JP4366814B2 - Brake control device for vehicle - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、液圧ポンプによりマスタシリンダのブレーキ液を吸入・昇圧しそれをホイールシリンダに供給して自動加圧制御を実行する車両の制動制御装置に関し、制動操舵制御装置（車両横すべり防止制御装置）、ブレーキアシスト制御装置、トラクション制御装置等に適用可能である。
【０００２】
【従来の技術】
従来、この種の車両の制動制御装置としては、例えば特開平１１−１２９８７８号公報に示されるものが知られている。
【０００３】
このものは、マスタシリンダとホイールシリンダとの間に介装し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（液圧制御弁）と、モジュレータを介して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、モジュレータを介して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、マスタシリンダをモジュレータに接続する液圧路を開閉する常開の第１の開閉弁と、マスタシリンダを液圧ポンプの吸込側に接続する液圧路を開閉する常閉の第２の開閉弁と、モジュレータ側（即ち液圧ポンプの吐出側）のブレーキ液圧がマスタシリンダ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方向へのブレーキ液の流れを許容するリリーフ弁とを備えている。
【０００４】
このものでは、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という従来技術の問題点を解決するために、急増圧モード及びパルス増圧モードにおける増圧時（即ちモジュレータに対し増圧信号が出力されているとき）にのみ第２の開閉弁を開位置としている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、制動操舵制御等の自動加圧制御を実行中に、モジュレータに対し増圧信号が出力されている場合の総増圧出力時間をＴon、液圧ポンプの作動周期（即ち１サイクル中の吸入時間及び吐出時間の和）をＴｓとすると、総増圧出力時間Ｔonが液圧ポンプの作動周期Ｔｓよりも長い場合には、Ｔon＝ｎ・Ｔｓ＋Ｔｅ（但．ｎ≧１）という関係が成り立つ。ここで、ｎは総増圧出力時間Ｔonを液圧ポンプの作動周期Ｔｓで除算したときの整数の商を表し、Ｔｅは整数の商を得たときの残余の時間を表す。
【０００６】
自動加圧制御実行中に、モジュレータに対し保持信号又は減圧信号が出力されているときには、モジュレータによりホイールシリンダが液圧ポンプの吐出側から遮断されているため、リザーバから液圧ポンプを介してモジュレータに至る液圧路にブレーキ液が充填されていることが多い。この状態で、増圧信号の出力が開始されると、増圧出力開始後の初回の液圧ポンプの作動周期においては、増圧信号が出力される前（即ち、モジュレータによりホイールシリンダが液圧ポンプの吐出側から遮断されているとき）に上記リザーバから液圧ポンプを介してモジュレータに至る液圧路に充填されていたブレーキ液がモジュレータを介してホイールシリンダに圧送されることとなる。また、２回目の作動周期においては、１回目の作動周期において液圧ポンプによりマスタシリンダから吸入されたブレーキ液がモジュレータを介してホイールシリンダに圧送される。更に、３回目の作動周期においては、２回目の作動周期において液圧ポンプによりマスタシリンダから吸入されたブレーキ液がモジュレータを介してホイールシリンダに圧送される。このように、増圧出力開始後ｎ＋１回目の液圧ポンプの作動周期、つまり、増圧出力開始後の最後の残余時間Ｔｅにおいては、ｎ回目の作動周期において液圧ポンプにより吸入されたブレーキ液がモジュレータを介してホイールシリンダに吐出される。つまり、増圧出力開始後ｎ回目の作動周期の実行完了迄に、液圧ポンプは制御に必要なブレーキ液をマスタシリンダから吸込んでいることとなる。
【０００７】
ところが、上記した従来技術においては、モジュレータに対し増圧信号が出力されている間は常に第２の開閉弁を開位置としており、最後の残余時間Ｔｅの間も第２の開閉弁は開位置に維持されるため、最後の残余時間Ｔｅの間、液圧ポンプがマスタシリンダから余分なブレーキ液を吸込んでしまうこととなる。このため、余分なブレーキ液がリリーフ弁を介してマスタシリンダ側に戻される可能性があり、その際騒音が発生する恐れがある。また、液圧ポンプが余分なブレーキ液を吸入する際に騒音が発生する恐れがある。
【０００８】
故に、本発明は、液圧ポンプによりマスタシリンダのブレーキ液を吸入・昇圧しそれをホイールシリンダに供給し、自動加圧制御を実行する車両の制動制御装置において、自動加圧制御中に液圧制御弁に対し増圧信号が出力されている際に、液圧ポンプがマスタシリンダから余分なブレーキ液を吸入するのを極力回避し得る車両の制動制御装置を提供することを、その技術的課題とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記技術的課題を解決するため、請求項１の発明の車両の制動制御装置は、車両の各車輪に装着されそれに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の間に配設され、前記ホイールシリンダのブレーキ液圧を調整する液圧制御弁と、前記液圧制御弁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、前記液圧制御弁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を前記液圧制御弁に接続する液圧路を開閉する第１の開閉弁と、前記マスタシリンダを前記液圧ポンプの吸込側に接続する液圧路を開閉する第２の開閉弁とを有する液圧アクチュエータと、ホイールシリンダに対する自動加圧の要否を判定し、自動加圧要と判定した場合に、前記液圧ポンプ、前記第１及び第２の開閉弁を駆動すると共に、前記液圧制御弁に対し増圧信号、保持信号及び減圧信号の何れかを出力し、自動加圧制御を実行する制動制御手段とを備え、前記制動制御手段は、自動加圧要と判定中に前記液圧制御弁に対し増圧信号が出力されているときに前記第２の開閉弁を開位置とする開閉弁駆動手段を有する車両の制動制御装置において、前記液圧制御弁に増圧信号が出力されているときに、増圧信号の総出力時間が前記液圧ポンプの作動周期よりも長い場合に、増圧信号の総出力時間を前記液圧ポンプの作動周期で除算し整数の商を得たときの残余の時間を演算する残余時間演算手段と、前記開閉弁駆動手段を、前記液圧制御弁に対する増圧信号の出力開始後、増圧信号の総出力時間から前記残余の時間を減算した時間が経過したときに、前記第２の開閉弁を開位置から閉位置に切換えるように構成したものである。
【００１０】
ここで、前記自動加圧制御は、制動操舵制御、トラクション制御、ブレーキアシスト制御、自動ブレーキ制御（車間距離制御）等を包含する。また、前記増圧信号の総出力時間から残余の時間を減算した時間は、前記液圧ポンプの作動周期に前記整数の商を乗算した時間に等しいため、該時間を包含する。
【００１１】
請求項１の発明によれば、自動加圧制御中に液圧制御弁に増圧信号が出力されているときに、増圧信号の総出力時間が液圧ポンプの作動周期よりも長い場合には、増圧信号の総出力時間を液圧ポンプの作動周期で除算し整数の商を得たときの残余の時間を演算し、増圧信号出力開始後、増圧信号の総出力時間から残余の時間を減算した時間が経過したときに、第２の開閉弁を開位置から閉位置に切換えるので、増圧信号出力終了時点よりも前記残余の時間前に第２の開閉弁が閉位置に切り換えられ、結果、残余の時間の間に、液圧ポンプによってマスタシリンダから余分なブレーキ液が吸い込まれることを回避できる。
【００１２】
請求項１において、請求項２の発明に示すように、開閉弁駆動手段を、前記液圧制御弁に増圧信号が出力されているときでも、増圧信号の総出力時間が前記液圧ポンプの作動周期よりも短い場合には、前記第２の開閉弁を閉位置とするように構成すると、好ましい。
【００１３】
即ち、増圧信号出力開始後初回の液圧ポンプの作動周期においては、増圧信号出力開始前にリザーバから液圧ポンプを介して液圧制御弁に至る液圧路に充填されていたブレーキ液が液圧制御弁を介してホイールシリンダに供給されることが多いため、増圧信号が出力されているときでも、増圧信号の総出力時間が液圧ポンプの作動周期よりも短い場合には、第２の開閉弁を閉位置とする。従って、増圧信号が出力されている間に、液圧ポンプによってマスタシリンダから余分なブレーキ液が吸い込まれることを回避できる。
請求項１において、請求項３の発明に示すように、前記開閉弁駆動手段を、自動加圧制御中に前記液圧制御弁に対し保持信号及び減圧信号が出力されている間は前記第２の開閉弁を閉位置とするように構成すると、好ましい。
【００１４】
この構成によれば、自動加圧制御中に液圧ポンプによってリザーバ内のブレーキ液を適宜排出することができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の望ましい実施の形態を図面を参照して説明する。
【００１６】
図１は本実施形態の車両の制動制御装置の全体構成を示すもので、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。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を介して車両前方の車輪ＦＬ，ＦＲに連結されており、所謂前輪駆動方式が構成されている。
【００１７】
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駆動輪、車輪ＦＲは前方右側の駆動輪を示し、車輪ＲＬは後方左側の従動輪、車輪ＲＲは後方右側の従動輪を示している。ブレーキ液圧制御装置ＰＣは図２に示すように構成されており、これについては後述する。
【００１８】
車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲには車輪速度センサＷＳｌ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θｆを検出する前輪舵角センサＳＳｆ、車両の横加速度Ｇｙを検出する横加速度センサＹＧ、車両のヨーレイトγを検出するヨーレイトセンサＹＳ、メイン及びサブスロットルバルブＭＴ、ＳＴの開度を検出するスロットルセンサＳＳ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。
【００１９】
尚、車両後方の車輪ＲＬ，ＲＲ間に舵角制御装置（図示せず）を設けても良く、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。
【００２０】
電子制御装置ＥＣＵは、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ＷＳｌ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、スロットルセンサＳＳ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ＰＣ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３等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しても良い。
【００２１】
図２はブレーキ液圧制御装置ＢＣを示すもので、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が倍力駆動され、マスタリザーバＬＲＳ内のブレーキ液が昇圧されて車輪ＦＲ，ＲＬ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なっている。つまり、所謂Ｘ配管が構成されている。マスタシリンダＭＣはタンデム型のマスタシリンダで、２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。
【００２２】
バキュームブースタＶＢは、従前のバキュームブースタと同様な構成であり、可動壁Ｂ１を介して定圧室Ｂ２と変圧室Ｂ３が形成されており、可動壁Ｂ１はブレーキペダルＢＰに連結されている。可動壁Ｂ１には、定圧室Ｂ２と変圧室Ｂ３との間の連通を断続するバキュームバルブ（図示せず）と、変圧室Ｂ３と大気との間の連通を断続するエアバルブ（図示せず）から成る弁機構Ｂ４が設けられている。そして、定圧室Ｂ２は常時エンジンＥＧのインテークマニホールド（図示せず）に連通し負圧が導入されるように構成されている。一方、変圧室Ｂ３は、弁機構Ｂ４によって、定圧室Ｂ２と連通して負圧が導入される状態と定圧室Ｂ２と遮断され大気に連通する状態が選択されるように構成されている。而して、ブレーキペダルＢＰの操作に応じて弁機構Ｂ４のバキュームバルブ及びエアバルブが開閉し、定圧室Ｂ２と変圧室Ｂ３との間にブレーキペダルＢＰの操作力に応じた差圧が生じ、その結果、ブレーキペダルＢＰの操作に応じて増幅された出力がマスタシリンダＭＣに伝達される。
【００２３】
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ＭＦ１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。
【００２４】
分岐液圧路ＭＦｒ，ＭＦｌには夫々、常開型の２ポート２位置の電磁開閉弁ＰＣ１及びＰＣ２（以下、単に開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２という）が配設されている。また、これらと並列に夫々逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２が配設されている。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のみを許容するもので、これらの逆止弁ＣＶ１，ＣＶ２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ひいてはマスタシリンダリザーバＬＲＳに戻されるようになっている。従って、ブレーキペダルＢＰが開放された時に、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）が配設され、分岐液圧路ＲＦｒ，ＲＦｌが合流した排出液圧路ＲＦは補助リザーバＲＳ１に接続されている。
【００２５】
補助リザーバＲＳ１には、逆止弁ＣＶ５，ＣＶ６を介して液圧ポンプＨＰ１の吸入側が接続され、その吐出側は逆止弁ＣＶ７及びダンパーＤＰ１を有する液圧路ＭＦｐを介して開閉弁ＰＣ１，ＰＣ２の上流側に接続されている。液圧ポンプＨＰ１は、液圧ポンプＨＰ２と共に単一の電動モータＭによって駆動され、吸入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。補助リザーバＲＳ１は、マスタシリンダＭＣのマスタリザーバＬＲＳとは独立して設けられたもので、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、所定の容量のブレーキ液を貯蔵し得るように構成されている。
【００２６】
