JP3729919B2

JP3729919B2 - Brake control device

Info

Publication number: JP3729919B2
Application number: JP05969996A
Authority: JP
Inventors: 利男高山
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1996-03-15
Filing date: 1996-03-15
Publication date: 2005-12-21
Anticipated expiration: 2016-03-15
Also published as: JPH09249101A

Description

【０００１】
【発明が属する技術分野】
本発明はブレーキ制御装置に関するものであり、特に、車両停止時の制御に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車を減速、停止させるためのブレーキ制御装置として、特開平５−３９００８号公報に開示されたもの等がある。
このブレーキ制御装置は、ブレーキ操作部材と、該ブレーキ操作部材の操作量を検出する操作量検出手段と、車輪の回転を抑制するブレーキを有する車輪回転抑制手段と、該車輪回転抑制手段の制動効果を検出する制動効果検出手段と、前記操作量検出手段の検出結果に基づいて決まる目標制動効果と前記制動効果検出手段により検出される実制動効果とが一致するように、前記目標制動効果と前記実制動効果との比に応じて設定される係数値にしたがって前記車輪回転抑制手段を制御する制御手段とを有するもので、ブレーキ操作部材の操作量を検出し、その検出結果に見合った大きさの作動力をブレーキに発生させるようになっている。
上記ブレーキ制御装置は、車両停止中においては、実制動効果が零となってしまうため、操作量検出手段の検出結果に基づいて決まる目標制動効果と制動効果検出手段により検出される実制動効果とを一致させる制御に代えて、ブレーキの作動力がブレーキ操作部材の操作量に対応した大きさとなるように車輪回転抑制手段を制御し、これによりブレーキの作動力が過大となるのを防止するようになっている。
具体的には、車両停止中は実制動効果が零となってしまうことから、制御手段は、目標制動効果と実制動効果との比に応じて設定される係数値を、停止に至るまでの値とは別個の基本値に置き換えて前記車輪回転抑制手段を制御するようになっている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記のように、停止中の係数値を停止に至るまでの値とは別個の基本値に置き換えてしまうと、車輪回転抑制手段の制御特性が停止直前と直後とで変化することになり、例えば坂道で停止する場合において、制御特性がブレーキの作動力が減ってしまう方向に変化した場合、車両が動き出してしまうという問題があった。
したがって、本発明の目的は、坂道での停止時においても車両をその動き出しを防止して確実に停止させることができるブレーキ制御装置を提供することである。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、本発明は、ブレーキ操作部材と、該ブレーキ操作部材の操作量を検出する操作量検出手段と、車輪の回転を抑制するブレーキを有する車輪回転抑制手段と、該車輪回転抑制手段の制動効果を検出する制動効果検出手段と、前記操作量検出手段の検出結果に基づいて決まる目標制動効果と前記制動効果検出手段により検出される実制動効果とが一致するように、前記目標制動効果と前記実制動効果との比に応じて設定される係数値にしたがって前記車輪回転抑制手段を制御する制御手段とを有するブレーキ制御装置において、前記制御手段は、車両停止中において、該車両停止に至った時点の前記係数値を維持し、該係数値にしたがって前記車輪回転抑制手段を制御する車両停止時制御手段を具備することを特徴としている。
これにより、車両停止中においては、該車両停止に至った時点での係数値を維持して車輪回転抑制手段を制御することになるため、停止直前と直後とで、前記係数値すなわちこの係数値で制御される車輪回転抑制手段の制御特性が変化することがなく、坂道で停止する場合においても、車両が動き出してしまうことがない。
【０００５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の第１の実施の形態を図１〜図３に基づいて詳細に説明する。図２において１０はブレーキ操作部材としてのブレーキペダルである。ブレーキペダル１０はマスタシリンダ１２に接続されており、マスタシリンダ１２の２個の加圧室にそれぞれ、ブレーキペダル１０の踏力に対応する液圧が発生させられる。マスタシリンダ１２の一方の加圧室は、液通路１４，１６および分岐通路１８，２０により、左右前輪２２，２４にそれぞれ設けられたブレーキのフロントホイールシリンダ２６，２８に接続されており、他方の加圧室は、液通路３０，３２および分岐通路３４，３６により、左右後輪３８，４０にそれぞれ設けられたブレーキのリヤホイールシリンダ４２，４４に接続されている。４６は後輪３８，４０用の液通路３２に設けられたプロポーショニングバルブである。
【０００６】
上記分岐通路１８，２０，３４，３６にはそれぞれ、電磁方向切換弁５０，５２，５４，５６が設けられ、液圧制御弁５８，６０，６２，６４が接続されている。電磁方向切換弁５０〜５６のソレノイドは常には消磁されて図に示す原位置にあり、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４を液圧制御弁５８〜６４に連通させているが、ソレノイドが励磁されれば反対側の位置に切り換えられ、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４をマスタシリンダ１２に連通させる。
【０００７】
液圧制御弁５８〜６４はそれぞれ、アキュムレータ７０とリザーバ７２とに液通路７４，７６により接続されており、アキュムレータ７０にはリザーバ７２の液がポンプ８０によって汲み上げられ、一定の範囲で蓄えられる。液圧制御弁５８〜６４は、ソレノイドの励磁電流の制御により、アキュムレータ７０の液圧を車輪の回転を抑制するために必要な高さに制御してホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給し、その液圧に基づいてブレーキが作動し、該ブレーキの作動力で車輪の回転が抑制される。第１の実施の形態においては、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４と、これらによって作動させられる図示しないブレーキと、ポンプ８０、アキュムレータ７０、液圧制御弁５８〜６４等とが車輪回転抑制手段を構成しているのである。
【０００８】
前記マスタシリンダ１２とフロントホイールシリンダ２６，２８とを接続する液通路１４と１６との間、およびマスタシリンダ１２とホイールシリンダ４２，４４とを接続する液通路３０と３２の間にはそれぞれ電磁方向切換弁８４，８６が設けられ、ストロークシュミレータ８８，９０が接続されている。ストロークシュミレータ８８，９０は、マスタシリンダ１２から排出されるブレーキ液を収容してブレーキペダル１０の踏込みを許容するとともに、踏込みストロークに応じた反力をブレーキペダル１０に与えるものである。車輪の回転が液圧制御弁５８〜６４によって制御された液圧に基づいて抑制される状態においては、電磁方向切換弁８４，８６のソレノイドが消磁されてマスタシリンダ１２がストロークシュミレータ８８，９０に連通させられ、運転者にあたかもホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に接続されているかのような操作フィーリングを与えるようになされているのである。
【０００９】
本ブレーキ制御装置は制御装置（制御手段，車両停止時制御手段）１００によって制御される。制御装置１００はＣＰＵ１０２、ＲＯＭ１０４、ＲＡＭ１０６、入力部１０８、出力部１１０およびバスを含んでいる。制御装置１００の入力部１０８には、ブレーキペダル１０の踏込みを検出するブレーキスイッチ１１２、ブレーキペダル１０の踏込み力を検出する操作量検出手段としての踏力検出装置１１４、アキュムレータ７０の液圧を検出する液圧センサ１１６、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４の液圧を検出する液圧センサ１１８，１２０，１２２，１２４、左右の前輪２２，２４および後輪３８，４０の各回転速度を検出する車輪速センサ１２６，１２８，１３０，１３２、各輪における車体の高さを検出する車高センサ１３４，１３６，１３８，１４０および車体の前後方向の減速度を検出する前後Ｇセンサ１４４が接続されている。
【００１０】
前後Ｇセンサ１４４は、軸受により車両の左右方向の軸線まわりに回動可能に支持された扇形の錘を有する。この錘には、その回動軸線を中心とする円弧上に微小間隔を隔てて多数のスリットが形成されるとともに、比較的大きい間隔を隔てた２個の切欠が形成されており、これらスリットおよび切欠が光電的に検出されることによって、錘の原点、回動方向および回動角度を検出し、前後方向の加速度が検出される。
【００１１】
出力部１１０には、液圧制御弁５８〜６４および電磁方向切換弁５０，５２，５４，５６，８４，８６が接続されている。また、ＲＯＭ１０４には、図３にグラフで示すブレーキペダル１０の踏込み力と目標減速度Ｇ_rとの関係を規定するマップおよび図１にフローチャートで示す車輪回転抑制ルーチンが格納されている。以下、このフローチャートに基づいて車輪回転の抑制について説明する。
【００１２】
本ブレーキ制御装置による制動は、通常は液圧制御弁５８〜６４により制御された液圧に基づいて行われるのであって、電磁方向切換弁５０〜５６，８４，８６は常には消磁され、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４は液圧制御弁５８〜６４に連通させられ、マスタシリンダ１２はストロークシュミレータ８８，９０に連通させられている。そして、イグニッションスイッチがＯＮにされると同時に図示しないメインルーチンが実行され、その初期設定においてブレーキの摩擦材の摩擦係数μが基本値μ_Bに設定されてＲＡＭ１０６に設けられた摩擦係数記憶エリアに格納される。基本値μ_Bは設計上定められ、あるいは乾燥状態の摩擦材の常温における実測値である。
【００１３】
ブレーキペダル１０が踏み込まれれば、まず、ステップＳ１（以下、Ｓ１と略称する）が実行され、ブレーキペダル１０の踏込み力、車体の減速度Ｇ、車輪速度および車高が読み込まれた後、Ｓ２において目標減速度Ｇ_rが演算される。ブレーキペダル１０の踏込み力と目標減速度Ｇ_rとの関係を規定する前記マップから目標減速度Ｇ_rが演算されるのである。次いでＳ３が実行され、車輪速度から算出される車体速度が０ｋｍ／ｈであるか否かにより、車両が停止しているか否かの判定が行われる。車両が走行中であればＳ３の判定はＮＯとなり、Ｓ４〜Ｓ８が実行され、目標減速度Ｇ_rと実減速度Ｇとを一致させるべく、ホイールシリンダの制動液圧を設定するために摩擦材の摩擦係数μが設定される。
【００１４】
