JP4075124B2

JP4075124B2 - Brake control device for vehicle

Info

Publication number: JP4075124B2
Application number: JP03431798A
Authority: JP
Inventors: 敏横山; 昌伸深見; 憲司十津; 孝之伊藤; 憲雄山崎
Original assignee: Aisin Seiki Co Ltd; Aisin Corp
Current assignee: Aisin Corp
Priority date: 1997-08-26
Filing date: 1998-01-30
Publication date: 2008-04-16
Anticipated expiration: 2018-01-30
Also published as: JPH11129878A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の旋回時等において、ブレーキペダルの操作の有無には無関係に各車輪に対して制動力を付与することにより、過度のオーバーステア及び過度のアンダーステアを抑制制御する制動操舵制御を含み、種々の制御を行なう車両の制動制御装置に関し、特に、液圧ポンプによってマスタシリンダのブレーキ液をモジュレータを介してホイールシリンダに吐出すると共に、ホイールシリンダのブレーキ液をモジュレータを介してリザーバに貯蔵するブレーキ液圧制御装置を備えた車両の制動制御装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
近時、車両の運動特性、特に旋回特性を制御する手段として、制動力の左右差制御により旋回モーメントを直接制御する手段が注目され、実用に供されつつある。例えば、特開平２−７０５６１号公報には、車両の横力の影響を補償する制動制御手段により車両の安定性を維持する運動制御装置が提案されている。同装置においては、実ヨーレイトと目標ヨーレイトの比較結果に応じて制動制御手段により車両に対する制動力を制御するように構成されており、例えばコーナリング時の車両の運動に対しても確実に安定性を維持することができる。これにより、ブレーキペダルの操作の有無には無関係に各車輪に対して制動力が付与され、所謂制動操舵制御によって、オーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御が行なわれる。
【０００３】
ところで、ブレーキペダルの非操作時に加速スリップが生じたとき、駆動輪に対する制動力を制御するトラクション（ＴＲＣ）制御装置が知られており、例えば特開昭６４−７４１５３号公報にこれに供する液圧制御装置が開示されている。そして、同公報の第３図には、ホールド回路のＡＢＳ回路に一個のＴＲＣ切替弁を接続した例が開示されている。
【０００４】
また、特開平５−１１６６０９号公報には、「２つのブレーキ回路と、ＡＢＳ弁による車輪の個々の制御を備えたＡＢＳと、制御の際に排出されたブレーキ流体をブレーキ回路に戻すためのブレーキ回路毎の自給式ポンプと、ＡＳＲの場合に戻しポンプをブレーキ圧力の供給のために利用するブレーキＡＳＲとを含む全輪駆動車両用ブレーキ圧力制御装置」に関し、「ＡＳＲ運転中でもブレーキがかけられるようにすること」を目的とした装置が開示されている（括弧内の用語及び表現は同公報をそのまま引用）。そして、同公報の図１に記載の実施態様に関し、「ＡＳＲの場合のために切替弁３及び負荷弁１４が設けられており、該負荷弁１４は主ブレーキシリンダ（６内）とポンプ入口との間の接続配管内に設けられている。逆止弁はこの配管を貯蔵室９から切り離している」と記載され、「２つの前輪のうち車輪１が滑り回転傾向を示したとき、同時に弁３および１４が切り替えられかつポンプ１０が起動する」と記載されている（括弧内の用語及び表現は同公報をそのまま引用）。
【０００５】
一方、車両を走行中、例えば緊急制動時にはブレーキペダルが急速度で踏み込まれるが、踏力が不十分、あるいは踏力の維持が困難で、適切な制動力が得られないということが生じ得る。また、アンチスキッド制御装置（ＡＢＳ）を備えた車両であっても、ブレーキペダルの踏力が不十分のため、アンチスキッド制御が開始せず、折角の機能を十分発揮し得ないということも起り得る。このような点に鑑み、近時、ブレーキアシスト制御機能を付加することが提案され、既に一部の市販車両に装備されている。
【０００６】
このブレーキアシスト制御は、ブレーキペダルが急速度で踏み込まれたとき、又はブレーキペダルが深く踏み込まれたときに、自動的に制動力を増大させて運転者のブレーキペダル操作を補助するものであり、一般的にバキュームブースタの倍圧機能を制御することが行なわれている。更に、ブレーキアシスト制御をアンチスキッド（ＡＢＳ）制御用のポンプを用いて行なう技術も知られている。例えば、特開平８−２３０６３４号公報には、バキュームブースタを完全に又は部分的に節約することを目的として、アンチロック制御／トラクション制御系の制御方法及び装置が提案されている。同公報には、「戻しポンプ及び／又は切換え弁及び／又は吸込み弁の制御を、少くとも、ブレーキペダルの作動を表す信号に依存して行なうことにより解決され」と記載されているが（括弧内の用語及び表現は同公報をそのまま引用）、この記載のみでは構成を特定し得ない。但、同公報の図面及び実施例の記載を参酌すると、上記のブレーキアシスト制御と同様の作動が行なわれるように推測される。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上記特開昭６４−７４１５３号公報の第３図に記載の液圧制御装置は、ブレーキペダルが非操作時にＡＢＳ回路が制御されるものであるが、これを更にブレーキペダルの操作時にもＡＢＳ回路を制御可能に構成することとすれば、前述の制動操舵制御が可能となり、ひいては車両の運動制御が可能となる。
【０００８】
然し乍ら、同公報第３図に記載の液圧制御装置によって例えば車両の制動操舵制御を行なう場合には、ブレーキペダルを操作した状態で制動操舵制御を継続すると、リザーバ内にブレーキ液が貯蔵されるものの、ブレーキペダル操作時の液圧上昇によりリザーバ内のブレーキ液が排出されないまま満杯となる。このため、アンチキッド（ＡＢＳ）制御に移行したときに所定の減圧作動を行なうことが困難となるおそれがある。
【０００９】
また、前掲の特開平５−１１６６０９号公報には、切替弁３及び負荷弁１４として一対の２ポート２位置の電磁開閉弁が配設されているが、これらの開閉弁は同時に切り替えられるように構成されている。従って、同公報の図１に開示された実施態様からすると、上記のようにリザーバ内のブレーキ液が排出されないまま満杯となる場合が生ずるが、その場合に適切に排出する手段は講じられていない。
【００１０】
更には、ブレーキアシスト制御を行なう制動制御装置においても、上記装置と同様に液圧ポンプとリザーバを備え、液圧ポンプによってリザーバ又はマスタシリンダからブレーキ液を吸引する装置が用いられる場合には、上記と同様の問題が生じ得る。例えば、前掲の特開平８−２３０６３４号公報においては、ブレーキアシスト制御を行なう際、吸込み弁を開位置とし切換え弁を閉成した状態で、ポンプ電動機をオン、あるいはオン／オフ制御することによってホイールシリンダの増圧勾配を制御することとしているように認められる。そうであるとすると、同公報に記載の制御装置によってブレーキアシスト制御を行なう場合に、アンチスキッド制御装置等を併設している場合には、低圧蓄積器（リザーバ）内のブレーキ液をポンプによって汲み出す量より減圧時に蓄積される量が多くなるため、リザーバ内がブレーキ液で満杯になってアンチスキッド制御に支障をきたすおそれがある。何れにしても、上記特開平８−２３０６３４号公報には吸込み弁をオン／オフ制御する旨の開示も示唆も見当たらない。
【００１１】
以上のように、ブレーキアシスト制御中にアンチスキッド制御に移行したとき、あるいは制動操舵制御中にアンチスキッド制御に移行したとき等において、同一の液圧系統内の二つの車輪のホイールシリンダに対し、増圧と保持を繰り返すパルス増圧モードが選択されると、吸込み弁が閉位置とされる時間が短くなるので、それだけリザーバ内のブレーキ液をポンプによって汲み出すことができる時間が短くなる。
【００１２】
尚、リザーバ内に貯蔵されたブレーキ液を検出するセンサを設け、このセンサによって所定量を超えるブレーキ液がリザーバ内に残留しているか否かを判定することも可能であるが、この種のセンサは高価であるので、全ての制御の基本となる車輪速度を検出する車輪速度センサは必須であるとしても、上記のセンサを設けることなく所期の機能を確保し得るようにすることが望ましい。
【００１３】
そこで、本発明は液圧ポンプによってマスタシリンダのブレーキ液をモジュレータを介してホイールシリンダに吐出すると共に、ホイールシリンダのブレーキ液をモジュレータを介してリザーバに貯蔵するブレーキ液圧制御装置を備えた車両の制動制御装置において、制動制御用のリザーバ内に貯蔵したブレーキ液を液圧ポンプによって適宜排出し、制動操舵制御、ブレーキアシスト制御、アンチスキッド制御等における液圧制御を適切且つ確実に行ない得るようにすることを課題とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため、本発明は請求項１に記載のように、車両の前方及び後方の各車輪に対し少くともブレーキペダルの操作に応じて制動力を付与するブレーキ液圧制御装置と、該ブレーキ液圧制御装置を制御し、前記車両の少くとも一つの車輪に対する制動力を制御する制動制御手段とを備えた車両の制動制御装置において、前記ブレーキ液圧制御装置が、前記車両の各車輪に装着し制動力を付与するホイールシリンダと、前記ブレーキペダルの操作に応じてブレーキ液を昇圧しマスタシリンダ液圧を出力するマスタシリンダと、該マスタシリンダと前記ホイールシリンダとの間に介装し前記制動制御手段が選択した急増圧モード、パルス増圧モード、パルス減圧モード、急減圧モード及び保持モードの何れかの液圧モードに応じて前記ホイールシリンダのブレーキ液圧を調整するモジュレータと、該モジュレータを介して前記ホイールシリンダに対し昇圧したブレーキ液を吐出する液圧ポンプと、前記モジュレータを介して前記ホイールシリンダから排出したブレーキ液を貯蔵するリザーバと、前記マスタシリンダと前記モジュレータとを連通接続する液圧路を開閉する常開の第１の開閉弁と、前記マスタシリンダと前記液圧ポンプの吸込側とを連通接続する液圧路を開閉する常閉の第２の開閉弁と、前記モジュレータを前記リザーバに連通接続する接続点と前記第２の開閉弁を前記液圧ポンプの吸込側に連通接続する接続点との間に介装し、前記液圧ポンプ方向へのブレーキ液の流れを許容し逆方向の流れを制限する逆止弁とを備えて成り、前記制動制御手段により前記モジュレータを調整するときには前記液圧ポンプを継続して駆動すると共に、前記液圧モードとして急増圧モードを選択したとき、及びパルス増圧モードを選択したときの増圧時にのみ第２の開閉弁を開位置とする駆動手段を具備することとし、該駆動手段は、前記液圧モードがパルス減圧モードからパルス増圧モードに移行する迄の時間が所定時間以内であるときには、前記第２の開閉弁を閉位置に保持するように構成したものである。
【００２０】
更に、請求項２に記載のように、前記モジュレータ側のブレーキ液圧が前記マスタシリンダ側のブレーキ液圧に対し所定の差圧以上となったときに前記マスタシリンダ方向へのブレーキ液の流れを許容するリリーフ弁を具備したものとするとよい。
【００２１】
更に、請求項３に記載のように、前記車両の運動状態を判定する車両状態判定手段を具備し、前記制動制御手段が、前記ブレーキペダルの操作の有無には無関係に前記車両状態判定手段の判定結果に基づき前記ブレーキ液圧制御装置を制御し、前記車両の少くとも一つの車輪に対する制動力を制御するように構成することができる。尚、前記制動制御手段の出車両状態判定手段は、例えば各車輪の車輪速度、車輪加速度、車体横加速度、ヨーレイト等を検出し、これらの検出結果に基づいて演算した推定車体速度、車体横すべり角等に基づき、車両の運動状態を判定するように構成し、過度のオーバーステア及び過度のアンダーステアの発生を判定することができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の望ましい実施形態を図面を参照して説明する。図１は本発明の制動制御装置の一実施形態の概要を示すもので、車両前方及び後方の各車輪ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬに対し少くともブレーキペダルＢＰの操作に応じて制動力を付与するブレーキ液圧制御装置ＢＣと、車両の運動状態を判定する車両状態判定手段ＤＲと、ブレーキペダルＢＰの操作の有無には無関係に車両状態判定手段ＤＲの判定結果に基づきブレーキ液圧制御装置ＢＣを制御し、車両の少くとも一つの車輪に対する制動力を制御する制動制御手段ＭＡを備え、制動操舵制御を含む種々の車両の運動制御に供される。
【００２３】
そして、ブレーキ液圧制御装置ＢＣは、車両の各車輪に装着し制動力を付与するホイールシリンダ（図１では一つの液圧系統内の二つの車輪のホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌを示し、他の液圧系統については省略している）と、ブレーキペダルＢＰの操作に応じてブレーキ液を昇圧しマスタシリンダ液圧を出力するマスタシリンダＭＣと、このマスタシリンダＭＣとホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌとの間に介装し制動制御手段ＭＡが選択した急増圧モード、パルス増圧モード、パルス減圧モード、急減圧モード及び保持モードの何れかの液圧モードに応じてホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌのブレーキ液圧を調整するモジュレータＭＤと、このモジュレータＭＤを介してホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌに対し昇圧したブレーキ液を吐出する液圧ポンプＨＰと、モジュレータＭＤを介してホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌから排出したブレーキ液を貯蔵するリザーバＲＳと、マスタシリンダＭＣとモジュレータＭＤとを連通接続する液圧路を開閉する常開の第１の開閉弁ＳＣと、マスタシリンダＭＣと液圧ポンプＨＰの吸込側とを連通接続する液圧路を開閉する常閉の第２の開閉弁ＳＩを備えている。
【００２４】
また、第１の開閉弁ＳＣに対して並列に、マスタシリンダＭＣからモジュレータＭＤ方向のブレーキ液の流れを制限し、モジュレータＭＤ側のブレーキ液圧がマスタシリンダＭＣ側のブレーキ液圧に対し所定の差圧以上となったときにマスタシリンダＭＣ方向へのブレーキ液の流れを許容するリリーフ弁ＲＶが設けられ、モジュレータＭＤをリザーバＲＳに連通接続する接続点と第２の開閉弁ＳＩを液圧ポンプＨＰの吸込側に連通接続する接続点との間に、液圧ポンプＨＰ方向へのブレーキ液の流れを許容し逆方向の流れを制限する逆止弁ＣＶが介装されている。
【００２５】
更に、駆動手段ＡＣを具備しており、制動制御手段ＭＡによりモジュレータＭＤを調整するときには、液圧ポンプＨＰを継続して駆動すると共に、液圧モードとして急増圧モードを選択したとき、及びパルス増圧モードを選択したときの増圧時（即ち、ホイールシリンダＷｆｒ又はＷｒｌのブレーキ液圧が増圧状態にあるとき）にのみ第２の開閉弁ＳＩを開位置とするように構成されている。換言すれば、急増圧モード及びパルス増圧モード以外の、パルス減圧モード、急減圧モード及び保持モードの何れかが選択されたとき、並びにパルス増圧モードの保持時には、第２の開閉弁ＳＩは閉位置とされる。
【００２６】
特に、同一の液圧系統における少くとも二つのホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌがパルス増圧モードであるときには、一方の（例えば、車両後方の）ホイールシリンダＷｒｌに対するパルス増圧モードの増圧開始時を他方の（車両前方の）ホイールシリンダＷｆｒに対するパルス増圧モードの増圧開始時に同期させるように制御される。このとき、一方の（車両後方の）ホイールシリンダＷｒｌに対するパルス増圧モードの増圧時間が調整され、所期の増圧量が確保される。而して、継続して駆動されている液圧ポンプＨＰによって、リザーバＲＳ内のブレーキ液は開位置の第１の開閉弁ＳＣを介して、あるいは（第１の開閉弁ＳＣが閉位置にあるときには）リリーフ弁ＲＶを介して確実にマスタシリンダＭＣに戻される。以下、図２以降の図面を参照して詳細に説明する。
【００２７】
図２は本実施形態の全体構成を示すものであり、エンジンＥＧはスロットル制御装置ＴＨ及び燃料噴射装置ＦＩを備えた内燃機関で、スロットル制御装置ＴＨにおいてはアクセルペダルＡＰの操作に応じてメインスロットルバルブＭＴのメインスロットル開度が制御される。また、電子制御装置ＥＣＵの出力に応じて、スロットル制御装置ＴＨのサブスロットルバルブＳＴが駆動されサブスロットル開度が制御されると共に、燃料噴射装置ＦＩが駆動され燃料噴射量が制御されるように構成されている。本実施形態のエンジンＥＧは変速制御装置ＧＳ及びディファレンシャルギヤＤＦを介して車両後方の車輪ＲＬ，ＲＲに連結されており、所謂後輪駆動方式が構成されているが、本発明における駆動方式をこれに限定するものではない。
【００２８】
次に、制動系については、車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに夫々ホイールシリンダＷｆｌ，Ｗｆｒ，Ｗｒｌ，Ｗｒｒが装着されており、これらのホイールシリンダＷｆｌ等にブレーキ液圧制御装置ＢＣが接続されている。尚、車輪ＦＬは運転席からみて前方左側の車輪を示し、以下車輪ＦＲは前方右側、車輪ＲＬは後方左側、車輪ＲＲは後方右側の車輪を示しており、本実施形態では所謂Ｘ配管が構成されているが、前後配管としてもよい。
【００２９】
車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲには車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４が配設され、これらが電子制御装置ＥＣＵに接続されており、各車輪の回転速度、即ち車輪速度に比例するパルス数のパルス信号が電子制御装置ＥＣＵに入力されるように構成されている。更に、ブレーキペダルＢＰが踏み込まれたときオンとなるブレーキスイッチＢＳ、車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲの舵角δf を検出する前輪舵角センサＳＳｆ、車両の横加速度を検出する横加速度センサＹＧ及び車両のヨーレイトを検出するヨーレイトセンサＹＳ等が電子制御装置ＥＣＵに接続されている。ヨーレイトセンサＹＳにおいては、車両重心を通る鉛直軸回りの車両回転角（ヨー角）の変化速度、即ちヨー角速度（ヨーレイト）が検出され、実ヨーレイトγとして電子制御装置ＥＣＵに出力される。
【００３０】
尚、従動輪側の左右の車輪（本実施形態では車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲ）の車輪速度差Ｖfd（＝Ｖwfr −Ｖwfl ）に基づき実ヨーレイトγを推定することができるので、車輪速度センサＷＳ１及びＷＳ２の検出出力を利用することとすればヨーレイトセンサＹＳを省略することができる。更に、車輪ＲＬ，ＲＲ間に舵角制御装置（図示せず）を設けることとしてもよく、これによれば電子制御装置ＥＣＵの出力に応じてモータ（図示せず）によって車輪ＲＬ，ＲＲの舵角を制御することもできる。
【００３１】
本実施形態の電子制御装置ＥＣＵは、図２に示すように、バスを介して相互に接続されたプロセシングユニットＣＰＵ、メモリＲＯＭ，ＲＡＭ、入力ポートＩＰＴ及び出力ポートＯＰＴ等から成るマイクロコンピュータＣＭＰを備えている。上記車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４、ブレーキスイッチＢＳ、前輪舵角センサＳＳｆ、ヨーレイトセンサＹＳ、横加速度センサＹＧ等の出力信号は増幅回路ＡＭＰを介して夫々入力ポートＩＰＴからプロセシングユニットＣＰＵに入力されるように構成されている。また、出力ポートＯＰＴからは駆動回路ＡＣＴを介してスロットル制御装置ＴＨ及びブレーキ液圧制御装置ＢＣに夫々制御信号が出力されるように構成されている。マイクロコンピュータＣＭＰにおいては、メモリＲＯＭは図４乃至図９に示したフローチャートを含む種々の処理に供するプログラムを記憶し、プロセシングユニットＣＰＵは図示しないイグニッションスイッチが閉成されている間当該プログラムを実行し、メモリＲＡＭは当該プログラムの実行に必要な変数データを一時的に記憶する。尚、スロットル制御等の各制御毎に、もしくは関連する制御を適宜組合せて複数のマイクロコンピュータを構成し、相互間を電気的に接続することとしてもよい。
【００３２】