マスタシリンダＭＣの圧力室ＭＣａは、補助液圧路ＭＦｃ１を介して液圧ポンプＨＰ１の吸入側の逆止弁ＣＶ５と逆止弁ＣＶ６との間に連通接続されている。逆止弁ＣＶ５は、補助リザーバＲＳ１へのブレーキ液の流れを阻止し、逆方向へ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２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の吸入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の吸入側が連通するように切り換えられる。
【００２７】
また、主液圧路ＭＦ１には、液圧路ＭＦｃとの接続部とマスタシリンダＭＣとの間において、常開型の２ポート２位置の電磁開閉弁ＳＣ１（所謂マスタシリンダ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）が配設されている。この開閉弁ＳＣ１には並列に、リリーフ弁ＲＶ１及び逆止弁ＡＶ１が配設されている。リリーフ弁ＲＶ１は、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液圧に対し所定の設定圧以上大になった時に、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もの（所謂相対圧リリーフ弁）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を越えるのを回避できる。逆止弁ＡＶ１は、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、逆方向への流れを禁止するものである。この逆止弁ＡＶ１の存在により、開閉弁ＳＣ１が閉位置であっても、ブレーキペダルＢＰが踏み込まれた場合にはホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｒｌ内のブレーキ液圧が増圧される。尚、後輪側のホイールシリンダＷｒｌに至る液圧路には、プロポーショニングバルブＰＶ１が介装されている。
【００２８】
一方、車輪ＦＬ，ＲＲ側のブレーキ液圧系統においても同様に、主液圧路ＭＦ２には常開型の電磁開閉弁ＳＣ２が、補助液圧路ＭＦｃ２には常閉型の電磁開閉弁ＳＩ２が、配設されている。また、常開型の電磁開閉弁ＰＣ３，ＰＣ４、常閉型の電磁開閉弁ＰＣ７，ＰＣ８、逆止弁ＣＶ３，ＣＶ４，ＣＶ８及至ＣＶ１０、リリーフ弁ＲＶ２、逆止弁ＡＶ２、リザーバＲＳ２、ダンパＤＰ２及びプロポーショニングバルブＰＶ２も設けられている。液圧ポンプＨＰ２は、電動モータＭによって液圧ポンプＨＰ１と共に駆動される。
【００２９】
尚、開閉弁ＰＣ１〜ＰＣ８は、各車輪のホイールシリンダのブレーキ液圧を調整する液圧制御弁として構成される。
【００３０】
本実施形態のバキュームブースタＶＢにおいては、更に、定圧室Ｂ２内に補助可動壁Ｂ５が配置され、可動壁Ｂ１との間に補助変圧室Ｂ６が形成されている。補助可動壁Ｂ５はブレーキペダルＢＰの移動と共にマスタシリンダＭＣ方向に移動し得るが、ブレーキペダルＢＰの操作とは無関係にマスタシリンダＭＣ方向に移動し、これを駆動し得るように構成されている。即ち、補助変圧室Ｂ６は、ブースタ切換弁ＳＢの作動に応じて、エンジンＥＧのインテークマニホールドに連通して負圧が導入される状態と、大気に連通する状態とが選択されるように構成されている。ブースタ切換弁ＳＢは、ソレノイドＳＬを有する３ポート２位置の切換電磁弁で構成され、ソレノイドＳＬへの非通電時（常態）の非作動位置において補助変圧室Ｂ６をインテークマニホールドに連通し、通電時の作動位置において補助変圧室Ｂ６が大気ＡＲに連通するように切り換えられる。
【００３１】
而して、ブースタ切換弁ＳＢを介して補助変圧室Ｂ６に負圧が導入されておれば、補助可動壁Ｂ５は可動壁Ｂ１に対し一定の距離に維持され、ブレーキペダルＢＰの移動と共にマスタシリンダＭＣ方向に移動するが、補助変圧室Ｂ６が大気に連通すると、負圧の定圧室Ｂ２との間に差圧が生じ、その結果、ブレーキペダルＢＰの操作とは無関係に（即ち少なくともブレーキペダルＢＰが非操作状態であっても）、補助可動壁Ｂ５の移動に応じてマスタシリンダＭＣが駆動される。
【００３２】
上記電動モータＭ、開閉弁ＳＣ１，ＳＣ２，ＳＩ１，ＳＩ２、開閉弁ＰＣ１及至ＰＣ８並びにブースタ切換弁ＳＢは、前述の電子制御装置ＥＣＵによって駆動制御され、制動操舵制御をはじめとする各種制御が実行される。
【００３３】
まず、通常のブレーキ作動時においては、各電磁弁は図２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が踏込まれると、バキュームブースタＶＢによってマスタシリンダＭＣが倍力駆動され、マスタシリンダＭＣの２つの圧力室から、マスタシリンダ液圧が夫々車輪ＦＲ，ＲＬ及びＦＬ，ＲＲのブレーキ液圧系統に出力され、開閉弁ＳＣ１，ＳＣ２並びに開閉弁ＰＣ１及至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な構成であるので、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。
【００３４】
例えば、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。
【００３５】
ホイールシリンダＷｆｒがパルス増圧モードになると、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。
【００３６】
そして、トラクション制御に移行し、例えば車輪ＦＲ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Ｗｒｌに接続された開閉弁ＰＣ２が閉位置とされ、開閉弁ＰＣ１が開位置とされる。また、ブースタ切換弁ＳＢが第２位置に切り換えられ、補助変圧室Ｂ６が大気に連通し、補助可動壁Ｂ５がブレーキペダルＢＰの操作とは無関係に移動し、マスタシリンダＭＣが駆動される。従って、液圧ポンプＨＰ１の吸入側には加圧されたブレーキ液が充填された状態となる。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、開閉弁ＰＣ１を介して駆動輪側のホイールシリンダＷｆｒに対し直ちに加圧ブレーキ液が供給される。尚、車輪ＦＲの加速スリップ状態に応じて開閉弁ＰＣ１，ＰＣ５を断続制御することにより、ホイールシリンダＷｆｒに対し、パルス増圧、パルス減圧及び保持が出力される。
【００３７】
更に、制動操舵制御時においては、車輪ＦＲ，ＲＬ側のブレーキ液圧系統では、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、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でも同様に制御される。この場合においても、前述と同様に、バキュームブースタＶＢにより液圧ポンプＨＰ１の吸入側は直ちに加圧され、この状態にで電動モータＭによって液圧ポンプＨＰ１が駆動されると、開閉弁ＰＣ１を介してホイールシリンダＷｆｒに対し直ちに加圧ブレーキ液が供給される。例えば、過度のオーバーステアを防止する場合には、旋回外側の前輪に制動力が付与される。
【００３８】
上記のように構成された本実施形態においては、イグニッションスイッチ（図示せず）が開成されると、図３に示す制動操舵制御、アンチスキッド制御等のプログラムが実行される。
【００３９】
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、前輪舵角センサＳＳｆの検出信号（舵角θｆ）、ヨーレイトセンサＹＳの検出信号（実ヨーレイトγ）、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）、液圧センサＰＳの検出信号（即ち、マスタシリンダ液圧Ｐｍｃ）等が読み込まれる。
【００４０】
続いてステップ１０３に進み、各車輪の車輪速度Ｖw** が演算されると共に、各車輪の車輪速度Ｖw** が微分されて各車輪の車輪加速度ＤＶw** が演算され、フィルター（図示せず）によりノイズが除かれて正規の各車輪の車輪加速度ＦＤＶw** が得られる。次いで、ステップ１０４において、各車輪の車輪速度Ｖw** に基づき車両の重心位置における推定車体速度（以下重心位置車体速度という）Ｖsoが演算される。具体的には、重心位置車体速度Ｖsoが、車両の加速走行中又は定速走行中であればＶso＝ＭＩＮ（Ｖw** ）として、制動中であればＶso＝ＭＡＸ（Ｖw** ）として演算される。次いで、各車輪位置における推定車体速度（以下各輪位置車体速度という）Ｖso**が求められる。そして、必要に応じ、この各輪位置車体速度Ｖso**に対し、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。即ち、正規化車体速度ＮＶso**がＮＶso**＝Ｖso**（n)−ΔＶr**(n)として演算される。ここで、ΔＶr**(n)は旋回補正用の補正係数で、例えば以下のように設定される。即ち、補正係数ΔＶｒ**（**は各車輪ＦＲ等を表し、特にＦＷは前二輪、ＲＷは後二輪を表す）は、車両の旋回半径Ｒ及びγ・ＶsoFW（＝横加速度Ｇya) に基づき、基準とする車輪を除き各車輪毎のマップ（図示省略）に従って設定される。例えば、ΔＶｒFLを基準とすると、これは０とされるが、ΔＶｒFRは内外輪差マップに従って設定され、ΔＶｒRLは内々輪差マップに従い、ΔＶｒRRは外々輪差マップ及び内外輪差マップに従って設定される。更に、車両の重心位置における前後方向の車体加速度（以下重心位置車体加速度という）ＤＶsoが重心位置車体速度Ｖsoを微分することにより演算される。
【００４１】
次いで、ステップ１０５にて、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** と各輪位置車体速度Ｖso**に基づき各車輪の実スリップ率Ｓa** が演算される。そして、ステップ１０６にて、重心位置車体加速度ＤＶso及び横加速度センサ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μ＝（ＤＶso２＋Ｇya２）1/2 として推定される。尚、この路面摩擦係数μ及び各車輪のホイールシリンダ液圧Ｐｗ**の推定値に基づき、各車輪位置の路面摩擦係数μ**も演算しても良い。続いて、ステップ１０７にて、ヨーレイトセンサＹＳの検出信号（実ヨーレイトγ）、横加速度センサＹＧの検出信号（実横加速度Ｇya）及び重心位置車体速度Ｖsoに基づき、車体横すべり角速度がＤβ＝Ｇya／Ｖso−γとして求められる。次いで、ステップ１０８にて車体横すべり角βがβ＝∫Ｄβｄｔとして求められる。ここで、上記の車体横すべり角βは、車両の進行方向に対し車体の向きのなす角度であり、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である。尚、車体横すべり角β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。
【００４２】
次に、ステップ１０９に進み、制動操舵制御演算処理が実行され、制御に供する目標スリップ率等が設定される。この制動操舵制御は、全ての制御モードにおける制御に対し重畳される。制動操舵制御演算処理の後ステップ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要と判定されると、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。
【００４３】
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、充足していなければステップ１１６に進み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にて制動操舵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にステップ１０２に戻る。ステップ１１６で、制動操舵制御開始と判定されていないときには、ステップ１１９に進み、全ソレノイドがオフとされる。尚、ステップ１１１，１１３，１１５，１１７に基づき、必要に応じ、車両の運動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ＥＣの出力が低減され、駆動力が制限される。
【００４４】
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。
【００４５】
図４を用いて、図３のステップ１０９における制動操舵制御演算の詳細について説明する。ここで、制動操舵制御にはオーバーステア（ＯＳ）抑制制御及びアンダーステア（ＵＳ）抑制制御が含まれ、制御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。
【００４６】
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われる。
【００４７】
ステップ２０１におけるオーバーステア抑制制御の開始終了判定は、図１０の斜線で示す制御領域にあるか否かに基づいて行われる。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の値が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され、図１０の矢印の曲線で示したように制御される。そして、制御領域と非制御領域の境界（図１０の２点鎖線）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。
【００４８】
一方、アンダーステア抑制制御の開始・終了判定は、図１１の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の矢印の曲線で示したように制御される。
【００４９】
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図３の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中と判定されればステップ２０５に進み、旋回内側後輪及び両前輪が選択され、それらの目標スリップ率が夫々アンダーステア抑制制御におけるＳturi，Ｓtufo, Ｓtufi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、"ｆ" は「前輪」を、"r" は「後輪」を表し、 "o"は「外側」を、 "i"は「内側」を夫々表す。
【００５０】
この目標ステップ率の設定には、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。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、Ｓtufoは、Ｋ5・ΔＧyに設定され、定数Ｋ5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Ｓtufi及びＳturiは夫々Ｋ6・ΔＧy 及びＫ7・ΔＧy に設定され、定数Ｋ6，Ｋ7は何れも加圧方向の制御を行う値に設定される。
【００５１】
一方、ステップ２０３にてオーバーステア抑制制御中と判定されると、ステップ２０７に進みアンダーステア抑制制御中か否かが判定され、アンダーステア抑制制御中でなければステップ２０７に進む。ステップ２０７にて旋回外側の前輪及び旋回内側後輪が選択され、それらの目標スリップ率が夫々Ｓtefo，Ｓteri（＝０）に設定される。尚、 "e"は「オーバーステア抑制制御」を表す。
【００５２】