摩擦係数μは実減速度Ｇの目標減速度Ｇ_rに対する割合に応じて設定される。Ｓ４においては実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下であるか否かの判定が行われ、９５％以下であればＳ４の判定結果がＹＥＳとなってＳ７が実行され、摩擦係数μが０．９９μに決定されて、それまで摩擦係数記憶エリアに格納されていた摩擦係数μと置き換えられる。また、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きい場合にはＳ５が実行され、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの１０５％以上であるか否かの判定が行われる。目標減速度Ｇ_rの１０５％以上であればＳ５の判定がＹＥＳとなってＳ８が実行され、摩擦係数μが１．０１μに決定される。さらに、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きく、１０５％より小さい場合にはＳ６が実行され、摩擦係数μはそれまで通りの値に決定される。これによって、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下である間は、車輪回転抑制ルーチンの１実行サイクル毎に摩擦係数μが１％ずつ減じられ、１０５％以上である間は１％ずつ増やされ、９５％と１０５％との間では変更されないこととなる。
【００１５】
次いで、Ｓ９において左右の前輪２２，２４および後輪３８，４０の各車輪荷重が決定される。４輪の各荷重の大きさは車両の構造や制動時に生ずる車両後方から前方への荷重移動によって異なり、同じ制動力では４輪が同時にロックするように車輪の回転を抑制することができないため、各輪毎に適切な制動力が得られるように車輪荷重を決定するのである。左前輪２２の荷重Ｆ_FLは次式に従って決定される。
Ｆ_FL＝Ｗ_FL＋｛（Ｈ・Ｇ_X）／２Ｌ−（Ｈ・Ｒ_F・Ｇ_Y）／Ｔ｝−Ｍ
ただし、
Ｗ_FL：停車状態において左前輪２２にかかる車両重量
Ｈ：車両の重心高さ
Ｇ_X：前後加速度
Ｌ：ホイールベース
Ｒ_F：前輪のロール剛性配分
Ｇ_Y：横加速度
Ｔ：トレッド
Ｍ：車両の質量
【００１６】
制動時には、前後加速度Ｇ_Xに車両の重心の高さＨおよび車両の質量Ｍを掛けた大きさのモーメント（Ｍ・Ｈ・Ｇ_X）が生じ、このモーメントは前輪に地面から加えられる反力ＦにホイールベースＬを掛けたモーメント（Ｆ・Ｌ）と釣り合うことからＦ＝（Ｍ・Ｈ・Ｇ_X）／Ｌが得られ、さらにこの反力Ｆは左右の前輪２２，２４に加えられるのであるから、左前輪２２の荷重は（Ｍ・Ｈ・Ｇ_X）／２Ｌだけ増大することとなる。
【００１７】
また、車両旋回時には車両の左右方向に荷重移動が生ずる。車両旋回時には横加速度Ｇ_Yに重心高さＨを掛けた大きさのモーメント（Ｍ・Ｈ・Ｇ_Y）が生じ、トレッドＴに左の前後輪に地面から加えられる反力Ｆを掛けたモーメント（Ｆ・Ｔ）と釣り合うことからＦ＝（Ｍ・Ｈ・Ｇ_Y）／Ｔが得られる。この力Ｆは前輪と後輪とがそのロール剛性配分Ｒ_F，Ｒ_Rの大きさに応じて分担する。ロール剛性配分は、車両が前後方向の軸線まわりに回動する際に、懸架装置からばね上重量に伝えられる復元モーメントの前輪と後輪との配分比率であり、（Ｍ・Ｈ・Ｇ_Y）／Ｔに前輪２２，２４のロール剛性配分Ｒ_Fを掛けた値が旋回に伴う左前輪２２の荷重の変化量である。左旋回時における横加速度Ｇ_Yを正で表すとすれば、左前輪２２の場合、車両の左旋回時には荷重移動により荷重が減少するため、上記式において（Ｍ・Ｈ・Ｒ_F・Ｇ_r）／Τが引かれ、右旋回時にはＧ_Yが負の値となり、荷重が増大することとなる。
【００１８】
また、右前輪２４の荷重Ｆ_FRは次式によって求められる。
Ｆ_FR＝Ｗ_FR＋｛（Ｈ・Ｇ_X）／２Ｌ＋（Ｈ・Ｒ_F・Ｇ_Y）／Ｔ｝・Ｍ
ただし、
Ｗ_FR＝停車状態において右前輪２４にかかる車両重量
右前輪２４の場合、車両の左旋回時には横方向の荷重移動により荷重が大きくなり、これを加えることにより荷重Ｆ_FRが求められ、右旋回時にはＧ_Yの値が負になるため、荷重が減少する。
【００１９】
さらに、左後輪３８および右後輪４０の各荷重Ｆ_RL，Ｆ_RRは次式によって求められる。
Ｆ_RL＝Ｗ_RL−｛（Ｈ・Ｇ_X）／２Ｌ＋（Ｈ・Ｒ_R・Ｇ_Y）／Ｔ｝・Ｍ
Ｆ_RR＝Ｗ_RR−｛（Ｈ・Ｇ_X）／２Ｌ−（Ｈ・Ｒ_R・Ｇ_Y）／Ｔ｝・Ｍ
ただし、
Ｗ_RL：停車状態において左後輪３８にかかる車両重量
Ｒ_R：後輪のロール剛性配分
Ｗ_RR：停車状態において右後輪４０にかかる車両重量
制動に伴う前後方向の荷重移動により後輪の荷重は減少するため、（Ｍ・Ｈ・Ｇ_X）／２Ｌを引くのである。また、左右方向の移動荷重は（Ｍ・Ｈ・Ｇ_Y）／Ｔに後輪のロール剛性の分担率Ｒ_Rを掛けることにより求められ、この値を左後輪３８の場合には引き、右後輪４０の場合には加えることとなる。
【００２０】
このように左右の前輪２２，２４および後輪３８，４０の荷重が求められたならばＳ１０が実行され、荷重の大きさに応じた制動力が得られるように、各輪のホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給される制動液圧Ｐ_FL，Ｐ_FR，ＰR_L，Ｐ_RRが次式により算出される。
Ｐ_FL＝（Ｆ_FL・Ｇ_r）／（μ・ｂ_F）
Ｐ_FR＝（Ｆ_FR・Ｇ_r）／（μ・ｂ_F）
Ｐ_RL＝（Ｆ_RL・Ｇ_r）／（μ・ｂ_R）
Ｐ_RR＝（Ｆ_RR・Ｇ_r）／（μ・ｂ_R）
ただし、ｂ_Fは前輪のブレーキファクタ、ｂ_Rは後輪のブレーキファクタであり、ｂ_F，ｂ_Rはそれぞれ次式によって表される。
ｂ_F＝２・Ａ_F・（ｒ／Ｒ）
ｂ_R＝２・Ａ_R・（ｒ／Ｒ）
ただし、
Ａ_F：左右前輪２２，２４のブレーキのピストン断面積
Ａ_R：左右後輪３８，４０のブレーキのピストン断面積
ｒ：ディスクロータの有効半径
Ｒ：タイヤの有効半径
【００２１】
したがって、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下であって摩擦係数μが減少させられれば、同じ目標減速度Ｇ_r対する制動液圧Ｐが高められることとなる。この場合には車輪回転の抑制量が不足しているため、制動液圧Ｐが高く決定され、車輪回転の抑制量が大きくなるようにされるのである。また、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの１０５％以上の場合には、車輪回転の抑制が過大なのであるから、摩擦係数が増大させられて同じ目標減速度Ｇ_r対する制動液圧Ｐが低く決定され、車輪回転の抑制量が小さくされる。
【００２２】
そして、Ｓ９において、算出された制動液圧が各ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給されるように液圧制御弁５８〜６４のソレノイドの励磁電流の大きさが制御される。液圧センサ１１８〜１２４によって検出されるホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給される液圧と設定された制動液圧Ｐとが比較され、制動液圧Ｐが得られるように電流がフィードバック制御されるのである。
【００２３】
このようにブレーキペダル１０の踏込み力に対応する目標減速度Ｇ_rを得るために、実減速度Ｇの目標減速度Ｇ_rに対する割合によって制動液圧Ｐの高さが変えられる。実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下である間はＳ７が実行される毎に摩擦係数μが１％ずつ小さくされ、制動液圧Ｐが増大させられるのであり、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの１０５％以上である間はＳ８が実行される毎に摩擦係数μが１％ずつ大きくされ、制動液圧Ｐが減少させられる。そして、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きく、１０５％より小さくなれば摩擦係数μは一定値に保たれ、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rと正確に一致しなくても、その範囲内では制動液圧Ｐが一定に保たれる。そのため、電磁液圧制御弁５８〜６４が増圧状態と減圧状態に頻繁に切り換えられることがなく、振動を生ずることなく車輪の回転が抑制される。
【００２４】
そして、第１の実施の形態においては、車両が停止すると、Ｓ３の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ６において摩擦係数μはそれまでの値すなわち車両が停止に至った時点での値に決定される。これにより、車両停止中においては、実減速度Ｇが０であって目標減速度Ｇrの９５％以下であるが、車両停止中はＳ４およびＳ７が実行されずに、停止中維持される車両停止に至った時点での摩擦係数μと、停止中も変化する目標減速度Ｇ_rすなわちブレーキペダル１０の踏込み力とによって決まる制動液圧がホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に導入されて車両が制動される。
このように、車両停止中においては、該車両停止に至った時点での摩擦係数μを維持することになるため、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４のブレーキの作動力の制御特性、すなわち入力であるブレーキペダル１０の踏込み力に対する出力であるブレーキの作動力の出力特性が停止直前と直後とで変化することがなく、坂道で停止する場合においても、車両が動き出してしまうことがない。したがって、坂道での停止時においても、車両をその動き出しを防止して確実に停止させることができる。
しかも、車両停止中はＳ４およびＳ７が実行されないため、摩擦係数μが繰り返し減少させられて制動液圧Ｐが増大させられることはなく、所定の入出力特性にしたがって、ブレーキペダル１０の踏込み力により決まる作動力によって車両が制動される。
【００２５】
以上の説明から明らかなように、第１の実施の形態においては、前後Ｇセンサ１４４が制動効果検出手段を構成し、制御装置１００のうち、ＲＯＭ１０４のＳ１〜Ｓ１０を記憶する部分ならびにＣＰＵ１０２およびＲＡＭ１０６のそれらステップを実行する部分が制御手段に相当し、特にＲＯＭ１０４のＳ３，Ｓ６を記憶する部分およびＣＰＵ１０２のそれらステップを実行する部分が車両停止時制御手段に相当しているのである。
【００２６】
本発明の第２の実施の形態を図４〜図６を参照して第１の実施の形態との相違部分を中心に以下に説明する。第２の実施の形態は、前後Ｇセンサ１４４により検出された実減速度Ｇを車体の路面に対する傾斜および路面の勾配に基づいて補正するようにしたものである。前後Ｇセンサ１４４は、車両の左右方向の軸線まわりに回動する錘の回動角度および方向を検出することにより減速度を検出するセンサであるため、減速度が生じた場合の他、車体が路面に対して傾斜している場合および路面が傾斜している場合にも回動し、出力が得られる。そのため、前後Ｇセンサ１４４の出力値には減速度、路面の勾配角度および車体の傾斜角度が含まれ、車体や路面に傾斜がある場合には実際の減速度とは異なる値となり、この出力値をそのまま目標減速度Ｇ_rと比較して制動液圧を決定すれば、ブレーキペダル１０の踏込み力に対応する減速度が得られないため、補正するのである。
【００２７】
路面の勾配角度θは、図４に示す路面勾配角度演算用コンピュータ１５０によって演算される。このコンピュータ１５０には、車輪速センサ１２６〜１３２、車高センサ１３４〜１４０、前後Ｇセンサ１４４およびピッチレイトセンサ１５２が接続され、各検出値が入力されるようになっている。ピッチレイトセンサ１５２は、コリオリ力を利用して車両の垂直軸線まわりの回動角速度を検出するヨーレイトセンサと同様のセンサを、センサ軸が車体の左右方向の軸に平行となる姿勢で使用し、ピッチレイト、すなわち車体のその左右方向の軸線まわりの回動角速度ωを検出するものである。また、コンピュータ１５０のＲＯＭには図６に示す路面勾配角度演算ルーチンが格納されており、このルーチンに基づいて路面勾配角度θが演算され、車輪回転抑制用の前記制御装置１００に供給される。
