JP4210515B2

JP4210515B2 - Antilock brake control device for vehicle

Info

Publication number: JP4210515B2
Application number: JP2002369987A
Authority: JP
Inventors: 裕巳稲垣; 後藤　　勝; 秀俊小堀
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2002-12-20
Filing date: 2002-12-20
Publication date: 2009-01-21
Anticipated expiration: 2022-12-20
Also published as: JP2004196235A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両運転者のブレーキ操作に応じた液圧を出力するマスタシリンダの出力ポートおよび車輪ブレーキ間に介装される常開型電磁弁と、車輪ブレーキおよびリザーバ間に介装される常閉型電磁弁と、前記出力ポートおよび前記常開型電磁弁間を結ぶ出力液圧路と、前記リザーバから汲み上げたブレーキ液を前記出力液圧路側に還流し得るポンプとを備え、ロック傾向が生じていると判断したときには出力液圧路側にブレーキ液を還流するように前記ポンプを作動せしめるとともに常開型電磁弁および常閉型電磁弁への通電を制御し、車輪ブレーキのブレーキ液圧を増圧するにあたって、常開型電磁弁のコイルに所定の電流を流す通常増圧状態と、常開型電磁弁のコイルへの通電電流をオン・オフ間の中間値とするデューティ増圧状態とを切換え可能とした車両用アンチロックブレーキ制御装置の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
常開型電磁弁のコイルへの通電を、オン・オフ間の中間でデューティ制御することで車輪ブレーキの増圧勾配を変化させるようにした車両用アンチロックブレーキ制御装置が既に知られている（たとえば特許文献１参照。）。
【０００３】
またリザーバから汲み上げたブレーキ液を液圧発生手段側に還流し得るポンプの回転数を、ブレーキペダルの踏力、路面の摩擦係数および常開型電磁弁の開閉状態等に応じて制御することで、低負荷時の騒音の発生を抑制するようにしたものが、特許文献２で開示されている。
【０００４】
【特許文献１】
特表平１０−５０４２５９号公報
【特許文献２】
特開平８−２０７７２６号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、常開型電磁弁のコイルへの通電を、オン・オフ状態の中間でデューティ制御する際には、常開型電磁弁の開度がいわゆる半開き状態となるので、弁に作用する液圧変化の影響が大きくなるが、上記従来のように、液圧発生手段の出力液圧やブレーキペダルの踏力、路面の摩擦係数および常開型電磁弁の開閉状態といった負荷状態によるポンプの回転数制御では、ポンプの脈動に起因する液圧変化を抑えることができず、安定したデューティ増圧制御が困難となる。
【０００６】
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、車輪ブレーキのブレーキ液圧を増圧する際に常開型電磁弁のコイルへの通電をオン・オフ状態の中間でデューティ制御する際の安定した液圧制御を可能とした車両用アンチロックブレーキ制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載の発明は、車両運転者のブレーキ操作に応じた液圧を出力するマスタシリンダの出力ポートおよび車輪ブレーキ間に介装される常開型電磁弁と、車輪ブレーキおよびリザーバ間に介装される常閉型電磁弁と、前記出力ポートおよび前記常開型電磁弁間を結ぶ出力液圧路と、前記リザーバから汲み上げたブレーキ液を前記出力液圧路側に還流し得るポンプと、車輪速度を検出する車輪速度センサと、車輪速度センサで検出された車輪速度に基づいて車輪のロック傾向を判断するとともにロック傾向が生じていると判断したときには前記出力液圧路側にブレーキ液を還流するように前記ポンプを作動せしめるとともに前記常開型電磁弁および前記常閉型電磁弁への通電を制御するアンチロック制御手段とを備え、前記車輪ブレーキのブレーキ液圧を増圧するにあたって前記アンチロック制御手段は、前記常開型電磁弁のコイルに所定の電流を流す通常増圧状態と、常開型電磁弁のコイルへの通電電流をオン・オフ間の中間値とするデューティ増圧状態とを切換えて制御可能である車両用アンチロックブレーキ制御装置において、前記ポンプの単位時間当たりの吐出量を制御可能な前記アンチロック制御手段が、前記デューティ増圧状態では、前記通常増圧状態よりも前記ポンプの単位時間当たりの吐出量を低下させることを特徴とする。
【０００８】
このような請求項１記載の発明の構成によれば、ブレーキ液圧増圧時に常開型電磁弁のコイルへの通電をオン・オフ状態の中間でデューティ制御する際には、ポンプの単位時間当たりの吐出量が低く抑えられるので、ポンプの脈動に起因した液圧変化を抑えることができ、常開型電磁弁の半開き状態での安定したブレーキ液圧の増圧制御を行なうことができる。
【０００９】
また請求項２記載の発明は、上記請求項１記載の発明の構成に加えて、前記アンチロック制御手段は、前記デューティ増圧状態で前記コイルへの通電電流を可変としつつ該通電電流が大きいほど前記ポンプの単位時間当たりの吐出量を低下させることを特徴とし、かかる構成によれば、常開型電磁弁の開度に応じて液圧変化をより少なく抑え、より安定した液圧制御を行なうことができる。
【００１０】
さらに請求項３記載の発明は、上記請求項１または２記載の発明の構成に加えて、前記アンチロック制御手段は、定容量型に構成された前記ポンプを駆動する電動モータの単位時間当たりの回転数を制御して、前記ポンプの単位時間当たりの吐出量を変化させることを特徴とし、かかる構成によれば、構成を複雑化することなく、ポンプの単位時間あたりの吐出量を制御することができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に示した本発明の一実施例に基づいて説明する。
【００１２】
図１〜図７は本発明の一実施例を示すものであり、図１は乗用車両のブレーキ装置のブレーキ液圧回路図、図２は常開型電磁弁の縦断面図、図３は弁軸のストローク変化に対する吸引力変化を示す図、図４は制御系の構成を示すブロック図、図５はアンチロック制御手段によるアンチロックブレーキ制御手順を示すフローチャート、図６は常開型電磁弁への指令信号、車輪速度およびブレーキ液圧を相互に対応させて示すタイミングチャート、図７はデューティ増圧時の常開型電磁弁の通電電流および路面摩擦係数の関係を示す図である。
【００１３】
先ず図１において、タンデム型のマスタシリンダＭは、車両運転者がブレーキペダルＰに加える踏力に応じたブレーキ液圧を発生する第１および第２出力ポート１，２を備えており、第１および第２出力ポート１，２に第１および第２出力液圧路３，４が接続される。
【００１４】