こ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。即ち、Ｓtefo＝Ｋ1 ・β＋Ｋ2 ・Ｄβ、Ｓteri＝Ｋ3・β＋Ｋ4 ・Ｄβとして設定される。ここで、Ｋ1〜Ｋ４は定数で、旋回外側の前輪の目標スリップ率Ｓtefo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、旋回内側の車輪の目標スリップ率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。従って、ブレーキペダルの非操作時には、Ｓteri＝０とされる。尚、Ｋ3 ≦Ｋ1 ／５，Ｋ4 ≦Ｋ2 ／５に設定されている。
【００５３】
ステップ２０６でアンダーステア抑制制御も制御中と判定されると、ステップ２０８に進み、旋回外側の前輪の目標スリップ率がオーバーステア抑制制御用Ｓtefoに設定され、旋回内側前後輪の目標スリップ率がアンダーステア抑制制御用Ｓturi，Ｓtufiに設定される。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、旋回内側前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。
【００５４】
尚、何れの場合も旋回外側の後輪（即ち、前輪駆動車における従動輪）は、重心位置車体速度Ｖso演算用のため非制御とされ、目標スリップ率等は設定されない。
【００５５】
次に、図５を用いて、図３のステップ１１８の液圧サーボ制御の詳細について説明するが、ここでは各制御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。
【００５６】
先ず、ステップ３０１において、図４にて設定された制動操舵制御を実行すべき車輪の目標スリップ率（以下Ｓtｖ**と総称する） が読み出される。尚、このフローチャートでは記載を省略したが、ある車輪に対し例えば制動操舵制御及びトラクション制御の両者を実行する場合、制動操舵制御用の目標スリップ率Ｓtｖ**にトラクション制御用の目標スリップ率Ｓｔｔが加算された値が目標スリップ率Ｓｔ**として更新される。
【００５７】
そして、ステップ３０２において制御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。具体的には、ステップ３０２において、制御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、重心位置車体加速度ＤＶsoと制御車輪の車輪加速度ＤＶw **の差が演算され、車体加速度偏差ΔＤＶso**が求められる。このときの車体加速度偏差ΔＤＶso**はトラクション制御、制動操舵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。
【００５８】
続いて、ステップ３０４に進み、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**（但、Ｇs：定数）として演算される。また、ステップ３０５において、ブレーキ液圧制御に供する別のパラメーラＸ**がＧd** ・ΔＤＶso**（但、Ｇd**：定数）として演算される。
【００５９】
この後、ステップ３０６に進み、制御車輪毎に、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３０６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制御モードは設定されない（ソレノイドオフ）。
【００６０】
次いで、ステップ３０７において、ブースタ切換弁ＳＢの駆動処理が行われ、ステップ３０８に進み、後述する開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の切換処理が行なわれる。最後に、ステップ３０６で設定された液圧モードに応じて液圧制御弁である開閉弁ＰＣ＊が制御され、ホイールシリンダのブレーキ液圧が増圧、保持又は減圧される。尚、制動操舵制御が実行されている間、モータＭはフル通電される。
【００６１】
図６を用いて、図５のステップ３０７にて行なわれる開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の切換処理について説明する。
【００６２】
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４１０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及至４０８を経てステップ４０９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。
【００６３】
ステップ４０１においては、ステップ３０６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及至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＊の駆動処理が行なわれる。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４０７に進み、開閉弁ＳＩ＊の駆動処理が行なわれる。
【００６４】
一方、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４０８からステップ４０９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。
【００６５】
図７を参照して、前述の開閉弁ＳＩ＊の駆動処理の詳細を説明する。
【００６６】
先ず、ステップ５０１において、液圧制御弁ＰＣ＊に対する出力信号が増圧信号に切り換わった直後か否か、即ち増圧信号の出力が開始されたか否かが判定され、そうでなければそのままステップ５０４に進む。なお、この増圧信号は、急増圧モード及びパルス増圧モード時に出力される。
【００６７】
増圧信号に切り換わった直後であれば、ステップ５０２に進み、総増圧時間Ｔonが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓと比較される。ここで、総増圧時間Ｔonは、制動操舵制御等の自動加圧制御中に液圧制御弁ＰＣ＊に対し増圧信号が出力されている際の増圧信号の総出力時間であり、ステップ３０６に設定される液圧モードに応じて適宜設定される。この総増圧時間Ｔonは、液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓ（１サイクル中の吸入時間及び吐出時間の和）で除算し整数の商ｎを得たときの残余の時間（最終吐出時間）Ｔｅを求め、商ｎと液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓとの積（ｎ・Ｔｓ）の時間と残余の時間Ｔｅとの和によって表すことができる（Ｔon＝ｎ・Ｔｓ＋Ｔｅ）。また、液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓは、図９に示すように、電動モータＭの電圧に基づき演算され、電動モータＭの電圧が高い程短くなるように設定される。
【００６８】
ステップ５０２において、総増圧時間Ｔonが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓ以下の場合には、吸込み用の開閉弁ＳＩ＊をオフ（閉位置）としたまま、メインルーチンに戻る。
【００６９】
一方、総増圧時間Ｔonが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも長い場合には、ステップ５０３に進み、図８のｔ１時に以下のイニシャル処理が行なわれる。即ち、先ず増圧残時間Ｔｒが総増圧時間Ｔonに設定される。ここで、増圧残時間Ｔｒは、それまでに増圧信号の出力時間を総増圧時間Ｔonから差し引いた残りの時間であり、ステップ５０３の初期設定においては総増圧時間Ｔonとなる。更に、開閉弁ＳＩ＊がオンとされ、開位置に切り換えられる。同時に、液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓをカウントする周期タイマＡｔｍがスタートする。
【００７０】
次いで、ステップ５０４に進み、増圧残時間Ｔｒが０よりも大か否かが判定される。増圧残時間Ｔｒが０よりも大であれば、ステップ５０５において周期タイマＡｔｍが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓと比較される。周期タイマＡｔｍが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに到達した場合（即ち、図８のｔ２）には、ステップ５０６に進み、増圧残時間Ｔｒが総増圧時間Ｔonから液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓを差し引いた時間（Ｔｒ−Ｔｓ）に更新されると同時に、周期タイマＡｔｍがリセットされた後再スタートし、ステップ５０７に進む。なお、ステップ５０５において周期タイマＡｔｍが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも短い場合には、そのままステップ５０７に進む。
【００７１】
ステップ５０７においては、増圧残時間Ｔｒが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓと比較され、増圧残時間Ｔｒが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも長い場合には、そのままメインルーチンに戻り、再度ステップ５０１、５０４、５０５及び５０６が実行される。即ち、この場合、増圧出力信号に切り換わった直後ではなく、更に増圧残時間Ｔｒが０よりも大きいため、ステップ５０１からステップ５０４を経てステップ５０５に進む。周期タイマＡｔｍが再度液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに到達した場合（即ち、図８のｔ３）には、ステップ５０６に進み、増圧残時間Ｔｒが前回の増圧残時間Ｔｒ（＝Ｔon−Ｔｓ）から液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓを差し引いた時間（Ｔｒ−Ｔｓ＝Ｔon−２Ｔｓ）に更新されると同時に、周期タイマＡｔｍがリセットされた後再スタートし、ステップ５０７に進む。
【００７２】
そして、ステップ５０７において、増圧残時間Ｔｒが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓ以下になると（即ち図８のｔ３）、ステップ５０９に進み、開閉弁ＳＩ＊がオフとされ、閉位置に切り換えられると同時に、増圧残時間Ｔｒがリセットされる。
【００７３】
なお、ステップ５０４において、増圧残時間Ｔｒが０以下と判定された場合には（図８のｔ４）、ステップ５０８に進み、周期タイマＡｔｍがリセットされた後、ステップ５０９に進み、開閉弁ＳＩ＊がオフとされ、閉位置に切り換えられると同時に、増圧残時間Ｔｒがリセットされる。
【００７４】
図８を参照して、増圧信号の総出力時間Ｔonが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも長い場合における周期タイマＡｔｍ、開閉弁ＳＩ＊及び液圧制御弁ＰＣ＊の状態の時系列変化について説明する。
【００７５】
先ず、制動操舵制御中に時刻ｔ１において液圧制御弁ＰＣ＊に対する出力信号が増圧信号に切り換わると、吸込み用の開閉弁ＳＩ＊がオン（開位置）に切り換えられると同時に、周期タイマＡｔｍがスタートする。増圧出力開始後の初回の液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓ、即ち周期タイマＡｔｍが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに到達するまでの間、においては（即ち時刻ｔ１〜時刻ｔ２）、増圧信号出力開始前（時刻ｔ１前）にリザーバＲＳ＊から液圧ポンプＨＰ＊を介して液圧制御弁（例えばＰＣ１）に至る液圧路内に充填されていたブレーキ液が液圧制御弁を介してホイールシリンダに供給されると共に、液圧ポンプＨＰ＊により開閉弁ＳＩ＊を介してマスタシリンダＭＣからブレーキ液が吸込まれる。ここで、リザーバＲＳ＊から液圧ポンプＨＰ＊を介して液圧制御弁に至る液圧路は、リザーバＲＳ＊の内部、リザーバＲＳ＊及び液圧ポンプＨＰ＊吸入側間の液圧路、液圧ポンプＨＰ＊の内部、吐出脈動吸収用のダンパーＤＰ＊を含む液圧ポンプＨＰ＊吐出側及び液圧制御弁（例えばＰＣ１）間の液圧路を包含する。
【００７６】
周期タイマＡｔｍが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに到達すると（時刻ｔ２）、増圧残時間Ｔｒが総増圧時間Ｔonから液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓを引いた時間（Ｔon−Ｔｓ）に更新された後、液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓと比較される。この場合、増圧残時間Ｔｒが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも長いので、開閉弁ＳＩ＊はオン（開位置）に維持される。これと同時に、周期タイマＡｔｍがリセットされた後再スタートする。増圧出力開始後の２回目の液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓ、即ち周期タイマＡｔｍが再度液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに到達するまでの間、においては（即ち時刻ｔ２〜時刻ｔ３）、増圧出力開始後の初回の作動周期Ｔｓ（時刻ｔ１〜時刻ｔ２）において液圧ポンプＨＰ＊によりマスタシリンダＭＣから吸込まれたブレーキ液が液圧制御弁を介してホイールシリンダに供給されると共に、液圧ポンプＨＰ＊により開閉弁ＳＩ＊を介してマスタシリンダＭＣからブレーキ液が吸込まれる。
【００７７】
そして、周期タイマＡｔｍが再び液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに到達すると（時刻ｔ３）、増圧残時間Ｔｒが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに２を乗算した時間を増圧残時間Ｔｒが総増圧時間Ｔonから減算した（Ｔon−２Ｔｓ）に更新された後、液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓと比較される。この場合、増圧残時間Ｔｒが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも短いので、開閉弁ＳＩ＊はオン（開位置）からオフ（閉位置）に切り換えられる。即ち、増圧出力開始後、液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓに２を乗算した時間が経過したとき、即ち総増圧時間Ｔonから残余の時間Ｔｅを引いた時間が経過したときに、開閉弁ＳＩ＊はオフ（閉位置）に切り換えられる。
【００７８】
増圧出力開始後、総増圧時間Ｔonが経過すると（時刻ｔ４）、液圧制御弁ＰＣ＊に対する出力信号が増圧信号から他の信号（保持信号又は減圧信号）に切り換えられる。
【００７９】