【００２８】
路面勾配角度θの演算時には、まず、Ｓ１２１において車輪速、前後Ｇ、車高およびピッチレイトの各センサ１２６〜１３２，１４４，１３４〜１４０，１５２の出力値がそれぞれ読み込まれる。次いでＳ１２２が実行され、車体速度が一定であるか否かの判定が行われる。前回Ｓ１２２の判定が行われたときの車体速度と、今回Ｓ１２２の判定が行われるときの車体速度とが比較され、今回の車体速度が前回の車体速度に対して設定範囲内にあれば一定であると判定されるのである。
【００２９】
車体速度が一定の場合にはＳ１２２の判定がＹＥＳとなり、Ｓ１２３においてカウンタのカウント値Ｃが１増加させられた後、Ｓ１２４においてカウント値Ｃが設定値Ｃ₀以上であるか否かにより、車速が設定時間以上一定であったか否かが判定される。Ｓ１２４の判定は当初はＮＯであり、Ｓ１２９が実行され、ピッチレイトセンサ１５２の出力値に基づいて車体の前後方向の回動角度の変化量Δθが演算される。ピッチレイトセンサ１５２が検出するのは回動角速度ωであり、路面勾配角度演算ルーチンの１回の実行サイクルタイムΔｔを掛けることにより変化量Δθが算出され、Ｓ１３０において路面勾配角度θにΔθが加えられる。このθについては後に説明する。
【００３０】
車体速度がＣ₀時間一定であればＳ１２４の判定がＹＥＳとなり、Ｓ１２５において前後Ｇセンサ１４４の出力値から車体の前後方向の傾斜角度θ_Aが算出される。車体速度が一定の場合には減速度は０であり、前後Ｇセンサ１４４の出力値は車体の前後方向の傾斜角度θ_Aに対応した値となるため、前後方向傾斜角度θ_Aを算出することができるのであり、この前後方向傾斜角度θ_Aは車体の路面に対する傾斜角度と路面の勾配角度との和である。したがって、次いでＳ１２６において車高センサ１３４〜１４０の出力に基づいて路面に対する車体の相対傾斜角度θ_Bが算出された後、Ｓ１２７において車体の前後方向傾斜角度θ_Aから車体の相対傾斜角度θ_Bを引くことにより、路面勾配角度θが求められる。
【００３１】
車体速度が一定の間はＳ１２２〜Ｓ１２７が繰り返し実行され、路面勾配角度θが更新される。車体速度が一定でなくなればＳ１２２の判定がＮＯとなり、Ｓ１２８においてカウント値Ｃがリセットされた後、Ｓ１２９において車体の前後方向角度の変化量Δθが演算され、Ｓ１３０において路面勾配角度θに加えられ、この値が路面勾配角度θとされる。減速度が生じ、車体速度が一定でなくなれば、前後Ｇセンサ１４４の出力値には減速度が含まれることとなるため、Ｓ１２５〜Ｓ１２７の実行によっては路面勾配角度θを演算することはできない。したがって、車体速度が一定でない間は、ピッチレイトセンサ１５２の検出値に基づいて得られる車体の前後方向の回動角度の変化量Δθが求められ、先に求められている路面勾配角度θに加えられることにより、現在の路面勾配角度θが求められるのである。
【００３２】
車体速度が一定でも、一定でなくても、ピッチレイトセンサ１５２が検出する車体の前後方向の回動角速度ωにより、車体の前後方向の回動角度の変化量Δθを求め、路面勾配角度θを求めることはできるのであるが、ピッチレイトセンサ１５２の出力値のみに基づいて路面勾配角度θを求めれば、ピッチレイトセンサ１５２の出力値の誤差が累積して路面勾配角度θに含まれることとなる。それに対し、この第２の実施の形態におけるように車体速度が一定の間は前後Ｇセンサ１４４の出力値と車体傾斜角度とに基づいて路面勾配角度θを求め、車体速度が一定でなくなったときにピッチレイトセンサ１５２の出力値に基づいて路面勾配角度θを求めるようにすれば、ピッチレイトセンサ１５２の検出誤差の累積が車体速度が一定になる毎に解消されることとなり、路面勾配角度を精度良く求めることができる。
【００３３】
このように路面勾配角度演算ルーチンにおいては、車体速度が一定の間はＳ１２５〜Ｓ１２７の実行により、一定でない間はＳ１２９およびＳ１３０の実行により路面勾配角度θが演算されるのであり、その演算結果は制御装置１００のコンピュータに出力される。制御装置１００のコンピュータのＲＯＭには図５に示す車輪回転抑制ルーチンが格納されており、Ｓ１０１においてブレーキペダルの踏込み力、車体の実減速度Ｇ、路面勾配角度θおよび車高が読み込まれ、Ｓ２において目標減速度Ｇ_rが演算された後、Ｓ１０２において実減速度Ｇが路面勾配角度θおよび車体傾斜角度θ_Bに基づいて補正される。路面の勾配および車体の路面に対する傾斜の影響が除去されるのであり、Ｓ３〜Ｓ１０においては真の実減速度Ｇに基づいてホイールシリンダの制動液圧Ｐが決定されることとなり、車両は正確にブレーキペダル１０の踏力に応じた減速度で制動されることとなる。
【００３４】
この第２の実施の形態においても、車両が停止すると、Ｓ３の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ４およびＳ７が実行されずに、Ｓ６において摩擦係数μはそれまでの値すなわち車両が停止に至った時点での値に決定され維持される。これにより、停止中維持される車両停止に至った時点での摩擦係数μと、停止中も変化する目標減速度Ｇ_rすなわちブレーキペダル１０の踏込み力とによって決まる制動液圧がホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に導入されて車両が制動される。このように、第２の実施の形態においても、車両停止中においては、該車両停止に至った時点での摩擦係数μを維持することになるため、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４のブレーキの作動力の制御特性、すなわち入力であるブレーキペダル１０の踏込み力に対する出力であるブレーキの作動力の出力特性が停止直前と直後とで変化することがなく、坂道での停止時においても、車両をその動き出しを防止して確実に停止させることができる。
【００３５】
本発明の第３の実施の形態を図７を参照して第１の実施の形態との相違部分を中心に以下に説明する。第３の実施の形態は、前後Ｇセンサ１４４を用いるのではなく、車輪速センサ１２６，１２８，１３０，１３２を用いて車両の実減速度Ｇを検出するようになっており、これらが制動効果検出手段を構成している。
すなわち、制御装置１００に格納された車輪回転抑制ルーチンにおいて、第１の実施の形態のＳ１の代りに該Ｓ１から車体減速度の読込みを削除したＳ２０１を実行し、該Ｓ２０１とＳ２との間に、車輪速センサ１２６，１２８，１３０，１３２で検出される車輪速度をもとにして車両の実減速度Ｇを演算するＳ２０２を追加している。
【００３６】
このＳ２０２の演算方法としては、４つの車輪速センサ１２６，１２８，１３０，１３２で検出された車輪速度の最大値の所定時間間隔（１００ｍｓ〜５００ｍｓで、好ましくは２００ｍｓ〜３００ｍｓ）の変化量をその時間間隔で除した値をもって実減速度Ｇとする方法、あるいは所定速度変化（１ｋｍ／ｈ〜５ｋｍ／ｈで好ましくは３ｋｍ／ｈ程度）毎にそれをその間の時間で除した値をもって実減速度Ｇとする方法、さらには、アンチロックブレーキシステムあるいはトラクションコントロールシステムで用いられているいわゆる模擬車体速度の傾斜をもって実減速度Ｇとする方法が採用される。
この第３の実施の形態においても、実減速度Ｇの求め方が異なるのみであるため、車両停止時においては、第１の実施の形態と全く同様に、Ｓ３の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ６において摩擦係数μはそれまでの値すなわち車両が停止に至った時点での値に決定されることになり、よって、第１の実施の形態と同様の効果を発揮することができる。
それに加えて、第３の実施の形態は、前後Ｇセンサおよび傾斜を補正するためのセンサを設ける必要がなくなるため、大幅なコストダウンが図れることになる。
【００３７】
本発明の第４の実施の形態を図８および図９を参照して第３の実施の形態との相違部分を中心に以下に説明する。第４の実施の形態は、図２に示される車輪個々にブレーキ液圧を変調できる液圧制御弁５８，６０，６２，６４の代りに、出力が変調可能なブースタ１６０を用いた点が主たる相違点である。
すなわち、第４の実施の形態のブレーキ制御装置は、ブレーキペダル１０とマスタシリンダ１２との間に介在されて、マスタシリンダ１２の２個の加圧室にそれぞれ、ブレーキペダル１０の踏込み力に対応する液圧を、ブレーキペダル１０の踏込み力を助勢しつつ発生させるブースタ１６０を有しており、該ブースタ１６０は、上記したようにその出力を制御装置１００からの信号で変調することにより、マスタシリンダ１２から発生させる液圧を変調させるようになっている（このブースタ１６０については実開昭６０−１３４０６７号公報、実開昭６０−１３４０６８号公報および実開昭６０−１３４０６９号公報参照）。
【００３８】
マスタシリンダ１２の一方の加圧室は、左前輪２２（図８においては図示略）に設けられたブレーキのフロントホイールシリンダ２６と右後輪４０（図８においては図示略）に設けられたブレーキのリヤホイールシリンダ４４に接続されており、他方の加圧室は、右前輪２４（図８においては図示略）に設けられたブレーキのフロントホイールシリンダ２８と左後輪３８（図８においては図示略）に設けられたブレーキのリヤホイールシリンダ４２に接続されている。後輪３８，４０用の液通路にはプロポーショニングバルブ４６がそれぞれ設けられている。なお、符号１６２は、マスタシリンダ１２からホイールシリンダ２６，２８，４２，４４への液圧を必要に応じて遮断しつつホイールシリンダ２６，２８，４２，４４の液圧を減圧および増圧等させるＡＢＳ用アクチュエータである。また、第３の実施の形態と同様、ブレーキペダル１０の踏込み力を検出する操作量検出手段としての踏力検出装置１１４、左右の前輪２２，２４および後輪３８，４０の各回転速度を検出する車輪速センサ１２６，１２８，１３０，１３２（図８においては図示略）等が設けられている。
なお、第４の実施の形態においては、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４と、これらそれぞれで作動させられる図示しないブレーキと、ブースタ１６０等とが車輪回転抑制手段を構成している。
【００３９】
第４の実施の形態のブレーキ制御装置は、第３の実施の形態に対して、上記ブースタ１６０を用いる点が主に相違しているため、制御装置１００に格納された車輪回転抑制ルーチンにおいて、目標減速度Ｇ_rと実減速度Ｇとの比に応じてブースタ１６０の出力を変更し、ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給される制動液圧を制御するようになっており、また、Ｓ９の車輪荷重の決定およびＳ１０の制動液圧のフィードバック制御は廃止され、これによりＳ２０１の代りに該Ｓ２０１から車高の読込みを削除したＳ３０１を実行するようになっている。ここで、第４の実施の形態においては、各目標減速度Ｇ_rすなわちブレーキペダル１０の各踏込み力に一対一で対応するブースタ１６０の基準の出力特性があらかじめ初期設定されマップとして制御装置１００に記憶されている。
【００４０】
車輪回転抑制ルーチンのＳ４において、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下であるか否かの判定が行われ、９５％以下であればＳ４の判定結果がＹＥＳとなってＳ３０７が実行され、ブースタ１６０の基準の出力特性に対する実際の出力特性の係数値がその直前の値に対し１％増加され、結果として、ブースタ１６０の実際の出力特性がその直前の出力特性に対し１％増加されるようにブースタ１６０が制御される。