第１出力液圧路３と、左前輪および右後輪にそれぞれ装着された左前輪用車輪ブレーキＢＡおよび右後輪用車輪ブレーキＢＢとの間には、左前輪用車輪ブレーキＢＡおよび右後輪用車輪ブレーキＢＢに個別に対応した常開型電磁弁５Ａ，５Ｂがそれぞれ介装され、第２出力液圧路４と、右前輪および左後輪にそれぞれ装着された右前輪用車輪ブレーキＢＣおよび左後輪用車輪ブレーキＢＤとの間には、右前輪用車輪ブレーキＢＣおよび左後輪用車輪ブレーキＢＤに対応した常開型電磁弁５Ｃ，５Ｄがそれぞれ介装される。
【００１５】
また左前輪用車輪ブレーキＢＡおよび右後輪用車輪ブレーキＢＢと、第１出力液圧路３に対応した単一の第１リザーバ８Ａとの間には、左前輪用車輪ブレーキＢＡおよび右後輪用車輪ブレーキＢＢに個別に対応した常閉型電磁弁６Ａ，６Ｂがそれぞれ介装され、右前輪用車輪ブレーキＢＣおよび左後輪用車輪ブレーキＢＤと、第２出力液圧路４に対応した単一の第２リザーバ８Ｂとの間には、右前輪用車輪ブレーキＢＣおよび左後輪用車輪ブレーキＢＤに個別に対応した常閉型電磁弁６Ｃ，６Ｄがそれぞれ介装される。
【００１６】
また各常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄには、対応する車輪ブレーキＢＡ〜ＢＤからマスタシリンダＭへのブレーキ液の流れを許容するチェック弁７Ａ〜７Ｄがそれぞれ並列に接続される。
【００１７】
第１リザーバ８Ａには、第１リザーバ８Ａからブレーキ液を汲上げ得る定容量型の第１ポンプ１０Ａの吸入側が第１吸入弁９Ａを介して接続されており、第１ポンプ１０Ａの吐出側が第１吐出弁１１Ａおよび第１ダンパ１２Ａを介して第１出力液圧路３に接続される。また第２リザーバ８Ｂには、第２リザーバ８Ｂからブレーキ液を汲上げ得る定容量型の第２ポンプ１０Ｂの吸入側が第２吸入弁９Ｂを介して接続されており、第２ポンプ１０Ｂの吐出側が第２吐出弁１１Ｂおよび第２ダンパ１２Ｂを介して第２出力液圧路４に接続される。しかも第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂは単一の電動モータ１３で共通に駆動される。
【００１８】
このようなブレーキ装置において、各車輪がロックを生じる可能性のない通常ブレーキ時には、各常閉型電磁弁６Ａ〜６Ａが非通電による閉弁状態とされるとともに、各常開型電磁弁５Ａ〜５Ａが非通電による開弁状態とされ、マスタシリンダＭの第１出力ポート１から出力されるブレーキ液圧は、常開型電磁弁５Ａを介して左前輪用車輪ブレーキＢＡに作用するとともに、常開型電磁弁５Ｂを介して右後輪用車輪ブレーキＢＢに作用する。またマスタシリンダＭの第２出力ポート２から出力されるブレーキ液圧は、常開型電磁弁５Ｃを介して右前輪用車輪ブレーキＢＣに作用するとともに、常開型電磁弁５Ｄを介して左後輪用車輪ブレーキＢＤに作用する。
【００１９】
上記ブレーキ中に車輪がロック状態に入りそうになったときには、各常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのうちロック状態に入りそうになった車輪に対応する常開型電磁弁が通電によって閉弁状態とされるとともに、各常閉型電磁弁６Ａ〜６Ｄのうち上記車輪に対応する常閉型電磁弁が通電によって開弁される。これにより、ロック状態に入りそうになった車輪のブレーキ液圧の一部が第１リザーバ８Ａまたは第２リザーバ８Ｂに吸収され、ロック状態に入りそうになった車輪のブレーキ液圧が減圧されることになる。
【００２０】
またブレーキ液圧を一定に保持する際、ならびにブレーキ液圧を増圧する際には、常閉型電磁弁６Ａ〜６Ｄが非通電により閉弁状態とされた状態で、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄへの付与電流の制御によりそれらの常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄの下流側の液圧を前記付与電流に応じてリニアに制御することになる。
【００２１】
ところで、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂは、アンチロックブレーキ制御時に作動するように制御されるものであり、第１および第２リザーバ８Ａ，８Ｂのブレーキ液は第１および第２ポンプ１０Ａ，１０ＢでマスタシリンダＭ側に還流されることになる。このようなブレーキ液の還流によって、第１および第２リザーバ８Ａ，８Ｂへのブレーキ液の吸収によるブレーキペダルＰの踏込み量の増加を防止することができる。しかも第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの吐出圧の脈動は第１および第２ダンパ１２Ａ，１２Ｂで吸収されるので、上記還流によってブレーキペダルＰの操作フィーリングは阻害されることはない。
【００２２】
このようにしてアンチロックブレーキ制御時には、常閉型電磁弁６Ａ〜６Ｄがオン・オフ制御されるのに対し、各常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄは、オン・オフ制御されるとともにオン・オフ間の中間でデューティ制御されるものであり、そのような中間値の付与電流に応じて各車輪ブレーキＢＡ〜ＢＤ側の液圧をリニアに変化させるべく構成される常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのうち、常開型電磁弁５Ａの構成について図２を参照しながら以下に説明する。
【００２３】
図２において、常開型電磁弁５Ａは、電磁力を発揮するソレノイド部１４と、該ソレノイド部１４で駆動される弁部１５とで構成されるものであり、固定の支持ブロック１６の一面１６ａに開口するようにして該支持ブロッック１６に設けられる装着孔１７に弁部１５が収容され、ソレノイド部１４は支持ブロック１６の一面１６ａから突出する。
【００２４】
弁部１５は、磁性金属により段付きの円筒状に形成される弁ハウジング１８を備えるものであり、この弁ハウジング１８は、支持ブロック１６の装着孔１７に嵌合される。装着孔１７の開口端寄り内面には弁ハウジング１８に係合して該弁ハウジング１８の装着孔１７からの離脱を阻止する止め輪１９が嵌着される。また弁ハウジング１８の外面の軸方向に間隔をあけた２個所には環状のシール部材２０，２１が装着されており、それらのシール部材２０，２１間で支持ブロック１６および弁ハウジング１８間には環状室２２が形成される。
【００２５】
弁ハウジング１８には円筒状の弁座部材２３が圧入、固着される。また弁ハウジング１８には、非磁性材料製の弁軸２４が摺動可能に嵌合されており、弁軸２４の一端および弁座部材２３間に出力室２５が形成され、出力室２５に臨んで弁座部材２３に形成される弁座２３ａに着座可能な球状の弁体２６が弁軸２４の一端に固着される。しかも弁軸２４の一端および弁座部材２３間には、弁軸２４すなわち弁体２６を弁座部材２３から離反する方向に付勢する戻しばね２７が設けられる。
【００２６】
弁ハウジング１８には、第１出力液圧路３に連なって支持ブロック１６に設けられた液圧路２８と、弁座部材２３との間に介在するようにしてフィルタ２９が装着される。また環状室２２に臨む部分で弁ハウジング１８の外周にはフィルタ３０が装着されており、該フィルタ３０を介して出力室２５を環状室２２に通じさせるための通路３１が弁ハウジング１８に設けられる。前記環状室２２は車輪ブレーキＢＡに通じるものであり、支持ブロック１６には環状室２２を車輪ブレーキＢＡに通じさせる液圧路３２が設けられる。さらに弁座部材２３およびフィルタ２９間で弁ハウジング１８には、液圧路２８の圧力が環状室２２よりも低下したときに開弁して環状室２２のブレーキ液を液圧路２８側に還流させるチェック弁７Ａが配設される。