以上示したように、本実施形態においては、総増圧時間Ｔonが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓよりも長い場合、増圧出力開始後、総増圧時間Ｔonから残余の時間Ｔｅを引いた時間（Ｔon−Ｔｅ）が経過したときに開閉弁ＳＩ＊は閉位置に切り換えられるので、残余の時間Ｔｅの間に液圧ポンプＨＰ＊によってマスタシリンダＭＣから余分なブレーキ液が吸込まれるのを回避できる。従って、液圧ポンプＨＰ＊が余分なブレーキ液を吸込む際に発生する騒音（ポンプ負荷音）や液圧ポンプによって吸込んだ余分なブレーキ液をリリーフ弁ＲＶ＊を介してマスタシリンダＭＣに逃す際に発生する騒音（リリーフ音）を回避できる。
【００８０】
また、従来技術と比べ、開閉弁ＳＩ＊の開位置とされる時間が残余の時間Ｔｅだけ短くなるので、液圧ポンプＨＰ＊によってリザーバＲＳ＊内のブレーキ液を一層確実に排出することができる。
【００８１】
更に、増圧信号の出力を開始しても、総増圧時間Ｔonが液圧ポンプＨＰ＊の作動周期Ｔｓ以下の場合には、開閉弁ＳＩ＊を閉位置のままとするので、増圧信号が出力されている間に液圧ポンプＨＰ＊によってマスタシリンダＭＣから余分なブレーキ液が吸込まれるのを回避できる。その結果、増圧信号が出力されている間のポンプ吸込音やその後のリリーフ音を回避できる。
【００８２】
なお、本実施形態では、制動操舵制御について説明したが、本発明は、トラクション制御、自動ブレーキ制御（車間距離制御）、ブレーキアシスト制御等のホイールシリンダを自動加圧する制御にも適用可能である。
【００８３】
【発明の効果】
本発明によれば、自動加圧制御中に液圧制御弁に増圧信号が出力されているときに、増圧信号の総出力時間が液圧ポンプの作動周期よりも長い場合には、増圧信号の総出力時間を液圧ポンプの作動周期で除算し整数の商を得たときの残余の時間を演算し、増圧信号出力開始後、増圧信号の総出力時間から残余の時間を減算した時間が経過したときに、第２の開閉弁を開位置から閉位置に切換えるので、増圧信号出力中に、液圧ポンプによってマスタシリンダから余分なブレーキ液が吸い込まれることを回避できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る車両の制動制御装置の全体構成図である。
【図２】図1の制動制御装置の液圧系を示す構成図である。
【図３】本実施形態における制動制御の流れを示すフローチャートである。
【図４】図３の制動操舵制御演算の詳細を示すフローチャートである。
【図５】図３の液圧サーボ制御の詳細を示すフローチャートである。
【図６】図５の開閉弁ＳＩ＊，ＳＣ＊の切換処理の詳細を示すフローチャートである。
【図７】図６の開閉弁ＳＩ＊駆動処理の詳細を示すフローチャートである。
【図８】本実施形態に係る液圧ポンプの周期タイマＡｔｍ、開閉弁ＳＩ＊、液圧制御弁ＰＣ＊の状態を示すタイムチャートである。
【図９】本実施形態に係るモータ電圧とポンプ周期との関係を示すグラフである。
【図１０】本実施形態のオーバーステア抑制制御の制御領域を示すグラフである。
【図１１】本実施形態のアンダーステア抑制制御の制御領域を示すグラフである。
【図１２】本実施形態において、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。
【符号の説明】
ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬ 車輪
Ｗｆｒ，Ｗｆｌ，Ｗｒｒ，Ｗｒｌ ホイールシリンダ
ＢＰ ブレーキペダル
ＭＣ マスタシリンダ
ＰＣ１〜ＰＣ８ 開閉弁（液圧制御弁）
ＲＳ１，ＲＳ２ リザーバ
ＨＰ１，ＨＰ２ 液圧ポンプ
ＳＣ１，ＳＣ２ 開閉弁（第1の開閉弁）
ＳＩ１，ＳＩ２ 開閉弁（第２の開閉弁）
ＥＣＵ 電子制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a braking control device for a vehicle that performs automatic pressurization control by sucking and boosting brake fluid in a master cylinder by a hydraulic pump and supplying the brake fluid to a wheel cylinder, and relates to a braking steering control device (vehicle slip prevention control device). ), A brake assist control device, a traction control device, and the like.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as this type of vehicle braking control device, for example, one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-129878 is known.
[0003]
This is a modulator (hydraulic pressure control valve) that is interposed between the master cylinder and the wheel cylinder and adjusts the brake fluid pressure of the wheel cylinder, and a fluid that discharges the brake fluid increased to the wheel cylinder via the modulator. A pressure pump, a reservoir for storing brake fluid discharged from the wheel cylinder via the modulator, a normally open first on-off valve for opening and closing a hydraulic pressure path connecting the master cylinder to the modulator, and a hydraulic pump for the master cylinder A normally closed second on-off valve that opens and closes the hydraulic pressure path connected to the suction side of the engine, and the brake hydraulic pressure on the modulator side (that is, the discharge side of the hydraulic pump) is greater than a predetermined differential pressure with respect to the master cylinder hydraulic pressure. And a relief valve that allows the flow of the brake fluid in the direction of the master cylinder.
[0004]
In this case, if the brake steering control is continued while the brake pedal is operated, the brake fluid is stored in the reservoir, but the brake fluid in the reservoir becomes full without being discharged due to an increase in fluid pressure when the brake pedal is operated. In order to solve the problems of the prior art, the second on-off valve is opened only when pressure is increased in the sudden pressure increase mode and the pulse pressure increase mode (that is, when a pressure increase signal is output to the modulator). Yes.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, during execution of automatic pressurization control such as braking steering control, Ton is the total pressure increase output time when a pressure increase signal is output to the modulator, and the hydraulic pump operating cycle (ie, suction during one cycle). When the total pressure increase output time Ton is longer than the hydraulic pump operation cycle Ts, the relationship of Ton = n · Ts + Te (where n ≧ 1) is established. Here, n represents an integer quotient when the total pressure increase output time Ton is divided by the hydraulic pump operating cycle Ts, and Te represents the remaining time when the integer quotient is obtained.
[0006]
When a holding signal or a pressure reducing signal is output to the modulator during execution of automatic pressurization control, the wheel cylinder is shut off from the discharge side of the hydraulic pump by the modulator, so the modulator is connected from the reservoir via the hydraulic pump. The brake fluid is often filled in the hydraulic pressure path leading to In this state, when the output of the pressure increase signal is started, in the first hydraulic pump operation cycle after the start of the pressure increase output, before the pressure increase signal is output (that is, the wheel cylinder is hydraulically When the pump is shut off from the discharge side, the brake fluid filled in the hydraulic path from the reservoir to the modulator via the hydraulic pump is pumped to the wheel cylinder via the modulator. In the second operation cycle, the brake fluid sucked from the master cylinder by the hydraulic pump in the first operation cycle is pumped to the wheel cylinder via the modulator. Further, in the third operation cycle, the brake fluid sucked from the master cylinder by the hydraulic pump in the second operation cycle is pumped to the wheel cylinder through the modulator. As described above, in the operation cycle of the n + 1th hydraulic pump after the start of the boost output, that is, the last remaining time Te after the start of the boost output, the brake fluid sucked by the hydraulic pump in the nth operation cycle. Is discharged to the wheel cylinder through the modulator. In other words, the hydraulic pump sucks in the brake fluid necessary for the control from the master cylinder until the completion of execution of the nth operation cycle after the start of the pressure increase output.
[0007]
However, in the above-described prior art, the second on-off valve is always in the open position while the pressure increasing signal is output to the modulator, and the second on-off valve is in the open position during the last remaining time Te. Therefore, during the last remaining time Te, the hydraulic pump sucks excess brake fluid from the master cylinder. For this reason, excess brake fluid may be returned to the master cylinder side via the relief valve, and noise may be generated. Further, noise may be generated when the hydraulic pump sucks excess brake fluid.