なお、上記したブースタ１６０の出力特性とは、入力に対するブースタ１６０の出力特性のことであり、Ｓにおいては、ブレーキペダル１０からの各入力に一対一で対応する出力（同じ入力に対し得られる出力）が、その直前のものに対し、すべて１％ずつ増やされるように出力特性を全体として変化させるよう、制御装置１００がブースタ１６０を制御するのである。
【００４１】
実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きい場合にはＳ５が実行され、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの１０５％以上であるか否かの判定が行われる。目標減速度Ｇ_rの１０５％以上であればＳ５の判定がＹＥＳとなってＳ３０８が実行され、ブースタ１６０の基準の出力特性に対する実際の出力特性の係数値がその直前の値に対し１％減少され、結果として、ブースタ１６０の実際の出力特性がその直前の出力特性に対し１％減少するように、言い換えればブレーキペダル１０からの各入力に一対一で対応する出力が、その直前のものに対し、すべて１％ずつ減らされように出力特性を全体として変化させるようブースタ１６０が制御される。
【００４２】
実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きく、１０５％より小さい場合にはＳ３０６が実行され、ブースタ１６０の基準の出力特性に対する実際の出力特性の係数値がその直前の値に維持され、結果としてブースタ１６０の出力特性はその直前の状態が維持される。
これによって、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下である間は、車輪回転抑制ルーチンの１実行サイクル毎にブースタ１６０の出力特性が１％ずつ増やされ、よって同じブレーキペダルの踏込み力に対しより大きい制動液圧がホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に伝達されることになり、１０５％以上である間は出力特性が１％ずつ減らされ、よって同じブレーキペダルの踏込み力に対しより小さい制動液圧がホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に伝達されることになり、９５％と１０５％との間では変更されず、よって同じブレーキペダルの踏込み力に対し同じだけの制動液圧がホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に伝達される。
【００４３】
また、ブレーキペダル１０の踏込み力が零になると、制御装置１００はブースタ１６０の出力特性を基準の出力特性に初期化する。
そして、第４の実施の形態においても、車両停止時には、Ｓ３の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ３０６において、ブースタ１６０の基準の出力に対する実際の出力の係数値がそれまでの値すなわち車両が停止に至った時点での係数値に決定されブースタ１６０の出力特性が車両が停止に至った時点での出力特性に維持されることになり、また、前後Ｇセンサおよび傾斜を補正するためのセンサも不要となるため、第３の実施の形態と同様の効果を発揮することができ、その上、車高センサが不要となって、さらなる低コスト化が図れる。
【００４４】
本発明の第５の実施の形態を図１０および図１１を参照して第４の実施の形態との相違部分を中心に以下に説明する。第５の実施の形態は、第４の実施の形態に対し制御内容が一部異なるものである。
この第５の実施の形態においては、図１１に示すように、各目標減速度Ｇ_rすなわちブレーキペダル１０の各踏込み力に一対一で対応する基準の制動液圧の出力特性があらかじめ初期設定されマップとして制御装置１００に記憶されている。また、各制動液圧に一対一で対応するブースタ１６０の出力特性もあらかじめ初期設定されマップとして制御装置１００に記憶されている。
【００４５】
そして、これに基づいて、車輪回転抑制ルーチンのＳ４においては実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下であるか否かの判定が行われ、９５％以下であればＳ４の判定結果がＹＥＳとなってＳ４０７が実行され、基準の制動液圧の出力特性に対する実際の制動液圧の出力特性の係数値がその直前の値に対し１％増加され、結果として、実際の制動液圧の出力特性がその直前の制動液圧の出力特性に対し１％増加されるようにブースタ１６０が制御される。
なお、上記した制動液圧の出力特性とは、入力に対する制動液圧の出力特性のことで、Ｓ４０７においては、ブレーキペダル１０からの各入力に一対一で対応する制動液圧の出力特性（同じ入力に対し得られる出力）が、その直前のものに対し、すべて１％ずつ増やされるように制動液圧の出力特性を全体として変化させるよう、制御装置１００がブースタ１６０を制御するのである。
【００４６】
実減速度力Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きい場合にはＳ５が実行され、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの１０５％以上であるか否かの判定が行われる。目標減速度Ｇ_rの１０５％以上であればＳ５の判定がＹＥＳとなってＳ４０８が実行され、基準の制動液圧の出力特性に対する実際の制動液圧の出力特性の係数値がその直前の値に対し１％減少され、結果として、実際の制動液圧の出力特性がその直前の制動液圧の出力特性に対し１％減少されるように、言い換えればブレーキペダル１０からの各入力に一対一で対応する制動液圧が、その直前のものに対し、すべて１％ずつ減らされように制動液圧の出力特性を全体として変化させるようブースタ１６０が制御される。
【００４７】
実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％より大きく、１０５％より小さい場合にはＳ４０６が実行され、基準の制動液圧の出力特性に対する実際の制動液圧の出力特性の係数値がその直前の値に維持され、結果として制動液圧の出力特性すなわちブースタ１６０の出力特性はその直前と同じ状態に維持される。
これによって、実減速度Ｇが目標減速度Ｇ_rの９５％以下である間は、車輪回転抑制ルーチンの１実行サイクル毎に基準の制動液圧の出力特性に対する実際の制動液圧の出力特性の係数値が１％ずつ増やされ、１０５％以上である間は係数値が１％ずつ減らされ、９５％と１０５％との間では変更されないこととなる。
【００４８】
そして、Ｓ４１０において、Ｓ４０６〜Ｓ４０８で決定された実際の制動液圧の出力特性から得られる液圧が各ホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給されるようにブースタ１６０が制御される。液圧センサ１１８〜１２４によって検出されるホイールシリンダ２６，２８，４２，４４に供給される液圧と、この液圧を発生させるべく目標減速度Ｇ_rすなわちブレーキペダル１０の踏込み力に応じて設定された前記制動液圧とが比較され、設定された液圧が得られるようにブースタ１６０がフィードバック制御される。
【００４９】
また、ブレーキペダル１０の踏込み力が零になると、目標減速度Ｇ_rすなわちブレーキペダル１０の踏込み力に対する制動液圧の出力特性は基準の制動液圧の出力特性に初期化される。
そして、第５の実施の形態においても、車両停止時には、Ｓ３の判定結果がＹＥＳとなり、Ｓ４０６において、基準の制動液圧の出力特性に対する実際の制動液圧の出力特性の係数値がそれまでの値すなわち車両が停止に至った時点での係数値に決定され、車両が停止に至った時点での制動液圧の出力特性が維持されることになり、また、前後Ｇセンサ、傾斜を補正するためのセンサおよび車高センサも不要となるため、第４の実施の形態と同様の効果を発揮することができる。なお、この第５の実施の形態の制御内容を、第１の実施の形態の液圧制御弁５８，６０，６２，６４を有するブレーキ制御装置に適用することも可能である。この場合は、第５の実施の形態のブースタ１６０を制御する部分を液圧制御弁５８，６０，６２，６４の制御に置き換えればよい。
【００５０】
ここで、上記各実施の形態においては、ブレーキペダル１０の操作量として、ブレーキペダル１０の踏込み力を検出する場合を例にとり説明したが、ブレーキペダル１０の踏込み量を検出してもよい。この場合、図１２に示すように、ブレーキペダル１０の踏込み量に対する目標減速度の関係をあらかじめマップとして設定しておくことになる。
【００５１】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明のブレーキ制御装置によれば、車両停止中においては、該車両停止に至った時点での係数値を維持して車輪回転抑制手段を制御することになるため、停止直前と直後とで、前記係数値すなわちこの係数値で制御される車輪回転抑制手段のブレーキの作動力が変化することがなく、坂道で停止する場合においても、車両が動き出してしまうことがない。
したがって、坂道での停止時においても、車両をその動き出しを防止して確実に停止させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のブレーキ制御装置の第１の実施の形態の制御装置に格納された車輪回転抑制ルーチンを示すフローチャートである。
【図２】本発明のブレーキ制御装置の第１の実施の形態の構成図である。
【図３】本発明のブレーキ制御装置の第１の実施の形態の制御装置に格納されたブレーキペダルの踏込み力と目標減速度との関係を示すグラフである。
【図４】本発明のブレーキ制御装置の第２の実施の形態の路面勾配角度演算用コンピュータを車輪回転抑制用の制御装置と共に示す図である。
【図５】本発明のブレーキ制御装置の第２の実施の形態の制御装置に格納された車輪回転抑制ルーチンを示すフローチャートである。
【図６】本発明のブレーキ制御装置の第２の実施の形態の路面勾配角度演算用コンピュータに格納された路面勾配角度演算ルーチンを示すフローチャートである。
【図７】本発明のブレーキ制御装置の第３の実施の形態の制御装置に格納された車輪回転抑制ルーチンを示すフローチャートである。
【図８】本発明のブレーキ制御装置の第４の実施の形態の構成図である。
【図９】本発明のブレーキ制御装置の第４の実施の形態の制御装置に格納された車輪回転抑制ルーチンを示すフローチャートである。
【図１０】本発明のブレーキ制御装置の第５の実施の形態の制御装置に格納された車輪回転抑制ルーチンを示すフローチャートである。
【図１１】本発明のブレーキ制御装置の第５の実施の形態の制御装置に格納されたブレーキペダルの踏込み力と制動液圧との関係を示すグラフである。
【図１２】本発明のブレーキ制御装置に適用可能なブレーキペダルの踏込み量と目標減速度との関係を示すグラフである
【符号の説明】
１０ブレーキペダル（ブレーキ操作部材）
２６，２８フロントホイールシリンダ（車輪回転抑制手段）
４２，４４リヤホイールシリンダ（車輪回転抑制手段）
５８，６０，６２，６４液圧制御弁（車輪回転抑制手段）
７０アキュムレータ（車輪回転抑制手段）
８０ポンプ（車輪回転抑制手段）
１００制御装置（制御手段，車両停止時制御手段）
１２６，１２８，１３０，１３２車輪速センサ（制動効果検出手段）
１４４前後Ｇセンサ（制動効果検出手段）[0001]
[Technical field to which the invention belongs]
The present invention relates to a brake control device, and more particularly to control when a vehicle is stopped.