【００２７】
ソレノイド部１４は、固定コア３５と、前記弁部１５における弁軸２４の他端に同軸に連接されて固定コア３５に対向するアーマチュア３６と、固定コア３５に対するアーマチュア３６の近接・離反移動を案内するガイド筒３７と、ガイド筒３７を囲繞するボビン３８と、該ボビン３８に巻装されるコイル３９と、コイル３９を囲繞する磁路枠４０と、磁路枠４０およびボビン３８間に介装されるコイル状のばね４１とを備える。
【００２８】
固定コア３５は円筒状に形成されており、前記弁ハウジング１８の一端中央部に同軸にかつ一体に連設される。ガイド筒３７は、非磁性材料たとえばステンレス鋼により一端を半球状の閉塞端とした薄肉の有底円筒状に形成されるものであり、該ガイド筒３７の他端に前記固定コア３５の先端部が嵌合され、たとえば溶接によりガイド筒３７の他端が固定コア３５に固着される。しかも弁ハウジング１８の装着孔１７への装着状態でガイド筒３７は支持ブロック１６の一面１６ａから突出されている。
【００２９】
ボビン３８は、ガイド筒３７を挿通させる中心孔３８ａを有して合成樹脂により形成されるものであり、該ボビン３８にコイル３９が巻装される。
【００３０】
磁路枠４０は、ボビン３８およびコイル３９を囲繞する磁路筒４２を備え、この磁路筒４２の一端には、ガイド筒３７の閉塞端部を中央部から突出させるようにしてボビン３８に当接するリング板状の磁路板４３がかしめ係合される。
【００３１】
一方、磁路筒４２の他端には、固定コア３５の周囲で弁ハウジング１８の一端に当接するリング板状の当接板部４２ａが一体に連設されており、この当接板部４２ａの内周に、固定コア３５の基部が嵌合される。また一端を当接板部４２ａに当接せしめたコイル状のばね４１の他端は、ボビン３８に当接される。
【００３２】
ガイド筒３７内には、固定コア３５に対して近接・離反することが可能なアーマチュア３６が収納されており、固定コア３５を移動自在に貫通する前記弁軸２４の一端がアーマチュア３６に同軸に当接される。ところで、弁軸２４は、戻しばね２７のばね力により弁体２６を弁座部材２３から離反する方向に付勢されており、弁軸２４の他端はアーマチュア３６に常時当接されており、アーマチュア３６の軸方向移動に応じて弁軸２４すなわち弁体２６も軸方向に移動することになる。
【００３３】
すなわちアーマチュア３６に固定コア３５側への磁気吸引力が作用していない状態で、該アーマチュア３６は戻しばね２７のばね力によりガイド筒３７の一端閉塞部で受けられるまで後退した位置に在り、この際、弁体２６は弁座部材２３から離反しており、常開型電磁弁５Ａは開弁状態にある。また弁体２６が弁座部材２３に着座するまで固定コア３５側にアーマチュア３６を磁気吸引させると、常開型電磁弁５Ａが閉弁状態となる。
【００３４】
ところで、弁軸２４の一端には、出力室２５の液圧により液圧力と、戻しばね２７のばね力との合力が作用するのに対し、弁軸２４の他端には、アーマチュア３６を固定コア３５側に吸引する磁気吸引力が作用するものであり、弁軸２４は、液圧力およびばね力の合力と、磁気吸引力とが均衡するようにストローク作動することになる。そこでコイル３９への通電量を、たとえばデューティ制御によってオン・オフ間の中間値となるように制御することにより、アーマチュア３６を固定コア３５側に吸引する磁気吸引力を変化させることができる。
【００３５】
一方、固定コア３５およびアーマチュア３６の対向面３５ａ，３６ａは、出力室２５から離反するにつれて大径となるテーパ面に形成される。
【００３６】
このように固定コア３５およびアーマチュア３６の対向面３５ａ，３６ａがテーパ面に形成されると、アーマチュア３６の軸方向ストローク量に比べて固定コア３５およびアーマチュア３６の対向距離（テーパ面に直角な方向の距離）の変化を小さくすることができ、対向面３５ａ，３６ａ間に発生する吸引力の変化が軸方向ストロークの変化に対して小さくなる。しかも実際に軸方向に作用する吸引力は対向面３５ａ，３６ａ間に発生する吸引力のｓｉｎ成分であり、テーパ面の角度が鋭角になるほど対向面３５ａ，３６ａ間の吸引力の変化に対して軸方向の吸引力の変化が小さくなる。
【００３７】
これにより、図３の実線で示すように、固定コア３５およびアーマチュア３６間の吸引力が、弁部１５における全閉および全開間の実用範囲ではほぼフラットになるようにすることができる。これに対し、固定コア３５およびアーマチュア３６の対向面を軸方向に直角な平坦面としたときには、弁軸２４の軸方向ストロークに応じて固定コア３５およびアーマチュア３６の対向距離が比例的に変化するので、図３の鎖線で示すように、固定コア３５およびアーマチュア３６間の吸引力は実用範囲でも大きく変化してしまう。
【００３８】
このようにして常開型電磁弁５Ａは、オン・オフ制御されるとともに車輪ブレーキＢＡ側の液圧をリニアに変化させるべくオン・オフ間の中間値の電流を付与すべくデューティ制御されるものであり、他の常開型電磁弁５Ｂ〜５Ｄも上記常開型電磁弁５Ａと同様に構成される。一方、常閉型電磁弁６Ａ〜６Ｄはオン・オフ制御されるだけである。
【００３９】
図４において、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄは駆動回路６７…で駆動され、常閉型電磁弁６Ａ〜６Ｄは駆動回路６８…で駆動され、電動モータ１３は駆動回路６９で駆動されるものであり、それらの駆動回路６７…，６８…，６９は、各車輪の車輪速度をそれぞれ検出する車輪速度センサ３３Ａ，３３Ｃ；３３Ｂ，３３Ｄで検出された車輪速度に基づいてアンチロック制御手段３４により制御される。
【００４０】
このアンチロック制御手段３４は、図５で示す手順に従って各車輪ブレーキＢＡ〜ＢＤのアンチロックブレーキ制御を実行するものであり、ステップＳ１で初期化を完了した後に、ステップＳ２で各車輪速度センサ３３Ａ，３３Ｃ；３３Ｂ，３３Ｄで検出された車輪速度を読み込み、ステップＳ３では、読み込んだ車輪速度に基づいて、車輪加速度、推定車体速度および路面摩擦係数をそれぞれ算出する。
【００４１】
ステップＳ４では各車輪毎のスリップ率を算出し、そのスリップ率算出値に基づいてステップＳ５でアンチロックブレーキ制御の制御モード、すなわち減圧、保持および増圧のいずれの状態であるかを判定し、その判定に応じてステップ６で各駆動回路６７…，６８…，６９を制御するための制御信号を出力する。
【００４２】
このようにして、アンチロック制御手段３４は、各車輪速度センサ３３Ａ〜３３Ｄで検出された車輪速度に基づいて各車輪のロック傾向を判断するとともにその判断結果に応じて、前記各常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄ、前記各常閉型電磁弁６Ａ〜６Ｄおよび電動モータ１３への通電を制御するのであるが、各常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄおよび常閉側電磁弁６Ａ〜６Ｄに関しては、表１で示すような制御態様での通電制御が実行される。
【００４３】
【表１】