次に、本実施形態のブレーキ液圧制御装置ＢＣは、図３に示すように、ブレーキペダルＢＰの操作に応じてバキュームブースタＶＢを介してマスタシリンダＭＣが倍圧駆動され、低圧リザーバＬＲＳ内のブレーキ液が昇圧されて車輪ＦＲ，ＲＬ側及び車輪ＦＬ，ＲＲ側の液圧系統にマスタシリンダ液圧が出力されるように構成されている。マスタシリンダＭＣはタンデム型のマスタシリンダで、二つの圧力室が夫々各ブレーキ液圧系統に接続されている。即ち、第１の圧力室ＭＣａは車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統に連通接続され、第２の圧力室ＭＣｂは車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統に連通接続される。
【００３３】
本実施形態の車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統においては、第１の圧力室ＭＣａは主液圧路ＭＦ及びその分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌを介して夫々ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌに接続されている。主液圧路ＭＦには常開の第１の開閉弁ＳＣ１（所謂カットオフ弁として機能するもので、以下、単に開閉弁ＳＣ１という）が介装されている。また、第１の圧力室ＭＣａは補助液圧路ＭＦｃを介して後述する逆止弁ＣＶ５，ＣＶ６の間に接続されている。補助液圧路ＭＦｃには常閉の第２の開閉弁ＳＩ１（以下、単に開閉弁ＳＩ１という）が介装されている。これらの開閉弁は何れも２ポート２位置の電磁開閉弁で構成されている。分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌには夫々、常開型の２ポート２位置電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ２（以下、単に開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２という）が介装されている。また、これらと並列に夫々逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２が介装されている。
【００３４】
逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２は、マスタシリンダＭＣ方向へのブレーキ液の流れを許容しホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ方向へのブレーキ液の流れを制限するもので、これらの逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２及び第１の位置（図示の状態）の開閉弁ＳＣ１を介してホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ内のブレーキ液がマスタシリンダＭＣひいては低圧リザーバＬＲＳに戻されるように構成されている。而して、ブレーキペダルＢＰが解放されたときに、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ内の液圧はマスタシリンダＭＣ側の液圧低下に迅速に追従し得る。また、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌに連通接続される排出側の分岐液圧路ＲＦｒ，ＲＦｌに、夫々常閉型の２ポート２位置電磁開閉弁ＰＣ５，ＰＣ６（以下、単に開閉弁ＰＣ５，ＰＣ６という）が介装されており、分岐液圧路ＲＦｒ，ＲＦｌが合流した排出液圧路ＲＦはリザーバＲＳ１に接続されている。
【００３５】
車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統においては、上記開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２，ＰＣ５，ＰＣ６によって本発明にいうモジュレータが構成されている。また、開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２の上流側で分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌに連通接続する液圧路ＭＦｐに、液圧ポンプＨＰ１が介装され、その吸込側には逆止弁ＣＶ５，ＣＶ６を介してリザーバＲＳ１が接続されている。また、液圧ポンプＨＰ１の吐出側は、逆止弁ＣＶ７を介して夫々開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２に接続されている。液圧ポンプＨＰ１は、液圧ポンプＨＰ２と共に一つの電動モータＭによって駆動され、吸込側からブレーキ液を導入し所定の圧力に昇圧して吐出側から出力するように構成されている。リザーバＲＳ１は、マスタシリンダＭＣの低圧リザーバＬＲＳとは独立して設けられるもので、アキュムレータということもでき、ピストンとスプリングを備え、後述する種々の制御に必要な容量のブレーキ液を貯蔵し得るように構成されている。
【００３６】
マスタシリンダＭＣは液圧路ＭＦｃを介して液圧ポンプＨＰ１の吸込側の逆止弁ＣＶ５と逆止弁ＣＶ６との間に連通接続されている。逆止弁ＣＶ５はリザーバＲＳ１へのブレーキ液の流れを阻止し、逆方向の流れを許容するものである。また、逆止弁ＣＶ６，ＣＶ７は液圧ポンプＨＰ１を介して吐出されるブレーキ液の流れを一定方向に規制するもので、通常は液圧ポンプＨＰ１内に一体的に構成されている。而して、開閉弁ＳＩ１は、図３に示す常態の閉位置でマスタシリンダＭＣと液圧ポンプＨＰ１の吸込側との連通が遮断され、開位置でマスタシリンダＭＣと液圧ポンプＨＰ１の吸込側が連通するように切り換えられる。
【００３７】
更に、開閉弁ＳＣ１に並列に、マスタシリンダＭＣから開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２方向へのブレーキ液の流れを制限し、開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２側のブレーキ液圧がマスタシリンダＭＣ側のブレーキ液圧に対し所定の差圧以上大となったときにマスタシリンダＭＣ方向へのブレーキ液の流れを許容するリリーフ弁ＲＶ１と、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ方向へのブレーキ液の流れを許容し逆方向の流れを禁止する逆止弁ＡＶ１が介装されている。リリーフ弁ＲＶ１は、液圧ポンプＨＰ１から吐出される加圧ブレーキ液がマスタシリンダＭＣの出力液圧より所定の差圧以上大となったときに、マスタシリンダＭＣを介して低圧リザーバＬＲＳにブレーキ液を還流するもので、これにより液圧ポンプＨＰ１の吐出ブレーキ液が所定の圧力に調圧される。また、液圧ポンプＨＰ１の吐出側にダンパＤＰ１が配設され、後輪側のホイールシリンダＷｒｌに至る液圧路にプロポーショニングバルブＰＶ１が介装されている。尚、マスタシリンダＭＣと前輪側のホイールシリンダＷｆｒとの間には、常閉型の２ポート２位置電磁開閉弁ＳＦ１及び逆止弁ＡＶ３が設けられており、ホイールシリンダＷｆｒの自動加圧中にブレーキペダルＢＰが操作されたときに前輪側に制動力を付与し得るように構成されている。
【００３８】
車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統においても同様に、リザーバＲＳ２、ダンパＤＰ２及びプロポーショニングバルブＰＶ２をはじめ、常開型の２ポート２位置電磁開閉弁ＳＣ２（第１の開閉弁）、常閉型の２ポート２位置電磁開閉弁ＳＩ２（第２の開閉弁），ＳＦ２，ＰＣ７，ＰＣ８、常開型の２ポート２位置電磁開閉弁ＰＣ３，ＰＣ４、逆止弁ＣＶ３，ＣＶ４，ＣＶ８乃至ＣＶ１０、リリーフ弁ＲＶ２並びに逆止弁ＡＶ２，ＡＶ４が配設されている。液圧ポンプＨＰ２は、電動モータＭによって液圧ポンプＨＰ１と共に駆動され、電動モータＭの起動後は両液圧ポンプＨＰ１，ＨＰ２は連続して駆動される。尚、後述のフローチャートにおいては、二つのブレーキ液圧系統に供される開閉弁等を代表して表すときには符号（＊）を用いる。
【００３９】
上記の構成になる実施形態の作用を説明すると、通常のブレーキ作動時においては、各電磁弁は図３に示す常態位置にあり、電動モータＭは停止している。この状態でブレーキペダルＢＰが踏み込まれると、マスタシリンダＭＣの第１及び第２の圧力室ＭＣａ，ＭＣｂから、マスタシリンダ液圧が夫々車輪ＦＲ，ＲＬ側及び車輪ＦＬ，ＲＲ側の液圧系統に出力され、開閉弁ＳＣ１，ＳＣ２並びに開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８を介して、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ，Ｗｆｌ，Ｗｒｒに供給される。車輪ＦＲ，ＲＬ側及び車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統は同様の構成であるので、以下、代表して車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統について説明する。
【００４０】
ブレーキ作動中にアンチスキッド制御に移行し、例えば車輪ＦＲ側がロック傾向にあると判定されると、開閉弁ＳＣ１は開位置のままで、開閉弁ＰＣ１が閉位置とされると共に、開閉弁ＰＣ５が開位置とされる。而して、ホイールシリンダＷｆｒは開閉弁ＰＣ５を介してリザーバＲＳ１に連通し、ホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液がリザーバＲＳ１内に流出し減圧される。
【００４１】
ホイールシリンダＷｆｒがパルス増圧モードとなると、開閉弁ＰＣ５が閉位置とされると共に開閉弁ＰＣ１が開位置とされ、マスタシリンダＭＣからマスタシリンダ液圧が開位置の開閉弁ＰＣ１を介してホイールシリンダＷｆｒに供給される。そして、開閉弁ＰＣ１が断続制御され、ホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液は増圧と保持が繰り返されてパルス的に増大し、緩やかに増圧される。ホイールシリンダＷｆｒに対し急増圧モードが設定されたときには、開閉弁ＰＣ２，ＰＣ５が閉位置とされた後、開閉弁ＰＣ１が開位置とされ、マスタシリンダＭＣからマスタシリンダ液圧が供給される。そして、ブレーキペダルＢＰが解放され、ホイールシリンダＷｆｒの液圧よりマスタシリンダ液圧の方が小さくなると、ホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液が逆止弁ＣＶ１及び開位置の開閉弁ＳＣ１を介してマスタシリンダＭＣ、ひいては低圧リザーバＬＲＳに戻る。このようにして、車輪毎に独立した制動力制御が行なわれる。
【００４２】
そして、トラクション制御に移行し、例えば車輪ＲＬの加速スリップ防止制御が行なわれる場合には、開閉弁ＳＣ１が閉位置に切り換えられると共に、開閉弁ＳＩ１が開位置に切り換えられ、ホイールシリンダＷｆｒに接続された開閉弁ＰＣ１が閉位置とされ、開閉弁ＰＣ２が開位置とされる。この状態で、電動モータＭによって液圧ポンプＨＰ１が駆動されると、非作動状態のマスタシリンダＭＣ、開位置の開閉弁ＳＩ１を介して低圧リザーバＬＲＳからブレーキ液が吸引され、駆動輪側のホイールシリンダＷｒｌに加圧ブレーキ液が供給される。尚、開閉弁ＰＣ２が閉位置とされれば、ホイールシリンダＷｒｌの液圧が保持される。而して、ブレーキペダルＢＰが非操作状態であっても、例えば車輪ＲＬの加速スリップ防止制御時には、車輪ＲＬの加速スリップ状態に応じて開閉弁ＰＣ２，ＰＣ６の断続制御により、ホイールシリンダＷｒｌに対し、パルス増圧、パルス減圧及び保持の何れかの液圧モードが設定される。これにより、車輪ＲＬに制動力が付与されて回転駆動力が制限され、加速スリップが防止され、適切にトラクション制御を行なうことができる。
【００４３】
更に、車両の制動操舵制御時においては、例えば過度のオーバーステアを防止する場合には、これに対抗するモーメントを発生させる必要があり、この場合には或る一つの車輪のみに関し制動力を付与すると効果的である。即ち、車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統においては、制動操舵制御時に開閉弁ＳＣ１が閉位置に切換えられると共に、開閉弁ＳＩ１が開位置に切換えられ、電動モータＭが駆動され、液圧ポンプＨＰ１からブレーキ液が吐出される。そして、開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２，ＰＣ５，ＰＣ６が適宜開閉制御され、ホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌの液圧がパルス増圧、減圧又は保持され、車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統も含め、前後の車輪間の制動力配分が車両のコーストレース性を維持し得るように制御される。
【００４４】
上記開閉弁ＳＣ１，ＳＣ２，ＳＩ１，ＳＩ２並びに開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８は前述の電子制御装置ＥＣＵによって駆動制御され、アンチスキッド制御のみならず、制動操舵制御を初めとする各種制御が行なわれる。例えば、車両が旋回運動中において、過度のオーバーステアと判定されたときには、例えば旋回外側の前輪に制動力が付与され、車両に対し外向きのヨーモーメント、即ち車両を旋回外側に向けるヨーモーメントが生ずるように制御される。これをオーバーステア抑制制御と呼び、安定性制御とも呼ばれる。また、車両が旋回運動中に過度のアンダーステアと判定されたときには、本実施形態のように後輪駆動車の場合、旋回外側の前輪及び後二輪に制動力が付与され、車両に対し内向きのヨーモーメント、即ち車両を旋回内側に向けるヨーモーメントが生ずるように制御される。これはアンダーステア抑制制御と呼び、コーストレース性制御とも呼ばれる。そして、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御は制動操舵制御と総称される。
【００４５】
上記のように構成された本実施形態においては、電子制御装置ＥＣＵにより制動操舵制御、アンチスキッド制御等の一連の処理が行なわれ、イグニッションスイッチ（図示せず）が閉成されると図４乃至図９等のフローチャートに対応したプログラムの実行が開始する。図４は車両の制動制御作動を示すもので、先ずステップ１０１にてマイクロコンピュータＣＭＰが初期化され、各種の演算値がクリアされる。次にステップ１０２において、車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４の検出信号が読み込まれると共に、前輪舵角センサＳＳｆの検出信号（舵角δf ）、ヨーレイトセンサＹＳの検出信号（実ヨーレイトγ）及び横加速度センサＹＧの検出信号（即ち、実横加速度であり、Ｇyaで表す）が読み込まれる。
【００４６】
続いてステップ１０３に進み、各車輪の車輪速度Ｖw** （**は各車輪FR等を表す）が演算されると共に、これらが微分され各車輪の車輪加速度ＤＶw** が求められる。続いて、ステップ１０４において各車輪の車輪速度Ｖw** の最大値が車両重心位置での推定車体速度Ｖsoとして演算される（Ｖso＝ＭＡＸ( Ｖw**)）。また、各車輪の車輪速度Ｖw** に基づき各車輪毎に推定車体速度Ｖso**が求められ、必要に応じ、車両旋回時の内外輪差等に基づく誤差を低減するため正規化が行われる。更に、推定車体速度Ｖsoが微分され、車両重心位置での推定車体加速度（符号が逆の推定車体減速度を含む）ＤＶsoが演算される。そして、ステップ１０５において、上記ステップ１０３及び１０４で求められた各車輪の車輪速度Ｖw** と推定車体速度Ｖso**（あるいは、正規化推定車体速度）に基づき各車輪の実スリップ率Ｓa** がＳa** ＝（Ｖso**−Ｖw** ）／Ｖso**として求められる。次に、ステップ１０６おいて、車両重心位置での推定車体加速度ＤＶsoと横加速度センサＹＧの検出信号の実横加速度Ｇyaに基づき、路面摩擦係数μが近似的に（ＤＶso²＋Ｇya²)^1/2として求められる。更に、路面摩擦係数を検出する手段として、直接路面摩擦係数を検出するセンサ等、種々の手段を用いることができる。
【００４７】
続いて、ステップ１０７にて車体横すべり角速度Ｄβが演算されると共に、ステップ１０８にて車体横すべり角βが演算される。この車体横すべり角βは、車両の進行方向に対する車体のすべりを角度で表したもので、次のように演算し推定することができる。即ち、車体横すべり角速度Ｄβは車体横すべり角βの微分値ｄβ／ｄｔであり、ステップ１０７にてＤβ＝Ｇy ／Ｖso−γとして求めることができ、これをステップ１０８にて積分しβ＝∫（Ｇy ／Ｖso−γ）ｄｔとして車体横すべり角βを求めることができる。尚、Ｇy は車両の横加速度、Ｖsoは車両重心位置での推定車体速度、γはヨーレイトを表す。あるいは、進行方向の車速Ｖx とこれに垂直な横方向の車速Ｖy の比に基づき、β＝ｔａｎ^-1（Ｖy ／Ｖx ）として求めることもできる。
【００４８】
そして、ステップ１０９に進み制動操舵制御モードとされ、後述するように制動操舵制御に供する目標スリップ率が設定され、後述のステップ１１７の液圧サーボ制御により、車両の運転状態に応じてブレーキ液圧制御装置ＢＣが制御され各車輪に対する制動力が制御される。この制動操舵制御は、後述する全ての制御モードにおける制御に対し重畳される。この後ステップ１１０に進み、アンチスキッド制御開始条件を充足しているか否かが判定され、開始条件を充足し制動操舵時にアンチスキッド制御開始と判定されると、初期特定制御は直ちに終了しステップ１１１にて制動操舵制御及びアンチスキッド制御の両制御を行なうための制御モードに設定される。
【００４９】
ステップ１１０にてアンチスキッド制御開始条件を充足していないと判定されたときには、ステップ１１２に進み前後制動力配分制御開始条件を充足しているか否かが判定され、制動操舵制御時に前後制動力配分制御開始と判定されるとステップ１１３に進み、制動操舵制御及び前後制動力配分制御の両制御を行なうための制御モードに設定され、充足していなければステップ１１４に進みトラクション制御開始条件を充足しているか否かが判定される。制動操舵制御時にトラクション制御開始と判定されるとステップ１１５にて制動操舵制御及びトラクション制御の両制御を行なうための制御モードに設定され、制動操舵制御時に何れの制御も開始と判定されていないときには、ステップ１１６にて制動操舵制御開始条件を充足しているか否かが判定される。制動操舵制御開始と判定されるとステップ１１７に進み制動操舵制御のみを行なう制御モードに設定される。そして、これらの制御モードに基づきステップ１１８にて液圧サーボ制御が行なわれた後ステップ１０２に戻る。ステップ１１６において制動操舵制御開始条件も充足していないと判定されると、ステップ１１９にて全ての電磁弁のソレノイドがオフとされた後ステップ１０２に戻る。尚、ステップ１１１，１１３，１１５，１１７に基づき、必要に応じ、車両の運転状態に応じてスロットル制御装置ＴＨのサブスロットル開度が調整されエンジンＥＧの出力が低減され、駆動力が制限される。
【００５０】
尚、上記アンチスキッド制御モードにおいては、車両制動時に、車輪のロックを防止するように、各車輪に付与する制動力が制御される。また、前後制動力配分制御モードにおいては、車両の制動時に車両の安定性を維持するように、後輪に付与する制動力の前輪に付与する制動力に対する配分が制御される。そして、トラクション制御モードにおいては、車両駆動時に駆動輪のスリップを防止するように、駆動輪に対し制動力が付与されると共にスロットル制御が行なわれ、これらの制御によって駆動輪に対する駆動力が制御される。
【００５１】
図５は図４のステップ１０９における制動操舵制御に供する目標スリップ率の設定の具体的処理内容を示すもので、制動操舵制御にはオーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御が含まれ、各車輪に関しオーバーステア抑制制御及び／又はアンダーステア抑制制御に応じた目標スリップ率が設定される。先ず、ステップ２０１，２０２においてオーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御の開始・終了判定が行なわれる。
【００５２】
ステップ２０１で行なわれるオーバーステア抑制制御の開始・終了判定は、図１０に斜線で示す制御領域にあるか否かに基づいて行なわれる。即ち、判定時における車体横すべり角βと車体横すべり角速度Ｄβの値に応じて制御領域に入ればオーバーステア抑制制御が開始され、制御領域を脱すればオーバーステア抑制制御が終了とされ、図１０に矢印の曲線で示したように制御される。また、後述するように、図１０に二点鎖線で示した境界から制御領域側に外れるに従って制御量が大となるように各車輪の制動力が制御される。
【００５３】
一方、ステップ２０２で行なわれるアンダーステア抑制制御の開始・終了判定は、図１１に斜線で示す制御領域にあるか否かに基づいて行なわれる。即ち、判定時において目標横加速度Ｇytに対する実横加速度Ｇyaの変化に応じて、一点鎖線で示す理想状態から外れて制御領域に入ればアンダーステア抑制制御が開始され、制御領域を脱すればアンダーステア抑制制御が終了とされ、図１１に矢印の曲線で示したように制御される。
【００５４】