[0002]
[Prior art]
As a brake control device for decelerating and stopping an automobile, there is one disclosed in JP-A-5-39008.
The brake control device includes a brake operation member, an operation amount detection unit that detects an operation amount of the brake operation member, a wheel rotation suppression unit that includes a brake that suppresses rotation of the wheel, and a braking effect of the wheel rotation suppression unit. The target braking effect and the target braking effect and the actual braking effect detected by the braking effect detecting unit coincide with the target braking effect determined based on the detection result of the operation amount detecting unit. Control means for controlling the wheel rotation suppression means according to a coefficient value set in accordance with a ratio to the actual braking effect, and detecting the operation amount of the brake operation member, and a size corresponding to the detection result The actuating force is generated in the brake.
Since the actual braking effect becomes zero when the vehicle is stopped, the brake control device has a target braking effect determined based on the detection result of the operation amount detecting means and an actual braking effect detected by the braking effect detecting means. In place of the control for making the brakes coincide with each other, the wheel rotation suppression means is controlled so that the brake operation force has a magnitude corresponding to the operation amount of the brake operation member, thereby preventing the brake operation force from becoming excessive. It has become.
Specifically, since the actual braking effect becomes zero while the vehicle is stopped, the control means sets the coefficient value set according to the ratio between the target braking effect and the actual braking effect until the vehicle stops. The wheel rotation suppression means is controlled by replacing the value with a basic value separate from the value.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, as described above, if the coefficient value during the stop is replaced with a basic value that is different from the value until the stop, the control characteristics of the wheel rotation suppression means change between immediately before and after the stop. For example, when stopping on a slope, there is a problem that the vehicle starts to move when the control characteristic changes in a direction in which the brake operating force decreases.
Accordingly, an object of the present invention is to provide a brake control device capable of reliably stopping a vehicle while preventing the vehicle from starting even when stopped on a slope.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
To achieve the above object, the present invention provides a brake operation member, an operation amount detection means for detecting an operation amount of the brake operation member, a wheel rotation suppression means having a brake for suppressing the rotation of the wheel, and the wheel rotation. The braking effect detecting means for detecting the braking effect of the suppressing means, the target braking effect determined based on the detection result of the operation amount detecting means, and the actual braking effect detected by the braking effect detecting means match. And a control unit that controls the wheel rotation suppression unit according to a coefficient value set in accordance with a ratio between a target braking effect and the actual braking effect. Characterized in that it comprises a vehicle stop control means for maintaining the coefficient value at the time when the vehicle is stopped and controlling the wheel rotation suppression means in accordance with the coefficient value. There.
As a result, when the vehicle is stopped, the coefficient value at the time when the vehicle is stopped is maintained to control the wheel rotation suppression means. Therefore, the coefficient value, that is, the coefficient value, is set immediately before and after the stop. The control characteristic of the wheel rotation suppression means controlled by the vehicle does not change, and the vehicle does not start to move even when stopping on a slope.
[0005]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described in detail with reference to FIGS. In FIG. 2, 10 is a brake pedal as a brake operation member. The brake pedal 10 is connected to the master cylinder 12, and hydraulic pressure corresponding to the depression force of the brake pedal 10 is generated in each of the two pressurizing chambers of the master cylinder 12. One pressurizing chamber of the master cylinder 12 is connected to the front wheel cylinders 26 and 28 of the brakes provided on the left and right front wheels 22 and 24 by the liquid passages 14 and 16 and the branch passages 18 and 20, respectively. The pressurizing chamber is connected to brake rear wheel cylinders 42 and 44 provided on the left and right rear wheels 38 and 40 by liquid passages 30 and 32 and branch passages 34 and 36, respectively. A proportioning valve 46 is provided in the liquid passage 32 for the rear wheels 38 and 40.
[0006]
The branch passages 18, 20, 34, 36 are provided with electromagnetic direction switching valves 50, 52, 54, 56, respectively, and hydraulic pressure control valves 58, 60, 62, 64 are connected thereto. The solenoids of the electromagnetic direction switching valves 50 to 56 are always demagnetized and are in the original positions shown in the figure, and the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44 are communicated with the hydraulic control valves 58 to 64. If it does, it will switch to the position on the opposite side, and will make wheel cylinder 26,28,42,44 communicate with the master cylinder 12. FIG.
[0007]
The hydraulic pressure control valves 58 to 64 are respectively connected to the accumulator 70 and the reservoir 72 by liquid passages 74 and 76, and the liquid in the reservoir 72 is pumped up by the pump 80 and stored in a certain range. The hydraulic pressure control valves 58 to 64 control the hydraulic pressure of the accumulator 70 to a height necessary for suppressing the rotation of the wheel by controlling the excitation current of the solenoid, and supply the hydraulic pressure control valves 58 to 64 to the wheel cylinders 26, 28, 42, 44. Then, the brake is operated based on the hydraulic pressure, and the rotation of the wheel is suppressed by the operating force of the brake. In the first embodiment, the wheel cylinders 26, 28, 42, 44, brakes (not shown) operated by these, the pump 80, the accumulator 70, the hydraulic pressure control valves 58 to 64, and the like are wheel rotation suppression means. It constitutes.
[0008]
Electromagnetic directions are provided between the liquid passages 14 and 16 connecting the master cylinder 12 and the front wheel cylinders 26 and 28 and between the liquid passages 30 and 32 connecting the master cylinder 12 and the wheel cylinders 42 and 44, respectively. Switching valves 84 and 86 are provided, and stroke simulators 88 and 90 are connected. The stroke simulators 88 and 90 receive the brake fluid discharged from the master cylinder 12 and allow the brake pedal 10 to be depressed, and apply a reaction force corresponding to the depression stroke to the brake pedal 10. In a state where the rotation of the wheel is suppressed based on the hydraulic pressure controlled by the hydraulic pressure control valves 58 to 64, the solenoids of the electromagnetic direction switching valves 84 and 86 are demagnetized and the master cylinder 12 is moved to the stroke simulators 88 and 90. The driver communicates and gives the driver an operational feeling as if it were connected to the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44.
[0009]
This brake control device is controlled by a control device (control means, vehicle stop time control means) 100. The control device 100 includes a CPU 102, a ROM 104, a RAM 106, an input unit 108, an output unit 110, and a bus. The input unit 108 of the control device 100 detects a brake switch 112 that detects the depression of the brake pedal 10, a pedaling force detection device 114 that serves as an operation amount detection unit that detects the depression force of the brake pedal 10, and the hydraulic pressure of the accumulator 70. The hydraulic pressure sensor 116, the hydraulic pressure sensors 118, 120, 122, 124 for detecting the hydraulic pressure of the wheel cylinders 26, 28, 42, 44, the rotational speeds of the left and right front wheels 22, 24 and the rear wheels 38, 40 are detected. Wheel speed sensors 126, 128, 130, 132, vehicle height sensors 134, 136, 138, 140 for detecting the height of the vehicle body in each wheel and a longitudinal G sensor 144 for detecting deceleration in the longitudinal direction of the vehicle body are connected. Yes.
[0010]
The front / rear G sensor 144 has a fan-shaped weight supported by a bearing so as to be rotatable around an axis in the left-right direction of the vehicle. In this weight, a large number of slits are formed with a small interval on an arc centered on the rotation axis, and two notches with a relatively large interval are formed. By detecting the notches photoelectrically, the origin, rotation direction and rotation angle of the weight are detected, and acceleration in the front-rear direction is detected.
[0011]
Hydraulic pressure control valves 58 to 64 and electromagnetic direction switching valves 50, 52, 54, 56, 84, 86 are connected to the output unit 110. Further, the ROM 104 includes a depression force of the brake pedal 10 and a target deceleration G shown in a graph in FIG. _r And a wheel rotation suppression routine shown by a flowchart in FIG. 1 are stored. Hereinafter, suppression of wheel rotation will be described based on this flowchart.
[0012]
The braking by this brake control device is normally performed based on the hydraulic pressure controlled by the hydraulic pressure control valves 58 to 64, and the electromagnetic direction switching valves 50 to 56, 84, 86 are always demagnetized, and the wheel The cylinders 26, 28, 42 and 44 are communicated with hydraulic pressure control valves 58 to 64, and the master cylinder 12 is communicated with stroke simulators 88 and 90. When the ignition switch is turned on, a main routine (not shown) is executed at the same time. _B And stored in the friction coefficient storage area provided in the RAM 106. Basic value μ _B Is determined by design or is an actual measurement value of a dry friction material at room temperature.
[0013]
If the brake pedal 10 is depressed, first, step S1 (hereinafter abbreviated as S1) is executed, and after the depression force of the brake pedal 10, the vehicle deceleration G, the wheel speed, and the vehicle height are read, in S2, Target deceleration G _r Is calculated. Brake pedal 10 depression force and target deceleration G _r The target deceleration G from the map that defines the relationship between _r Is calculated. Next, S3 is executed, and it is determined whether or not the vehicle is stopped based on whether or not the vehicle body speed calculated from the wheel speed is 0 km / h. If the vehicle is traveling, the determination in S3 is NO, S4 to S8 are executed, and the target deceleration G _r In order to match the actual deceleration G with the actual deceleration G, the friction coefficient μ of the friction material is set in order to set the brake hydraulic pressure of the wheel cylinder.
[0014]
The friction coefficient μ is the target deceleration G of the actual deceleration G _r It is set according to the ratio to. In S4, the actual deceleration G is the target deceleration G. _r Is determined to be 95% or less, and if it is 95% or less, the determination result in S4 is YES and S7 is executed, and the friction coefficient μ is determined to be 0.99μ. It is replaced with the friction coefficient μ stored in the coefficient storage area. In addition, the actual deceleration G is the target deceleration G _r Is greater than 95%, S5 is executed, and the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r It is determined whether or not it is 105% or more. Target deceleration G _r Is 105% or more, the determination in S5 is YES, S8 is executed, and the friction coefficient μ is determined to be 1.01μ. Furthermore, the actual deceleration G becomes the target deceleration G _r If it is larger than 95% and smaller than 105%, S6 is executed, and the friction coefficient μ is determined to the same value as before. As a result, the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r Is 95% or less, the friction coefficient μ is decreased by 1% for each execution cycle of the wheel rotation suppression routine, and when it is 105% or more, it is increased by 1% and between 95% and 105%. It will not be changed.
