N in S6, the process proceeds to S14. When N in S5 and Y in S6, the process proceeds to S7 to calculate the distribution of brake torque and motor torque.
M / CYL pressure Pmc ≧ constant K2 and
Maximum allowable regenerative motor torque Tmmax ≧ constant K3
[0013]
In S7, the driver braking torque request value Tbdem is distributed and calculated between the hydraulic brake torque command value Tbcom and the regenerative brake torque command value Tmcom.
When Tbdem ≧ Tmmax, Tbcom = Tbdem−Tmmax, Tmcom = Tmmax
When Tbdem <Tmmax, Tbcom = 0, Tmcom = Tbdem
[0014]
Further, the brake hydraulic pressure command value Pcom is calculated using the hydraulic brake torque command value Tbcom and the vehicle specification constant K1.
Pcom = Tbcom / constant K1
Constant K1 = W / CYL area × brake pad area × brake rotor effective radius × brake friction coefficient
In S8, the brake oil pressure command value Pcom and the brake oil pressure measurement value (W / CYL pressure) Pwc are compared to determine whether the magnitude relationship has been reversed from the past state. For example, if the magnitude relationship is the same for at least a certain period (sampling period Ts × N) and this relationship is reversed this time, it is determined that the state has been reversed and the process proceeds to S9. Otherwise, the process proceeds to S10.
[0016]
In S9, internal state variables (state internal variables y1, y2, y3, y4, y5 and their past values described later) of the linear feedback compensator for hydraulic control are cleared to zero and initialized. Further, the reference value P0 of the input value for the feedback compensator is learned and stored.
P0 = Pwc
[0017]
In S10, the deviation between each of the brake hydraulic pressure command value Pcom and the measured brake hydraulic pressure value (W / CYL pressure) Pwc and the reference pressure P0 is redefined as an input variable for the linear feedback compensator.
PCOM = Pcom−P0, PWC = Pwc−P0
In S11, in order to make the brake hydraulic pressure measured value PWC coincide with the brake hydraulic pressure command value PCOM, the hydraulic pressure control solenoid valve current command value ICOM is calculated using a known linear feedback control method.
[0018]
In the present embodiment, a digital filter calculation method using the “robust model matching control method” will be described. First, the outline will be described using a pulse transfer function. If the transfer characteristic to be controlled is set to the pulse transfer function P (z ⁻¹ ), the controller becomes as shown in FIG.
[0019]
z ⁻¹ is a delay operator, and when multiplied by z ⁻¹ , a value one sample period before is obtained. C1 (z ^-1 ) and C2 (z ^-1 ) constitute a disturbance compensator, which suppresses the influence of disturbance and modeling errors and matches the response characteristics of the controlled object with the nominal model P (z ^-1 ) Let C3 (z ⁻¹ ) is a model matching compensator, and makes the response characteristic of the controlled object coincide with the characteristic of the reference model H (z ⁻¹ ). The reference model H (z ⁻¹ ) is a designer's desired transient characteristic.
[0020]
If the current control value ICOM for the hydraulic pressure control solenoid valve is input and the brake hydraulic pressure measurement value PWC is output as the control target, P (z ^-1 ) is wasted with the integral element P1 (z ^-1 ) shown below. Approximate by the product of time element P2 (z ⁻¹ ) = z ⁻ⁿ .
^{P1 (z -1) = (Ka} · Ts · z -1) / (1-z -1)
Where Ts: Sample period (5 msec)
Ka: Steady state gain of solenoid valve (Ka is affected by differential pressure)
[0021]
At this time, C1 (z ⁻¹ ) and C2 (z ⁻¹ ) are expressed by the following equations.

However, γ = exp (−Ts / Tb).
[0022]
If the dead time of the controlled object is ignored and the reference model is a first-order low-pass filter with a time constant Ta, C3 (z ⁻¹ ) becomes the following constant.
C3 (z ⁻¹ ) = K = (1−α) / Ka / Ts,
However, γ = exp (−Ts / Ta).
[0023]
Next, the calculation actually performed by the microcomputer using the recurrence formula is shown.
The following calculation corresponding to the model matching compensator is performed. y (k-1) represents y (k) before one sample period.
y4 (k) = K · {PCOM (k) −PMC (k)}
The following calculation corresponding to the compensator C1 (z ⁻¹ ), which is a part of the disturbance estimator, is performed.
y2 (k) = (1-γ) · y5 (k-1) + γ · y2 (k-1)
The following calculation corresponding to the compensator C2 (z ⁻¹ ), which is a part of the disturbance estimator, is performed.