続いて、ステップ２０３にてオーバーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、制御中でなければステップ２０４にてアンダーステア抑制制御が制御中か否かが判定され、これも制御中でなければそのままメインルーチンに戻る。ステップ２０４にてアンダーステア抑制制御と判定されたときにはステップ２０５に進み、各車輪の目標スリップ率が後述するアンダーステア抑制制御用に設定される。ステップ２０３にてオーバーステア抑制制御と判定されると、ステップ２０６に進みアンダーステア抑制制御か否かが判定され、アンダーステア抑制制御でなければステップ２０７において各車輪の目標スリップ率は後述するオーバーステア抑制制御用に設定される。また、ステップ２０６でアンダーステア抑制制御が制御中と判定されると、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれることになり、ステップ２０８にて同時制御用の目標スリップ率が設定される。
【００５５】
ステップ２０７におけるオーバーステア抑制制御用の目標スリップ率の設定には、車体横すべり角βと車体横すべり角速度Ｄβが用いられる。また、アンダーステア抑制制御における目標スリップ率の設定には、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaとの差が用いられる。この目標横加速度ＧytはＧyt＝γ（θｆ）・Ｖsoに基づいて求められる。ここで、γ（θｆ）はγ（θｆ）＝｛θｆ／( Ｎ・Ｌ）｝・Ｖso／（１＋Ｋh ・Ｖso²）として求められ、Ｋh はスタビリティファクタ、Ｎはステアリングギヤレシオ、Ｌはホイールベースを表す。
【００５６】
ステップ２０５における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtufoに設定され、旋回外側の後輪がＳturoに設定され、旋回内側の後輪がＳturiに設定される。ここで示したスリップ率（Ｓ）の符号については "t"は「目標」を表し、後述の「実測」を表す "a"と対比される。 "u"は「アンダーステア抑制制御」を表し、 "r"は「後輪」を表し、 "o"は「外側」を、 "i"は「内側」を夫々表す。
【００５７】
ステップ２０７における各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtefoに設定され、旋回外側の後輪がＳteroに設定され、旋回内側の後輪がＳteriに設定される。ここで、 "e"は「オーバーステア抑制制御」を表す。そして、ステップ２０８においては、各車輪の目標スリップ率は、旋回外側の前輪がＳtefoに設定され、旋回外側の後輪がＳturoに設定され、旋回内側の後輪がＳturiに夫々設定される。即ち、オーバーステア抑制制御とアンダーステア抑制制御が同時に行なわれるときには、旋回外側の前輪はオーバーステア抑制制御の目標スリップ率と同様に設定され、後輪は何れもアンダーステア抑制制御の目標スリップ率と同様に設定される。尚、何れの場合も旋回内側の前輪（即ち、後輪駆動車における従動輪）は推定車体速度設定用のため非制御とされている。
【００５８】
オーバーステア抑制制御に供する旋回外側前輪の目標スリップ率Ｓtefoは、Ｓtefo＝Ｋ1 ・β＋Ｋ2 ・Ｄβとして設定され、旋回外側後輪の目標スリップ率ＳteroはＳtero＝Ｋ3 ・β＋Ｋ4 ・Ｄβとして設定され、目標スリップ率ＳteriはＳteri＝Ｋ5 ・β＋Ｋ6 ・Ｄβとして設定される。ここで、Ｋ1 乃至Ｋ6 は定数で、旋回外側の車輪に対する目標スリップ率Ｓtefo及びＳteroは、加圧方向（制動力を増大する方向）の制御を行なう値に設定される。これに対し、旋回内側の車輪に対する目標スリップ率Ｓteriは、減圧方向（制動力を低減する方向）の制御を行なう値に設定される。
【００５９】
一方、アンダーステア抑制制御に供する目標スリップ率は、目標横加速度Ｇytと実横加速度Ｇyaの偏差ΔＧy に基づいて以下のように設定される。即ち、旋回外側の前輪に対する目標スリップ率ＳtefoはＫ7 ・ΔＧy と設定され、定数Ｋ7 は加圧方向（もしくは減圧方向）の制御を行なう値に設定される。また、後輪に対する目標スリップ率Ｓturo及びＳturiは夫々Ｋ8 ・ΔＧy 及びＫ9 ・ΔＧy に設定され、定数Ｋ8 ，Ｋ9 は何れも加圧方向の制御を行なう値に設定される。
【００６０】
図６は図４のステップ１１８で行なわれる液圧サーボ制御の処理内容を示すもので、各車輪についてホイールシリンダ液圧のスリップ率サーボ制御が行なわれる。先ず、前述のステップ２０５，２０７又は２０８にて設定された目標スリップ率Ｓt** がステップ３０１にて読み出され、これらがそのまま各車輪の目標スリップ率Ｓt** として読み出される。
【００６１】
続いてステップ３０２において、各車輪毎にスリップ率偏差ΔＳt** が演算されると共に、ステップ３０３にて車体加速度偏差ΔＤＶso**が演算される。ステップ３０２においては、各車輪の目標スリップ率Ｓt** と実スリップ率Ｓa** の差が演算されスリップ率偏差ΔＳt** が求められる（ΔＳt** ＝Ｓt** −Ｓa** ）。また、ステップ３０３においては車両重心位置での推定車体加速度ＤＶsoと制御対象の車輪における車輪加速度ＤＶw** の差が演算され、車体加速度偏差ΔＤＶso**が求められる。このときの各車輪の実スリップ率Ｓa** 及び車体加速度偏差ΔＤＶso**はアンチスキッド制御、トラクション制御等の制御モードに応じて演算が異なるが、これらについては説明を省略する。
【００６２】
続いて、ステップ３０４に進みスリップ率偏差ΔＳt** が所定値Ｋa と比較され、所定値Ｋa 以上であればステップ３０６にてスリップ率偏差ΔＳt** の積分値が更新される。即ち、今回のスリップ率偏差ΔＳt** にゲインＧI** を乗じた値が前回のスリップ率偏差積分値ＩΔＳt** に加算され、今回のスリップ率偏差積分値ＩΔＳt** が求められる。スリップ率偏差｜ΔＳt** ｜が所定値Ｋa を下回るときにはステップ３０５にてスリップ率偏差積分値ＩΔＳt** はクリア（０）される。次にステップ３０７乃至３１０において、スリップ率偏差積分値ＩΔＳt** が上限値Ｋb 以下で下限値Ｋc 以上の値に制限され、上限値Ｋb を超えるときはＫb に設定され、下限値Ｋc を下回るときはＫc に設定された後、ステップ３１１に進む。
【００６３】
ステップ３１１においては、各制御モードにおけるブレーキ液圧制御に供する一つのパラメータＹ**がＧs** ・（ΔＳt** ＋ＩΔＳt** ）として演算される。ここでＧs** はゲインであり、車体横すべり角βに応じて図１３に実線で示すように設定される。また、ステップ３１２において、ブレーキ液圧制御に供する別のパラメータＸ**がＧd** ・ΔＤＶso**として演算される。このときのゲインＧd** は図１３に破線で示すように一定の値である。
【００６４】
この後、ステップ３１３に進み、各車輪毎に、上記パラメータＸ**，Ｙ**に基づき、図１２に示す制御マップに従って液圧モードが設定される。図１２においては予め急減圧領域、パルス減圧領域、保持領域、パルス増圧領域及び急増圧領域の各領域が設定されており、ステップ３１３にてパラメータＸ**及びＹ**の値に応じて、何れの領域に該当するかが判定される。尚、非制御状態では液圧モードは設定されない（ソレノイドオフ）。
【００６５】
ステップ３１３にて今回判定された領域が、前回判定された領域に対し、増圧から減圧もしくは減圧から増圧に切換わる場合には、ブレーキ液圧の立下りもしくは立上りを円滑にする必要があるので、ステップ３１４において増減圧補償処理が行われる。例えば急減圧モードからパルス増圧モードに切換るときには、急増圧制御が行なわれ、その時間は直前の急減圧モードの持続時間に基づいて決定される。続いて、ステップ３１５にて開閉弁ＳＩ＊（ＳＩ１及びＳＩ２を表す），ＳＣ＊（ＳＣ１及びＳＣ２を表す）の切換処理が行なわれ、ステップ３１６にてパルス減増圧間の時間制限処理が行なわれるが、これらについては後述する。そして、ステップ３１７にて上記液圧モード及び増減圧補償処理に応じて、ブレーキ液圧制御装置ＢＣを構成する各開閉弁ＰＣ＊のソレノイドが駆動され、各車輪の制動力が制御される。
【００６６】
以上のように、本実施形態においては、ブレーキペダルＢＰの操作の有無には無関係に各車輪に対し制動力が付与され、オーバーステア抑制制御及び／又はアンダーステア抑制制御の制動操舵制御が行なわれる。尚、上記の実施形態ではスリップ率によって制御することとしているが、オーバーステア抑制制御及びアンダーステア抑制制御の制御目標としてはスリップ率のほか、各車輪のホイールシリンダのブレーキ液圧等、各車輪に付与される制動力に対応する目標値であればどのような値を用いてもよい。
【００６７】
次に、図６のステップ３１５において行なわれる開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の切換処理について、図７及び図８を参照して説明する。先ずステップ４００において自動加圧か否かが判定される。この自動加圧とは、トラクション制御、制動操舵制御等において液圧ポンプの出力液圧によってホイールシリンダに対しブレーキ液圧を自動的に付与することを意味する。従って、制動操舵制御を含まないアンチスキッド制御時には自動加圧は行なわれず、ステップ４１２に進み開閉弁ＳＣ＊はオフとされ開位置とされる。これに対し、自動加圧時にはステップ４０１乃至４１０を経てステップ４１１に進み、開閉弁ＳＣ＊がオンとされ閉位置とされると共に、電動モータＭがオンとされ液圧ポンプＨＰ＊が駆動される。
【００６８】
ステップ４０１においては、ステップ３１３で設定された液圧モードが、急増圧、パルス増圧、保持、パルス減圧及び急減圧の何れであるかが判別され、液圧モードに応じてステップ４０２乃至４０６に進む。急増圧モードが設定されているときには、ステップ４０２からステップ４０７に進み、開閉弁ＳＩ＊がオンとされて開位置とされる。また、パルス増圧モードが設定されているときにも、ステップ４０３からステップ４０９に進み開閉弁ＳＩ＊がオンとされるが、保持と増圧の繰り返しであるパルス増圧モードにおける増圧のタイミングに対し、所定時間Ｔｐ先行して開閉弁ＳＩ＊がオンとされるように設定されている。即ち、図１４に示すように、開閉弁ＳＩ＊の開弁時期は急増圧モード（図１４中ａ乃至ｂ）及びパルス増圧モード（図１４中ｃ，ｄ，ｆ）に同期しているが、パルス増圧モードにおける増圧の所定時間Ｔｐ前に開閉弁ＳＩ＊がオンとされ、パルス増圧モードにおける増圧が終了する迄開閉弁ＳＩ＊が開位置とされる。この所定時間Ｔｐは主として液圧ポンプＨＰ＊の吐出遅れを補償するものであり、開閉弁（例えばＰＣ１）が閉位置に作動する前にポンプＨＰ＊が昇圧ブレーキ液を吐出できるようにしている。この所定時間Ｔｐは、液圧ポンプＨＰ＊の回転数に応じて設定される（例えば、３０００rpm で２０msec）。更に、所定時間Ｔｐを設定するファクターとして、開閉弁ＳＩ＊の作動遅れ等があるが、これは然程大きな影響はなく、無視し得る値である。パルス増圧モードにおいては、ステップ４０９に続いてステップ４１０において開閉弁ＳＩ＊の制限処理が行なわれるが、これについては図８を参照して後述する。
【００６９】
ステップ３１３で設定された液圧モードが、保持モード、パルス減圧モード及び急減圧モードの何れかであれば（即ち、急増圧モード及びパルス増圧モードでなければ）、ステップ４０１からステップ４０４，４０５及び４０６に進み、何れもステップ４０８において開閉弁ＳＩ＊がオフとされ閉位置とされる。そして、ステップ４０７，４０８及び４１０からステップ４１１に進み、前述のように開閉弁ＳＣ＊がオンとされ閉位置とされると共に、電動モータＭがオンとされ液圧ポンプＨＰ＊が駆動される。
【００７０】
図８は前述の開閉弁ＳＩ＊の制限処理を示し、ステップ５０１においてパルス増圧モードか否かが判定され、パルス増圧モードであればステップ５０２にてリザーバＲＳ＊内のブレーキ液の残量が、そのときのホイールシリンダ（リザーバＲＳ＊に接続されたホイールシリンダ）に必要とされるブレーキ液の量と比較される。リザーバＲＳ＊内のブレーキ液の残量Ａｒ＊が、そのときのホイールシリンダに必要とされるブレーキ液の量より大であれば、ステップ５０３にて開閉弁ＳＩ＊がオフとされ閉位置とされる。その逆であれば、ステップ５０４にて開閉弁ＳＩ＊がオンとされ開位置とされる。このように、パルス増圧モードにおいても、リザーバＲＳ＊内のブレーキ液の残量Ａｒ＊が所定のブレーキ液量より大であれば開閉弁ＳＩ＊が閉位置に保持されているので、液圧制御中にリザーバ内に貯蔵されるブレーキ液も液圧ポンプＨＰ＊によって適切に排出することができる。
【００７１】
尚、リザーバＲＳ＊内のブレーキ液の残量Ａｒ＊は(Kfa・ΣTaF*) 及び(Kra・ΣTaR*) の和から(Kma・Mon)を減算することによって求められる。即ち、Ａｒ＊＝｛(Kfd・ΣTdF*) ＋(Krd・ΣTdR*) −(Km ・Mon)｝となる。但し、Kfd, Krd, Kmは係数で、ΣTdF*，ΣTdR*は、夫々前輪側及び後輪側における減圧時間である。Mon は開閉弁ＳＩ＊オフ時における電動モータＭのオン時間である。また、基準となるブレーキ液の量は前輪側の必要ブレーキ液量(Kfo・TsF*) と後輪側の必要ブレーキ液量(Kro・TsR*) の和に一定のマージンKz（例えば、1.2 ）を乗じた値、Kz・｛(Kfo・TsF*) ＋(Kro・TsR*) ｝として求められる。但し、Kfo, Kroは係数で、TsF*，TsR*は夫々前輪側及び後輪側のパルス増圧モード内の増圧時間であり、液圧モードによって異なる。
【００７２】
図６のステップ３１６のパルス減増圧間の時間制限処理は、図９に示すフローチャートに従って行なわれる。先ずステップ６０１においてパルス増圧モードか否かが判定される。パルス増圧モードと判定された場合には、パルス減圧制御終了後、所定時間Ｔｄ経過したか否かが判定される。パルス減圧制御終了後、所定時間Ｔｄを経過しているときにはステップ６０３に進み、そのままパルス増圧制御が行なわれるが、所定時間Ｔｄを経過していなければ、パルス増圧モードであっても、ステップ６０４にて保持モードとされる。換言すれば、パルス減圧制御終了後の短時間の増圧及び減圧の繰り返しが回避され、パルス減圧制御終了後、所定時間以内は増圧されず保持状態とされ、開閉弁ＳＩ＊は閉位置のままとされる。而して、パルス減圧モードとパルス増圧モードの頻繁な切換えによるリザーバＲＳ＊内へのブレーキ液の蓄積を防止することができる。
【００７３】
図１５乃至図２３は本発明の他の実施形態を示し、本実施形態では特にブレーキアシスト制御を含む制動制御に係るものであるが、そのハード構成は図２及び図３に示す実施形態と同様である。而して、電子制御装置ＥＣＵによりブレーキアシスト制御等の一連の処理が行なわれ、イグニッションスイッチ（図示せず）が閉成されると図１５乃至図２０及び図２２のフローチャートに対応したプログラムの実行が開始する。図１５において、先ずステップ１１０１にてマイクロコンピュータＣＭＰが初期化され、各種の演算値がクリアされる。次にステップ１１０２において、車輪速度センサＷＳ１乃至ＷＳ４の検出信号、前輪舵角センサＳＳｆの検出信号（δf ）、ヨーレイトセンサＹＳの検出信号（γ）及び横加速度センサＹＧの検出信号（Ｇya）が読み込まれると共に、液圧センサＰＳの検出信号（マスタシリンダ液圧Ｐmc）が読み込まれる。
【００７４】
次に、ステップ１１０３に進み、マスタシリンダ液圧Ｐmcが微分され、マスタシリンダ液圧変化割合ＤＰmcが求められる。そして、ステップ１１０４にて各車輪の車輪速度Ｖw** が演算されると共に、これらが微分され各車輪の車輪加速度ＤＶw** が求められる。続いて、ステップ１１０５において各車輪の車輪速度Ｖw** の最大値が車両重心位置での推定車体速度Ｖsoとして演算され、各車輪の車輪速度Ｖw** に基づき各車輪毎に推定車体速度Ｖso**が求められ、必要に応じ正規化が行われる。更に、推定車体速度Ｖsoが微分され、車両重心位置での推定車体加速度（推定車体減速度を含む）ＤＶsoが演算される。そして、ステップ１１０６において、上記ステップ１１０４及び１１０５で求められた各車輪の車輪速度Ｖw** と推定車体速度Ｖso**（あるいは、正規化推定車体速度）に基づき各車輪の実スリップ率Ｓa** がＳa** ＝（Ｖso**−Ｖw** ）／Ｖso**として求められ、ステップ１１０７おいて、車両重心位置での推定車体加速度ＤＶsoと横加速度センサＹＧの検出信号の実横加速度Ｇyaに基づき、路面摩擦係数μが近似的に（ＤＶso²＋Ｇya²)^1/2として求められる。
【００７５】
続いて、ステップ１１０８にてブレーキアシスト制御が行なわれるが、これについては後述する。そして、ステップ１１０９に進み制動操舵制御モードを初めとする各種制御モードが設定され、後述するように各種制御モードに供する目標スリップ率が設定され、ステップ１１１０の液圧サーボ制御により、ブレーキ液圧制御装置ＢＣが制御され各車輪に対する制動力が制御される。そして、これらの制御モードに基づきステップ１１１０にて液圧サーボ制御が行なわれた後ステップ１１０２に戻る。尚、ステップ１１０９において制動操舵制御開始条件も充足しておらず、何れの制御モードも設定されていないときには全ての電磁弁のソレノイドがオフとされた後ステップ１１０２に戻る。
【００７６】
図１６は図１５のステップ１１０８におけるブレーキアシスト制御の具体的処理内容を示すもので、先ずステップ１２０１において、ブレーキアシスト制御フラグＦＬがフラグＦ１又はフラグＦ２であるか否かが判定され、何れでもなければステップ１２０２に進む。ここで、フラグＦ１は開始特定制御中を、フラグＦ２は本制御中を夫々意味する。ステップ１２０２では、ブレーキアシスト制御開始条件を充足しているか否かが判定され、充足しておればステップ１２０３に進み、制御フラグＦＬが開始特定制御中フラグＦ１にセットされる。上記ブレーキアシスト制御開始条件は、液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcが所定値以上であり、且つマスタシリンダ液圧Ｐmcの変化割合ＤＰmcが所定割合以上であるという条件に設定されている。
【００７７】
続いて、ステップ１２０３からステップ１２０４に進み、開始特定制御演算が行われる。具体的には、液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcとマスタシリンダ液圧の変化割合ＤＰmcに応じて所定のデューティ（例えば、15%, 30%, 50%, 75%）が設定されたマップ（図示せず）がメモリに格納されており、このマップに基づき開閉弁ＳＩ＊のデューティが選択される。また、開始特定制御の目標実行時間Ｔｓが、例えばホイールシリンダでの消費液量Ｖｃ及び開閉弁ＳＩ＊のデューティを考慮した液圧ポンプＨＰ１（ＨＰ２）の吐出量Ｖｐに基づいて演算した推定排出時間Ｔｖと一定時間Ｔｃ（例えば、１ sec）の小さい方の時間に設定される。
【００７８】
そして、ステップ１２０５に進み、開始特定制御用の開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが、ステップ１２０４で選択された値に設定されると共に、開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃが１００％に設定される。次いでステップ１２０６において、ブレーキアシスト制御開始後、上記の目標実行時間Ｔｓを経過したか否かが判定され、経過していなければ図１５のメインルーチンに戻り、経過しておればステップ１２０７に進み、制御フラグＦＬが本制御中フラグＦ２にセットされた後、図１５のメインルーチンに戻る。
【００７９】
一方、ステップ１２０１で制御フラグＦＬがフラグＦ１又はフラグＦ２の何れか（即ち、開始特定制御中又は本制御中）と判定されると、ステップ１２０８に進み、ブレーキアシスト制御終了条件が充足しているか否かが判定される。この終了条件は、液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcが所定値未満であるという条件に設定されている。ステップ１２０８において終了条件が充足していないと判定された場合には、ステップ１２０９に進み、制御フラグＦＬが開始特定制御中フラグＦ１か否かが判定される。そうであれば、再びステップ１２０５乃至２０７の処理が実行される。ステップ１２０９で制御フラグＦＬが開始特定制御中フラグＦ１でないと判定されると、制御フラグＦＬは本制御中フラグＦ２ということになるので、ステップ１２１０乃至１２１３に進み本制御の処理が実行される。
【００８０】
先ずステップ１２１０において、液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcに応じた減速度Ｇｍに対し、ブレーキアシスト制御用として所定の液圧に応じた減速度Δｇが加算され、車両の目標減速度（Ｇ＊）が設定される。即ち、ブレーキペダルＢＰの操作状態に応じた目標減速度（Ｇ＊）が設定される。尚、ここでは説明の便宜上、減速度を用いる。続いて、ステップ１２１１に進み、上記の目標減速度（Ｇ＊）と、実減速度として用いる推定車体加速度ＤＶso（減速度を含む）との差が演算され、この減速度偏差ΔＧを制御偏差として、ステップ１２１２にてブレーキアシスト制御量の演算が行なわれる。このブレーキアシスト制御量の演算については図１７を参照して後述する。