【００４４】
上記表１において、デューテイ増圧およびデューテイ保持とあるのは、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄをオン・オフ間の中間値の電流で制御して、ブレーキ液圧を増圧したり、ブレーキ液圧を保持したりする状態、すなわちデューティ制御状態のことであり、アンチロック制御手段３４は、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄの通電制御にあたって、コイル３９に所定の電流を流すオン状態と、前記コイル３９への通電を停止するオフ状態と、前記所定の電流よりも低い電流を流す中間状態（デューテイ増圧状態およびデューテイ保持状態）とを切換えることになる。
【００４５】
すなわちアンチロック制御手段３４は、アンチロック制御状態でのブレーキ液圧保持時には、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９に所定の電流を流して常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄを閉弁する通常保持状態と、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９に前記所定の電流よりも低い一定の電流を流すようにしたデューテイ保持状態とを切換え可能であり、またブレーキ液圧増圧時には、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９に所定の電流を流して常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄを閉弁する通常増圧状態と、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９への通電電流を前記所定の電流よりも低くしたデューテイ増圧状態とを切換え可能である。
【００４６】
ところで、アンチロックブレーキ制御時に常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄを開閉駆動するための指令信号は、たとえば図６で示すように変化し、それに応じて車輪速度およびブレーキ液圧も図６で示すように変化するものであるが、この指令信号は、そのデューテイ保持時には前記所定の電流よりも低い一定電流をコイル３９に流すように一定となり、またデューテイ増圧時には前記所定の電流よりも低い電流をコイル３９に付与すべく所定の幅内での増減を繰り返すものであり、前記駆動回路６７…には、前記指令信号が入力されるＰＷＭ回路（図示せず）からのパルス信号が入力されることになる。
【００４７】
しかもアンチロック制御手段３４は、そのデューテイ増圧状態では、所定の幅内で増減を繰り返すようにして常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９に付与する通電電流の高電流値および低電流値を、たとえば図７で示すように、路面摩擦係数が高くなるほど大きくするように変化させるものである。
【００４８】
またアンチロック制御手段３４は、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を制御可能であり、前記デューティ増圧状態では、前記通常増圧状態よりも第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を低下させる。この際、（ａ）左右前輪および後輪の少なくとも１輪がデューティ増圧状態に入ってからデューティ増圧状態の終了後に所定時間が経過するまでの間、（ｂ）左右前輪がともにデューティ増圧状態に入ってからデューティ増圧状態の終了後に所定時間が経過するまでの間、ならびに（ｃ）左右前輪の一方がデューティ増圧状態に入ってからデューティ増圧状態の終了後に所定時間が経過するまでの間のいずれかを、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を低下させる制御を実行する条件とすることが望ましい。
【００４９】
しかも第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂは、定容量型に構成されているので、アンチロック制御手段３４は、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂを共通に駆動する電動モータ１３の単位時間当たりの回転数を制御することにより、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を変化させることになる。この際、吐出量を変化させる通電電流は、図７で示した通電電流の幅のうち低電流値で判断するか、図７で示した通電電流の幅のうち高電流値および低電流値の平均値で判断すればよく、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄの通電電流が高いほど吐出量を変化させる通電電流を低くすることになる。
【００５０】
さらにアンチロック制御手段３４は、デューティ増圧状態で常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄコイル３９への通電電流が大きいほど第１および第２ポンプ１０Ａ、１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を低下させるように、前記電動モータ１３の単位時間当たりの回転数を制御する。
【００５１】
次にこの実施例の作用について説明すると、アンチロックブレーキ制御時に車輪ブレーキＢＡ〜ＢＤのブレーキ液圧を増圧するにあたってアンチロック制御手段３４は、前記常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９に所定の電流を流す通常増圧状態と、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９への通電電流をオン・オフ間の中間値とするデューティ増圧状態とを切換えて制御可能であり、しかもデューティ増圧状態では、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を、前記通常増圧状態よりも低下させるようにして前記ポンプ１０Ａ，１０Ｂの吐出量を可変制御する。
【００５２】
このようにブレーキ液圧増圧時に常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄのコイル３９への通電をオン・オフ状態の中間でデューティ制御する際には、第１および第２ポンプ１０Ａ〜１０Ｂの単位時間当たりの吐出量が低く抑えられることにより、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの脈動に起因した液圧変化を抑えることができ、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄの半開き状態での安定したブレーキ液圧の増圧制御を行なうことができる。
【００５３】
しかもアンチロック制御手段３４は、定容量型に構成された第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂを駆動する電動モータ１３の単位時間当たりの回転数を制御して、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を変化させるものであるので、構成を複雑化することなく、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間あたりの吐出量を制御することができる。
【００５４】
またアンチロック制御手段３４は、デューティ増圧状態でコイル３９への通電電流を可変としつつ該通電電流が大きいほど第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂの単位時間当たりの吐出量を低下させるので、常開型電磁弁５Ａ〜５Ｄの開度に応じて液圧変化をより少なく抑え、より安定した液圧制御を行なうことができる。
【００５５】
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。
【００５６】
たとえば上記実施例では、第１および第２ポンプ１０Ａ，１０Ｂを定容量型としたが、請求項１または２記載の発明は、ポンプが可変容量型に構成される車両用アンチロックブレーキ制御装置にも適用可能である。
【００５７】
【発明の効果】
以上のように請求項１記載の発明によれば、ブレーキ液圧増圧時に常開型電磁弁のコイルへの通電をデューティ制御する際には、ポンプの単位時間当たりの吐出量が低く抑えられるので、ポンプの脈動に起因した液圧変化を抑えることができ、常開型電磁弁の半開き状態での安定したブレーキ液圧の増圧制御を行なうことができる。
【００５８】
また請求項２記載の発明によれば、常開型電磁弁の開度に応じて液圧変化をより少なく抑え、より安定した液圧制御を行なうことができる。
【００５９】
さらに請求項３記載の発明によれば、構成を複雑化することなく、ポンプの単位時間あたりの吐出量を制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】乗用車両のブレーキ装置のブレーキ液圧回路図である。
【図２】常開型電磁弁の縦断面図である。
【図３】弁軸のストローク変化に対する吸引力変化を示す図である。
【図４】制御系の構成を示すブロック図である。
【図５】アンチロック制御手段によるアンチロックブレーキ制御手順を示すフローチャートである。
【図６】常開型電磁弁への指令信号、車輪速度およびブレーキ液圧を相互に対応させて示すタイミングチャートである。
【図７】デューティ増圧時の常開型電磁弁の通電電流および路面摩擦係数の関係を示す図である。
【符号の説明】
３Ａ，３Ｂ・・・出力液圧路
５Ａ，５Ｂ，５Ｃ，５Ｄ・・・常開型電磁弁
６Ａ，６Ｂ，６Ｃ，６Ｄ・・・常閉型電磁弁
８Ａ，８Ｂ・・・リザーバ
１０Ａ，１０Ｂ・・・ポンプ
１３・・・電動モータ
３３Ａ，３３Ｂ，３３Ｃ，３３Ｄ・・・車輪速度センサ
３４・・・アンチロック制御手段
３９・・・コイル
ＢＡ，ＢＢ，ＢＣ，ＢＤ・・・車輪ブレーキ
Ｍ・・・マスタシリンダ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present inventionMaster cylinder output port and wheel brake that outputs hydraulic pressure according to vehicle driver's brake operationA normally open solenoid valve interposed therebetween, and a normally closed solenoid valve interposed between the wheel brake and the reservoir,An output hydraulic pressure path connecting the output port and the normally open solenoid valve;Brake fluid pumped from the reservoirThe output hydraulic pressure pathA pump capable of refluxing to the side,When it is determined that there is a tendency to lock, the pump is operated so as to return the brake fluid to the output hydraulic pressure passage side.In order to increase the brake fluid pressure of the wheel brake by controlling energization to the normally open solenoid valve and the normally closed solenoid valve, a normal pressure increasing state in which a predetermined current is passed through the coil of the normally open solenoid valve, and a normally open state The present invention relates to an improvement in an antilock brake control device for a vehicle that can be switched between a duty increasing state in which an energization current to a coil of a type solenoid valve is an intermediate value between on and off.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art An antilock brake control device for a vehicle that changes the pressure increase gradient of a wheel brake by duty-controlling the energization of a coil of a normally open solenoid valve in the middle between on and off is already known ( For example, see Patent Document 1.)
[0003]
In addition, by controlling the number of revolutions of the pump that can recirculate the brake fluid pumped from the reservoir to the hydraulic pressure generating means side according to the depression force of the brake pedal, the friction coefficient of the road surface, the open / close state of the normally open solenoid valve, etc. Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-228707 discloses a configuration that suppresses the generation of noise at low load.