[0024]
Y1 is obtained from the above y2, y3, and y4. y2 (k-2) is data two sample periods before y2 (k).
y1 (k) = y4 (k) -y3 (k) + y2 (k-2)
y1 (k) is limited by the upper and lower limit values (± Imax) to obtain y5 (k), which is used as a hydraulic pressure control solenoid valve current command value ICOM (k).
[0025]
This value is distributed to the pressure increasing solenoid valve current command value Icom1 and the pressure reducing solenoid valve current command value Icom2.
When ICOM (k) ≧ 0 Icsb1 = ICOM (k), Icsd1 = 0
When ICOM (k) <0, Icsb1 = 0, Icsd1 = −ICOM (k)
[0026]
In S12, in order to eliminate the influence due to the difference in the solenoid valve flow rate characteristic due to the differential pressure (the difference in the steady gain Ka in the model P (z ⁻¹ )), the correction coefficient corresponding to the differential pressure is set to each current command value (Icsb1, Multiply Icsd1).
Icsb2 = Kcsb × Icsb1
Kcsb is calculated by drawing the table data with the differential pressure (Pmc-Pwc).
Icsd2 = Kcsd × Icsd1
Kcsd is calculated by drawing the table data with the differential pressure (Pwc-P atmosphere).
In addition, when the variation width of the electromagnetic valve dead zone can be grasped, a current offset of a predetermined value is effective.
Icsb2 = Kcsb × Icsb1 + predetermined value (lower limit value of pressure increasing valve dead zone)
Icsd2 = Kcsd × Icsd1 + predetermined value (lower limit value of pressure reducing valve dead zone)
[0027]
In S13, output processing is performed during regenerative cooperative control (that is, during hydraulic feedback control).
To output the ports so that the oil path switching solenoid valves 4 and 6 are turned on, and to output the current command values of the pressure increasing solenoid valve (CSB) 10 and the pressure reducing solenoid valve (CSD) 11 to each current control circuit. D / A output is performed, and transmission processing for transmitting the regenerative motor torque command value to the motor controller 13 is performed using high-speed communication.
[0028]
In S14, output processing is performed when regenerative cooperation is stopped (that is, when hydraulic feedback control is stopped).
The port output is performed so that the oil path switching solenoid valves 4 and 6 are turned off, and the current command values (= 0) of the pressure increasing solenoid valve (CSB) 10 and the pressure reducing solenoid valve (CSD) 11 are each current control circuit. D / A output is performed to output to the motor, and a regenerative motor torque command value (= 0) is transmitted to the motor controller 13 using high-speed communication.
[0029]
Next, a second embodiment will be described.
As the second embodiment, an example in which the most classic and orthodox PI control is used as a linear feedback control method used for hydraulic feedback control calculation will be described.
[0030]
The configuration of the feedback compensator is as shown in FIG. Using the hydraulic pressure deviation y1 (k), the sum of the proportional term y2 (k) and the integral term y3 (k) is calculated to calculate the hydraulic control solenoid valve current command value ICOM (k).
y1 (k) = PCOM (k) -PWC (k)
y2 (k) = Kp × y1 (k)
y3 (k) = Ki * {y3 (k-1) + Ts.y1 (k-1)}
ICOM (k) = y2 (k) + y3 (k)
However, Ts: sample period (5 msec).
[0031]
At the time of increasing / decreasing inversion, internal variables (y1, y2, y3 and past values) of the feedback controller are initialized as in the first embodiment. However, in the case of a PI compensator, input offset processing (learning of reference pressure and offset calculation) is not necessary.
[0032]
Next, operations and effects in the embodiment will be described.
In both the first and second embodiments, hydraulic feedback control is configured using a type 1 servo controller having one integral element in order not to leave a steady deviation. Therefore, even if the current / flow rate characteristics of the hydraulic

control solenoid valves

10 and 11 have a dead band characteristic, the integrator acts normally and the brake measurement value coincides with the hydraulic brake command value. Further, for example, even when the current for filling the dead zone of the hydraulic