【００８１】
ステップ１２１２にてブレーキアシスト制御量が演算された後は、ステップ１２１３に進み、更にブレーキアシスト制動力配分制御量演算が行なわれる。これは、ブレーキアシスト制御中にも、各車輪間の制動力配分を調整して安定した制動状態を維持するものであるが、本発明に直接関係しないので説明は省略する。
【００８２】
一方、ステップ１２０８でブレーキアシスト制御終了条件が充足していると判定されると、ステップ１２１４に進み、制御フラグＦＬが終了特定制御中を意味するフラグＦ３にセットされる。次いで、ステップ１２１５において、終了特定制御演算が実行される。即ち、マスタシリンダ液圧の変化割合（減少割合）ＤＰmcに応じて所定のデューティが設定されたマップ（図示せず）がメモリに格納されており、このマップに基づき開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃが選択される。尚、このマップにおいては、デューティは、マスタシリンダ液圧の減少割合が大きい程大きい値となるように設定されている。また、終了特定制御の目標実行時間Ｔｅが、一定時間（例えば０．２ sec）に設定される。
【００８３】
そしてステップ１２１６に進み、終了特定制御用の開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃが、ステップ１２１５で選択された値に設定されると共に、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが０％に設定される。次いでステップ１２１７において、ブレーキアシスト制御終了後、上記の目標実行時間Ｔｅを経過したか否かが判定され、経過していなければ図１５のメインルーチンに戻り、経過しておればステップ１２１８に進み、制御フラグＦＬが非制御を表すフラグＦ０にセットされた後、図１５のメインルーチンに戻る。
【００８４】
一方、ステップ１２０２において、ブレーキアシスト制御開始条件が充足していない（即ち、終了特定制御中又は非制御）と判定されると、ステップ１２１９に進み、制御フラグＦＬが終了特定制御中フラグＦ３か否かが判定され、そうであれば、ステップ１２１６乃至１２１８の処理が再び実行された後、図１５のメインルーチンに戻る。ステップ１２１９で制御フラグＦＬが終了特定制御中フラグＦ３でないと判定されたときには、非制御を意味するのでそのまま図１５のメインルーチンに戻る。
【００８５】
上記ステップ１２１２において実行されるブレーキアシスト制御量の演算は、図１７のステップ１２２０に示すように行なわれる。尚、図１７のステップ１２２０においては、減速度偏差ΔＧに対する開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の各ソレノイド駆動時のデューティ（通電時間の割合）の変化を表している。即ち、増圧側（減速度偏差ΔＧが正）では、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが減速度偏差ΔＧに比例するように設定されると共に、開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃは例えば１００％近傍の一定値とされ、略閉位置に維持される。一方、減圧側（減速度偏差ΔＧが負）では、開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃが減速度偏差ΔＧに比例するように設定されると共に、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉは例えば０％近傍の一定値とされ、略閉位置に維持される。また、ステップ１２２０においては、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉに対し制限が加えられている。つまり、減速度偏差ΔＧが大きくても、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが所定の上限値Ｄupを越えないように設定されている。これは、マスタシリンダＭＣから過剰な量のブレーキ液が液圧ポンプＨＰに吸い込まれるのを極力回避するためで、これによりブレーキペダルＢＰの沈み込みを極力抑えることができる。
【００８６】
そして、図１７のステップ１２２１及び１２２２に進み、開始特定制御終了後、目標実行時間Ｔｄの間は、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉに所定値Ｋｅ（例えば、０．５）が乗算され、Ｋｅ・Ｄｉのデューティとされる。従って、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが５０％に制限される。換言すれば、開始特定制御終了後、目標実行時間Ｔｄの間は直ちに所定のデューティとされることなく、ゲインを５０％低下させるためのゲインダウン制御が行なわれる。
【００８７】
以上のように、各液圧系統毎にブレーキアシスト制御量が演算されることとなるが、更に，モジュレータＭＤを構成する開閉弁ＰＣ１乃至ＰＣ８を適宜開閉制御することにより、各車輪毎にブレーキアシスト制御量を調整することができる。
【００８８】
図２３は上記のブレーキアシスト制御作動の一例を示すもので、（Ａ）の特性は液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcを示し、ブレーキペダルＢＰの踏力に略対応する。実線はブレーキアシスト制御時の特性の一例を示し、二点鎖線はブレーキアシスト制御が行なわれない場合の特性を示す。尚、ブレーキアシスト制御時のホイールシリンダのブレーキ液圧を破線で示している。（Ｂ）はブレーキアシスト制御の制御モードを表し、図２３の左側から開始特定制御、その後のゲインダウン制御、これに続く本制御、そして終了特定制御の順で行なわれる。従って、これら以外は（ブレーキアシストは）非制御である。（Ｃ）の特性はブレーキアシスト制御に起因するマスタシリンダ液圧の変化（落込量）を示し、（Ｄ）はブレーキアシスト制御時の液圧センサＰＳの出力に対する依存度を表す。（Ｅ）の特性は減速度偏差ΔＧの変化を示し、（Ｆ）の特性は開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊のデューティの変化を示す。
【００８９】
図２３において、液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcが所定値以上で、その変化割合ＤＰmcが所定割合以上となったａ点で、ブレーキアシスト制御における開始特定制御が開始し、目標実行時間Ｔｓ後のｂ点迄の間、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが前述のマップに基づいて選択された値に設定される。ｂ点で開始特定制御が終了すると、その後ゲインダウン制御が行なわれ、目標実行時間Ｔｄ経過後のｃ点迄の間、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが本制御時の５０％に制限される。その後、ｆ点迄本制御が行なわれ、開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉ及び開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃが減速度偏差ΔＧに比例するように開閉制御される。即ち、（Ａ）に破線で示すようにホイールシリンダ液圧が、二点鎖線のマスタシリンダ液圧に対し所定圧力分、嵩上げされた液圧に調整される。但し、ブレーキアシスト制御中のマスタシリンダ液圧Ｐmcは実線で示すように、マスタシリンダＭＣ内のブレーキ液が液圧ポンプＨＰに吸い込まれる分、二点鎖線のマスタシリンダ液圧に対し低い値となる。
【００９０】
このブレーキアシスト制御中、例えばｄ点でブレーキペダルＢＰの踏力が弱められると、減速度偏差ΔＧが負の値（即ち、加速度）となり、更にｅ点でブレーキペダルＢＰの踏力が増大すると減速度偏差ΔＧが増加する。この減速度偏差ΔＧの増加に応じ開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが減速度偏差ΔＧに比例して増加するが、そのまま（Ｆ）に破線で示すように増加すると、それだけ液圧ポンプＨＰに吸い込まれるブレーキ液の量が増加し、（Ａ）のｅ点近傍に破線で示すようにマスタシリンダ液圧が急減し、ブレーキペダルＢＰの踏力が極端に低下するので、運転者に違和感を与えることとなる。このため、本実施形態では開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉが上限値Ｄupを越えないように設定され、（Ｆ）のｅ点近傍に実線で示すように制限が加えられる。そして、ｆ点で液圧センサＰＳの検出マスタシリンダ液圧Ｐmcが所定値未満と判定されると終了特定制御が行なわれ、目標実行時間Ｔｅの間、開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃが前述のマップに基づいて選択された値に設定された後、ブレーキアシスト制御が終了する。
【００９１】
図１８及び図１９は図１５のステップ１１１０で行なわれる液圧サーボ制御の処理内容を示すもので、各車輪についてホイールシリンダ液圧のスリップ率サーボ制御が行なわれる。先ず、ステップ１３０１にて制動操舵制御モードか否かが判定され、そうであればステップ１３０２にて制動操舵制御用の目標スリップ率Ｓv** が各車輪の目標スリップ率Ｓt** とされ、そうでなければステップ１３０３にて目標スリップ率Ｓt** が０とされた後、ステップ１３０４に進む。ステップ１３０４ではブレーキアシスト制動力配分制御中か否かが判定され、ブレーキアシスト制動力配分制御中である場合にはステップ１３０５にて目標スリップ率Ｓt** にブレーキアシスト制動力配分制御用のスリップ率偏差ΔＳb** が加算された後ステップ１３０６に進む。ステップ１３０６では目標スリップ率Ｓt** に対し前後制動力配分制御用のスリップ率偏差ΔＳd** 、トラクション制御用のスリップ率偏差ΔＳr** 、アンチスキッド制御用のスリップ率偏差ΔＳs** が加算されて目標スリップ率Ｓt** が更新される。尚、ΔＳd** 、ΔＳr** 、ΔＳs** の値は該当する制御が非制御中には０とされる。
【００９２】
以下、ステップ１３０７乃至１３１９の処理は、前述の図６に記載のフローチャートにおけるステップ３０２乃至３１４の処理と同様であるので、説明を省略する。この後、ステップ１３２０に進み、同一液圧系統内の二つのホイールシリンダに対し、液圧モードとしてパルス増圧モードが設定されたときには、増圧開始時期が一致するように同期処理が行われる。そして、ステップ１３２１において、図１６のステップ１２０５，１２１２及び１２１６で設定された開閉弁ＳＩ＊のデューティＤｉ及び開閉弁ＳＣ＊のデューティＤｃに基づき、開閉弁ＳＩ＊及び開閉弁ＳＣ＊が開閉制御される。続いて、ステップ１３２２にて各車輪の制御モードが他の車輪との関係において設定される。例えば、リヤローセレクト制御が行なわれ、後方の車輪ＲＲ，ＲＬについて低速側の車輪に基づいて液圧制御が行なわれる。そして、ステップ１３２３において、上記液圧モード及び増減圧補償処理に応じて、ブレーキ液圧制御装置ＢＣを構成する各開閉弁ＰＣ＊のソレノイドが駆動され、各車輪の制動力が制御される。
【００９３】
図２０は図１９のステップ１３２０で行なわれるパルス増圧同期処理を示すもので、先ずステップ１５０１において、同一液圧系統内の二つの車輪のホイールシリンダに対してパルス増圧モードが設定されているか否かが判定され、パルス増圧モードが設定されていなければそのまま図１９のフローチャートに戻る。ステップ１５０１にて二つの車輪のホイールシリンダに対してパルス増圧モードが設定されていると判定されると、ステップ１５０２に進み、その車輪が車両後方の車輪Ｒ＊か否かが判定される。而して、車両後方の車輪Ｒ＊のホイールシリンダに対してパルス増圧モードが設定されている場合には、ステップ１５０３に進み、その増圧開始タイミングが、同一の液圧系統内の車両前方の車輪Ｆ＊のホイールシリンダの増圧開始タイミングと一致するように変更され、両ホイールシリンダの増圧開始時が同期するように調整される。
【００９４】
車輪Ｒ＊のホイールシリンダに対する増圧開始タイミングが変更されると、そのホイールシリンダに要求される増圧量が変動することになるので、これを補償する必要がある。このため、ステップ１５０４において車輪Ｒ＊のホイールシリンダに対する増圧時間が調整され、所期の増圧量が確保される。例えば、車輪ＲＬのホイールシリンダに対するパルス増圧モードにおける増圧開始タイミング及び増圧時間が図２１に破線で示す関係にあるときに、図２１の最上段に実線で示す車輪ＦＲのホイールシリンダに対する増圧開始タイミングと一致するように変更する場合には、図２１の中段に実線で示すように増圧開始タイミングを同一にすると共に、増圧時間を調整することによって、所定時間内における総量で破線の増圧量を確保するように制御される。而して、同一の液圧系統内の二つの車輪ＦＲ，ＲＬのホイールシリンダがパルス増圧モードとなっても、開閉弁ＳＩ１が閉位置とされる時間（即ち、パルス増圧モードの保持時間）が長くなるので、液圧制御中にリザーバＲＳ１内に貯蔵されるブレーキ液は液圧ポンプＨＰ１によって確実に排出される。
【００９５】
図２２は図１９のステップ１３２１で行なわれる開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の駆動処理を示すもので、図７における開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の切換処理に対し、ステップ１４００，１４１１が異なり、ステップ１４１３，１４１４が追加されているが、残余のステップは図７と同様に処理される（図２２では図７のステップ番号に１０００を加えたステップ番号としている）。即ち、ステップ１４００ではブレーキアシスト制御中か否かが判定され、ブレーキアシスト制御中である場合には、ステップ１４１３に進み制動制御用の開閉弁ＰＣ＊の制御が必要な状態（アンチスキッド制御等）であるか否かが判定され、そうであればステップ１４０１以降に進み、図７のフローチャートと同様に処理される。開閉弁ＰＣ＊の制御が必要な状態でなければ、ステップ１４１４及び１４１１に進み、前述のようにデューティＤｉ，Ｄｃに応じて開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊が駆動され、図２３に示すようにブレーキアシスト制御が行われる。
【００９６】
【発明の効果】
本発明は上述のように構成されているので以下の効果を奏する。即ち、本発明の車両の制動制御装置においては、液圧ポンプによってマスタシリンダのブレーキ液をモジュレータを介してホイールシリンダに吐出すると共に、ホイールシリンダのブレーキ液をモジュレータを介してリザーバに貯蔵するブレーキ液圧制御装置を備え、制動制御手段によりモジュレータを調整するときには液圧ポンプを継続して駆動すると共に、制動制御手段の出力に応じたモジュレータの調整によって液圧モードとして急増圧モードを選択したとき、及びパルス増圧モードを選択したときの増圧時にのみ第２の開閉弁を開位置とすることとしており、リザーバ内に貯蔵されるブレーキ液は、満杯になる前に液圧ポンプによって適宜排出されるので、確実に液圧制御を行なうことができる。従って、本発明の制動制御装置によってブレーキアシスト制御、制動操舵制御、アンチスキッド制御等を行なう場合においても、リザーバ内がブレーキ液で満杯となることはなく、確実に所望の液圧制御を行なうことができる。更に、液圧モードがパルス減圧モードからパルス増圧モードに移行する迄の時間が所定時間以内であるときには、第２の開閉弁は閉位置に保持されるので、パルス減圧モードとパルス増圧モードの頻繁な切換えによってリザーバ内にブレーキ液が蓄積されることを防止できる。
【０１０２】
例えば、請求項３に記載のように、車両の運動状態を判定する車両状態判定手段を具備したものとし、制動制御手段を、ブレーキペダルの操作の有無には無関係に車両状態判定手段の判定結果に基づきブレーキ液圧制御装置を制御し、車両の少くとも一つの車輪に対する制動力を制御するように構成した場合には、制動操舵制御等の車両の運動制御を行なう場合においても、リザーバ内がブレーキ液で満杯となることはなく、確実に所望の液圧制御を行なうことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の車両の制動制御装置の概要を示すブロック図である。
【図２】本発明の制動制御装置の一実施形態の全体構成図である。
【図３】本発明の一実施形態におけるブレーキ液圧制御装置を示す構成図である。
【図４】本発明の一実施形態における車両の制動制御の全体を示すフローチャートである。
【図５】本発明の一実施形態における制動操舵制御に供する目標スリップ率設定の処理を示すフローチャートである。
【図６】本発明の一実施形態における液圧サーボ制御の処理を示すフローチャートである。
【図７】本発明の一実施形態における開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の切換処理を示すフローチャートである。
【図８】本発明の一実施形態における開閉弁ＳＩ＊制限処理を示すフローチャートである。
【図９】本発明の一実施形態におけるパルス減増圧間の時間制限処理を示すフローチャートである。
【図１０】本発明の一実施形態におけるオーバーステア抑制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。
【図１１】本発明の一実施形態におけるアンダーステア抑制制御の開始・終了判定領域を示すグラフである。
【図１２】本発明の一実施形態においてブレーキ液圧制御に供するパラメータと液圧モードとの関係を示すグラフである。
【図１３】本発明の一実施形態における車体横すべり角とパラメータ演算用のゲインとの関係を示すグラフである。
【図１４】本発明の一実施形態における各開閉弁及び電動モータの作動状況、並びにこれに応じたリザーバ液量及びホイールシリンダ液圧の変動状況の一例を示すグラフである。
【図１５】本発明の他の実施形態における車両の制動制御の全体を示すフローチャートである。
【図１６】本発明の他の実施形態におけるブレーキアシスト制御の具体的処理内容を示すフローチャートである。
【図１７】本発明の他の実施形態におけるブレーキアシスト制御量の演算処理を示すフローチャートである。
【図１８】本発明の他の実施形態における液圧サーボ制御の処理を示すフローチャートである。
【図１９】本発明の他の実施形態における液圧サーボ制御の処理を示すフローチャートである。
【図２０】本発明の他の実施形態におけるパルス増圧同期処理を示すフローチャートである。
【図２１】本発明の他の実施形態におけるパルス増圧同期処理状況の一例を示すグラフである。
【図２２】本発明の他の実施形態におけるＳＩ＊，ＳＣ＊駆動処理を示すフローチャートである。
【図２３】本発明の他の実施形態におけるマスタシリンダ液圧、ブレーキアシスト制御モード、減速度偏差、各開閉弁のデューティ等の変動状況の一例を示すグラフである。
【符号の説明】
ＢＰブレーキペダル
ＭＣマスタシリンダ
Ｍ電動モータ
ＥＧエンジン
ＨＰ１，ＨＰ２液圧ポンプ
ＲＳ１，ＲＳ２リザーバ
Ｗfr，Ｗfl，Ｗrr，Ｗrl ホイールシリンダ
ＷＳ１〜ＷＳ４車輪速度センサ
ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬ車輪
ＢＣブレーキ液圧制御装置
ＳＣ１，ＳＣ２第１の開閉弁
ＳＩ１，ＳＩ２第２の開閉弁
ＰＣ１〜ＰＣ８開閉弁
ＣＭＰマイクロコンピュータ
ＥＣＵ電子制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention provides a brake steering control that suppresses excessive oversteer and excessive understeer by applying a braking force to each wheel regardless of whether or not the brake pedal is operated during turning of the vehicle. In particular, the present invention relates to a braking control device for a vehicle that performs various controls. In particular, a hydraulic pump discharges brake fluid from a master cylinder to a wheel cylinder through a modulator and stores brake fluid from the wheel cylinder in a reservoir through the modulator. The present invention relates to a vehicle brake control device including a brake hydraulic pressure control device.