[0015]
Next, in S9, the wheel loads of the left and right front wheels 22, 24 and the rear wheels 38, 40 are determined. The magnitude of the load on each of the four wheels varies depending on the structure of the vehicle and the load movement from the rear to the front of the vehicle that occurs during braking. The wheel load is determined so that an appropriate braking force can be obtained for each wheel. Load F of left front wheel 22 _FL Is determined according to the following equation.
F _FL = W _FL + {(H ・ G _X ) / 2L- (H ・ R _F ・ G _Y ) / T} -M
However,
W _FL : Vehicle weight applied to the left front wheel 22 in a stopped state
H: Height of the center of gravity of the vehicle
G _X : Longitudinal acceleration
L: Wheel base
R _F : Roll rigidity distribution of front wheels
G _Y : Lateral acceleration
T: Tread
M: Vehicle mass
[0016]
Longitudinal acceleration G during braking _X Multiplied by the height H of the center of gravity of the vehicle and the mass M of the vehicle (M, H, G _X This moment is balanced with the moment (F · L) obtained by multiplying the reaction force F applied from the ground to the front wheel by the wheelbase L, so that F = (M · H · G _X ) / L, and this reaction force F is applied to the left and right front wheels 22, 24, so the load on the left front wheel 22 is (M · H · G _X ) / 2L.
[0017]
Further, when the vehicle turns, load movement occurs in the left-right direction of the vehicle. Lateral acceleration G when turning _Y Moment of magnitude (M ・ H ・ G) multiplied by height H of the center of gravity _Y ) And the moment (F · T), which is the tread T multiplied by the reaction force F applied from the ground to the left front and rear wheels, is balanced with F = (M · H · G) _Y ) / T. This force F is applied to the roll stiffness distribution R between the front and rear wheels. _F , R _R Share according to the size of the. The roll stiffness distribution is the distribution ratio between the front wheels and the rear wheels of the restoring moment transmitted from the suspension device to the sprung weight when the vehicle rotates about the longitudinal axis. _Y ) / T roll rigidity distribution R of front wheels 22 and 24 _F The value multiplied by is the amount of change in the load on the left front wheel 22 as it turns. Lateral acceleration G when turning left _Y Is positive, in the case of the left front wheel 22, when the vehicle turns to the left, the load decreases due to load movement. Therefore, in the above equation, (M · H · R _F ・ G _r ) / G _Y Becomes a negative value, and the load increases.
[0018]
Further, the load F of the right front wheel 24 _FR Is obtained by the following equation.
F _FR = W _FR + {(H ・ G _X ) / 2L + (H ・ R _F ・ G _Y ) / T} ・ M
However,
W _FR = Vehicle weight applied to the right front wheel 24 when the vehicle is stopped
In the case of the right front wheel 24, when the vehicle turns to the left, the load increases due to lateral load movement. _FR When turning right, G _Y Since the value of becomes negative, the load decreases.
[0019]
Furthermore, each load F of the left rear wheel 38 and the right rear wheel 40 _RL , F _RR Is obtained by the following equation.
F _RL = W _RL -{(H ・ G _X ) / 2L + (H ・ R _R ・ G _Y ) / T} ・ M
F _RR = W _RR -{(H ・ G _X ) / 2L- (H ・ R _R ・ G _Y ) / T} ・ M
However,
W _RL : Vehicle weight applied to the left rear wheel 38 in a stopped state
R _R : Rear wheel roll stiffness distribution
W _RR : Vehicle weight applied to the right rear wheel 40 in a stopped state
Since the load on the rear wheels decreases due to the load movement in the front-rear direction accompanying braking, (M, H, G _X ) / 2L. Also, the moving load in the left-right direction is (M, H, G _Y ) / T and the rear wheel roll stiffness sharing ratio R _R This value is subtracted for the left rear wheel 38 and added for the right rear wheel 40.
[0020]
If the loads on the left and right front wheels 22, 24 and the rear wheels 38, 40 are determined in this way, S10 is executed, and the wheel cylinders 26, 26 of each wheel are obtained so that a braking force according to the magnitude of the load is obtained. Braking hydraulic pressure P supplied to 28, 42, 44 _FL , P _FR , PR _L , P _RR Is calculated by the following equation.
P _FL = (F _FL ・ G _r ) / (Μ · b _F )
P _FR = (F _FR ・ G _r ) / (Μ · b _F )
P _RL = (F _RL ・ G _r ) / (Μ · b _R )
P _RR = (F _RR ・ G _r ) / (Μ · b _R )
Where b _F Is the front wheel brake factor, b _R Is the rear wheel brake factor, b _F , B _R Is represented by the following equations.
b _F = 2 ・ A _F ・ (R / R)
b _R = 2 ・ A _R ・ (R / R)
However,
A _F : Cross-sectional area of brake piston of left and right front wheels 22 and 24
A _R : Cross-sectional area of the brake piston of the left and right rear wheels
r: Effective radius of the disc rotor
R: Effective tire radius
[0021]
Therefore, the actual deceleration G becomes the target deceleration G _r If the friction coefficient μ is reduced to 95% or less of the same, the same target deceleration G _r In contrast, the braking fluid pressure P is increased. In this case, since the amount of wheel rotation suppression is insufficient, the brake fluid pressure P is determined to be high, and the amount of wheel rotation suppression is increased. In addition, the actual deceleration G is the target deceleration G _r In the case of 105% or more, since the wheel rotation is excessively suppressed, the friction coefficient is increased and the same target deceleration G _r In contrast, the brake fluid pressure P is determined to be low, and the amount of wheel rotation suppression is reduced.
[0022]
In S9, the magnitude of the excitation current of the solenoids of the hydraulic control valves 58 to 64 is controlled so that the calculated braking hydraulic pressure is supplied to the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44. The hydraulic pressure supplied to the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44 detected by the hydraulic pressure sensors 118 to 124 is compared with the set braking hydraulic pressure P, and current is fed back so that the braking hydraulic pressure P is obtained. It is controlled.
[0023]
Thus, the target deceleration G corresponding to the depression force of the brake pedal 10 is obtained. _r In order to obtain the target deceleration G of the actual deceleration G _r The height of the brake fluid pressure P is changed depending on the ratio of Actual deceleration G is the target deceleration G _r Is 95% or less, every time S7 is executed, the friction coefficient μ is decreased by 1% and the brake fluid pressure P is increased, and the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r As long as it is 105% or more, the friction coefficient μ is increased by 1% each time S8 is executed, and the braking hydraulic pressure P is decreased. And the actual deceleration G is the target deceleration G _r If it is larger than 95% and smaller than 105%, the friction coefficient μ is kept constant, and the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r Even if it does not exactly match, the braking fluid pressure P is kept constant within that range. Therefore, the electromagnetic hydraulic pressure control valves 58 to 64 are not frequently switched between the pressure increasing state and the pressure reducing state, and the rotation of the wheels is suppressed without causing vibration.
[0024]
In the first embodiment, when the vehicle stops, the determination result in S3 is YES, and in S6, the friction coefficient μ is determined to a value up to that point, that is, a value at the time when the vehicle stops. As a result, when the vehicle is stopped, the actual deceleration G is 0 and is equal to or less than 95% of the target deceleration Gr. However, while the vehicle is stopped, S4 and S7 are not executed, and the vehicle is maintained while the vehicle is stopped. The coefficient of friction μ at the point of time and the target deceleration G that changes even when stopped _r That is, the brake fluid pressure determined by the depression force of the brake pedal 10 is introduced into the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44, and the vehicle is braked.
As described above, when the vehicle is stopped, the friction coefficient μ at the time when the vehicle is stopped is maintained. Therefore, the control characteristics of the braking force of the wheel cylinders 26, 28, 42, 44, that is, the input The output characteristic of the brake actuation force, which is the output with respect to the depression force of the brake pedal 10, is not changed immediately before and immediately after the stop, and the vehicle does not start to move even when stopping on a slope. Therefore, even when the vehicle stops on a slope, the vehicle can be prevented from starting to move reliably.
In addition, since S4 and S7 are not executed while the vehicle is stopped, the friction coefficient μ is not repeatedly reduced and the brake hydraulic pressure P is not increased, and the brake pedal 10 is depressed according to the predetermined input / output characteristics. The vehicle is braked by the determined actuation force.
[0025]
As is clear from the above description, in the first embodiment, the front / rear G sensor 144 constitutes a braking effect detection unit, and the control device 100 stores the portions S1 to S10 of the ROM 104, the CPU 102 and the RAM 106. The part for executing these steps corresponds to the control means, and in particular, the part for storing S3 and S6 of the ROM 104 and the part for executing these steps for the CPU 102 correspond to the vehicle stop time control means.
[0026]
A second embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 4 to 6 focusing on differences from the first embodiment. In the second embodiment, the actual deceleration G detected by the longitudinal G sensor 144 is corrected based on the inclination of the vehicle body with respect to the road surface and the gradient of the road surface. The front / rear G sensor 144 is a sensor that detects the deceleration by detecting the rotation angle and direction of the weight that rotates around the axis of the vehicle in the left-right direction. Even when the vehicle is inclined with respect to the road surface and when the road surface is inclined, the vehicle rotates and an output is obtained. Therefore, the output value of the front-rear G sensor 144 includes deceleration, road surface gradient angle, and vehicle body inclination angle. When the vehicle body or road surface is inclined, the output value is different from the actual deceleration. To target deceleration G _r If the braking hydraulic pressure is determined in comparison with the above, the deceleration corresponding to the depression force of the brake pedal 10 cannot be obtained, and therefore correction is made.
[0027]
The road surface gradient angle θ is calculated by a road surface gradient angle calculation computer 150 shown in FIG. The computer 150 is connected to wheel speed sensors 126 to 132, vehicle height sensors 134 to 140, front and rear G sensors 144, and a pitch rate sensor 152, and each detection value is input. The pitch rate sensor 152 uses a sensor similar to the yaw rate sensor that detects the rotational angular velocity around the vertical axis of the vehicle using the Coriolis force in a posture in which the sensor axis is parallel to the horizontal axis of the vehicle body, The pitch rate, that is, the rotational angular velocity ω around the axis of the vehicle body in the left-right direction is detected. The ROM of the computer 150 stores a road surface gradient angle calculation routine shown in FIG. 6. Based on this routine, the road surface gradient angle θ is calculated and supplied to the control device 100 for suppressing wheel rotation.