[0008]
Therefore, the present invention relates to a vehicle brake control device that performs automatic pressurization control by sucking and boosting the brake fluid of the master cylinder by a hydraulic pump and supplying the brake fluid to the wheel cylinder. It is an object of the present invention to provide a vehicle braking control device capable of avoiding as much as possible that the hydraulic pump sucks excess brake fluid from the master cylinder when a pressure increasing signal is output to the control valve. And
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above technical problem, a braking control device for a vehicle according to a first aspect of the present invention includes a wheel cylinder that is attached to each wheel of the vehicle and applies a braking force thereto, and brake fluid is supplied according to an operation of the brake pedal. A hydraulic pressure control valve disposed between a master cylinder for boosting and outputting a master cylinder hydraulic pressure, and for adjusting the brake hydraulic pressure of the wheel cylinder, and for boosting the wheel cylinder via the hydraulic pressure control valve A hydraulic pump that discharges brake fluid, a reservoir that stores brake fluid discharged from the wheel cylinder via the hydraulic pressure control valve, and a hydraulic pressure path that connects the master cylinder to the hydraulic pressure control valve are opened and closed. A hydraulic actuator having a first on-off valve, and a second on-off valve for opening and closing a hydraulic path connecting the master cylinder to the suction side of the hydraulic pump; When it is determined that automatic pressurization is required for the cylinder, and when it is determined that automatic pressurization is required, the hydraulic pump and the first and second on-off valves are driven and the pressure is increased with respect to the hydraulic control valve. A brake control means for outputting any one of a signal, a holding signal, and a pressure reduction signal, and executing automatic pressurization control. The brake control means increases the hydraulic pressure control valve during the determination that automatic pressurization is necessary. In a braking control device for a vehicle having an on-off valve driving means that opens the second on-off valve when a pressure signal is output, when a pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve, When the total output time of the pressure increase signal is longer than the operation cycle of the hydraulic pump, the remaining time when the total output time of the pressure increase signal is divided by the operation cycle of the hydraulic pump to obtain an integer quotient A remaining time calculating means for calculating the on-off valve driving means, After the start of output of the pressure increasing signal to the pressure control valve, when the time obtained by subtracting the remaining time from the total output time of the pressure increasing signal has elapsed, the second on-off valve is switched from the open position to the closed position. It is composed.
[0010]
Here, the automatic pressurization control includes braking steering control, traction control, brake assist control, automatic brake control (inter-vehicle distance control), and the like. The time obtained by subtracting the remaining time from the total output time of the pressure increasing signal is equal to the time obtained by multiplying the operating period of the hydraulic pump by the integer quotient, and thus includes the time.
[0011]
According to the first aspect of the present invention, when the total output time of the pressure increase signal is longer than the operation period of the hydraulic pressure pump when the pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve during the automatic pressurization control. Calculates the remaining time when the total output time of the boost signal is divided by the hydraulic pump operating cycle to obtain an integer quotient, and after the start of boost signal output, the remaining time is calculated from the total output time of the boost signal. Since the second on-off valve is switched from the open position to the closed position when the time obtained by subtracting this time has elapsed, the second on-off valve is brought to the closed position before the remaining time from the end of the boost signal output. As a result, it is possible to avoid the extra brake fluid being sucked from the master cylinder by the hydraulic pump during the remaining time.
[0012]
In the first aspect of the present invention, as shown in the second aspect of the present invention, the on-off valve driving means may be configured such that the total output time of the pressure increase signal is not reduced even when the pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve. When the operation cycle is shorter, it is preferable that the second on-off valve is configured to be in the closed position.
[0013]
That is, in the first hydraulic pump operation cycle after the start of the pressure increase signal output, the brake fluid filled in the hydraulic pressure path from the reservoir to the hydraulic pressure control valve via the hydraulic pressure pump before the pressure increase signal output starts. Is often supplied to the wheel cylinder via the hydraulic pressure control valve, so even when the boost signal is output, if the total output time of the boost signal is shorter than the hydraulic pump operating cycle The second on-off valve is set to the closed position. Therefore, it is possible to prevent the brake fluid from being sucked from the master cylinder by the hydraulic pump while the pressure increase signal is output.
In the first aspect of the present invention, as shown in the third aspect of the present invention, while the holding signal and the pressure reducing signal are output to the hydraulic pressure control valve during the automatic pressurization control, the on-off valve driving means is It is preferable that the on / off valve is configured to be in the closed position.
[0014]
According to this configuration, the brake fluid in the reservoir can be appropriately discharged by the hydraulic pump during the automatic pressurization control.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Preferred embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0016]
FIG. 1 shows an overall configuration of a vehicle braking control apparatus according to this embodiment. An engine EG is an internal combustion engine including a throttle control apparatus TH and a fuel injection apparatus FI. In the throttle control apparatus TH, an operation of an accelerator pedal AP is performed. Accordingly, the main throttle opening degree of the main throttle 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 is connected to the wheels FL and FR in front of the vehicle via a transmission control device GS and a differential gear DF, and a so-called front wheel drive system is configured.
[0017]
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. The wheel FL is a front left driving wheel, the wheel FR is a front right driving wheel, the wheel RL is a rear left driven wheel, and the wheel RR is a rear right driven wheel as viewed from the driver's seat. The brake fluid pressure control device PC is configured as shown in FIG. 2, which will be described later.
[0018]
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, a brake switch BS that is turned on when the brake pedal BP is depressed, a front wheel steering angle sensor SSf that detects the steering angle θf of the front wheels FL and FR of the vehicle, a lateral acceleration sensor YG that detects the lateral acceleration Gy of the vehicle, A yaw rate sensor YS for detecting the yaw rate γ of the vehicle, a throttle sensor SS for detecting the opening of the main and sub throttle valves MT, ST, and the like are 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.
[0019]
A steering angle control device (not shown) may be provided between the wheels RL and RR behind the vehicle, and according to this, the wheels RL and RR are driven by a motor (not shown) according to the output of the electronic control unit ECU. It is also possible to control the steering angle.
[0020]
The electronic control unit ECU 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. Output signals from the wheel speed sensors WSl to WS4, the brake switch BS, the front wheel steering angle sensor SSf, the yaw rate sensor YS, the lateral acceleration sensor YG, the throttle sensor SS, etc. are respectively sent from the input port IPT to the processing unit CPU via the amplifier circuit AMP. It is configured to be entered. Further, control signals are output from the output port OPT to the throttle control device TH and the brake fluid pressure control device PC via the drive circuit ACT. In the microcomputer CMP, the memory ROM stores a program for various processes including the flowchart shown in FIG. 3 and the like, and the processing unit CPU executes the program while an ignition switch (not shown) is closed, The RAM temporarily stores variable data necessary for executing the program. Note that a plurality of microcomputers may be configured for each control such as throttle control or by appropriately combining related controls, and may be electrically connected to each other.
[0021]
FIG. 2 shows the brake fluid pressure control device BC. The master cylinder MC is boosted via the vacuum booster VB in response to the operation of the brake pedal BP, and the brake fluid in the master reservoir LRS is boosted to increase the wheel FR. , RL and wheels FL, the master cylinder hydraulic pressure is output to the hydraulic system on the RR side. That is, so-called X piping is configured. 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.
[0022]
The vacuum booster VB has the same configuration as the conventional vacuum booster, and a constant pressure chamber B2 and a variable pressure chamber B3 are formed through a movable wall B1, and the movable wall B1 is connected to a brake pedal BP. The movable wall B1 includes a vacuum valve (not shown) for intermittent communication between the constant pressure chamber B2 and the variable pressure chamber B3, and an air valve (not shown) for intermittent communication between the variable pressure chamber B3 and the atmosphere. A valve mechanism B4 is provided. The constant pressure chamber B2 is always configured to communicate with an intake manifold (not shown) of the engine EG so that negative pressure is introduced. On the other hand, the variable pressure chamber B3 is configured to select a state in which negative pressure is introduced through communication with the constant pressure chamber B2 and a state in which the constant pressure chamber B2 is cut off and communicated with the atmosphere by the valve mechanism B4. Thus, the vacuum valve and air valve of the valve mechanism B4 are opened and closed according to the operation of the brake pedal BP, and a differential pressure corresponding to the operating force of the brake pedal BP is generated between the constant pressure chamber B2 and the variable pressure chamber B3. As a result, the output amplified according to the operation of the brake pedal BP is transmitted to the master cylinder MC.
[0023]
In the brake fluid pressure system on the wheel FR, RL side, the first pressure chamber MCa is connected to the wheel cylinders Wfr, Wrl via the main fluid pressure passage MF1 and its branch fluid pressure passages MFr, MF1, respectively.
[0024]
The branch hydraulic pressure paths MFr and MFl are each 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 arranged in parallel with these. The check valves CV1 and CV2 allow only the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC, and the brake fluid in the wheel cylinders Wfr and Wrl passes through the check cylinders CV1 and CV2 so that the master cylinder MC It is returned to the master cylinder reservoir LRS. Therefore, 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 disposed, and the discharge hydraulic pressure channel RF where the branch hydraulic pressure channels RFr and RFl merge is connected to the auxiliary reservoir RS1.
[0025]
The auxiliary reservoir RS1 is connected to the suction side of the hydraulic pump HP1 via check valves CV5 and CV6, and the discharge side thereof is an on-off valve PC1, PC2 via a hydraulic pressure path MFp having a check valve CV7 and a damper DP1. Is connected to the upstream side. The hydraulic pump HP1 is driven by a single electric motor M together with the hydraulic pump HP2, introduces brake fluid from the suction side, raises the pressure to a predetermined pressure, and outputs it from the discharge side. The auxiliary reservoir RS1 is provided independently of the master reservoir LRS of the master cylinder MC, and can also be referred to as an accumulator. The auxiliary reservoir RS1 includes a piston and a spring and is configured to store a predetermined volume of brake fluid. Yes.
[0026]
The pressure chamber MCa of the master cylinder MC is connected in communication between the check valve CV5 and the check valve CV6 on the suction side of the hydraulic pump HP1 via the auxiliary hydraulic path MFc1. The check valve CV5 blocks the flow of brake fluid to the auxiliary reservoir RS1 and allows the flow in the reverse direction. The check valves CV6 and CV7 restrict 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, in the normal closed position shown in FIG. 2, the on-off valve SI1 is disconnected from the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1, and in the open position, the master cylinder MC and the suction side of the hydraulic pump HP1 are disconnected. It is switched to communicate.
[0027]
Further, the main hydraulic pressure path MF1 functions as a normally open type two-port two-position electromagnetic on-off valve SC1 (so-called master cylinder cutoff valve) between the connecting portion to the hydraulic pressure path MFc and the master cylinder MC. Hereinafter, it is simply referred to as an on-off valve SC1. A relief valve RV1 and a check valve AV1 are arranged in parallel with the on-off valve SC1. The relief valve RV1 restricts the flow of brake fluid from the master cylinder MC in the direction of the on-off valves PC1 and PC2, and the brake fluid pressure on the on-off valves PC1 and PC2 side becomes greater than a predetermined set pressure with respect to the master cylinder fluid pressure. When this occurs, the flow of brake fluid in the direction of the master cylinder MC is allowed (so-called relative pressure relief valve), so that the discharge brake fluid of the hydraulic pump HP1 can be prevented from exceeding a predetermined pressure. The check valve AV1 allows the flow of brake fluid in the direction of the wheel cylinders Wfr, Wrl and prohibits the flow in the reverse direction. Due to the presence of the check valve AV1, even when the on-off valve SC1 is in the closed position, the brake fluid pressure in the wheel cylinders Wfr, Wrl is increased when the brake pedal BP is depressed. A proportioning valve PV1 is interposed in the hydraulic pressure path leading to the wheel cylinder Wrl on the rear wheel side.