[0002]
[Prior art]
Recently, as means for controlling vehicle motion characteristics, in particular, turning characteristics, means for directly controlling a turning moment by a left-right difference control of a braking force has been attracting attention and is being put into practical use. For example, Japanese Patent Laid-Open No. 2-70561 proposes a motion control device that maintains the stability of a vehicle by a braking control means that compensates for the influence of the lateral force of the vehicle. The apparatus is configured to control the braking force on the vehicle by the braking control means in accordance with the comparison result between the actual yaw rate and the target yaw rate. For example, the device reliably ensures the stability against the movement of the vehicle during cornering. Can be maintained. Thus, a braking force is applied to each wheel regardless of whether or not the brake pedal is operated, and oversteer suppression control and understeer suppression control are performed by so-called braking steering control.
[0003]
By the way, there is known a traction (TRC) control device for controlling a braking force on a drive wheel when an acceleration slip occurs when the brake pedal is not operated. A control device is disclosed. FIG. 3 of the publication discloses an example in which one TRC switching valve is connected to the ABS circuit of the hold circuit.
[0004]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-116609 discloses "two brake circuits, an ABS having individual wheel control by an ABS valve, and a brake for returning brake fluid discharged during control to the brake circuit. "All-wheel drive vehicle brake pressure control apparatus including self-contained pump for each circuit and brake ASR that uses return pump for supplying brake pressure in case of ASR" An apparatus for the purpose of “to do” is disclosed (terms and expressions in parentheses are referred to the same publication as they are). And, regarding the embodiment shown in FIG. 1 of the publication, “a switching valve 3 and a load valve 14 are provided for the case of ASR, and the load valve 14 includes a main brake cylinder (inside 6), a pump inlet, The check valve separates this pipe from the storage chamber 9 ”, and“ when the wheel 1 of the two front wheels shows a tendency to rotate, the valve is turned on simultaneously. 3 and 14 are switched and the pump 10 is started "(the terms and expressions in parentheses are referred to the same publication as they are).
[0005]
On the other hand, while the vehicle is running, for example, during emergency braking, the brake pedal is depressed at a rapid speed, but the pedaling force may be insufficient or the pedaling force may be difficult to maintain, and an appropriate braking force may not be obtained. Further, even with a vehicle equipped with an anti-skid control device (ABS), the pedaling force of the brake pedal is insufficient, so that anti-skid control does not start and the function of the folding angle cannot be fully exhibited. . In view of such a point, recently, it has been proposed to add a brake assist control function, which is already installed in some commercial vehicles.
[0006]
This brake assist control assists the driver in operating the brake pedal by automatically increasing the braking force when the brake pedal is depressed at a rapid speed or when the brake pedal is depressed deeply. In general, the voltage boosting function of the vacuum booster is controlled. Further, a technique for performing brake assist control using a pump for anti-skid (ABS) control is also known. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-230634 proposes a control method and apparatus for an anti-lock control / traction control system for the purpose of saving the vacuum booster completely or partially. The publication states that “the control of the return pump and / or the switching valve and / or the suction valve is solved by at least depending on the signal indicating the operation of the brake pedal” (in parentheses). The terms and expressions in the above are cited in the same publication as they are), and the configuration cannot be specified only by this description. However, with reference to the drawings and examples of the publication, it is presumed that the same operation as the above-described brake assist control is performed.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In the hydraulic pressure control device shown in FIG. 3 of the above-mentioned JP-A-64-74153, the ABS circuit is controlled when the brake pedal is not operated. If it is configured to be controllable, the above-described braking steering control can be performed, and thus the vehicle motion control can be performed.
[0008]
However, for example, when braking control of a vehicle is performed by the hydraulic pressure control device shown in FIG. 3 of the publication, if the braking steering control is continued with the brake pedal being operated, the brake fluid is stored in the reservoir. However, the brake fluid in the reservoir becomes full without being discharged due to an increase in fluid pressure when the brake pedal is operated. For this reason, it may be difficult to perform a predetermined pressure-reducing operation when shifting to anti-kid (ABS) control.
[0009]
Further, in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-116609, a pair of 2-port 2-position electromagnetic on-off valves are provided as the switching valve 3 and the load valve 14 so that these on-off valves can be switched simultaneously. It is configured. Therefore, according to the embodiment disclosed in FIG. 1 of the publication, there is a case where the brake fluid in the reservoir becomes full without being discharged as described above, but there is no means for appropriately discharging in that case. .
[0010]
Further, in the brake control device that performs brake assist control, when a device that includes a hydraulic pump and a reservoir as in the above device and sucks brake fluid from the reservoir or the master cylinder by the hydraulic pump is used, The same problem can occur. For example, in JP-A-8-230634 described above, when brake assist control is performed, the wheel is controlled by turning on or off the pump motor with the suction valve in the open position and the switching valve closed. It seems that it is going to control the pressure increase gradient of the cylinder. If this is the case, when brake assist control is performed by the control device described in the publication, the brake fluid in the low-pressure accumulator (reservoir) is pumped by a pump when an anti-skid control device or the like is provided. Since the amount accumulated during decompression is greater than the amount to be dispensed, there is a risk that the reservoir will be filled with brake fluid and hinder anti-skid control. In any case, the above Japanese Patent Laid-Open No. 8-230634 has no disclosure or suggestion that the suction valve is on / off controlled.
[0011]
As described above, when shifting to anti-skid control during brake assist control or when shifting to anti-skid control during braking steering control, for the wheel cylinders of two wheels in the same hydraulic system, When the pulse pressure increasing mode that repeats pressure increasing and holding is selected, the time during which the suction valve is closed is shortened, so the time during which the brake fluid in the reservoir can be pumped out by the pump is shortened accordingly.
[0012]
A sensor for detecting the brake fluid stored in the reservoir is provided, and it is possible to determine whether or not the brake fluid exceeding a predetermined amount remains in the reservoir by this sensor. Therefore, even if a wheel speed sensor that detects the wheel speed that is the basis of all the controls is essential, it is desirable to ensure the desired function without providing the sensor.
[0013]
In view of this, the present invention relates to a vehicle equipped with a brake hydraulic pressure control device that discharges brake fluid from a master cylinder to a wheel cylinder through a modulator and stores the brake fluid from the wheel cylinder in a reservoir through the modulator. In the brake control device, the brake fluid stored in the brake control reservoir is appropriately discharged by a hydraulic pump so that the hydraulic pressure control in brake steering control, brake assist control, anti-skid control, etc. can be performed appropriately and reliably. The task is to do.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
  In order to solve the above-described problems, the present invention provides a brake fluid pressure control device for applying a braking force to each of the front and rear wheels of the vehicle according to the operation of the brake pedal, as described in claim 1. A brake control device for controlling the brake fluid pressure control device and for controlling a braking force applied to at least one wheel of the vehicle, wherein the brake fluid pressure control device comprises: A wheel cylinder that is attached to each wheel and applies a braking force, a master cylinder that boosts the brake fluid in response to the operation of the brake pedal and outputs a master cylinder fluid pressure, and an intermediary between the master cylinder and the wheel cylinder. Depending on the hydraulic pressure mode selected from the sudden pressure increasing mode, the pulse pressure increasing mode, the pulse pressure reducing mode, the sudden pressure reducing mode and the holding mode selected by the braking control means. A modulator that adjusts the brake fluid pressure of the wheel cylinder, a hydraulic pump that discharges the brake fluid that has been boosted to the wheel cylinder via the modulator, and a brake fluid that is discharged from the wheel cylinder via the modulator And a first open / close valve that opens and closes a hydraulic path that connects the master cylinder and the modulator, and a hydraulic path that connects the master cylinder and the suction side of the hydraulic pump. A normally closed second on-off valve that opens and closes, a connection point that connects the modulator to the reservoir, and a connection point that connects the second on-off valve to the suction side of the hydraulic pump. And a check valve that allows the flow of brake fluid in the direction of the hydraulic pump and restricts the flow in the reverse direction. When adjusting the modulator, the hydraulic pump is continuously driven, and the second on-off valve is opened only when the sudden pressure increasing mode is selected as the fluid pressure mode and when the pressure increasing mode is selected when the pulse pressure increasing mode is selected. Provide driving means to open positionThe driving means is configured to hold the second on-off valve in the closed position when the time until the hydraulic pressure mode shifts from the pulse pressure reduction mode to the pulse pressure increase mode is within a predetermined time.It is a thing.
[0020]
  More, Claims2A relief valve that allows the flow of the brake fluid in the direction of the master cylinder when the brake fluid pressure on the modulator side becomes equal to or greater than a predetermined differential pressure with respect to the brake fluid pressure on the master cylinder side. It should be provided.
[0021]
  Further claims3The vehicle state determination means for determining the movement state of the vehicle is provided, and the braking control means is based on the determination result of the vehicle state determination means regardless of whether or not the brake pedal is operated. A brake fluid pressure control device can be controlled to control the braking force on at least one wheel of the vehicle. The departure vehicle state determination means of the braking control means detects, for example, the wheel speed, wheel acceleration, vehicle body lateral acceleration, yaw rate, etc. of each wheel, and the estimated vehicle body speed and vehicle body slip angle calculated based on these detection results. Based on the above, it is possible to determine the motion state of the vehicle, and to determine the occurrence of excessive oversteer and excessive understeer.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows an outline of an embodiment of the braking control device of the present invention. A braking force is applied to each wheel FR, FL, RR, RL on the front and rear sides of the vehicle at least according to the operation of the brake pedal BP. Brake fluid pressure control device BC, vehicle state determination means DR for determining the motion state of the vehicle, and brake fluid pressure control device BC based on the determination result of the vehicle state determination means DR regardless of whether or not the brake pedal BP is operated. And a braking control means MA for controlling the braking force on at least one wheel of the vehicle, and is used for various vehicle motion control including braking steering control.
[0023]
The brake fluid pressure control device BC is a wheel cylinder that is attached to each wheel of the vehicle and applies a braking force (in FIG. 1, the wheel cylinders Wfr and Wrl of two wheels in one fluid pressure system are shown, Between the master cylinder MC and the wheel cylinders Wfr, Wrl, and the master cylinder MC that boosts the brake fluid in response to the operation of the brake pedal BP and outputs the master cylinder hydraulic pressure. The brake hydraulic pressure of the wheel cylinders Wfr, Wrl is adjusted according to any of the hydraulic pressure modes selected by the intervening braking control means MA, the sudden pressure increasing mode, the pulse pressure increasing mode, the pulse pressure reducing mode, the sudden pressure reducing mode, and the holding mode. Modulator MD, and the brake fluid boosted to the wheel cylinders Wfr and Wrl is discharged via the modulator MD. The hydraulic pump HP, the reservoir RS for storing the brake fluid discharged from the wheel cylinders Wfr and Wrl via the modulator MD, and the normally open first hydraulic pressure passage for connecting and connecting the master cylinder MC and the modulator MD. 1 on-off valve SC, and a normally-closed second on-off valve SI that opens and closes a hydraulic path that connects the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP in communication.
[0024]
Further, in parallel with the first on-off valve SC, the flow of brake fluid in the direction of the modulator MD from the master cylinder MC is limited, and the brake fluid pressure on the modulator MD side is a predetermined amount with respect to the brake fluid pressure on the master cylinder MC side. There is provided a relief valve RV that allows the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC when the pressure becomes equal to or higher than the differential pressure, and a hydraulic pump is used to connect the connection point connecting the modulator MD to the reservoir RS and the second on-off valve SI. A check valve CV that allows the flow of brake fluid in the direction of the hydraulic pump HP and restricts the flow in the reverse direction is interposed between a connection point that is connected to the suction side of the HP.
[0025]
Further, when the modulator MD is adjusted by the braking control means MA, the hydraulic pump HP is continuously driven, the sudden pressure increasing mode is selected as the hydraulic pressure mode, and the pulse increase is performed. The second on-off valve SI is configured to be in the open position only when pressure is increased when the pressure mode is selected (that is, when the brake fluid pressure of the wheel cylinder Wfr or Wrl is in the increased pressure state). In other words, when any one of the pulse pressure reduction mode, the sudden pressure reduction mode and the holding mode other than the sudden pressure increasing mode and the pulse pressure increasing mode is selected, and at the time of holding the pulse pressure increasing mode, the second on-off valve SI is Closed position.
[0026]
In particular, when at least two wheel cylinders Wfr, Wrl in the same hydraulic system are in the pulse pressure increase mode, the start of pressure increase in the pulse pressure increase mode for one wheel cylinder Wrl (for example, behind the vehicle) It is controlled to synchronize at the start of pressure increase in the pulse pressure increase mode for the wheel cylinder Wfr (front of the vehicle). At this time, the pressure increase time in the pulse pressure increase mode with respect to one (rear of the vehicle) wheel cylinder Wrl is adjusted, and an expected pressure increase amount is secured. Thus, the brake fluid in the reservoir RS is passed through the first on-off valve SC in the open position by the hydraulic pump HP that is continuously driven or (the first on-off valve SC is in the closed position). Sometimes) is reliably returned to the master cylinder MC via the relief valve RV. Hereinafter, a detailed description will be given with reference to FIG.
[0027]
FIG. 2 shows an overall configuration of the present embodiment. An engine EG is an internal combustion engine including a throttle control device TH and a fuel injection device FI. In the throttle control device TH, a main throttle is operated according to the operation of an accelerator pedal AP. The main throttle opening of the valve MT is controlled. Further, according to the output of the electronic control unit ECU, the sub-throttle valve ST of the throttle control unit TH is driven to control the sub-throttle opening, and the fuel injection unit FI is driven to control the fuel injection amount. It is configured. The engine EG of the present embodiment is connected to the wheels RL and RR on the rear side of the vehicle via a speed change control device GS and a differential gear DF, so that a so-called rear wheel drive system is configured. It is not limited to.
[0028]
Next, as for the braking system, wheel cylinders Wfl, Wfr, Wrl, Wrr are mounted on the wheels FL, FR, RL, RR, respectively, and a brake fluid pressure control device BC is connected to these wheel cylinders Wfl, etc. Yes. Note that the wheel FL indicates the left front wheel as viewed from the driver's seat, the wheel FR indicates the front right side, the wheel RL indicates the rear left side, and the wheel RR indicates the rear right wheel. However, it may be a front and rear piping.
[0029]
Wheel speed sensors WS1 to WS4 are disposed on the wheels FL, FR, RL, and RR, and these are connected to the electronic control unit ECU, and a pulse signal having a pulse number proportional to the rotational speed of each wheel, that is, the wheel speed. Is input to the electronic control unit ECU. Furthermore, the brake switch BS that is turned on when the brake pedal BP is depressed, the front wheel steering angle sensor SSf that detects the steering angle δf of the wheels FL and FR in front of the vehicle, the lateral acceleration sensor YG that detects the lateral acceleration of the vehicle, and the vehicle A yaw rate sensor YS for detecting the yaw rate is connected to the electronic control unit ECU. In the yaw rate sensor YS, the changing speed of the vehicle rotation angle (yaw angle) around the vertical axis passing through the center of gravity of the vehicle, that is, the yaw angular velocity (yaw rate) is detected and output to the electronic control unit ECU as the actual yaw rate γ.
[0030]
Since the actual yaw rate γ can be estimated based on the wheel speed difference Vfd (= Vwfr−Vwfl) between the left and right wheels on the driven wheel side (wheels FL and FR in front of the vehicle in this embodiment), the wheel speed sensor WS1. If the detection output of WS2 is used, the yaw rate sensor YS can be omitted. Further, a steering angle control device (not shown) may be provided between the wheels RL and RR. According to this, the steering of the wheels RL and RR is performed by a motor (not shown) according to the output of the electronic control unit ECU. The angle can also be controlled.