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese National Patent Publication No. 10-504259
[Patent Document 2]
JP-A-8-207726
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when the duty control of the energization of the coil of the normally open solenoid valve is performed in the middle of the on / off state, the opening of the normally open solenoid valve is in a so-called half-open state, so that the hydraulic pressure acting on the valve Although the influence of the change becomes large, as in the conventional case, the rotation speed control of the pump by the load state such as the output hydraulic pressure of the hydraulic pressure generating means, the depression force of the brake pedal, the friction coefficient of the road surface, and the open / close state of the normally open solenoid valve In this case, a change in hydraulic pressure due to the pulsation of the pump cannot be suppressed, and stable duty pressure increase control becomes difficult.
[0006]
The present invention has been made in view of such circumstances. When increasing the brake fluid pressure of a wheel brake, the current is stable when duty control is performed on the coil of the normally open solenoid valve between the on and off states. It is an object of the present invention to provide an antilock brake control device for a vehicle that enables the hydraulic pressure control.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the invention according to claim 1Master cylinder output port and wheel brake that outputs hydraulic pressure according to vehicle driver's brake operationA normally open solenoid valve interposed therebetween, and a normally closed solenoid valve interposed between the wheel brake and the reservoir,An output hydraulic pressure path connecting the output port and the normally open solenoid valve;Brake fluid pumped from the reservoirThe output hydraulic pressure pathAnd a wheel speed sensor for detecting the wheel speed, and determining the wheel locking tendency based on the wheel speed detected by the wheel speed sensor.When it is determined that there is a tendency to lock, the pump is operated so as to return the brake fluid to the output hydraulic pressure side.An anti-lock control means for controlling energization to the normally open solenoid valve and the normally closed solenoid valve, and the anti-lock control means for increasing the brake fluid pressure of the wheel brake includes the normally open solenoid valve. For vehicles that can be controlled by switching between a normal pressure-increasing state in which a predetermined current flows through the coil of the valve and a duty pressure-increasing state in which the energization current to the coil of the normally open solenoid valve is an intermediate value between on and off In the anti-lock brake control device, the anti-lock control means capable of controlling the discharge amount per unit time of the pump is more effective in the duty pressure increasing state than in the normal pressure increasing state. It is characterized by lowering.
[0008]
According to the configuration of the first aspect of the present invention, when duty control is performed in the middle of the on / off state of energization of the coil of the normally open solenoid valve when the brake fluid pressure is increased, the unit time of the pump Since the permissible discharge amount is kept low, it is possible to suppress the hydraulic pressure change caused by the pulsation of the pump, and to perform stable brake hydraulic pressure increase control in the half-open state of the normally open solenoid valve.
[0009]
According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect of the invention, the anti-lock control means has a large energization current while making the energization current to the coil variable in the duty increasing state. The discharge amount per unit time of the pump is reduced as much as possible, and according to such a configuration, the change in the hydraulic pressure is suppressed according to the opening degree of the normally open solenoid valve, and more stable hydraulic pressure control is performed. Can be done.
[0010]
Furthermore, in the invention according to claim 3, in addition to the configuration of the invention according to claim 1 or 2, the anti-lock control means is provided per unit time of the electric motor that drives the pump configured in a constant capacity type. It is characterized by controlling the number of revolutions and changing the discharge amount per unit time of the pump, and according to such a configuration, the discharge amount per unit time of the pump can be controlled without complicating the configuration. Can do.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of the present invention will be described below based on one embodiment of the present invention shown in the accompanying drawings.
[0012]
1 to 7 show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a brake hydraulic circuit diagram of a brake device for a passenger vehicle. FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a normally open solenoid valve. FIG. FIG. 4 is a block diagram showing the configuration of the control system, FIG. 5 is a flowchart showing an antilock brake control procedure by the antilock control means, and FIG. 6 is a diagram showing a normally open solenoid valve. FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the energization current of the normally open solenoid valve and the road surface friction coefficient when the duty is increased.
[0013]
  First in FIG., TaThe Ndem-type master cylinder M includes first and second output ports 1 and 2 that generate brake fluid pressure in accordance with the depression force applied to the brake pedal P by the vehicle driver. The first and second output ports 1 , 2 are connected to the first and second output hydraulic pressure paths 3, 4.
[0014]
Between the first output hydraulic path 3 and the left front wheel brake BA and the right rear wheel brake BB mounted on the left front wheel and the right rear wheel, respectively, the left front wheel brake BA and the right rear wheel are provided. Normally