[0028]
On the other hand, in the brake fluid pressure system on the wheels FL, RR side, similarly, a normally open type electromagnetic on-off valve SC2 is provided in the main hydraulic pressure passage MF2, and a normally closed type electromagnetic on-off valve SI2 is provided in the auxiliary hydraulic pressure passage MFc2. Arranged. Further, normally open type electromagnetic on / off valves PC3 and PC4, normally closed type electromagnetic on / off valves PC7 and PC8, check valves CV3, CV4, CV8 to CV10, relief valve RV2, check valve AV2, reservoir RS2, damper DP2 and A proportioning valve PV2 is also provided. The hydraulic pump HP2 is driven by the electric motor M together with the hydraulic pump HP1.
[0029]
The on-off valves PC1 to PC8 are configured as hydraulic pressure control valves that adjust the brake hydraulic pressure of the wheel cylinder of each wheel.
[0030]
In the vacuum booster VB of the present embodiment, an auxiliary movable wall B5 is further disposed in the constant pressure chamber B2, and an auxiliary variable pressure chamber B6 is formed between the movable wall B1. The auxiliary movable wall B5 can move in the direction of the master cylinder MC along with the movement of the brake pedal BP, but is configured to move in the direction of the master cylinder MC and drive it regardless of the operation of the brake pedal BP. That is, the auxiliary variable pressure chamber B6 is configured to select a state in which negative pressure is introduced through communication with the intake manifold of the engine EG and a state in communication with the atmosphere according to the operation of the booster switching valve SB. ing. The booster switching valve SB is composed of a 3-port 2-position switching solenoid valve having a solenoid SL, and communicates the auxiliary variable chamber B6 with the intake manifold in a non-operating position when the solenoid SL is not energized (normal state). The auxiliary transformation chamber B6 is switched so as to communicate with the atmosphere AR at the operating position.
[0031]
Thus, if a negative pressure is introduced into the auxiliary variable pressure chamber B6 via the booster switching valve SB, the auxiliary movable wall B5 is maintained at a constant distance from the movable wall B1, and the master cylinder is moved along with the movement of the brake pedal BP. Although moving in the MC direction, if the auxiliary variable pressure chamber B6 communicates with the atmosphere, a differential pressure is generated between the negative pressure constant pressure chamber B2 and as a result, regardless of the operation of the brake pedal BP (ie, at least the brake pedal BP). In the non-operating state), the master cylinder MC is driven in accordance with the movement of the auxiliary movable wall B5.
[0032]
The electric motor M, the on-off valves SC1, SC2, SI1, SI2, the on-off valves PC1 to PC8, and the booster switching valve SB are driven and controlled by the aforementioned electronic control unit ECU, and various controls including braking steering control are executed. The
[0033]
First, at the time of normal brake operation, each solenoid valve is in the normal position shown in FIG. 2, and the electric motor M is stopped. When the brake pedal BP is depressed in this state, the master cylinder MC is boosted by the vacuum booster VB, and the master cylinder hydraulic pressures from the two pressure chambers of the master cylinder MC are respectively applied to the wheels FR, RL and FL, RR. It is output to the brake hydraulic system and 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 and the wheels FL and RR have the same configuration, the brake fluid systems on the wheels FR and RL will be described below as a representative.
[0034]
For example, when the control is shifted to the anti-skid control during the brake operation, and it is determined that the wheel FR side tends to be locked, for example, the on-off valve SC1 remains in the open position, and the on-off valve PC1 is closed. PC5 is set to the open position. 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.
[0035]
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. It is supplied to the cylinder 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 valve PC5 is set to the closed position, and then the on-off valve PC1 is set to the open position, 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.
[0036]
Then, when the traction control is performed and the acceleration slip prevention control of the wheel FR is performed, for example, 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 Wrl. The open / close valve PC2 is set to the closed position, and the open / close valve PC1 is set to the open position. Further, the booster switching valve SB is switched to the second position, the auxiliary variable pressure chamber B6 communicates with the atmosphere, the auxiliary movable wall B5 moves regardless of the operation of the brake pedal BP, and the master cylinder MC is driven. Accordingly, the suction side of the hydraulic pump HP1 is filled with pressurized brake fluid. In this state, when the hydraulic pump HP1 is driven by the electric motor M, the pressurized brake fluid is immediately supplied to the wheel cylinder Wfr on the drive wheel side via the on-off valve PC1. Note that by performing intermittent control of the on-off valves PC1 and PC5 in accordance with the acceleration slip state of the wheel FR, pulse pressure increase, pulse pressure decrease and hold are output to the wheel cylinder Wfr.
[0037]
Further, at the time of brake steering control, 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, the on-off valve SI1 is switched to the open position, the electric motor M is driven, Brake fluid is discharged from the pressure pump HP1. The on-off valves PC1, PC2, PC5 and PC6 are appropriately controlled to be opened and closed, and the hydraulic pressures of the wheel cylinders Wfr and Wrl are increased, reduced or held in pulses, and similarly controlled in the brake hydraulic pressure system on the wheels FL and RR side. The Also in this case, as described above, the suction side of the hydraulic pump HP1 is immediately pressurized by the vacuum booster VB, and when the hydraulic pump HP1 is driven by the electric motor M in this state, the on-off valve PC1 is used. The pressurized brake fluid is immediately supplied to the wheel cylinder Wfr. For example, in order to prevent excessive oversteer, braking force is applied to the front wheels on the outside of the turn.
[0038]
In the present embodiment configured as described above, when an ignition switch (not shown) is opened, programs such as braking steering control and anti-skid control shown in FIG. 3 are executed.
[0039]
First, in step 101, the microcomputer CMP is initialized, and various calculation values are cleared. Next, in step 102, the detection signal (steering angle θf) of the wheel speed sensors WS1 to WS4, the front wheel steering angle sensor SSf, the detection signal of the yaw rate sensor YS (actual yaw rate γ), and the detection signal of the lateral acceleration sensor YG (ie, the actual signal) Lateral acceleration, which is represented by Gya), a detection signal of the hydraulic pressure sensor PS (that is, a master cylinder hydraulic pressure Pmc) and the like are read.
[0040]
Subsequently, the routine proceeds to step 103, where the wheel speed Vw ** of each wheel is calculated, and the wheel speed Vw ** of each wheel is differentiated to calculate the wheel acceleration DVw ** of each wheel, and a filter (not shown). ), Noise is removed and the wheel acceleration FDVw ** of each regular wheel is obtained. Next, at step 104, an estimated vehicle body speed (hereinafter referred to as the center of gravity position vehicle body speed) Vso at the center of gravity of the vehicle is calculated based on the wheel speed Vw ** of each wheel. Specifically, the center-of-gravity position vehicle body speed Vso is calculated as Vso = MIN (Vw **) when the vehicle is accelerating or running at a constant speed, and Vso = MAX (Vw **) when braking. Is done. Next, an estimated vehicle speed (hereinafter referred to as each wheel position vehicle speed) Vso ** at each wheel position is obtained. Then, if necessary, normalization is performed on each wheel position vehicle body speed Vso ** in order to reduce an error based on the difference between the inner and outer wheels when the vehicle turns. That is, the normalized vehicle body speed NVso ** is calculated as NVso ** = Vso ** (n) −ΔVr ** (n). Here, ΔVr ** (n) is a correction coefficient for turning correction, and is set as follows, for example. That is, the correction coefficient ΔVr ** (** represents each wheel FR, etc., particularly FW represents the front two wheels and RW represents the rear two wheels) is based on the turning radius R of the vehicle and γ · VsoFW (= lateral acceleration Gya). These are set according to a map (not shown) for each wheel except for the reference wheel. For example, when ΔVrFL is used as a reference, this is set to 0, but ΔVrFR is set according to the inner / outer wheel difference map, ΔVrRL is set according to the inner / outer wheel difference map, and ΔVrRR is set according to the outer / outer wheel difference map and the inner / outer wheel difference map. . Further, the longitudinal vehicle body acceleration (hereinafter referred to as the center of gravity position vehicle body acceleration) DVso at the center of gravity position of the vehicle is calculated by differentiating the center of gravity position vehicle body speed Vso.
[0041]
Next, at step 105, the actual slip ratio Sa ** of each wheel is calculated based on the wheel speed Vw ** and the wheel position vehicle body speed Vso ** obtained at steps 103 and 104. In step 106, the road surface friction coefficient μ is approximately μ = (DVso) based on the center-of-gravity vehicle body acceleration DVso and the actual lateral acceleration Gya of the detection signal of the lateral acceleration sensor YG. 2 + Gya 2 ) 1/2 Is estimated as The road surface friction coefficient μ ** at each wheel position may also be calculated based on the estimated value of the road surface friction coefficient μ and the wheel cylinder hydraulic pressure Pw ** of each wheel. Subsequently, at step 107, based on the detection signal (actual yaw rate γ) of the yaw rate sensor YS, the detection signal of the lateral acceleration sensor YG (actual lateral acceleration Gya), and the center-of-gravity position vehicle body speed Vso, the vehicle body side slip angular velocity is Dβ = Gya / It is obtained as Vso-γ. Next, at step 108, the vehicle body side slip angle β is obtained as β = ∫Dβdt. Here, the vehicle body side slip angle β is an angle formed by the direction of the vehicle body with respect to the traveling direction of the vehicle, and the vehicle body side slip angular velocity Dβ is a differential value dβ / dt of the vehicle body side slip angle β. The vehicle body side slip angle β can also be obtained as β = tan −1 (Vy / Vx) based on the ratio of the vehicle speed Vx in the traveling direction and the vehicle speed Vy in the lateral direction perpendicular thereto.
[0042]
Next, the routine proceeds to step 109, where brake steering control calculation processing is executed, and a target slip ratio and the like for use in control are set. This braking steering control is superimposed on the control in all control modes. After the brake steering control calculation processing, the routine proceeds to step 110, where it is determined whether or not the anti-skid control start condition is satisfied, and if it is determined that anti-skid control start is required during braking steering, the process proceeds to step 111. Thus, the control mode is set to perform both the brake steering control and the anti-skid control.
[0043]
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 for performing both the brake steering control and the traction control. If not satisfied, the process proceeds to step 116 and the brake steering control start condition is set. It is determined whether or not it is satisfied. If it is determined that the brake steering control is started, the brake steering control mode is set in step 117. Then, after hydraulic servo control is performed in step 118 based on these control modes, the process returns to step 102. If it is not determined at step 116 that the brake steering control is started, the routine proceeds to step 119, where all the solenoids are turned off. 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 motion state of the vehicle, the output of the engine EC is reduced, and the driving force is limited. .