[0031]
As shown in FIG. 2, the electronic control unit ECU according to the present embodiment includes a microcomputer CMP including a processing unit CPU, a memory ROM, a RAM, an input port IPT, an output port OPT, and the like connected to each other via a bus. ing. Output signals from the wheel speed sensors WS1 to WS4, the brake switch BS, the front wheel steering angle sensor SSf, the yaw rate sensor YS, the lateral acceleration sensor YG, etc. are input to the processing unit CPU from the input port IPT via the amplifier circuit AMP. It is configured. Further, the control signal is output from the output port OPT to the throttle control device TH and the brake hydraulic pressure control device BC via the drive circuit ACT. In the microcomputer CMP, the memory ROM stores programs used for various processes including the flowcharts shown in FIGS. 4 to 9, and the processing unit CPU executes the programs while an ignition switch (not shown) is closed. The memory RAM temporarily stores variable data necessary for executing the program. It should be noted that a plurality of microcomputers may be configured for each control such as throttle control or a combination of related controls as appropriate, and electrically connected to each other.
[0032]
Next, as shown in FIG. 3, the brake hydraulic pressure control device BC according to the present embodiment drives the master cylinder MC to be double-pressure driven via the vacuum booster VB according to the operation of the brake pedal BP. The brake fluid is boosted, and the master cylinder hydraulic pressure is output to the hydraulic systems on the wheels FR and RL and the wheels FL and RR. The master cylinder MC is a tandem master cylinder, and two pressure chambers are connected to each brake hydraulic system. That is, the first pressure chamber MCa is connected to the brake fluid pressure system on the wheels FR and RL side, and the second pressure chamber MCb is connected to the brake fluid system on the wheels FL and RR side.
[0033]
In the brake hydraulic system on the wheel FR, RL side of the present embodiment, the first pressure chamber MCa is connected to the wheel cylinders Wfr, Wrl via the main hydraulic path MF and its branch hydraulic paths MFr, MFl, respectively. ing. The main hydraulic pressure path MF is provided with a normally open first on-off valve SC1 (which functions as a so-called cut-off valve, hereinafter simply referred to as on-off valve SC1). The first pressure chamber MCa is connected between check valves CV5 and CV6, which will be described later, via an auxiliary hydraulic pressure path MFc. A normally closed second on-off valve SI1 (hereinafter simply referred to as on-off valve SI1) is interposed in the auxiliary hydraulic pressure path MFc. Each of these on-off valves is a 2-port 2-position electromagnetic on-off valve. The branch hydraulic pressure paths MFr and MFl are respectively provided with normally open type two-port two-position electromagnetic on-off valves PC1 and PC2 (hereinafter simply referred to as on-off valves PC1 and PC2). Further, check valves CV1 and CV2 are interposed in parallel with these.
[0034]
The check valves CV1, CV2 allow the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC and restrict the flow of brake fluid in the direction of the wheel cylinders Wfr, Wrl. The check valves CV1, CV2 and the first check valves CV1, CV2 The brake fluid in the wheel cylinders Wfr, Wrl is returned to the master cylinder MC and thus to the low-pressure reservoir LRS via the opening / closing valve SC1 in the position (shown). Thus, when the brake pedal BP is released, the hydraulic pressure in the wheel cylinders Wfr, Wrl can quickly follow the decrease in hydraulic pressure on the master cylinder MC side. Also, normally-closed two-port two-position electromagnetic on-off valves PC5 and PC6 (hereinafter simply referred to as on-off valves PC5 and PC6) are connected to the discharge-side branch hydraulic pressure paths RFr and RFl connected to the wheel cylinders Wfr and Wrl, respectively. Is interposed, and the discharge hydraulic pressure channel RF where the branch hydraulic pressure channels RFr and RFl merge is connected to the reservoir RS1.
[0035]
In the brake hydraulic system on the wheel FR, RL side, the on-off valves PC1, PC2, PC5, PC6 constitute a modulator according to the present invention. A hydraulic pump HP1 is interposed in a hydraulic pressure path MFp communicating with the branch hydraulic pressure paths MFr and MFl upstream of the on-off valves PC1 and PC2, and check valves CV5 and CV6 are connected to the suction side thereof. The reservoir RS1 is connected. The discharge side of the hydraulic pump HP1 is connected to the on-off valves PC1 and PC2 via check valves CV7, respectively. The hydraulic pump HP1 is driven by one electric motor M together with the hydraulic pump HP2, and is configured to introduce brake fluid from the suction side, increase the pressure to a predetermined pressure, and output from the discharge side. The reservoir RS1 is provided independently of the low pressure reservoir LRS of the master cylinder MC, and can also be referred to as an accumulator. The reservoir RS1 includes a piston and a spring so as to store brake fluid having a capacity necessary for various controls described later. It is configured.
[0036]
The master cylinder MC is connected in communication between a check valve CV5 and a check valve CV6 on the suction side of the hydraulic pump HP1 via a hydraulic path MFc. The check valve CV5 blocks the flow of brake fluid to the reservoir RS1 and allows a reverse flow. The check valves CV6 and CV7 regulate the flow of brake fluid discharged via the hydraulic pump HP1 in a certain direction, and are normally configured integrally with the hydraulic pump HP1. Thus, the on-off valve SI1 is disconnected from the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 at the normal closed position shown in FIG. 3, and the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 at the open position. It is switched to communicate.
[0037]
Further, in parallel with the on-off valve SC1, the flow of brake fluid from the master cylinder MC toward the on-off valves PC1 and PC2 is restricted, and the brake fluid pressure on the on-off valves PC1 and PC2 side is less than the brake fluid pressure on the master cylinder MC side. Relief valve RV1 that allows the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC when the pressure difference exceeds a predetermined pressure difference, and the flow of brake fluid in the directions of the wheel cylinders Wfr and Wrl are allowed and the flow in the reverse direction is prohibited A check valve AV1 is interposed. The relief valve RV1 allows the brake fluid to be supplied to the low pressure reservoir LRS via the master cylinder MC when the pressurized brake fluid discharged from the hydraulic pump HP1 becomes greater than a predetermined differential pressure from the output hydraulic pressure of the master cylinder MC. Thus, the discharge brake fluid of the hydraulic pump HP1 is regulated to a predetermined pressure. Further, a damper DP1 is disposed on the discharge side of the hydraulic pump HP1, and a proportioning valve PV1 is interposed in a hydraulic pressure path leading to the wheel cylinder Wrl on the rear wheel side. Note that a normally closed two-port two-position electromagnetic on-off valve SF1 and a check valve AV3 are provided between the master cylinder MC and the front wheel side wheel cylinder Wfr. During automatic pressurization of the wheel cylinder Wfr. When the brake pedal BP is operated, a braking force can be applied to the front wheel side.
[0038]
Similarly, in the brake fluid pressure system on the wheels FL and RR side, the reservoir RS2, the damper DP2, the proportioning valve PV2, the normally open type two-port two-position electromagnetic on-off valve SC2 (first on-off valve), and normally closed Type two-port two-position electromagnetic on-off valve SI2 (second on-off valve), SF2, PC7, PC8, normally open type two-port two-position electromagnetic on-off valve PC3, PC4, check valves CV3, CV4, CV8 to CV10, A relief valve RV2 and check valves AV2 and AV4 are provided. The hydraulic pump HP2 is driven by the electric motor M together with the hydraulic pump HP1, and after the electric motor M is started, both the hydraulic pumps HP1 and HP2 are continuously driven. In the flowchart described later, the symbol (*) is used to represent an on-off valve or the like provided for two brake hydraulic systems.
[0039]
The operation of the embodiment having the above-described configuration will be described. During normal braking operation, each electromagnetic valve is in the normal position shown in FIG. 3, and the electric motor M is stopped. When the brake pedal BP is depressed in this state, the master cylinder hydraulic pressure is transferred from the first and second pressure chambers MCa and MCb of the master cylinder MC to the hydraulic systems of the wheels FR and RL and the wheels FL and RR, respectively. The output is supplied to the wheel cylinders Wfr, Wrl, Wfl, Wrr via the on-off valves SC1, SC2 and the on-off valves PC1 to PC8. Since the brake fluid pressure systems on the wheels FR and RL side and the wheels FL and RR side have the same configuration, the brake fluid pressure system on the wheels FR and RL side will be described below as a representative.
[0040]
For example, when it is determined that the wheel FR side is in a locking tendency during the brake operation, the on-off valve SC1 remains in the open position, the on-off valve PC1 is closed, and the on-off valve PC5 is The open position is assumed. Thus, the wheel cylinder Wfr communicates with the reservoir RS1 via the on-off valve PC5, and the brake fluid in the wheel cylinder Wfr flows into the reservoir RS1 and is depressurized.
[0041]
When the wheel cylinder Wfr is in the pulse pressure increasing mode, the on-off valve PC5 is closed and the on-off valve PC1 is opened, and the master cylinder hydraulic pressure from the master cylinder MC passes through the on-off valve PC1 in the open position. Supplied to Wfr. Then, the on-off valve PC1 is intermittently controlled, and the brake fluid in the wheel cylinder Wfr is repeatedly increased and held to increase in a pulsed manner and gradually increase in pressure. When the rapid pressure increasing mode is set for the wheel cylinder Wfr, the on-off valves PC2 and PC5 are closed, and then the on-off valve PC1 is opened, and the master cylinder hydraulic pressure is supplied from the master cylinder MC. When the brake pedal BP is released and the master cylinder hydraulic pressure becomes smaller than the hydraulic pressure in the wheel cylinder Wfr, the brake fluid in the wheel cylinder Wfr passes through the check valve CV1 and the open / close valve SC1 in the open position. Return to MC, and thus to low pressure reservoir LRS. In this way, independent braking force control is performed for each wheel.
[0042]
Then, when the control shifts to traction control, for example, when the acceleration slip prevention control of the wheel RL is performed, the on-off valve SC1 is switched to the closed position, and the on-off valve SI1 is switched to the open position and connected to the wheel cylinder Wfr. The open / close valve PC1 is set to the closed position, and the open / close valve PC2 is set to the open position. In this state, when the hydraulic pump HP1 is driven by the electric motor M, the brake fluid is sucked from the low-pressure reservoir LRS via the master cylinder MC in the non-operating state and the open / close valve SI1, and the wheel on the drive wheel side Pressurized brake fluid is supplied to the cylinder Wrl. If the on-off valve PC2 is in the closed position, the hydraulic pressure in the wheel cylinder Wrl is maintained. Thus, even when the brake pedal BP is in a non-operating state, for example, during acceleration slip prevention control of the wheel RL, the on / off valves PC2 and PC6 are intermittently controlled according to the acceleration slip state of the wheel RL to control the wheel cylinder Wrl. Any one of the fluid pressure modes of pulse pressure increase, pulse pressure decrease and holding is set. As a result, a braking force is applied to the wheel RL, the rotational driving force is limited, acceleration slip is prevented, and traction control can be performed appropriately.
[0043]
Further, when braking steering control of a vehicle, for example, in order to prevent excessive oversteering, it is necessary to generate a moment to counter this, and in this case, a braking force is applied to only one certain wheel. It is effective. That is, in the brake hydraulic system on the side of the wheels FR and RL, the on-off valve SC1 is switched to the closed position and the on-off valve SI1 is switched to the open position during braking steering control, the electric motor M is driven, and the hydraulic pump Brake fluid is discharged from HP1. The opening / closing valves PC1, PC2, PC5, PC6 are appropriately controlled to open / close, and the hydraulic pressures of the wheel cylinders Wfr, Wrl are increased, reduced, or held, and the front and rear valves including the brake hydraulic pressure system on the wheels FL, RR side, The braking force distribution between the wheels is controlled so that the course trace performance of the vehicle can be maintained.
[0044]
The on-off valves SC1, SC2, SI1, SI2 and the on-off valves PC1 to PC8 are driven and controlled by the above-described electronic control unit ECU, and various controls such as anti-skid control as well as braking steering control are performed. For example, when it is determined that the vehicle is excessively oversteered during a turning motion, for example, a braking force is applied to the front wheels on the outside of the turn, and an outward yaw moment to the vehicle, that is, a yaw moment that directs the vehicle to the outside of the turn is generated. Controlled to occur. This is called oversteer suppression control and is also called stability control. Further, when it is determined that the vehicle is excessively understeered during the turning motion, in the case of a rear wheel drive vehicle as in this embodiment, a braking force is applied to the front wheels and the rear two wheels on the outer side of the turning, and the vehicle is inwardly directed toward the vehicle. The yaw moment, that is, the yaw moment that directs the vehicle toward the inside of the turn is generated. This is called understeer suppression control and is also called course trace control. The oversteer suppression control and the understeer suppression control are collectively referred to as braking steering control.
[0045]
In the present embodiment configured as described above, a series of processing such as braking steering control and anti-skid control is performed by the electronic control unit ECU, and when an ignition switch (not shown) is closed, FIGS. Execution of the program corresponding to the flowchart of FIG. FIG. 4 shows the braking control operation of the vehicle. First, in step 101, the microcomputer CMP is initialized, and various calculation values are cleared. Next, at step 102, detection signals from the wheel speed sensors WS1 to WS4 are read, a detection signal from the front wheel steering angle sensor SSf (steering angle δf), a detection signal from the yaw rate sensor YS (actual yaw rate γ), and a lateral acceleration sensor YG. The detection signal (that is, the actual lateral acceleration, expressed as Gya) is read.
[0046]
Subsequently, the process proceeds to step 103, where the wheel speed Vw ** (** represents each wheel FR) of each wheel is calculated, and these are differentiated to obtain the wheel acceleration DVw ** of each wheel. Subsequently, in step 104, the maximum value of the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated as the estimated vehicle body speed Vso at the center of gravity of the vehicle (Vso = MAX (Vw **)). Further, the estimated vehicle body speed Vso ** is obtained for each wheel based on the wheel speed Vw ** of each wheel, and normalization is performed as necessary to reduce errors based on the difference between the inner and outer wheels when turning the vehicle. . Further, the estimated vehicle body speed Vso is differentiated, and an estimated vehicle body acceleration (including an estimated vehicle body deceleration whose sign is opposite) DVso at the center of gravity of the vehicle is calculated. In step 105, based on the wheel speed Vw ** and estimated vehicle speed Vso ** (or normalized estimated vehicle speed) obtained in steps 103 and 104, the actual slip ratio Sa ** of each wheel. Is obtained as Sa ** = (Vso **-Vw **) / Vso **. Next, in step 106, the road surface friction coefficient μ is approximately (DVso) based on the estimated vehicle body acceleration DVso at the center of gravity of the vehicle and the actual lateral acceleration Gya of the detection signal of the lateral acceleration sensor YG.²+ Gya²)^1/2As required. Furthermore, as a means for detecting the road surface friction coefficient, various means such as a sensor for directly detecting the road surface friction coefficient can be used.
[0047]
Subsequently, at step 107, the vehicle body side slip angular velocity Dβ is calculated, and at step 108, the vehicle body side slip angle β is calculated. The vehicle body side slip angle β represents the slip of the vehicle body with respect to the traveling direction of the vehicle as an angle, and can be calculated and estimated as follows. That is, the vehicle body side slip angular velocity Dβ is a differential value dβ / dt of the vehicle body side slip angle β and can be obtained as Dβ = Gy / Vso−γ in step 107, and is integrated in step 108 to obtain β = ∫ (Gy The vehicle body side slip angle β can be obtained as / Vso−γ) dt. Gy represents the lateral acceleration of the vehicle, Vso represents the estimated vehicle body speed at the center of gravity of the vehicle, and γ represents the yaw rate. Alternatively, β = tan based on the ratio of the vehicle speed Vx in the traveling direction and the vehicle speed Vy in the lateral direction perpendicular thereto.^-1It can also be obtained as (Vy / Vx).
[0048]
Then, the process proceeds to step 109 to enter the brake steering control mode, where a target slip ratio to be used for the brake steering control is set as will be described later, and the brake hydraulic pressure is determined according to the driving state of the vehicle by the hydraulic servo control at step 117 described later. The control device BC is controlled to control the braking force for each wheel. This braking steering control is superimposed on the control in all control modes described later. Thereafter, the routine proceeds to step 110, where it is determined whether or not the anti-skid control start condition is satisfied. If it is determined that the start condition is satisfied and the anti-skid control starts at the time of braking steering, the initial specific control is immediately terminated and step 111 is performed. Is set to a control mode for performing both braking steering control and anti-skid control.
[0049]
When it is determined in step 110 that the anti-skid control start condition is not satisfied, the routine proceeds to step 112, where it is determined whether or not the front / rear braking force distribution control start condition is satisfied. If it is determined that the control is to be started, the process proceeds to step 113 and the control mode is set to perform both the brake steering control and the front / rear braking force distribution control. If not satisfied, the process proceeds to step 114 and the traction control start condition is satisfied. It is determined whether or not. If it is determined that the traction control is started at the time of the brake steering control, the control mode is set in step 115 to perform both the brake steering control and the traction control. If no control is determined to be started at the time of the brake steering control, In Step 116, it is determined whether or not the brake steering control start condition is satisfied. When it is determined that the brake steering control is started, the process proceeds to step 117, and the control mode is set to perform only the brake steering control. Based on these control modes, hydraulic servo control is performed in step 118, and then the process returns to step 102. If it is determined in step 116 that the brake steering control start condition is not satisfied, the solenoids of all the solenoid valves are turned off in step 119, and then the process returns to step 102. Note that, based on steps 111, 113, 115, and 117, if necessary, the sub-throttle opening of the throttle control device TH is adjusted according to the driving state of the vehicle, the output of the engine EG is reduced, and the driving force is limited. .
[0050]
In the anti-skid control mode, the braking force applied to each wheel is controlled so as to prevent the wheel from being locked during vehicle braking. In the front / rear braking force distribution control mode, the distribution of the braking force applied to the rear wheels to the braking force applied to the front wheels is controlled so that the stability of the vehicle is maintained when the vehicle is braked. In the traction control mode, braking force is applied to the driving wheel and throttle control is performed so as to prevent slipping of the driving wheel during driving of the vehicle, and the driving force for the driving wheel is controlled by these controls. The
[0051]
FIG. 5 shows the specific processing contents of the setting of the target slip ratio to be used for the brake steering control in step 109 of FIG. 4. The brake steering control includes oversteer suppression control and understeer suppression control, and each wheel has an overshoot. A target slip ratio is set in accordance with the steer suppression control and / or the understeer suppression control. First, in steps 201 and 202, oversteer suppression control and understeer suppression control start / end determination is performed.
[0052]
The start / end determination of the oversteer suppression control performed in step 201 is performed based on whether or not the control region is indicated by the hatched area in FIG. That is, oversteer suppression control is started when entering the control region in accordance with the values of the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ at the time of determination, and oversteer suppression control is terminated when the control region is exited. Controlled as shown by the arrow curve. Further, as will be described later, the braking force of each wheel is controlled so that the control amount increases as the distance from the boundary indicated by the two-dot chain line in FIG.
[0053]
On the other hand, the start / end determination of the understeer suppression control performed in step 202 is performed based on whether or not it is in the control region indicated by hatching in FIG. That is, understeering suppression control is started when the control region is deviated from the ideal state indicated by the alternate long and short dash line in accordance with the change in the actual lateral acceleration Gya with respect to the target lateral acceleration Gyt at the time of determination. Is finished, and the control is performed as shown by the arrow curve in FIG.