[0028]
When calculating the road surface gradient angle θ, first, in S121, the output values of the wheel speed, front-rear G, vehicle height, and pitch rate sensors 126 to 132, 144, 134 to 140, and 152 are read. Next, S122 is executed to determine whether or not the vehicle body speed is constant. The vehicle speed at the time of the previous determination at S122 and the vehicle speed at the time of the determination at S122 are compared. If the current vehicle speed is within the set range with respect to the previous vehicle speed, the vehicle speed is constant. It is determined that there is.
[0029]
If the vehicle body speed is constant, the determination in S122 is YES, and after the count value C of the counter is incremented by 1 in S123, the count value C is set to the set value C in S124. ₀ It is determined whether or not the vehicle speed has been constant for a set time or more depending on whether or not it is above. The determination in S124 is initially NO, S129 is executed, and the amount of change Δθ in the rotation angle in the longitudinal direction of the vehicle body is calculated based on the output value of the pitch rate sensor 152. The pitch rate sensor 152 detects the rotational angular velocity ω, and the amount of change Δθ is calculated by multiplying one execution cycle time Δt of the road surface gradient angle calculation routine. In S130, Δθ is added to the road surface gradient angle θ. It is done. This θ will be described later.
[0030]
Body speed is C ₀ If the time is constant, the determination in S124 is YES, and the inclination angle θ in the longitudinal direction of the vehicle body is determined from the output value of the longitudinal G sensor 144 in S125. _A Is calculated. When the vehicle body speed is constant, the deceleration is 0, and the output value of the longitudinal G sensor 144 is the inclination angle θ in the longitudinal direction of the vehicle body. _A Therefore, the front-rear direction tilt angle θ _A This tilt angle θ in the front-rear direction can be calculated. _A Is the sum of the inclination angle of the vehicle body relative to the road surface and the gradient angle of the road surface. Accordingly, in step S126, the relative inclination angle θ of the vehicle body with respect to the road surface is determined based on the outputs of the vehicle height sensors 134 to 140. _B Is calculated, in S127, the vehicle body front-rear tilt angle θ _A Relative tilt angle of the vehicle body from _B The road surface gradient angle θ is obtained by subtracting.
[0031]
While the vehicle body speed is constant, S122 to S127 are repeatedly executed, and the road surface gradient angle θ is updated. If the vehicle body speed is not constant, the determination in S122 is NO, and after the count value C is reset in S128, the amount of change Δθ in the longitudinal angle of the vehicle body is calculated in S129, and is added to the road surface gradient angle θ in S130. This value is the road surface gradient angle θ. If deceleration occurs and the vehicle body speed becomes non-constant, the output value of the front / rear G sensor 144 includes deceleration, so the road surface gradient angle θ cannot be calculated depending on the execution of S125 to S127. Therefore, while the vehicle body speed is not constant, the amount of change Δθ in the vehicle body turning angle obtained based on the detected value of the pitch rate sensor 152 is obtained, and is added to the previously obtained road surface gradient angle θ. As a result, the current road surface gradient angle θ is obtained.
[0032]
Regardless of whether the vehicle body speed is constant or not, the vehicle body longitudinal angular velocity ω detected by the pitch rate sensor 152 determines the vehicle body longitudinal angle change amount Δθ, and the road surface gradient angle θ is calculated. Although it can be obtained, if the road surface gradient angle θ is obtained based only on the output value of the pitch rate sensor 152, errors in the output value of the pitch rate sensor 152 are accumulated and included in the road surface gradient angle θ. . In contrast, as in the second embodiment, when the vehicle body speed is constant, the road surface gradient angle θ is obtained based on the output value of the front / rear G sensor 144 and the vehicle body inclination angle, and the vehicle body speed is no longer constant. If the road surface gradient angle θ is determined based on the output value of the pitch rate sensor 152, the accumulation of detection errors of the pitch rate sensor 152 is eliminated every time the vehicle body speed becomes constant, and the road surface gradient angle is reduced. It can be obtained with high accuracy.
[0033]
Thus, in the road gradient angle calculation routine, the road gradient angle θ is calculated by executing S125 to S127 while the vehicle body speed is constant, and by executing S129 and S130 while the vehicle speed is not constant. It is output to the computer of the control device 100. The wheel rotation suppression routine shown in FIG. 5 is stored in the ROM of the computer of the control device 100. In step S101, the depression force of the brake pedal, the actual deceleration G of the vehicle body, the road surface gradient angle θ, and the vehicle height are read. Target deceleration G _r Is calculated, the actual deceleration G is converted into the road surface gradient angle θ and the vehicle body inclination angle θ in S102. _B Is corrected based on The influence of the road surface gradient and the inclination of the vehicle body on the road surface is eliminated. In S3 to S10, the brake hydraulic pressure P of the wheel cylinder is determined based on the true actual deceleration G, and the vehicle is accurately The brake is applied at a deceleration corresponding to the depression force of the brake pedal 10.
[0034]
Also in the second embodiment, when the vehicle stops, the determination result in S3 is YES, S4 and S7 are not executed, and the friction coefficient μ is the previous value in S6, that is, when the vehicle has stopped. The value at is determined and maintained. As a result, the friction coefficient μ at the time of stopping the vehicle maintained during the stop and the target deceleration G that changes even during the stop. _r That is, the brake fluid pressure determined by the depression force of the brake pedal 10 is introduced into the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44, and the vehicle is braked. As described above, also in the second embodiment, when the vehicle is stopped, the friction coefficient μ at the time when the vehicle is stopped is maintained, so that the brakes of the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44 are maintained. The control characteristic of the operating force of the vehicle, that is, the output characteristic of the operating force of the brake that is an output with respect to the depression force of the brake pedal 10 that is the input does not change immediately before and immediately after the stop, and the vehicle Can be stopped reliably by preventing the movement thereof.
[0035]
A third embodiment of the present invention will be described below with reference to FIG. 7, focusing on the differences from the first embodiment. In the third embodiment, the actual deceleration G of the vehicle is detected using the wheel speed sensors 126, 128, 130, and 132 instead of using the front / rear G sensor 144, and these are the braking effect. It constitutes a detection means.
That is, in the wheel rotation suppression routine stored in the control device 100, instead of S1 in the first embodiment, S201 in which the reading of the vehicle deceleration is deleted from S1, and between S201 and S2, is executed. S202 for calculating the actual deceleration G of the vehicle based on the wheel speeds detected by the wheel speed sensors 126, 128, 130, and 132 is added.
[0036]
As the calculation method of S202, the amount of change in the predetermined time interval (100 ms to 500 ms, preferably 200 ms to 300 ms) of the maximum value of the wheel speed detected by the four wheel speed sensors 126, 128, 130, 132 is calculated as The actual deceleration G is obtained by dividing the value by the time interval, or the actual deceleration by the value obtained by dividing the value by the time between each predetermined speed change (1 km / h to 5 km / h, preferably about 3 km / h). A method of setting G, and a method of setting the actual deceleration G with an inclination of a so-called simulated vehicle body speed used in an antilock brake system or a traction control system are employed.
Also in the third embodiment, since only the method of obtaining the actual deceleration G is different, when the vehicle is stopped, the determination result of S3 is YES, just as in the first embodiment, and S6 In this case, the friction coefficient μ is determined to a value up to that point, that is, a value at the time when the vehicle stops, and therefore, the same effect as that of the first embodiment can be exhibited.
In addition, in the third embodiment, it is not necessary to provide a front-rear G sensor and a sensor for correcting the inclination, so that the cost can be significantly reduced.
[0037]
A fourth embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 8 and 9 focusing on differences from the third embodiment. In the fourth embodiment, a booster 160 whose output can be modulated is used in place of the hydraulic pressure control valves 58, 60, 62, and 64 that can modulate the brake hydraulic pressure for each wheel shown in FIG. It is a difference.
That is, the brake control device according to the fourth embodiment is interposed between the brake pedal 10 and the master cylinder 12 and corresponds to the depression force of the brake pedal 10 in each of the two pressurizing chambers of the master cylinder 12. The booster 160 generates the hydraulic pressure to be generated while assisting the depression force of the brake pedal 10, and the booster 160 modulates the output with the signal from the control device 100 as described above. The hydraulic pressure generated from the cylinder 12 is modulated (refer to Japanese Utility Model Laid-Open Nos. 60-134667, 60-134068, and 60-140669 for the booster 160).
[0038]
One pressurizing chamber of the master cylinder 12 has a brake provided on a front wheel cylinder 26 of a brake provided on the left front wheel 22 (not shown in FIG. 8) and a right rear wheel 40 (not shown in FIG. 8). The other pressurizing chamber is connected to the front wheel cylinder 28 of the brake and the left rear wheel 38 (not shown in FIG. 8) provided on the right front wheel 24 (not shown in FIG. 8). It is connected to a rear wheel cylinder 42 of a brake provided in (omitted). Proportioning valves 46 are provided in the liquid passages for the rear wheels 38 and 40, respectively. Reference numeral 162 designates a reduction or increase in the hydraulic pressure of the wheel cylinders 26, 28, 42, 44 while shutting off the hydraulic pressure from the master cylinder 12 to the wheel cylinders 26, 28, 42, 44 as necessary. This is an ABS actuator. Further, as in the third embodiment, the pedaling force detection device 114 as an operation amount detecting means for detecting the depression force of the brake pedal 10, and the rotational speeds of the left and right front wheels 22 and 24 and the rear wheels 38 and 40 are detected. Wheel speed sensors 126, 128, 130, 132 (not shown in FIG. 8) are provided.
In the fourth embodiment, the wheel cylinders 26, 28, 42, and 44, brakes (not shown) that are operated by these, the booster 160, and the like constitute wheel rotation suppression means.
[0039]
Since the brake control device of the fourth embodiment is mainly different from the third embodiment in that the booster 160 is used, in the wheel rotation suppression routine stored in the control device 100, Target deceleration G _r The output of the booster 160 is changed in accordance with the ratio of the actual deceleration G and the braking hydraulic pressure supplied to the wheel cylinders 26, 28, 42, 44, and the wheel load in S9. And the brake fluid pressure feedback control in S10 are abolished, and instead of S201, S301 in which the reading of the vehicle height is deleted from S201 is executed. Here, in the fourth embodiment, each target deceleration G _r That is, the reference output characteristics of the booster 160 corresponding to each depression force of the brake pedal 10 on a one-to-one basis are initially set in advance and stored in the control device 100 as a map.
[0040]
In S4 of the wheel rotation suppression routine, the actual deceleration G is changed to the target deceleration G. _r If it is 95% or less, the determination result in S4 is YES and S307 is executed, and the coefficient value of the actual output characteristic with respect to the standard output characteristic of the booster 160 is determined. Is increased by 1% with respect to the immediately preceding value, and as a result, the booster 160 is controlled such that the actual output characteristic of the booster 160 is increased by 1% with respect to the immediately preceding output characteristic.