[0044]
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
[0045]
Details of the brake steering control calculation in step 109 of FIG. 3 will be described with reference to FIG. Here, the brake steering control includes oversteer (OS) suppression control and understeer (US) suppression control, and a target slip ratio corresponding to the oversteer suppression control and / or understeer suppression control is set for the control wheel.
[0046]
First, in steps 201 and 202, start / end determination of oversteer suppression control and understeer suppression control is performed.
[0047]
The start / end determination of oversteer suppression control in step 201 is performed based on whether or not the control region is indicated by the hatched area in FIG. That is, if the values of the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ at the time of determination enter the control region, the oversteer suppression control is started. If the vehicle exits the control region, the oversteer suppression control ends, and the curve of the arrow in FIG. It is controlled as shown in. Then, the braking force of each wheel is controlled so that the control amount increases as the distance from the boundary between the control region and the non-control region (two-dot chain line in FIG. 10) moves toward the control region.
[0048]
On the other hand, the start / end determination of the understeer suppression control is performed based on whether or not it is within the control region indicated by the oblique lines 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 terminated, and control is performed as shown by the arrowed curve in FIG.
[0049]
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. Returning to the main routine of FIG. If it is determined in step 204 that the understeer suppression control is being performed, the process proceeds to step 205, the turning inner rear wheel and both front wheels are selected, and their target slip ratios are set to Sturi, Stufo, Stifi, respectively, in the understeer suppression control. 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", "f" represents "front wheel", "r" represents "rear wheel", "o" represents "outside", "i" represents "inside" To express.
[0050]
In setting the target step rate, the difference between the target lateral acceleration Gyt and the actual lateral acceleration Gya is used. This target lateral acceleration Gyt is obtained based on Gyt = γ (θf) · Vso. Here, γ (θf) is obtained as γ (θf) = {(θf / N) · L} · Vso / (1 + Kh · Vso2), Kh is a stability factor, N is a steering gear ratio, and L is a wheel base. To express. 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, Stufo is set to K5 · ΔGy, and the constant K5 is set to a value for controlling the pressurizing direction (or the depressurizing direction). Stufi and Sturi are set to K6 · ΔGy and K7 · ΔGy, respectively, and the constants K6 and K7 are both set to values for controlling the pressurizing direction.
[0051]
On the other hand, if it is determined in step 203 that oversteer suppression control is being performed, the process proceeds to step 207, in which it is determined whether understeer suppression control is being performed. In step 207, the front outer wheel and the inner rear wheel are selected and their target slip ratios are set to Stefo and Steri (= 0), respectively. “E” represents “oversteer suppression control”.
[0052]
For setting the target slip ratio, the vehicle body side slip angle β and the vehicle body side slip angular velocity Dβ are used. That is, Stefo = K1 · β + K2 · Dβ and Steri = K3 · β + K4 · Dβ are set. Here, K1 to K4 are constants, and the target slip ratio Stefo of the front wheel outside the turn is set to a value for controlling the pressurizing direction (direction in which the braking force is increased), and the target slip ratio Steri of the wheel inside the turn is set. Is set to a value that controls the pressure reducing direction (direction in which the braking force is reduced). Accordingly, Steri = 0 is set when the brake pedal is not operated. It should be noted that K3≤K1 / 5 and K4≤K2 / 5 are set.
[0053]
If it is determined in step 206 that the understeer suppression control is also being controlled, the process proceeds to step 208, where the target slip ratio of the front wheel outside the turn is set to Stefo for oversteer suppression control, and the target slip ratio of the front and rear wheels inside the turn is controlled by understeer suppression. Set to Sturi and Stufi for control. 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 the oversteer suppression control, and the front and rear wheels on the inside of the turn both have the target slip ratio of the understeer suppression control. It is set similarly.
[0054]
In any case, the rear wheels on the outside of the turn (that is, the driven wheels in the front-wheel drive vehicle) are not controlled for calculating the center-of-gravity position vehicle body speed Vso, and the target slip ratio and the like are not set.
[0055]
Next, the details of the hydraulic servo control in step 118 of FIG. 3 will be described with reference to FIG. 5. Here, the slip ratio servo control of the wheel cylinder hydraulic pressure is performed for each control wheel.
[0056]
First, in step 301, a target slip ratio (hereinafter collectively referred to as Stv **) of a wheel on which the brake steering control set in FIG. 4 is to be executed is read out. Although not described in this flowchart, for example, when both braking steering control and traction control are performed on a certain wheel, the target slip ratio Stt for traction control is equal to the target slip ratio Stv ** for braking steering control. The added value is updated as the target slip ratio St **.
[0057]
In step 302, the slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each control wheel, and in step 303, the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** is calculated. Specifically, in step 302, the difference between the target slip ratio St ** and the actual slip ratio Sa ** of the control wheel is calculated, and the slip ratio deviation ΔSt ** is obtained (ΔSt ** = St ** − Sa). **). In step 303, the difference between the center-of-gravity position vehicle body acceleration DVso and the wheel acceleration DVw ** of the control wheel is calculated to determine the vehicle body acceleration deviation ΔDVso **. The calculation of the vehicle body acceleration deviation ΔDVso ** at this time differs depending on the control mode such as traction control, braking steering control, etc., but description thereof will be omitted.
[0058]
Subsequently, the routine proceeds to step 304, where one parameter Y ** used for brake hydraulic pressure control in each control mode is calculated as Gs ** · ΔSt ** (Gs: constant). In step 305, another parameter X ** used for brake fluid pressure control is calculated as Gd ** · ΔDVso ** (Gd **: constant).
[0059]
Thereafter, the process proceeds to step 306, and the hydraulic pressure mode is set for each control wheel according to the control map shown in FIG. 12 based on the parameters X ** and Y **. In FIG. 12, each of the sudden pressure reduction region, the pulse pressure reduction region, the holding region, the pulse pressure increase region, and the sudden pressure increase region is set in advance, and in step 306, according to the values of parameters X ** and Y **. It is determined which region corresponds to this. In the non-control state, the hydraulic pressure control mode is not set (solenoid off).
[0060]
Next, in step 307, the booster switching valve SB is driven, and the process proceeds to step 308 where switching processing of the on-off valves SI * and SC * described later is performed. Finally, the on-off valve PC *, which is a hydraulic pressure control valve, is controlled according to the hydraulic pressure mode set in step 306, and the brake hydraulic pressure of the wheel cylinder is increased, held, or reduced. The motor M is fully energized while the brake steering control is being executed.
[0061]
The switching process of the on-off valves SI * and SC * performed at step 307 in FIG. 5 will be described with reference to FIG.
[0062]
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. Therefore, during anti-skid control that does not include braking steering control, automatic pressurization is not performed, and the routine proceeds to step 410 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 step 408 to step 409, where the on-off valve SC * is turned on to be in the closed position, and the electric motor M is turned on to drive the hydraulic pump HP *. .
[0063]
In step 401, it is determined whether the hydraulic pressure mode set in step 306 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 opening / closing valve SI * is driven. Also, when the pulse pressure increasing mode is set, the process proceeds from step 403 to step 407, where the on-off valve SI * is driven.
[0064]
On the other hand, if the hydraulic pressure mode 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), the process proceeds from step 401 to steps 404, 405, and 406. In either case, in step 408, the on-off valve SI * is turned off to the closed position. Then, the process proceeds from step 408 to step 409. 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 *.
[0065]
With reference to FIG. 7, the details of the drive processing of the on-off valve SI * will be described.
[0066]
First, in step 501, it is determined whether or not the output signal to the hydraulic pressure control valve PC * has just been switched to the pressure increasing signal, that is, whether or not the output of the pressure increasing signal has been started. Proceed to 504. This pressure increase signal is output in the rapid pressure increase mode and the pulse pressure increase mode.
[0067]
If it is immediately after switching to the pressure increasing signal, the routine proceeds to step 502, where the total pressure increasing time Ton is compared with the operating cycle Ts of the hydraulic pump HP *. Here, the total pressure increase time Ton is the total output time of the pressure increase signal when the pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve PC * during the automatic pressure increase control such as the brake steering control. It is set as appropriate according to the hydraulic mode set in 306. This total pressure increase time Ton is the remaining time (final discharge time) when an integer quotient n is obtained by dividing by the operation period Ts of the hydraulic pump HP * (sum of suction time and discharge time in one cycle). Te is obtained and can be expressed by the sum of the product (n · Ts) of the quotient n and the operating period Ts of the hydraulic pump HP * and the remaining time Te (Ton = n · Ts + Te). Further, as shown in FIG. 9, the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * is calculated based on the voltage of the electric motor M, and is set to be shorter as the voltage of the electric motor M is higher.
[0068]
In step 502, when the total pressure increasing time Ton is equal to or shorter than the operation period Ts of the hydraulic pump HP *, the process returns to the main routine while the suction on-off valve SI * is kept off (closed position).
[0069]
On the other hand, if the total pressure increasing time Ton is longer than the operation period Ts of the hydraulic pump HP *, the process proceeds to step 503, and the following initial processing is performed at t1 in FIG. That is, first, the pressure increase remaining time Tr is set to the total pressure increase time Ton. Here, the pressure increase remaining time Tr is the remaining time obtained by subtracting the output time of the pressure increase signal from the total pressure increase time Ton, and is the total pressure increase time Ton in the initial setting of Step 503. Further, the on-off valve SI * is turned on and switched to the open position. At the same time, a cycle timer Atm for counting the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * is started.
[0070]
Next, the routine proceeds to step 504, where it is determined whether the pressure increase remaining time Tr is longer than zero. If the remaining pressure increase time Tr is larger than 0, in step 505, the cycle timer Atm is compared with the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *. When the cycle timer Atm reaches the operating cycle Ts of the hydraulic pump HP * (ie, t2 in FIG. 8), the process proceeds to step 506, where the remaining pressure increase time Tr is changed from the total pressure increase time Ton to the hydraulic pump HP *. At the same time, the operation period Ts is subtracted, and at the same time, the period timer Atm is reset and then restarted. If the cycle timer Atm is shorter than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * in step 505, the process proceeds to step 507 as it is.
[0071]
In step 507, the pressure increase remaining time Tr is compared with the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *. If the pressure increase remaining time Tr is longer than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *, the process proceeds to the main routine. Returning, steps 501, 504, 505 and 506 are executed again. That is, in this case, since the pressure increase remaining time Tr is longer than 0, not immediately after switching to the pressure increase output signal, the process proceeds from step 501 through step 504 to step 505. When the cycle timer Atm reaches the operating cycle Ts of the hydraulic pump HP * again (that is, t3 in FIG. 8), the process proceeds to step 506, where the remaining pressure increase time Tr is the previous remaining pressure increase time Tr (= Ton). -Ts) is updated to a time obtained by subtracting the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * (Tr-Ts = Ton-2Ts). At the same time, the cycle timer Atm is reset and restarted, and the process proceeds to Step 507.
[0072]
In step 507, when the remaining pressure increase time Tr becomes equal to or shorter than the operating cycle Ts of the hydraulic pump HP * (ie, t3 in FIG. 8), the process proceeds to step 509, where the on-off valve SI * is turned off and switched to the closed position. At the same time, the pressure increase remaining time Tr is reset.