[0054]
Subsequently, it is determined in step 203 whether or not oversteer suppression control is being controlled. If not in control, it is determined in step 204 whether or not understeer suppression control is being controlled. Return to the main routine. When it is determined in step 204 that the understeer suppression control is performed, the routine proceeds to step 205, where the target slip ratio of each wheel is set for understeer suppression control described later. If it is determined in step 203 that the oversteer suppression control is performed, the process proceeds to step 206, in which it is determined whether the understeer suppression control is performed. Set for. When it is determined in step 206 that understeer suppression control is being performed, oversteer suppression control and understeer suppression control are performed simultaneously, and in step 208, a target slip ratio for simultaneous control is set.
[0055]
The vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ are used for setting the target slip ratio for oversteer suppression control in step 207. Further, the difference between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya is used for setting the target slip ratio in the understeer suppression control. This target lateral acceleration Gyt is obtained based on Gyt = γ (θf) · Vso. Here, γ (θf) is γ (θf) = {θf / (N · L)} · Vso / (1 + Kh · Vso).²Kh is a stability factor, N is a steering gear ratio, and L is a wheelbase.
[0056]
In step 205, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel outside the turn is set to Stufo, the rear wheel outside the turn is set to Sturo, and the rear wheel inside the turn is set to Sturi. Regarding the sign of the slip ratio (S) shown here, “t” represents “target” and is compared with “a” representing “actual measurement” described later. “u” represents “understeer suppression control”, “r” represents “rear wheel”, “o” represents “outside”, and “i” represents “inside”.
[0057]
The target slip ratio of each wheel in step 207 is set such that the front wheel outside the turn is set to Stefo, the rear wheel outside the turn is set to Stero, and the rear wheel inside the turn is set to Steri. Here, “e” represents “oversteer suppression control”. In step 208, the target slip ratio of each wheel is set such that the front wheel outside the turn is set to Stefo, the rear wheel outside the turn is set to Sturo, and the rear wheel inside the turn is set to Sturi. That is, when oversteer suppression control and understeer suppression control are performed simultaneously, the front wheels on the outside of the turn are set in the same manner as the target slip ratio of oversteer suppression control, and the rear wheels are set in the same manner as the target slip ratio of understeer suppression control. Is set. In any case, the front wheels on the inner side of the turn (that is, the driven wheels in the rear wheel drive vehicle) are not controlled for setting the estimated vehicle body speed.
[0058]
The target slip rate Stefo for the turning outer front wheel used for oversteer suppression control is set as Stefo = K1 · β + K2 · Dβ, and the target slip rate Stero for the turning outer rear wheel is set as Stero = K3 · β + K4 · Dβ. The rate Steri is set as Steri = K5 · β + K6 · Dβ. Here, K1 to K6 are constants, and the target slip ratios Stefo and Stero for the wheels on the outer side of the turn are set to values for controlling the pressurizing direction (the direction in which the braking force is increased). On the other hand, the target slip ratio Steri for the wheel on the inside of the turn is set to a value that controls the pressure reducing direction (direction in which the braking force is reduced).
[0059]
On the other hand, the target slip ratio used for understeer suppression control is set as follows based on the deviation ΔGy between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya. That is, the target slip ratio Stefo for the front wheel outside the turn is set as K7 · ΔGy, and the constant K7 is set to a value for controlling the pressurizing direction (or the depressurizing direction). Further, the target slip ratios Sturo and Sturi for the rear wheels are set to K8 · ΔGy and K9 · ΔGy, respectively, and the constants K8 and K9 are both set to values for controlling the pressurizing direction.
[0060]
FIG. 6 shows the processing contents of the hydraulic pressure servo control performed at step 118 of FIG. 4, and the wheel cylinder hydraulic pressure slip ratio servo control is performed for each wheel. First, the target slip ratio St ** set in the above-described step 205, 207 or 208 is read in step 301, and these are read as they are as the target slip ratio St ** of each wheel.
[0061]
Subsequently, in step 302, the slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each wheel, and in step 303, the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is calculated. In step 302, the difference between the target slip ratio St ** and the actual slip ratio Sa ** of each wheel is calculated to determine the slip ratio deviation ΔSt ** (ΔSt ** = St ** − Sa **). In step 303, the difference between the estimated vehicle body acceleration DVso at the vehicle center of gravity position and the wheel acceleration DVw ** at the wheel to be controlled is calculated, and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is obtained. The actual slip rate Sa ** and the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** of each wheel at this time have different calculations depending on the control mode such as anti-skid control and traction control, but the description thereof will be omitted.
[0062]
Subsequently, the routine proceeds to step 304, where the slip ratio deviation ΔSt ** is compared with a predetermined value Ka. If the slip ratio deviation ΔSt ** is equal to or greater than the predetermined value Ka, the integrated value of the slip ratio deviation ΔSt ** is updated at step 306. That is, a value obtained by multiplying the current slip rate deviation ΔSt ** by the gain GI ** is added to the previous slip rate deviation integrated value IΔSt **, thereby obtaining the current slip rate deviation integrated value IΔSt **. When the slip ratio deviation | ΔSt ** | falls below a predetermined value Ka, the slip ratio deviation integrated value IΔSt ** is cleared (0) in step 305. Next, in steps 307 to 310, the slip ratio deviation integral value IΔSt ** is limited to a value not more than the upper limit value Kb and not less than the lower limit value Kc. When the slip ratio deviation integrated value IΔSt ** exceeds the upper limit value Kb, it is set to Kb. Is set to Kc, and then the process proceeds to Step 311.
[0063]
In step 311, one parameter Y ** used for brake hydraulic pressure control in each control mode is calculated as Gs ** · (ΔSt ** + IΔSt **). Here, Gs ** is a gain, which is set as shown by a solid line in FIG. 13 according to the vehicle body side slip angle β. In step 312, another parameter X ** used for brake fluid pressure control is calculated as Gd ** · ΔDVso **. The gain Gd ** at this time is a constant value as shown by a broken line in FIG.
[0064]
Thereafter, the process proceeds to step 313, and the hydraulic pressure mode is set for each wheel according to the control map shown in FIG. 12 based on the parameters X ** and Y **. In FIG. 12, the sudden pressure reduction region, the pulse pressure reduction region, the holding region, the pulse pressure increase region, and the sudden pressure increase region are set in advance, and in step 313, according to the values of the parameters X ** and Y **. It is determined which region corresponds to this. In the non-control state, the hydraulic mode is not set (solenoid off).
[0065]
When the region determined this time in step 313 is switched from pressure increase to pressure reduction or pressure reduction to pressure increase with respect to the region determined last time, it is necessary to smoothly decrease or increase the brake fluid pressure. Therefore, the pressure increase / decrease compensation process is performed in step 314. For example, when switching from the sudden pressure reducing mode to the pulse pressure increasing mode, the sudden pressure increasing control is performed, and the time is determined based on the duration of the immediately preceding sudden pressure reducing mode. Subsequently, in step 315, switching processing of the on-off valves SI * (representing SI1 and SI2) and SC * (representing SC1 and SC2) is performed, and in step 316, a time limiting process between pulse depressurization and pressure increase is performed. These will be described later. In step 317, the solenoid of each on-off valve PC * constituting the brake hydraulic pressure control device BC is driven in accordance with the hydraulic pressure mode and the pressure increase / decrease compensation process, and the braking force of each wheel is controlled.
[0066]
As described above, in the present embodiment, a braking force is applied to each wheel regardless of whether or not the brake pedal BP is operated, and braking steering control of oversteer suppression control and / or understeer suppression control is performed. In the above embodiment, the control is performed based on the slip ratio. However, the control target of the oversteer suppression control and the understeer suppression control is applied to each wheel such as the brake fluid pressure of the wheel cylinder of each wheel in addition to the slip ratio. Any value may be used as long as it is a target value corresponding to the braking force applied.
[0067]
Next, the switching process of the on-off valves SI * and SC * performed in step 315 of FIG. 6 will be described with reference to FIGS. First, in step 400, it is determined whether or not automatic pressurization is performed. This automatic pressurization means that the brake hydraulic pressure is automatically applied to the wheel cylinder by the output hydraulic pressure of the hydraulic pump in traction control, braking steering control, and the like. Accordingly, automatic pressurization is not performed during anti-skid control that does not include braking steering control, and the process proceeds to step 412 where the on-off valve SC * is turned off to the open position. On the other hand, at the time of automatic pressurization, the routine proceeds from step 401 to 410 to step 411, where the on-off valve SC * is turned on and closed, and the electric motor M is turned on to drive the hydraulic pump HP *. .
[0068]
In step 401, it is determined whether the hydraulic pressure mode set in step 313 is sudden pressure increase, pulse pressure increase, hold, pulse pressure reduction, or rapid pressure reduction, and steps 402 to 406 are performed according to the fluid pressure mode. move on. When the rapid pressure increasing mode is set, the routine proceeds from step 402 to step 407, where the on-off valve SI * is turned on to the open position. Also, when the pulse pressure increasing mode is set, the process proceeds from step 403 to step 409 and the on-off valve SI * is turned on, but the pressure increasing timing in the pulse pressure increasing mode, which is the repetition of holding and pressure increasing. On the other hand, the on-off valve SI * is set to be turned on prior to the predetermined time Tp. That is, as shown in FIG. 14, the opening timing of the on-off valve SI * is synchronized with the rapid pressure increasing mode (a to b in FIG. 14) and the pulse pressure increasing mode (c, d, f in FIG. 14). The on-off valve SI * is turned on a predetermined time Tp before the pressure increase in the pulse pressure increase mode, and the on-off valve SI * is opened until the pressure increase in the pulse pressure increase mode is completed. The predetermined time Tp mainly compensates for the discharge delay of the hydraulic pump HP *, and allows the pump HP * to discharge the boosted brake fluid before the on-off valve (for example, PC1) operates to the closed position. The predetermined time Tp is set according to the rotation speed of the hydraulic pump HP * (for example, 20 msec at 3000 rpm). Further, as a factor for setting the predetermined time Tp, there is a delay in the operation of the on-off valve SI *, but this is not so large and can be ignored. In the pulse pressure increasing mode, the restricting process of the on-off valve SI * is performed in step 410 following step 409, which will be described later with reference to FIG.
[0069]
If the hydraulic pressure mode set in step 313 is any one of the holding mode, the pulse pressure reduction mode, and the rapid pressure reduction mode (that is, not the rapid pressure increase mode and the pulse pressure increase mode), steps 401 to 404, 405 are performed. In step 408, the on-off valve SI * is turned off to be in the closed position. Then, the process proceeds from Steps 407, 408, and 410 to Step 411. As described above, the on-off valve SC * is turned on to the closed position, and the electric motor M is turned on to drive the hydraulic pump HP *.
[0070]
FIG. 8 shows the above-described restricting process of the on-off valve SI *. In step 501, it is determined whether or not the pulse pressure increasing mode is set. If the pulse pressure increasing mode is selected, the remaining amount of brake fluid in the reservoir RS * is determined in step 502. Is compared with the amount of brake fluid required for the current wheel cylinder (wheel cylinder connected to the reservoir RS *). If the remaining amount of brake fluid Ar * in the reservoir RS * is larger than the amount of brake fluid required for the wheel cylinder at that time, the on-off valve SI * is turned off in step 503 to the closed position. The If the reverse is true, in step 504, the on-off valve SI * is turned on to the open position. Thus, even in the pulse pressure increasing mode, if the remaining amount Ar * of the brake fluid in the reservoir RS * is larger than the predetermined brake fluid amount, the on-off valve SI * is held in the closed position. The brake fluid stored in the reservoir during control can also be appropriately discharged by the hydraulic pump HP *.
[0071]
The remaining amount Ar * of brake fluid in the reservoir RS * is obtained by subtracting (Kma · Mon) from the sum of (Kfa · ΣTaF *) and (Kra · ΣTaR *). That is, Ar * = {(Kfd · ΣTdF *) + (Krd · ΣTdR *) − (Km · Mon)}. However, Kfd, Krd, and Km are coefficients, and ΣTdF * and ΣTdR * are decompression times on the front wheel side and the rear wheel side, respectively. Mon is the on-time of the electric motor M when the on-off valve SI * is off. The reference brake fluid amount is the sum of the required brake fluid amount (Kfo · TsF *) on the front wheel side and the required brake fluid amount (Kro · TsR *) on the rear wheel side, with a certain margin Kz (for example, 1.2) Is obtained as Kz · {(Kfo · TsF *) + (Kro · TsR *)}. However, Kfo and Kro are coefficients, and TsF * and TsR * are pressure increasing times in the pulse pressure increasing mode on the front wheel side and the rear wheel side, respectively, and differ depending on the hydraulic pressure mode.
[0072]
The time limiting process between the pulse decrease and increase in step 316 in FIG. 6 is performed according to the flowchart shown in FIG. First, in step 601, it is determined whether or not the pulse pressure increasing mode is set. When it is determined that the pulse pressure increasing mode is selected, it is determined whether or not a predetermined time Td has elapsed after the pulse pressure reducing control is completed. When the predetermined time Td has elapsed after the end of the pulse pressure reduction control, the routine proceeds to step 603, where the pulse pressure increase control is performed as it is, but if the predetermined time Td has not elapsed, the step is increased even in the pulse pressure increase mode. At 604, the holding mode is set. In other words, repeated pressurization and depressurization for a short time after the end of the pulse depressurization control is avoided, and after the pulse depressurization control is completed, the pressure is not increased within a predetermined time and the holding state is maintained. To be left. Thus, accumulation of brake fluid in the reservoir RS * due to frequent switching between the pulse pressure reduction mode and the pulse pressure increase mode can be prevented.
[0073]
FIGS. 15 to 23 show another embodiment of the present invention. In this embodiment, the present embodiment particularly relates to brake control including brake assist control, but the hardware configuration is the same as that of the embodiment shown in FIGS. It is. Thus, when a series of processing such as brake assist control is performed by the electronic control unit ECU and an ignition switch (not shown) is closed, execution of a program corresponding to the flowcharts of FIGS. 15 to 20 and FIG. Starts. In FIG. 15, first, in step 1101, the microcomputer CMP is initialized, and various calculation values are cleared. Next, in step 1102, the detection signals of the wheel speed sensors WS1 to WS4, the detection signal (δf) of the front wheel steering angle sensor SSf, the detection signal (γ) of the yaw rate sensor YS, and the detection signal (Gya) of the lateral acceleration sensor YG are read. At the same time, the detection signal (master cylinder hydraulic pressure Pmc) of the hydraulic pressure sensor PS is read.
[0074]
Next, the routine proceeds to step 1103, where the master cylinder hydraulic pressure Pmc is differentiated to determine the master cylinder hydraulic pressure change rate DPmc. In step 1104, the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated and differentiated to obtain the wheel acceleration DVw ** of each wheel. Subsequently, in step 1105, the maximum value of the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated as the estimated vehicle speed Vso at the center of gravity of the vehicle, and the estimated vehicle speed Vso * for each wheel is calculated based on the wheel speed Vw ** of each wheel. * Is required, and normalization is performed if necessary. Further, the estimated vehicle body speed Vso is differentiated, and an estimated vehicle body acceleration (including an estimated vehicle body deceleration) DVso at the center of gravity of the vehicle is calculated. In step 1106, the actual slip ratio Sa ** of each wheel is calculated based on the wheel speed Vw ** and estimated vehicle speed Vso ** (or normalized estimated vehicle speed) of each wheel obtained in steps 1104 and 1105. Is obtained as Sa ** = (Vso ** − Vw **) / Vso **. In step 1107, the estimated vehicle body acceleration DVso at the center of gravity of the vehicle and the actual lateral acceleration Gya of the detection signal of the lateral acceleration sensor YG are obtained. The road surface friction coefficient μ is approximately (DVso²+ Gya²)^1/2As required.
[0075]
Subsequently, brake assist control is performed in step 1108, which will be described later. In step 1109, various control modes including the brake steering control mode are set, and a target slip ratio to be used in various control modes is set as will be described later, and brake hydraulic pressure control is performed by hydraulic servo control in step 1110. The device BC is controlled to control the braking force for each wheel. Then, after hydraulic servo control is performed in step 1110 based on these control modes, the process returns to step 1102. In step 1109, when neither the brake steering control start condition is satisfied nor any control mode is set, the solenoids of all the solenoid valves are turned off, and then the process returns to step 1102.
[0076]
FIG. 16 shows the specific processing contents of the brake assist control in Step 1108 of FIG. 15. First, in Step 1201, it is determined whether or not the brake assist control flag FL is the flag F1 or the flag F2. If YES in step 1202, the flow advances to step 1202. Here, the flag F1 means during start specific control, and the flag F2 means during this control. In Step 1202, it is determined whether or not the brake assist control start condition is satisfied. If satisfied, the process proceeds to Step 1203, and the control flag FL is set to the start specific control flag F1. The brake assist control start condition is set such that the detected master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS is not less than a predetermined value and the change rate DPmc of the master cylinder hydraulic pressure Pmc is not less than a predetermined ratio.
[0077]
Subsequently, the process proceeds from step 1203 to step 1204, where a start specific control calculation is performed. Specifically, a predetermined duty (for example, 15%, 30%, 50%, 75%) is set according to the detected master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS and the change rate DPmc of the master cylinder hydraulic pressure. A map (not shown) is stored in the memory, and the duty of the on-off valve SI * is selected based on this map. Further, the estimated discharge time calculated based on the target execution time Ts of the start specific control, for example, based on the discharge amount Vp of the hydraulic pump HP1 (HP2) in consideration of the consumption amount Vc of the wheel cylinder and the duty of the on-off valve SI *. It is set to a smaller time of Tv and a fixed time Tc (for example, 1 sec).
[0078]
Then, the routine proceeds to step 1205, where the duty Di of the start specific control on-off valve SI * is set to the value selected at step 1204, and the duty Dc of the on-off valve SC * is set to 100%. Next, at step 1206, after the start of the brake assist control, it is determined whether or not the target execution time Ts has elapsed. If not, the process returns to the main routine of FIG. After the control flag FL is set to the in-control flag F2, the process returns to the main routine of FIG.
[0079]
On the other hand, if it is determined in step 1201 that the control flag FL is either the flag F1 or the flag F2 (that is, the start specific control or the main control is being performed), the process proceeds to step 1208, where is the brake assist control end condition satisfied? It is determined whether or not. This end condition is set such that the detected master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS is less than a predetermined value. If it is determined in step 1208 that the end condition is not satisfied, the process proceeds to step 1209, where it is determined whether or not the control flag FL is the start specific control flag F1. If so, the processing of steps 1205 to 207 is executed again. If it is determined in step 1209 that the control flag FL is not the start specific control flag F1, the control flag FL is the main control flag F2, so the process proceeds to steps 1210 to 1213 and the process of this control is executed.
[0080]
First, at step 1210, a deceleration Δg corresponding to a predetermined hydraulic pressure for brake assist control is added to the deceleration Gm corresponding to the detected master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS, and the vehicle target deceleration ( G *) is set. That is, the target deceleration (G *) corresponding to the operation state of the brake pedal BP is set. Here, deceleration is used for convenience of explanation. Subsequently, the routine proceeds to step 1211, where the difference between the target deceleration (G *) and the estimated vehicle acceleration DVso (including deceleration) used as the actual deceleration is calculated, and this deceleration deviation ΔG is used as a control deviation. In step 1212, the brake assist control amount is calculated. The calculation of the brake assist control amount will be described later with reference to FIG.