open solenoid valves

5A and 5B individually corresponding to the vehicle wheel brake BB, respectively, and the second output hydraulic pressure path 4, the right front wheel wheel brake BC and the right front wheel brake BC respectively attached to the right rear wheel and Normally

open solenoid valves

5C and 5D corresponding to the right front wheel brake BC and the left rear wheel brake BD are interposed between the left rear wheel brake BD and the left rear wheel brake BD, respectively.
[0015]
Between the left front wheel brake BA and the right rear wheel brake BB and the single first reservoir 8A corresponding to the first output hydraulic pressure path 3, the left front wheel brake BA and the right rear wheel are provided. Normally closed

solenoid valves

6A and 6B individually corresponding to the wheel brake BB for the vehicle are respectively provided, and the wheel brake BC for the right front wheel and the wheel brake BD for the left rear wheel and the single corresponding to the second output hydraulic pressure path 4 are provided. Between the second reservoir 8B, normally closed

electromagnetic valves

6C and 6D individually corresponding to the right front wheel brake BC and the left rear wheel brake BD are interposed.
[0016]
Also, check valves 7A to 7D that allow the flow of brake fluid from the corresponding wheel brakes BA to BD to the master cylinder M are connected in parallel to the normally open solenoid valves 5A to 5D, respectively.
[0017]
The first reservoir 8A is connected to the suction side of a constant-capacity type first pump 10A capable of pumping brake fluid from the first reservoir 8A via a first suction valve 9A, and the discharge side of the first pump 10A is connected to the first reservoir 8A. The first output hydraulic pressure passage 3 is connected to the first discharge valve 11A and the first damper 12A. In addition, a suction side of a constant capacity type second pump 10B capable of pumping brake fluid from the second reservoir 8B is connected to the second reservoir 8B via a second suction valve 9B, and a discharge side of the second pump 10B is connected to the second reservoir 8B. It is connected to the second output hydraulic pressure path 4 via the second discharge valve 11B and the second damper 12B. Moreover, the first and second pumps 10 </ b> A and 10 </ b> B are commonly driven by a single electric motor 13.
[0018]
In such a brake device, during normal braking in which each wheel is not likely to be locked, each normally closed solenoid valve 6A to 6A is closed by non-energization and each normally open solenoid valve 5A to 5A. The brake fluid pressure output from the first output port 1 of the master cylinder M acts on the left front wheel brake BA via the normally open solenoid valve 5A, while the valve 5A is opened due to de-energization. It acts on the right rear wheel brake BB via the open solenoid valve 5B. The brake hydraulic pressure output from the second output port 2 of the master cylinder M acts on the right front wheel wheel brake BC via the normally open solenoid valve 5C, and the left rear via the normally open solenoid valve 5D. It acts on the wheel brake BD for wheels.
[0019]
When the wheel is about to enter the locked state during the braking, the normally open type electromagnetic valve corresponding to the wheel that is about to enter the locked state among the normally open type electromagnetic valves 5A to 5D is closed by energization. At the same time, among the normally closed solenoid valves 6A to 6D, the normally closed solenoid valve corresponding to the wheel is opened by energization. Thereby, a part of the brake fluid pressure of the wheel that is about to enter the locked state is absorbed by the first reservoir 8A or the second reservoir 8B, and the brake fluid pressure of the wheel that is about to enter the locked state is reduced. It will be.
[0020]
Further, when the brake fluid pressure is kept constant and when the brake fluid pressure is increased, the normally open solenoid valves 5A to 5D are kept in a state where the normally closed solenoid valves 6A to 6D are closed by deenergization. By controlling the application current to 5D, the hydraulic pressure downstream of these normally open solenoid valves 5A to 5D is linearly controlled according to the application current.
[0021]
By the way, the first and

second pumps

10A and 10B are controlled so as to operate during the anti-lock brake control, and the brake fluid in the first and

second reservoirs

8A and 8B is the first and

second pumps

10A and 10B. At 10B, the refrigerant is returned to the master cylinder M side. Such recirculation of the brake fluid can prevent an increase in the amount of depression of the brake pedal P due to the absorption of the brake fluid into the first and

second reservoirs

8A and 8B. Moreover, since the pulsations of the discharge pressures of the first and

second pumps

10A and 10B are absorbed by the first and

second dampers

12A and 12B, the operation feeling of the brake pedal P is not hindered by the reflux.
[0022]
Thus, during the anti-lock brake control, the normally closed solenoid valves 6A to 6D are controlled to be turned on / off, while the normally open solenoid valves 5A to 5D are controlled to be turned on / off and turned on / off. The normally open solenoid valves 5A to 5D are configured to linearly change the hydraulic pressure on the side of each wheel brake BA to BD in accordance with the applied current of such an intermediate value. Among them, the configuration of the normally open solenoid valve 5A will be described below with reference to FIG.
[0023]
In FIG. 2, the normally open electromagnetic valve 5 </ b> A includes a solenoid portion 14 that exhibits electromagnetic force and a valve portion 15 that is driven by the solenoid portion 14, and one surface 16 a of a fixed support block 16. The valve portion 15 is accommodated in the mounting hole 17 provided in the support block 16 so as to open, and the solenoid portion 14 protrudes from one surface 16 a of the support block 16.
[0024]
The valve portion 15 includes a valve housing 18 formed of a magnetic metal into a stepped cylindrical shape. The valve housing 18 is fitted into the mounting hole 17 of the support block 16. A retaining ring 19 that engages with the valve housing 18 and prevents the valve housing 18 from being detached from the mounting hole 17 is fitted to the inner surface of the mounting hole 17 near the opening end. In addition,

annular seal members

20 and 21 are mounted at two positions on the outer surface of the valve housing 18 that are spaced apart in the axial direction, and between the

seal members

20 and 21 between the support block 16 and the valve housing 18. An annular chamber 22 is formed.
[0025]
A cylindrical valve seat member 23 is press-fitted and fixed to the valve housing 18. A valve shaft 24 made of a non-magnetic material is slidably fitted in the valve housing 18, and an output chamber 25 is formed between one end of the valve shaft 24 and the valve seat member 23, and faces the output chamber 25. Thus, a spherical valve body 26 that can be seated on the valve seat 23 a formed on the valve seat member 23 is fixed to one end of the valve shaft 24. In addition, a return spring 27 is provided between one end of the valve shaft 24 and the valve seat member 23 to urge the valve shaft 24, that is, the valve body 26 in a direction away from the valve seat member 23.
[0026]
A filter 29 is attached to the valve housing 18 so as to be interposed between the hydraulic pressure path 28 provided in the support block 16 and connected to the first output hydraulic pressure path 3 and the valve seat member 23. A filter 30 is mounted on the outer periphery of the valve housing 18 at a portion facing the annular chamber 22, and a passage 31 for allowing the output chamber 25 to communicate with the annular chamber 22 through the filter 30 is provided in the valve housing 18. . The annular chamber 22 communicates with the wheel brake BA, and the support block 16 is provided with a hydraulic pressure path 32 that communicates the annular chamber 22 with the wheel brake BA. Further, the valve housing 18 is opened between the valve seat member 23 and the filter 29 when the pressure in the hydraulic pressure passage 28 is lower than that in the annular chamber 22, and the brake fluid in the annular chamber 22 is returned to the hydraulic pressure passage 28 side. A check valve 7A is provided.
[0027]
The solenoid unit 14 guides the movement of the armature 36 toward and away from the fixed core 35, the armature 36 that is coaxially connected to the other end of the valve shaft 24 in the valve unit 15 and faces the fixed core 35. Guide cylinder 37, a bobbin 38 surrounding the guide cylinder 37, a coil 39 wound around the bobbin 38, a magnetic path frame 40 surrounding the coil 39, and the magnetic path frame 40 and the bobbin 38. The coiled spring 41 is provided.
[0028]
The fixed core 35 is formed in a cylindrical shape, and is coaxially and integrally connected to the central portion of one end of the valve housing 18. The guide cylinder 37 is formed in a thin bottomed cylindrical shape with a hemispherical closed end at one end made of a nonmagnetic material such as stainless steel, and the distal end of the fixed core 35 is connected to the other end of the guide cylinder 37. And the other end of the guide tube 37 is fixed to the fixed core 35 by welding, for example. In addition, the guide cylinder 37 protrudes from the one surface 16 a of the support block 16 in the mounting state of the valve housing 18 in the mounting hole 17.
[0029]
The bobbin 38 has a center hole 38a through which the guide cylinder 37 is inserted and is formed of synthetic resin. A coil 39 is wound around the bobbin 38.
[0030]
The magnetic path frame 40 includes a magnetic path cylinder 42 that surrounds the bobbin 38 and the coil 39. At one end of the magnetic path cylinder 42, the closed end portion of the guide cylinder 37 protrudes from the center portion. The ring-plate-shaped magnetic path plate 43 in contact is caulked and engaged.
[0031]
On the other hand, the other end of the magnetic path cylinder 42 is integrally provided with a ring plate-like contact plate portion 42a that contacts the one end of the valve housing 18 around the fixed core 35, and this contact plate portion 42a. The base portion of the fixed core 35 is fitted to the inner periphery of the fixed core 35. The other end of the coiled spring 41 having one end abutted against the abutting plate portion 42 a is abutted against the bobbin 38.
[0032]
An armature 36 that can move toward and away from the fixed core 35 is housed in the guide cylinder 37, and one end of the valve shaft 24 that movably penetrates the fixed core 35 is coaxial with the armature 36. Abutted. By the way, the valve shaft 24 is biased in a direction away from the valve seat member 23 by the spring force of the return spring 27, and the other end of the valve shaft 24 is always in contact with the armature 36. In response to the axial movement of the armature 36, the valve shaft 24, that is, the valve body 26 also moves in the axial direction.
[0033]
That is, in a state where the magnetic attractive force toward the fixed core 35 is not acting on the armature 36, the armature 36 is in a retracted position by the spring force of the return spring 27 until it is received at one end closed portion of the guide cylinder 37. At this time, the valve body 26 is separated from the valve seat member 23, and the normally open electromagnetic valve 5A is in the valve open state. When the armature 36 is magnetically attracted to the fixed core 35 until the valve body 26 is seated on the valve seat member 23, the normally open solenoid valve 5A is closed.
[0034]
By the way, a combined force of the hydraulic pressure and the spring force of the return spring 27 acts on one end of the valve shaft 24 due to the hydraulic pressure of the output chamber 25, while an armature 36 is fixed to the other end of the valve shaft 24. The magnetic attraction force attracted to the core 35 side acts, and the valve shaft 24 is stroke-operated so that the resultant force of the fluid pressure and the spring force is balanced with the magnetic attraction force. Therefore, the magnetic attraction force that attracts the armature 36 toward the fixed core 35 can be changed by controlling the energization amount to the coil 39 to be an intermediate value between on and off by, for example, duty control.
[0035]
On the other hand, the opposed surfaces 35 a and 36 a of the fixed core 35 and the armature 36 are formed as tapered surfaces that increase in diameter as they move away from the output chamber 25.
[0036]
When the opposing