control solenoid valves

10 and 11 is already accumulated in the integrator in the pressure increasing direction, the brake hydraulic pressure command value changes, When it is reversed in the pressure reduction direction, the pressure increase / decrease determination unit detects it and clears all the internal state variables of the feedback controller. Therefore, since it becomes a complete initial response, the integral correction (or disturbance compensation value) in the pressure reduction direction is not affected by the integral correction value (or disturbance compensation value) in the pressure increasing direction accumulated so far. As a result, control that makes the most of the characteristics of linear feedback control is possible. That is, it is possible to minimize the response delay (dead time) that occurs when the pressure is increased to the pressure reduction. The same is true when the pressure is reversed from reduced pressure to increased pressure. The result of simple desktop simulation of this situation is shown in FIG. The data displayed in 6 stages are from the top, the current value for the solenoid valve for pressure increase, the current value for the solenoid valve for pressure reduction, the flow rate of the solenoid valve for pressure increase, the flow rate of the solenoid valve for pressure reduction, the M / CYL pressure, And its target value (two-dot chain line). Each result is overwritten with the conventional example as (1), the embodiment (without current offset) as (2), and the embodiment (with current offset) as (3). In this embodiment, it can be confirmed that the response delay (dead time) is shortened when the pressure increasing / decreasing direction is reversed.
[0033]
Further, in the regenerative cooperative brake system using the AC synchronous motor 15 as in the present embodiment, the performance difference between the conventional hydraulic control system and the present embodiment can be compared more clearly. By shortening the response delay (dead time) to the hydraulic brake command value, the total braking force always in accordance with the driver's will is ensured even during transitions such as switching between regenerative motor torque and hydraulic brake. be able to. In other words, if the dead time is large as in the conventional example, the total braking force may cause a spike-like braking force change that does not conform to the will of the driver. Is possible.
[0034]
【The invention's effect】
As described above, in the vehicle brake control device of the present invention, the regenerative motor torque and the hydraulic brake are improved by reducing the dead time when the hydraulic pressure command value is reversed and improving the control response of the hydraulic control solenoid valve. Even during a transition such as when switching to, it is possible to obtain an effect that braking can always be performed in accordance with the will of the driver.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram corresponding to claims of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a configuration of Embodiment 1 of the present invention.
FIG. 3 is a flowchart illustrating a control operation performed by the microcomputer of the brake controller according to the embodiment.
4 is a diagram illustrating a configuration example of a hydraulic feedback compensator according to Embodiment 1. FIG.
5 is a diagram illustrating a configuration example of a hydraulic feedback compensator according to Embodiment 2. FIG.
FIG. 6 is a diagram illustrating an effect of the embodiment.
FIG. 7 is a diagram showing dead band characteristics of a conventional hydraulic control electromagnetic valve.
[Explanation of symbols]
a brake hydraulic pressure command value calculation means b brake hydraulic pressure measurement means c hydraulic feedback control calculation means d hydraulic control solenoid valve current control means e pressure increase / decrease inversion switching determination means f state variable initialization means 1 brake pedal 2 hydraulic booster 3 master cylinder 4 Oil path switching solenoid valve 5 Stroke simulator 6 Oil path switching solenoid valve 7 Wheel cylinder 8 Master cylinder pressure sensor 9 Wheel cylinder pressure sensor 10 Pressure increasing solenoid valve (hydraulic control solenoid valve)
11 Solenoid valve for pressure reduction (solenoid valve for hydraulic control)
12 Brake Controller 13 Motor Controller 14 DC / AC Conversion Current Control Circuit 15 AC Synchronous Motor

Claims

Brake hydraulic pressure command value calculating means for calculating a hydraulic pressure command value acting on the brake that suppresses the rotation of the wheel based on the operation amount of the brake operating member by the driver, etc.
Brake hydraulic pressure measuring means for measuring the actual value of the hydraulic pressure acting on the brake for suppressing the rotation of the wheel;
Hydraulic feedback control calculation means for calculating the current command value to the hydraulic control solenoid valve by inputting both values and using linear feedback control theory in order to match the brake hydraulic pressure measurement value with the brake hydraulic pressure command value When,
In a vehicle brake control device having a hydraulic control solenoid valve current control means for performing current control based on the calculated current command value,
Based on the comparison result between the brake hydraulic pressure command value and the brake hydraulic pressure measurement value, the pressure increase / decrease inversion switching determination means for determining the inversion switching of the pressure increase / decrease;
A vehicle brake control device comprising: a state variable initialization unit that initializes a state internal variable of a hydraulic feedback control calculation unit when it is determined to switch between increasing and decreasing pressures.

The hydraulic feedback control calculation means explicitly has an integrator,
2. The vehicle brake control device according to claim 1, wherein the state variable initialization unit initializes the integrator when it is determined to switch between increasing and decreasing pressures.

The hydraulic feedback control calculation means stores the brake hydraulic pressure measurement value when determining the reverse switching of the increase / decrease, and the difference between the stored value and the brake hydraulic pressure command value and the stored value until the next determination switching is determined. The vehicle brake control device according to claim 1, wherein a difference between the measured value and the brake hydraulic pressure measurement value is used as an input for feedback control.

Regenerative brake torque command value calculation means for calculating a regenerative brake torque command value for the motor based on both the regenerative brake possible amount of the motor connected to the drive wheel of the vehicle and the operation amount of the brake operation member by the driver ,
The brake hydraulic pressure command value calculating means is a hydraulic pressure acting on a brake that suppresses the rotation of the wheel based on both the regenerative braking possible amount of the electric motor connected to the driving wheel of the vehicle and the operation amount of the brake operation member by the driver. The vehicle brake control device according to claim 1, wherein the command value is calculated.