[0081]
After the brake assist control amount is calculated in step 1212, the process proceeds to step 1213, and further brake assist braking force distribution control amount calculation is performed. This is to maintain the stable braking state by adjusting the braking force distribution between the wheels even during the brake assist control, but the description is omitted because it is not directly related to the present invention.
[0082]
On the other hand, if it is determined in step 1208 that the brake assist control end condition is satisfied, the process proceeds to step 1214, where the control flag FL is set to the flag F3 indicating that the end specific control is being performed. Next, in step 1215, an end specific control calculation is executed. That is, a map (not shown) in which a predetermined duty is set according to the change rate (decrease rate) DPmc of the master cylinder hydraulic pressure is stored in the memory, and the duty Dc of the on-off valve SC * is determined based on this map. Selected. In this map, the duty is set so as to increase as the decrease rate of the master cylinder hydraulic pressure increases. Further, the target execution time Te of the end identification control is set to a certain time (for example, 0.2 sec).
[0083]
In step 1216, the duty Dc of the on / off valve SC * for end specifying control is set to the value selected in step 1215, and the duty Di of the on / off valve SI * is set to 0%. Next, in step 1217, after the brake assist control is finished, it is determined whether or not the target execution time Te has elapsed. If not, the process returns to the main routine of FIG. After the control flag FL is set to the flag F0 indicating non-control, the process returns to the main routine of FIG.
[0084]
On the other hand, if it is determined in step 1202 that the brake assist control start condition is not satisfied (that is, the end specific control is being performed or not controlled), the process proceeds to step 1219, where the control flag FL is the end specific control in-progress flag F3. If so, the processing of steps 1216 to 1218 is executed again, and then the processing returns to the main routine of FIG. If it is determined in step 1219 that the control flag FL is not the end specific control in-progress flag F3, it means non-control, and the process directly returns to the main routine of FIG.
[0085]
The calculation of the brake assist control amount executed in step 1212 is performed as shown in step 1220 of FIG. Note that step 1220 in FIG. 17 represents a change in duty (ratio of energization time) when each solenoid of the on-off valves SI * and SC * is driven with respect to the deceleration deviation ΔG. That is, on the pressure increasing side (deceleration deviation ΔG is positive), the duty Di of the on-off valve SI * is set to be proportional to the deceleration deviation ΔG, and the duty Dc of the on-off valve SC * is constant, for example, near 100%. Value and is maintained in a substantially closed position. On the other hand, on the pressure reducing side (deceleration deviation ΔG is negative), the duty Dc of the on-off valve SC * is set to be proportional to the deceleration deviation ΔG, and the duty Di of the on-off valve SI * is constant, for example, near 0%. Value and is maintained in a substantially closed position. In step 1220, a restriction is applied to the duty Di of the on-off valve SI *. That is, even if the deceleration deviation ΔG is large, the duty Di of the on-off valve SI * is set so as not to exceed the predetermined upper limit value Dup. This is for avoiding an excessive amount of brake fluid from the master cylinder MC being sucked into the hydraulic pump HP as much as possible, thereby suppressing the depression of the brake pedal BP as much as possible.
[0086]
Then, the process proceeds to Steps 1221 and 1222 in FIG. 17. After the start specific control ends, during the target execution time Td, the duty Di of the on-off valve SI * is multiplied by a predetermined value Ke (for example, 0.5), and Ke · The duty is Di. Therefore, the duty Di of the on-off valve SI * is limited to 50%. In other words, after the start specific control is finished, the gain reduction control for reducing the gain by 50% is performed without the duty being immediately set during the target execution time Td.
[0087]
As described above, the brake assist control amount is calculated for each hydraulic system. Further, the brake assist is controlled for each wheel by appropriately opening and closing the on-off valves PC1 to PC8 constituting the modulator MD. The control amount can be adjusted.
[0088]
FIG. 23 shows an example of the above-described brake assist control operation. The characteristic of (A) indicates the detected master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS, and substantially corresponds to the depression force of the brake pedal BP. A solid line shows an example of characteristics during brake assist control, and a two-dot chain line shows characteristics when brake assist control is not performed. Note that the brake fluid pressure of the wheel cylinder at the time of brake assist control is indicated by a broken line. (B) represents a control mode of the brake assist control, which is performed in the order of the start specifying control from the left side of FIG. 23, the subsequent gain-down control, the subsequent main control, and the end specifying control. Accordingly, other than these (the brake assist) is not controlled. The characteristic of (C) shows the change (drop amount) of the master cylinder hydraulic pressure resulting from the brake assist control, and (D) shows the dependence on the output of the hydraulic pressure sensor PS during the brake assist control. The characteristic of (E) shows the change of the deceleration deviation ΔG, and the characteristic of (F) shows the change of the duty of the on-off valves SI * and SC *.
[0089]
In FIG. 23, the start specific control in the brake assist control starts at the point a when the detected master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS is equal to or higher than a predetermined value and the change rate DPmc is equal to or higher than the predetermined rate, and the target execution time Until the point b after Ts, the duty Di of the on-off valve SI * is set to a value selected based on the aforementioned map. When the start specific control is finished at the point b, the gain down control is performed thereafter, and the duty Di of the on-off valve SI * is limited to 50% of this control until the point c after the target execution time Td has elapsed. Thereafter, this control is performed up to the point f, and the opening / closing control is performed so that the duty Di of the opening / closing valve SI * and the duty Dc of the opening / closing valve SC * are proportional to the deceleration deviation ΔG. That is, as indicated by a broken line in (A), the wheel cylinder hydraulic pressure is adjusted to a hydraulic pressure raised by a predetermined pressure relative to the master cylinder hydraulic pressure of the two-dot chain line. However, as indicated by the solid line, the master cylinder hydraulic pressure Pmc during the brake assist control is lower than the two-dot chain line master cylinder hydraulic pressure because the brake fluid in the master cylinder MC is sucked into the hydraulic pump HP. .
[0090]
During this brake assist control, for example, if the pedal force of the brake pedal BP is weakened at the point d, the deceleration deviation ΔG becomes a negative value (that is, acceleration), and if the pedal force of the brake pedal BP increases further at the point e, the deceleration deviation ΔG increases. As the deceleration deviation ΔG increases, the duty Di of the on-off valve SI * increases in proportion to the deceleration deviation ΔG. However, if it increases as shown by the broken line in (F), it is sucked into the hydraulic pump HP accordingly. As the amount of the brake fluid increases, the master cylinder fluid pressure suddenly decreases as shown by the broken line near the point e in (A), and the depression force of the brake pedal BP is extremely reduced, which makes the driver feel uncomfortable. . For this reason, in the present embodiment, the duty Di of the on-off valve SI * is set so as not to exceed the upper limit value Dup, and a restriction is applied as indicated by a solid line near the point e in (F). When the detection master cylinder hydraulic pressure Pmc of the hydraulic pressure sensor PS is determined to be less than a predetermined value at the point f, the end specifying control is performed, and the duty Dc of the on-off valve SC * is set to the aforementioned map during the target execution time Te. After setting to the value selected based on the brake assist control, the brake assist control ends.
[0091]
18 and 19 show the processing contents of the hydraulic servo control performed in step 1110 of FIG. 15, and the wheel cylinder hydraulic pressure slip ratio servo control is performed for each wheel. First, at step 1301, it is determined whether or not the brake steering control mode is set. If so, the target slip ratio Sv ** for brake steering control is set as the target slip ratio St ** of each wheel at step 1302, and so on. Otherwise, after the target slip ratio St ** is set to 0 in step 1303, the process proceeds to step 1304. In step 1304, it is determined whether or not the brake assist braking force distribution control is being performed. If the brake assist braking force distribution control is being performed, the slip ratio for brake assist braking force distribution control is set to the target slip ratio St ** in step 1305. After the deviation ΔSb ** is added, the process proceeds to step 1306. In step 1306, the slip ratio deviation ΔSd ** for front / rear braking force distribution control, the slip ratio deviation ΔSr ** for traction control, and the slip ratio deviation ΔSs ** for anti-skid control are added to the target slip ratio St **. The target slip ratio St ** is updated. Note that the values of ΔSd **, ΔSr **, and ΔSs ** are 0 when the corresponding control is not controlled.
[0092]
Hereinafter, the processing in steps 1307 to 1319 is the same as the processing in steps 302 to 314 in the flowchart shown in FIG. Thereafter, the process proceeds to step 1320, and when the pulse pressure increasing mode is set as the hydraulic pressure mode for the two wheel cylinders in the same hydraulic pressure system, the synchronization process is performed so that the pressure increasing start timings coincide with each other. In step 1321, on-off valve SI * and on-off valve SC * are controlled to open / close based on duty Di of on-off valve SI * and duty Dc of on-off valve SC * set in steps 1205, 1212 and 1216 in FIG. The Subsequently, at step 1322, the control mode of each wheel is set in relation to the other wheels. For example, rear low select control is performed, and hydraulic pressure control is performed on the rear wheels RR and RL based on the low speed wheels. In step 1323, the solenoid of each on-off valve PC * constituting the brake hydraulic pressure control device BC is driven in accordance with the hydraulic pressure mode and the pressure increase / decrease compensation process, and the braking force of each wheel is controlled.
[0093]
FIG. 20 shows the pulse boosting synchronization process performed in step 1320 of FIG. 19. First, in step 1501, is the pulse boosting mode set for the wheel cylinders of two wheels in the same hydraulic system? It is determined whether or not, and if the pulse pressure increasing mode is not set, the process directly returns to the flowchart of FIG. If it is determined in step 1501 that the pulse pressure increasing mode is set for the wheel cylinders of the two wheels, the process proceeds to step 1502 to determine whether or not the wheel is a wheel R * behind the vehicle. Thus, when the pulse pressure increasing mode is set for the wheel cylinder of the wheel R * at the rear of the vehicle, the process proceeds to step 1503, and the pressure increasing start timing is the front of the vehicle in the same hydraulic system. The wheel cylinder pressure of the wheel F * is changed to coincide with the pressure increase start timing of the wheel cylinders, and the pressure increase start timings of both wheel cylinders are adjusted to be synchronized.
[0094]
If the pressure increase start timing for the wheel cylinder of the wheel R * is changed, the pressure increase amount required for the wheel cylinder will fluctuate, and this needs to be compensated. For this reason, in step 1504, the pressure increase time for the wheel cylinder of the wheel R * is adjusted, and the desired pressure increase amount is secured. For example, when the pressure increase start timing and pressure increase time in the pulse pressure increase mode for the wheel cylinder of the wheel RL are in the relationship indicated by the broken line in FIG. 21, the increase in the wheel FR indicated by the solid line at the top of FIG. When changing to coincide with the pressure start timing, the pressure increase start timing is made the same as shown by the solid line in the middle stage of FIG. 21, and the pressure increase time is adjusted so that the total amount within a predetermined time is a broken line. It is controlled to ensure the amount of pressure increase. Thus, even when the wheel cylinders of the two wheels FR and RL in the same hydraulic system are in the pulse pressure increasing mode, the time during which the on-off valve SI1 is closed (that is, the holding time in the pulse pressure increasing mode) ) Becomes longer, the brake fluid stored in the reservoir RS1 during the hydraulic pressure control is surely discharged by the hydraulic pump HP1.
[0095]
FIG. 22 shows the drive processing of the on-off valves SI * and SC * performed at step 1321 in FIG. 19, and steps 1400 and 1411 are different from the switching processing of the on-off valves SI * and SC * in FIG. 1413 and 1414 are added, but the remaining steps are processed in the same manner as in FIG. 7 (in FIG. 22, the step number is 1000 plus the step number in FIG. 7). That is, in step 1400, it is determined whether or not the brake assist control is being performed. If the brake assist control is being performed, the process proceeds to step 1413 and the control of the on-off valve PC * for braking control is required (such as anti-skid control). If so, the process proceeds to step 1401 and subsequent steps, and the same processing as in the flowchart of FIG. 7 is performed. If the control of the on-off valve PC * is not necessary, the process proceeds to Steps 1414 and 1411, where the on-off valves SI * and SC * are driven according to the duty Di and Dc as described above, and the brake is applied as shown in FIG. Assist control is performed.
[0096]
【The invention's effect】
  Since this invention is comprised as mentioned above, there exist the following effects. That is, in the vehicle brake control device of the present invention, the brake fluid for discharging the brake fluid of the master cylinder to the wheel cylinder through the modulator by the hydraulic pump and storing the brake fluid of the wheel cylinder in the reservoir through the modulator. When the pressure control device is provided and the modulator is adjusted by the braking control means, the hydraulic pump is continuously driven, and when the sudden pressure increasing mode is selected as the hydraulic pressure mode by adjusting the modulator according to the output of the braking control means, In addition, the second on-off valve is opened only when the pressure is increased when the pulse pressure increasing mode is selected, and the brake fluid stored in the reservoir is appropriately discharged by the hydraulic pump before it becomes full. Therefore, the hydraulic pressure control can be surely performed. Therefore, even when brake assist control, braking steering control, anti-skid control, etc. are performed by the braking control device of the present invention, the reservoir does not become full of brake fluid, and desired fluid pressure control is performed reliably. Can do.Furthermore, when the time until the hydraulic pressure mode shifts from the pulse pressure reduction mode to the pulse pressure increase mode is within a predetermined time, the second on-off valve is held in the closed position, so the pulse pressure reduction mode and the pulse pressure increase mode are Therefore, it is possible to prevent the brake fluid from accumulating in the reservoir.
[0102]
  For example, claims3As described in the above, it is assumed that the vehicle state determination means for determining the movement state of the vehicle is provided, and the brake control means is configured to control the brake fluid pressure based on the determination result of the vehicle state determination means regardless of whether or not the brake pedal is operated. When the control device is controlled to control the braking force on at least one wheel of the vehicle, the reservoir is filled with the brake fluid even when the vehicle motion control such as the brake steering control is performed. The desired hydraulic pressure control can be performed reliably.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing an outline of a braking control apparatus for a vehicle according to the present invention.
FIG. 2 is an overall configuration diagram of an embodiment of a braking control device of the present invention.
FIG. 3 is a block diagram showing a brake fluid pressure control device in one embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a flowchart showing the overall braking control of the vehicle in one embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a flowchart showing a target slip ratio setting process for brake steering control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a flowchart showing a hydraulic servo control process in an embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a flowchart showing switching processing of the on-off valves SI * and SC * in one embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a flowchart showing an on-off valve SI * restriction process in one embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a flowchart showing a time limiting process between pulse depressurization and pressure increase in one embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a graph showing a start / end determination region of oversteer suppression control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a graph showing a start / end determination region of understeer suppression control according to an embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a graph showing a relationship between a parameter used for brake hydraulic pressure control and a hydraulic pressure mode in an embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a graph showing a relationship between a vehicle body side slip angle and a gain for parameter calculation in an embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a graph showing an example of the operating status of each on-off valve and electric motor in one embodiment of the present invention, and the fluctuation status of the reservoir fluid amount and wheel cylinder hydraulic pressure according to the operating status.
FIG. 15 is a flowchart showing the entire braking control of a vehicle according to another embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a flowchart showing specific processing contents of brake assist control in another embodiment of the present invention.
FIG. 17 is a flowchart showing a brake assist control amount calculation process in another embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a flowchart showing a hydraulic servo control process in another embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a flowchart showing a hydraulic servo control process in another embodiment of the present invention.
FIG. 20 is a flowchart showing a pulse boosting synchronization process in another embodiment of the present invention.
FIG. 21 is a graph showing an example of a pulse pressure-intensification synchronization processing state according to another embodiment of the present invention.
FIG. 22 is a flowchart showing SI * and SC * drive processing in another embodiment of the present invention.
FIG. 23 is a graph showing an example of a fluctuation state of a master cylinder hydraulic pressure, a brake assist control mode, a deceleration deviation, a duty of each on-off valve, and the like in another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
BP Brake pedal
MC master cylinder
M Electric motor
EG engine
HP1, HP2 hydraulic pump
RS1, RS2 reservoir
Wfr, Wfl, Wrr, Wrl Wheel cylinder
WS1 to WS4 Wheel speed sensor
FR, FL, RR, RL wheels
BC Brake fluid pressure control device
SC1, SC2 First on-off valve
SI1, SI2 Second on-off valve
PC1 to PC8 open / close valve
CMP microcomputer
ECU electronic control unit

Claims

A brake fluid pressure control device that applies a braking force to each of the front and rear wheels of the vehicle in response to an operation of a brake pedal, and the brake fluid pressure control device that controls the brake fluid pressure control device to control at least one wheel of the vehicle. A brake control device for a vehicle comprising a brake control means for controlling a braking force, wherein the brake fluid pressure control device is attached to each wheel of the vehicle to apply a braking force, and to operate the brake pedal. Accordingly, a master cylinder that boosts the brake fluid and outputs a master cylinder fluid pressure, and a sudden pressure increase mode, a pulse pressure increase mode, and a pulse pressure reduction that are interposed between the master cylinder and the wheel cylinder and selected by the braking control means. A modulator that adjusts the brake hydraulic pressure of the wheel cylinder in accordance with any one of a hydraulic pressure mode of a mode, a sudden pressure reduction mode, and a holding mode; A hydraulic pump that discharges the brake fluid that has been boosted to the wheel cylinder via the modulator, a reservoir that stores brake fluid discharged from the wheel cylinder via the modulator, and the master cylinder and the modulator communicating with each other. A normally open first on-off valve that opens and closes a hydraulic pressure path to be connected; a normally closed second on-off valve that opens and closes a hydraulic pressure path that connects the master cylinder and the suction side of the hydraulic pump; Between the connection point for connecting the modulator to the reservoir and the connection point for connecting the second on-off valve to the suction side of the hydraulic pump, the brake fluid in the direction of the hydraulic pump is disposed. And a check valve that permits flow and restricts flow in the reverse direction. When adjusting the modulator by the braking control means, the hydraulic pump is continuously driven. While, when selecting the rapid increase mode as the pressure mode, and the second on-off valve only pressure increase when selecting the pulse pressure increase mode comprises driving means for the open position, said drive means The second on-off valve is held in the closed position when the time until the hydraulic pressure mode shifts from the pulse pressure reduction mode to the pulse pressure increase mode is within a predetermined time. Vehicle braking control device.

A relief valve is provided that allows the brake fluid to flow in the direction of the master cylinder when the brake fluid pressure on the modulator side exceeds a predetermined differential pressure with respect to the brake fluid pressure on the master cylinder side. The vehicle braking control device according to claim 1.

Vehicle state determination means for determining the movement state of the vehicle, wherein the brake control means controls the brake fluid pressure control device based on the determination result of the vehicle state determination means regardless of whether or not the brake pedal is operated. 2. The vehicle braking control device according to claim 1, wherein the vehicle braking control device is configured to control and control a braking force to at least one wheel of the vehicle.