surfaces

35a, 36a of the fixed core 35 and the armature 36 are formed in a tapered surface in this way, the opposing distance between the fixed core 35 and the armature 36 (the direction perpendicular to the tapered surface) compared to the axial stroke amount of the armature 36. The change in the suction force generated between the opposing

surfaces

35a and 36a is smaller than the change in the axial stroke. Moreover, the suction force that actually acts in the axial direction is a sine component of the suction force generated between the opposing

surfaces

35a and 36a, and with respect to the change in the suction force between the opposing

surfaces

35a and 36a as the taper surface angle becomes acute. The change in the suction force in the axial direction is reduced.
[0037]
As a result, as shown by the solid line in FIG. 3, the suction force between the fixed core 35 and the armature 36 can be substantially flat in the practical range between the fully closed and fully opened states in the valve portion 15. On the other hand, when the opposing surfaces of the fixed core 35 and the armature 36 are flat surfaces perpendicular to the axial direction, the opposing distance between the fixed core 35 and the armature 36 changes in proportion to the axial stroke of the valve shaft 24. Therefore, as shown by the chain line in FIG. 3, the suction force between the fixed core 35 and the armature 36 changes greatly even in the practical range.
[0038]
In this way, the normally open solenoid valve 5A is ON / OFF controlled and duty controlled to give an intermediate current between ON and OFF in order to linearly change the hydraulic pressure on the wheel brake BA side. The other normally open solenoid valves 5B to 5D are configured in the same manner as the normally open solenoid valve 5A. On the other hand, the normally closed solenoid valves 6A to 6D are only on / off controlled.
[0039]
In FIG. 4, the normally open solenoid valves 5A to 5D are driven by a drive circuit 67, the normally closed solenoid valves 6A to 6D are driven by a drive circuit 68, and the electric motor 13 is driven by a drive circuit 69. These drive circuits 67 ..., 68 ..., 69 are controlled by the antilock control means 34 based on the wheel speeds detected by the

wheel speed sensors

33A, 33C; 33B, 33D for detecting the wheel speeds of the respective wheels. Be controlled.
[0040]
This anti-lock control means 34 executes anti-lock brake control of each wheel brake BA to BD according to the procedure shown in FIG. 5, and after completing initialization in step S1, each wheel speed sensor 33A in step S2. 33C; wheel speeds detected by 33B and 33D are read, and in step S3, wheel acceleration, estimated vehicle body speed and road surface friction coefficient are calculated based on the read wheel speeds.
[0041]
In step S4, the slip ratio for each wheel is calculated. Based on the calculated slip ratio, in step S5, it is determined whether the control mode of the antilock brake control, that is, whether the pressure is reduced, held or increased. In response to the determination, a control signal for controlling each of the drive circuits 67..., 68.
[0042]
In this way, the anti-lock control means 34 determines the locking tendency of each wheel based on the wheel speed detected by each wheel speed sensor 33A to 33D and, according to the determination result, each normally open electromagnetic wave. The energization of the valves 5A to 5D, the normally closed solenoid valves 6A to 6D and the electric motor 13 is controlled. With respect to the normally open solenoid valves 5A to 5D and the normally closed solenoid valves 6A to 6D, The energization control in the control mode as shown in Table 1 is executed.
[0043]
[Table 1]

[0044]
In Table 1 above, “duty pressure increase” and “duty retention” refer to controlling the normally open solenoid valves 5A to 5D with an intermediate current between ON and OFF to increase the brake fluid pressure or to increase the brake fluid pressure. The anti-lock control means 34 is in an on state in which a predetermined current is passed through the coil 39 in the energization control of the normally open solenoid valves 5A to 5D, and the coil The state is switched between an off state in which energization to 39 is stopped and an intermediate state (duty pressure increasing state and duty holding state) in which a current lower than the predetermined current flows.
[0045]
That is, the antilock control means 34 closes the normally open solenoid valves 5A to 5D by supplying a predetermined current to the coils 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D when holding the brake fluid pressure in the antilock control state. It is possible to switch between a normal holding state and a duty holding state in which a constant current lower than the predetermined current flows through the coil 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D. A normal pressure increasing state in which a predetermined current is supplied to the coils 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D to close the normally open solenoid valves 5A to 5D, and the coil 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D is energized. It is possible to switch between a duty boosting state in which the current is lower than the predetermined current.
[0046]
By the way, the command signal for opening and closing the normally open solenoid valves 5A to 5D during the antilock brake control changes as shown in FIG. 6, for example, and the wheel speed and the brake hydraulic pressure are also shown in FIG. 6 accordingly. The command signal is constant so that a constant current lower than the predetermined current flows through the coil 39 when the duty is maintained, and a current lower than the predetermined current is applied when the duty is increased. The increase / decrease is repeated within a predetermined width to be applied to the coil 39, and a pulse signal from a PWM circuit (not shown) to which the command signal is input is input to the drive circuit 67. become.
[0047]
In addition, the anti-lock control means 34, in its duty increasing state, repeatedly increases and decreases within a predetermined width, and the high current value and the low current value of the energizing current applied to the coils 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D. For example, as shown in FIG. 7, the higher the road surface friction coefficient, the larger the change.
[0048]
Further, the anti-lock control means 34 can control the discharge amount per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B, and the first and second pumps in the duty pressure increasing state than in the normal pressure increasing state. The discharge amount per unit time of 10A and 10B is reduced. In this case, (a) from the time when at least one of the left and right front wheels and the rear wheel enters the duty pressure increasing state until the predetermined time elapses after the duty pressure increasing state ends, (b) both the left and right front wheels increase the duty pressure. Until a predetermined time elapses after entering the state after the duty increasing state, and (c) a predetermined time elapses after the duty increasing state ends after one of the left and right front wheels enters the duty increasing state. It is desirable that any one of the above conditions be a condition for executing control for reducing the discharge amount per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B.
[0049]
Moreover, since the first and