The output characteristic of the booster 160 described above is the output characteristic of the booster 160 with respect to the input. In S, the output corresponding to each input from the brake pedal 10 (the output obtained for the same input). However, the control device 100 controls the booster 160 so as to change the output characteristics as a whole so that the output characteristics are increased by 1% from the previous one.
[0041]
Actual deceleration G is the target deceleration G _r Is greater than 95%, S5 is executed, and the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r It is determined whether or not it is 105% or more. Target deceleration G _r If it is 105% or more, the determination in S5 is YES and S308 is executed, and the coefficient value of the actual output characteristic with respect to the reference output characteristic of the booster 160 is reduced by 1% with respect to the immediately preceding value. The actual output characteristic of the booster 160 is reduced by 1% with respect to the output characteristic immediately before, in other words, the output corresponding to each input from the brake pedal 10 on a one-to-one basis is 1% with respect to the output immediately before that. The booster 160 is controlled so as to change the output characteristics as a whole so as to be decreased gradually.
[0042]
Actual deceleration G is the target deceleration G _r If it is larger than 95% and smaller than 105%, S306 is executed, and the coefficient value of the actual output characteristic with respect to the standard output characteristic of the booster 160 is maintained at the immediately preceding value. As a result, the output characteristic of the booster 160 is The state immediately before that is maintained.
As a result, the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r Is 95% or less, the output characteristic of the booster 160 is increased by 1% for each execution cycle of the wheel rotation suppression routine, so that a larger brake fluid pressure with respect to the depression force of the same brake pedal is applied to the wheel cylinder 26, 28, 42, and 44, the output characteristic is reduced by 1% each time when it is 105% or more, so that a smaller brake fluid pressure is applied to the wheel cylinders 26, 28, 42, 44 and is not changed between 95% and 105%, so that the same brake fluid pressure is applied to the wheel cylinders 26, 28, 42, 44 for the same brake pedal depression force. Communicated.
[0043]
Further, when the depression force of the brake pedal 10 becomes zero, the control device 100 initializes the output characteristic of the booster 160 to the reference output characteristic.
Also in the fourth embodiment, when the vehicle is stopped, the determination result in S3 is YES, and in S306, the actual output coefficient value with respect to the reference output of the booster 160 is the value up to that point, that is, the vehicle is stopped. Therefore, the output characteristic of the booster 160 is maintained at the output characteristic when the vehicle stops, and the front and rear G sensor and the sensor for correcting the inclination are not required. Therefore, the same effects as those of the third embodiment can be exhibited, and further, the vehicle height sensor is not required, and the cost can be further reduced.
[0044]
The fifth embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 10 and 11 focusing on the differences from the fourth embodiment. The fifth embodiment is partially different from the fourth embodiment in control content.
In the fifth embodiment, as shown in FIG. 11, each target deceleration G _r That is, reference braking fluid pressure output characteristics corresponding to each depression force of the brake pedal 10 on a one-to-one basis are preset in advance and stored in the control device 100 as a map. Further, the output characteristics of the booster 160 corresponding to each braking fluid pressure on a one-to-one basis are also preset in advance and stored in the control device 100 as a map.
[0045]
Based on this, in S4 of the wheel rotation suppression routine, the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r If it is 95% or less, the determination result in S4 is YES and S407 is executed, and the actual braking fluid pressure with respect to the output characteristics of the reference braking fluid pressure is determined. The booster 160 is increased so that the coefficient value of the output characteristic is increased by 1% with respect to the immediately preceding value, and as a result, the output characteristic of the actual braking hydraulic pressure is increased by 1% with respect to the output characteristic of the immediately preceding braking hydraulic pressure. Be controlled.
The brake fluid pressure output characteristics described above are the brake fluid pressure output characteristics with respect to the input. In S407, the brake fluid pressure output characteristics corresponding to each input from the brake pedal 10 are the same (same as above). The control device 100 controls the booster 160 so as to change the output characteristics of the brake fluid pressure as a whole so that the output obtained with respect to the input is increased by 1% from the immediately preceding one.
[0046]
The actual deceleration force G is the target deceleration G _r Is greater than 95%, S5 is executed, and the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r It is determined whether or not it is 105% or more. Target deceleration G _r If it is 105% or more, the determination in S5 is YES and S408 is executed, and the coefficient value of the actual braking hydraulic pressure output characteristic with respect to the reference braking hydraulic pressure output characteristic is reduced by 1% from the immediately preceding value. As a result, the actual braking fluid pressure output characteristic is reduced by 1% with respect to the immediately preceding braking fluid pressure output characteristic, in other words, the braking fluid corresponding to each input from the brake pedal 10 on a one-to-one basis. The booster 160 is controlled so as to change the output characteristic of the brake hydraulic pressure as a whole so that the pressure is reduced by 1% from the immediately preceding one.
[0047]
Actual deceleration G is the target deceleration G _r If it is larger than 95% and smaller than 105%, S406 is executed, and the coefficient value of the actual braking fluid pressure output characteristic with respect to the reference braking fluid pressure output characteristic is maintained at the immediately preceding value, resulting in braking. The output characteristic of the hydraulic pressure, that is, the output characteristic of the booster 160 is maintained in the same state as before.
As a result, the actual deceleration G becomes the target deceleration G. _r Is 95% or less, the coefficient value of the actual braking fluid pressure output characteristic with respect to the reference braking fluid pressure output characteristic is increased by 1% for each execution cycle of the wheel rotation suppression routine. During this period, the coefficient value is decreased by 1% and is not changed between 95% and 105%.
[0048]
In S410, the booster 160 is controlled so that the hydraulic pressure obtained from the output characteristics of the actual braking hydraulic pressure determined in S406 to S408 is supplied to each wheel cylinder 26, 28, 42, 44. The hydraulic pressure supplied to the wheel cylinders 26, 28, 42, 44 detected by the hydraulic pressure sensors 118 to 124, and the target deceleration G to generate this hydraulic pressure _r That is, the brake fluid pressure set according to the depression force of the brake pedal 10 is compared, and the booster 160 is feedback-controlled so as to obtain the set fluid pressure.
[0049]
Further, when the depression force of the brake pedal 10 becomes zero, the target deceleration G _r That is, the output characteristic of the brake hydraulic pressure with respect to the depression force of the brake pedal 10 is initialized to the output characteristic of the reference brake hydraulic pressure.
Also in the fifth embodiment, when the vehicle is stopped, the determination result in S3 is YES, and in S406, the coefficient value of the actual braking fluid pressure output characteristic with respect to the reference braking fluid pressure output characteristic is the previous value. The value, that is, the coefficient value at the time when the vehicle stops, is determined so that the output characteristic of the brake fluid pressure at the time when the vehicle stops is maintained, and the front-rear G sensor and the inclination are corrected. Therefore, the sensor and the vehicle height sensor are also unnecessary, and the same effect as that of the fourth embodiment can be exhibited. The control content of the fifth embodiment can also be applied to a brake control device having the hydraulic control valves 58, 60, 62, 64 of the first embodiment. In this case, what is necessary is just to replace the part which controls the booster 160 of 5th Embodiment with control of the hydraulic control valves 58, 60, 62, 64.
[0050]
Here, in each of the above embodiments, the case where the depression force of the brake pedal 10 is detected as an operation amount of the brake pedal 10 has been described as an example, but the depression amount of the brake pedal 10 may be detected. In this case, as shown in FIG. 12, the relationship of the target deceleration with respect to the depression amount of the brake pedal 10 is set in advance as a map.
[0051]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the brake control device of the present invention, while the vehicle is stopped, the wheel rotation suppression means is controlled while maintaining the coefficient value at the time when the vehicle is stopped. The coefficient value, that is, the brake operating force of the wheel rotation suppression means controlled by this coefficient value does not change immediately before and after the stop, and the vehicle does not start moving even when stopping on a slope. .
Therefore, even when the vehicle stops on a slope, the vehicle can be prevented from starting to move reliably.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart showing a wheel rotation suppression routine stored in a control device according to a first embodiment of a brake control device of the present invention.
FIG. 2 is a configuration diagram of a first embodiment of a brake control device of the present invention.
FIG. 3 is a graph showing a relationship between a depression force of a brake pedal and a target deceleration stored in the control device according to the first embodiment of the brake control device of the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing a road surface gradient angle computing computer according to a second embodiment of the brake control device of the present invention, together with a wheel rotation suppression control device.
FIG. 5 is a flowchart showing a wheel rotation suppression routine stored in the control device according to the second embodiment of the brake control device of the present invention;
FIG. 6 is a flowchart showing a road gradient angle calculation routine stored in a road gradient angle calculation computer according to a second embodiment of the brake control apparatus of the present invention.
FIG. 7 is a flowchart showing a wheel rotation suppression routine stored in the control device according to the third embodiment of the brake control device of the present invention.
FIG. 8 is a configuration diagram of a fourth embodiment of a brake control device according to the present invention.
FIG. 9 is a flowchart showing a wheel rotation suppression routine stored in the control device according to the fourth embodiment of the brake control device of the present invention;
FIG. 10 is a flowchart showing a wheel rotation suppression routine stored in the control device according to the fifth embodiment of the brake control device of the present invention;
FIG. 11 is a graph showing the relationship between the brake pedal depression force and the brake fluid pressure stored in the control device of the fifth embodiment of the brake control device of the present invention.
FIG. 12 is a graph showing the relationship between the brake pedal depression amount and the target deceleration applicable to the brake control device of the present invention.
[Explanation of symbols]
10 Brake pedal (brake operating member)
26, 28 Front wheel cylinder (wheel rotation suppression means)
42,44 Rear wheel cylinder (wheel rotation suppression means)
58, 60, 62, 64 Hydraulic control valve (wheel rotation suppression means)
70 Accumulator (wheel rotation suppression means)
80 Pump (wheel rotation suppression means)
100 control device (control means, vehicle stop time control means)
126, 128, 130, 132 Wheel speed sensor (braking effect detecting means)
144 Front / rear G sensor (braking effect detection means)

Claims

A brake operating member;
An operation amount detection means for detecting an operation amount of the brake operation member;
Wheel rotation suppression means having a brake for suppressing wheel rotation;
Braking effect detection means for detecting the braking effect of the wheel rotation suppression means;
Depending on the ratio between the target braking effect and the actual braking effect so that the target braking effect determined based on the detection result of the operation amount detecting means matches the actual braking effect detected by the braking effect detecting means. In a brake control device having control means for controlling the wheel rotation suppression means according to a set coefficient value,
The control means includes a vehicle stop time control means for maintaining the coefficient value at the time when the vehicle is stopped while the vehicle is stopped and controlling the wheel rotation suppression means according to the coefficient value. Brake control device.