second pumps

10A and 10B are configured to have a constant capacity, the anti-lock control means 34 is used per unit time of the electric motor 13 that drives the first and

second pumps

10A and 10B in common. By controlling the number of rotations, the discharge amount per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B is changed. At this time, the energizing current for changing the discharge amount is determined based on the low current value in the width of the energizing current shown in FIG. 7, or the high current value and the low current value in the width of the energizing current shown in FIG. What is necessary is just to judge by an average value, and the energization current which changes discharge amount is made low, so that the energization current of normally open type solenoid valves 5A-5D is high.
[0050]
Further, the anti-lock control means 34 decreases the discharge amount per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B as the energization current to the normally open solenoid valves 5A to 5D coil 39 increases in the duty increasing state. In addition, the number of revolutions per unit time of the electric motor 13 is controlled.
[0051]
Next, the operation of this embodiment will be described. In increasing the brake fluid pressure of the wheel brakes BA to BD during the antilock brake control, the antilock control means 34 applies a predetermined amount to the coil 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D. Can be controlled by switching between a normal pressure-increasing state in which the current of the current flows and a duty pressure-increasing state in which the energizing current to the coil 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D is an intermediate value between ON and OFF. In the pressure-increasing state, the discharge amounts per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B are variably controlled so as to be lower than in the normal pressure-increasing state.
[0052]
As described above, when duty control is performed in the middle of the on / off state of energization of the coils 39 of the normally open solenoid valves 5A to 5D when the brake fluid pressure is increased, the unit time of the first and second pumps 10A to 10B Since the discharge amount per unit is kept low, it is possible to suppress a change in hydraulic pressure due to the pulsation of the first and

second pumps

10A and 10B, and to stably brake the normally open solenoid valves 5A to 5D in a half-open state. The hydraulic pressure increase control can be performed.
[0053]
In addition, the anti-lock control means 34 controls the number of revolutions per unit time of the electric motor 13 that drives the first and

second pumps

10A and 10B configured in a constant capacity type, so that the first and

second pumps

10A and 10A, Since the discharge amount per unit time of 10B is changed, the discharge amount per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B can be controlled without complicating the configuration.
[0054]
Further, the anti-lock control means 34 reduces the discharge amount per unit time of the first and

second pumps

10A and 10B as the energizing current is increased while the energizing current to the coil 39 is variable in the duty increasing state. According to the opening degree of the normally open solenoid valves 5A to 5D, the change in the hydraulic pressure can be suppressed to a smaller level, and more stable hydraulic pressure control can be performed.
[0055]
Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various design changes can be made without departing from the present invention described in the claims. It is.
[0056]
For example, in the above-described embodiment, the first and

second pumps

10A and 10B are constant displacement types. However, the invention according to claim 1 or 2 relates to a vehicle antilock brake control device in which the pump is configured to be a variable displacement type. Is also applicable.
[0057]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, when duty control is performed for energizing the coil of the normally open solenoid valve when the brake fluid pressure is increased, the discharge amount per unit time of the pump can be kept low. Therefore, a change in hydraulic pressure due to the pulsation of the pump can be suppressed, and stable brake hydraulic pressure increase control can be performed when the normally open solenoid valve is in a half-open state.
[0058]
According to the second aspect of the invention, it is possible to suppress the change in the hydraulic pressure less according to the opening degree of the normally open electromagnetic valve, and to perform more stable hydraulic pressure control.
[0059]
Furthermore, according to the third aspect of the present invention, the discharge amount per unit time of the pump can be controlled without complicating the configuration.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a brake hydraulic circuit diagram of a brake device for a passenger vehicle.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a normally open solenoid valve.
FIG. 3 is a diagram illustrating a change in suction force with respect to a change in stroke of the valve shaft.
FIG. 4 is a block diagram showing a configuration of a control system.
FIG. 5 is a flowchart showing an antilock brake control procedure by an antilock control means.
FIG. 6 is a timing chart showing the command signal to the normally open solenoid valve, the wheel speed and the brake fluid pressure in association with each other.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an energization current of a normally open solenoid valve and a road surface friction coefficient when the duty is increased.
[Explanation of symbols]
3A, 3B ... Output hydraulic pressure path
5A, 5B, 5C, 5D ... Normally open solenoid valve
6A, 6B, 6C, 6D ... Normally closed solenoid valve
8A, 8B ... Reservoir
10A, 10B ... Pump
13 ... Electric motor
33A, 33B, 33C, 33D ... Wheel speed sensor
34 ... Anti-lock control means
39 ... Coil
BA, BB, BC, BD ... wheel brake
M ...・ MaStar cylinder

Claims

A normally open solenoid valve interposed between the output port (1, 2) of the master cylinder (M) and the wheel brake (BA, BB, BC, BD) that outputs the hydraulic pressure according to the brake operation of the vehicle driver. (5A, 5B, 5C, 5D), normally closed solenoid valves (6A, 6B, 6C, 6D) interposed between wheel brakes (BA to BD) and reservoirs (8A, 8B), and the output port (1, 2) and the normally open solenoid valve (5A to 5D) connecting the output hydraulic pressure path (3, 4) and the brake fluid pumped from the reservoir (8A, 8D) to the output hydraulic pressure path ( 3, 4) Pumps (10A, 10B) that can recirculate to the side, wheel speed sensors (33A, 33B, 33C, 33D) that detect wheel speeds, and wheel speeds detected by the wheel speed sensors (33A-33D) To determine wheel locking tendency based on Both the output fluid pressure passage when it is determined that the locking tendency occurs (3A, 3B) said pump (10A, 10B) so as to reflux the brake fluid toward the normally open solenoid valves with allowed to operate the (. 5A to 5D) and anti-lock control means (34) for controlling energization to the normally closed solenoid valves (6A to 6D), and increase the brake fluid pressure of the wheel brakes (BA, BB, BC, BD). The anti-lock control means (34) includes a normal pressure increasing state in which a predetermined current is supplied to the coil (39) of the normally open solenoid valve (5A to 5D), and a normally open solenoid valve (5A to 5D). In the vehicle anti-lock brake control device that can be controlled by switching between a duty increasing state in which an energization current to the coil (39) is an intermediate value between on and off, the pump (10A, 10B) The anti-lock control means (34) that can control the discharge amount per unit time of the pump (10A, 10B) in the duty pressure increasing state is more effective than the normal pressure increasing state. An anti-lock brake control device for a vehicle, characterized in that it is lowered.

The anti-lock control means (34) varies the discharge current per unit time of the pump (10A, 10B) as the energization current increases while the energization current to the coil (39) is variable while the duty is increased. The antilock brake control device for a vehicle according to claim 1, wherein the antilock brake control device for the vehicle is lowered.

The anti-lock control means (34) controls the number of revolutions per unit time of the electric motor (13) that drives the pump (10A, 10B) configured in a constant capacity type, and the pump (10A, 10B). The vehicle antilock brake control device according to claim 1, wherein the discharge amount per unit time is changed.