[0073]
When it is determined in step 504 that the remaining pressure increase time Tr is 0 or less (t4 in FIG. 8), the process proceeds to step 508, the cycle timer Atm is reset, and then the process proceeds to step 509, where the on-off valve SI * Is turned off and switched to the closed position, and simultaneously the pressure increase remaining time Tr is reset.
[0074]
Referring to FIG. 8, the time series of the states of the cycle timer Atm, the on-off valve SI * and the hydraulic control valve PC * when the total output time Ton of the pressure increase signal is longer than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *. The change will be described.
[0075]
First, when the output signal to the hydraulic control valve PC * is switched to the pressure increasing signal at time t1 during the brake steering control, the suction on-off valve SI * is switched on (open position) and at the same time, the cycle timer Atm. Starts. During the operation period Ts of the first hydraulic pump HP * after the start of the pressure increase output, that is, until the period timer Atm reaches the operation period Ts of the hydraulic pump HP * (that is, time t1 to time t2), Before starting the pressure increase signal output (before time t1), the brake fluid filled in the fluid pressure path from the reservoir RS * to the fluid pressure control valve (for example, PC1) via the fluid pressure pump HP * is fluid pressure control valve. The brake fluid is sucked from the master cylinder MC via the on-off valve SI * by the hydraulic pump HP *. Here, the fluid pressure path from the reservoir RS * to the fluid pressure control valve via the fluid pressure pump HP * is the interior of the reservoir RS *, the fluid pressure path between the reservoir RS * and the fluid pressure pump HP * suction side, fluid It includes the hydraulic pressure path between the hydraulic pump HP * discharge side and the hydraulic control valve (for example, PC1) including the damper DP * for absorbing the discharge pulsation, inside the pressure pump HP *.
[0076]
When the cycle timer Atm reaches the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * (time t2), the remaining pressure increase time Tr is a time obtained by subtracting the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * from the total pressure increase time Ton (Ton−Ts). ) And then compared with the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *. In this case, since the remaining pressure increase time Tr is longer than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *, the on-off valve SI * is maintained on (open position). At the same time, the period timer Atm is reset and then restarted. The operation period Ts of the second hydraulic pump HP * after the start of the pressure increase output, that is, until the period timer Atm reaches the operation period Ts of the hydraulic pump HP * again (that is, time t2 to time t3). ), The brake fluid sucked from the master cylinder MC by the hydraulic pump HP * in the first operation cycle Ts (time t1 to time t2) after the start of the pressure increase output is supplied to the wheel cylinder via the hydraulic control valve. At the same time, brake fluid is sucked from the master cylinder MC through the on-off valve SI * by the hydraulic pump HP *.
[0077]
Then, when the cycle timer Atm again reaches the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * (time t3), the remaining pressure increase time is obtained by multiplying the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * by 2 with the remaining pressure increase time Tr. After Tr is updated to (Ton-2Ts) subtracted from the total pressure increasing time Ton, it is compared with the operating cycle Ts of the hydraulic pump HP *. In this case, since the remaining pressure increase time Tr is shorter than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *, the on-off valve SI * is switched from on (open position) to off (closed position). That is, when the time obtained by multiplying the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP * by 2 has elapsed after the start of the pressure increase output, that is, when the time obtained by subtracting the remaining time Te from the total pressure increase time Ton has elapsed. Valve SI * is switched off (closed position).
[0078]
When the total pressure increase time Ton has elapsed after the start of the pressure increase output (time t4), the output signal to the hydraulic pressure control valve PC * is switched from the pressure increase signal to another signal (holding signal or pressure reduction signal).
[0079]
As described above, in the present embodiment, when the total pressure increase time Ton is longer than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *, after the pressure increase output is started, the remaining time Te is subtracted from the total pressure increase time Ton. Since the on-off valve SI * is switched to the closed position when the time (Ton-Te) has elapsed, excess brake fluid is sucked from the master cylinder MC by the hydraulic pump HP * during the remaining time Te. Can be avoided. Therefore, noise (pump load sound) generated when the hydraulic pump HP * sucks excess brake fluid and excess brake fluid sucked by the hydraulic pump are released to the master cylinder MC via the relief valve RV *. The generated noise (relief sound) can be avoided.
[0080]
In addition, compared with the prior art, the time for which the on-off valve SI * is opened is shortened by the remaining time Te, so that the brake fluid in the reservoir RS * can be more reliably discharged by the hydraulic pump HP *. .
[0081]
Further, even if the output of the pressure increase signal is started, if the total pressure increase time Ton is equal to or shorter than the operation cycle Ts of the hydraulic pump HP *, the on-off valve SI * is left in the closed position. Can be prevented from being sucked in from the master cylinder MC by the hydraulic pump HP *. As a result, the pump suction sound and the subsequent relief sound while the pressure increasing signal is output can be avoided.
[0082]
In the present embodiment, the brake steering control has been described. However, the present invention can also be applied to control for automatically pressurizing a wheel cylinder such as traction control, automatic brake control (inter-vehicle distance control), and brake assist control.
[0083]
【The invention's effect】
According to the present invention, when the pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve during the automatic pressurization control, if the total output time of the pressure increase signal is longer than the operation period of the hydraulic pressure pump, the pressure increase signal is increased. Divide the total output time of the pressure signal by the operating period of the hydraulic pump and calculate the remaining time when the integer quotient is obtained. After starting the output of the boost signal, calculate the remaining time from the total output time of the boost signal. When the subtracted time has elapsed, the second on-off valve is switched from the open position to the closed position, so that it is possible to avoid excessive brake fluid being sucked from the master cylinder by the hydraulic pump during the output of the pressure increase signal.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a braking control device for a vehicle according to an embodiment of the present invention.
2 is a configuration diagram showing a hydraulic system of the braking control device of FIG. 1. FIG.
FIG. 3 is a flowchart showing a flow of braking control in the present embodiment.
4 is a flowchart showing details of a brake steering control calculation in FIG. 3;
FIG. 5 is a flowchart showing details of hydraulic servo control in FIG. 3;
6 is a flowchart showing details of switching processing of the on-off valves SI * and SC * of FIG.
7 is a flowchart showing details of an on-off valve SI * driving process of FIG. 6;
FIG. 8 is a time chart showing states of a cycle timer Atm, an on-off valve SI *, and a hydraulic control valve PC * of the hydraulic pump according to the present embodiment.
FIG. 9 is a graph showing a relationship between a motor voltage and a pump cycle according to the present embodiment.
FIG. 10 is a graph showing a control region of oversteer suppression control of the present embodiment.
FIG. 11 is a graph showing a control region of understeer suppression control of the present embodiment.
FIG. 12 is a graph showing a relationship between a parameter used for brake hydraulic pressure control and a hydraulic pressure mode in the present embodiment.
[Explanation of symbols]
FR, FL, RR, RL wheels
Wfr, Wfl, Wrr, Wrl Wheel cylinder
BP Brake pedal
MC master cylinder
PC1 to PC8 open / close valve (hydraulic pressure control valve)
RS1, RS2 reservoir
HP1, HP2 hydraulic pump
SC1, SC2 On-off valve (first on-off valve)
SI1, SI2 On-off valve (second on-off valve)
ECU electronic control unit

Claims (3)

車両の各車輪に装着されそれに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の間に配設され、
前記ホイールシリンダのブレーキ液圧を調整する液圧制御弁と、前記液圧制御弁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、前記液圧制御弁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を前記液圧制御弁に接続する液圧路を開閉する第１の開閉弁と、前記マスタシリンダを前記液圧ポンプの吸込側に接続する液圧路を開閉する第２の開閉弁とを有する液圧アクチュエータと、
ホイールシリンダに対する自動加圧の要否を判定し、自動加圧要と判定した場合に、前記液圧ポンプ、前記第１及び第２の開閉弁を駆動すると共に、前記液圧制御弁に対し増圧信号、保持信号及び減圧信号の何れかを出力し、自動加圧制御を実行する制動制御手段とを備え、
前記制動制御手段は、自動加圧要と判定中に前記液圧制御弁に対し増圧信号が出力されているときに前記第２の開閉弁を開位置とする開閉弁駆動手段を有する車両の制動制御装置において、
前記液圧制御弁に増圧信号が出力されているときに、増圧信号の総出力時間が前記液圧ポンプの作動周期よりも長い場合には、増圧信号の総出力時間を前記液圧ポンプの作動周期で除算し整数の商を得たときの残余の時間を演算する残余時間演算手段と、
前記開閉弁駆動手段は、前記液圧制御弁に対する増圧信号の出力開始後、増圧信号の総出力時間から前記残余の時間を減算した時間が経過したときに、前記第２の開閉弁を開位置から閉位置に切換えるように構成されていることを特徴とする車両の制動制御装置。Arranged between a wheel cylinder that is mounted on each wheel of the vehicle and applies a braking force thereto, and a master cylinder that boosts the brake fluid in accordance with the operation of the brake pedal and outputs a master cylinder fluid pressure;
A hydraulic pressure control valve that adjusts the brake hydraulic pressure of the wheel cylinder, a hydraulic pressure pump that discharges brake fluid that has been boosted to the wheel cylinder via the hydraulic pressure control valve, and the hydraulic pressure control valve that A reservoir for storing brake fluid discharged from the wheel cylinder, a first on-off valve for opening and closing a hydraulic pressure path connecting the master cylinder to the hydraulic pressure control valve, and the master cylinder on the suction side of the hydraulic pump A hydraulic actuator having a second on-off valve for opening and closing a hydraulic path to be connected;
When it is determined whether or not automatic pressurization is required for the wheel cylinder, and when it is determined that automatic pressurization is necessary, the hydraulic pump and the first and second on-off valves are driven and increased with respect to the hydraulic control valve. A braking control means for outputting any one of a pressure signal, a holding signal and a pressure reducing signal, and executing automatic pressurization control;
The brake control means includes an on-off valve driving means for opening the second on-off valve when a pressure increasing signal is output to the hydraulic pressure control valve during the determination that automatic pressurization is required. In the braking control device,
If the total output time of the pressure increase signal is longer than the operation period of the hydraulic pump when the pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve, the total output time of the pressure increase signal is set to the hydraulic pressure. A remaining time calculating means for calculating a remaining time when an integer quotient is obtained by dividing by a pump operating cycle;
The on-off valve driving means turns off the second on-off valve when a time obtained by subtracting the remaining time from the total output time of the pressure increase signal has elapsed after the start of output of the pressure increase signal to the hydraulic pressure control valve. A braking control device for a vehicle, wherein the braking control device is configured to switch from an open position to a closed position. 請求項１において、
前記開閉弁駆動手段は、前記液圧制御弁に増圧信号が出力されているときでも、増圧信号の総出力時間が前記液圧ポンプの作動周期よりも短い場合には、前記第２の開閉弁を閉位置とするように構成されていることを特徴とする車両の制動制御装置。In claim 1,
When the total output time of the pressure increase signal is shorter than the operation period of the hydraulic pressure pump, the on-off valve driving means is configured to perform the second operation even when the pressure increase signal is output to the hydraulic pressure control valve. A braking control device for a vehicle, wherein the on-off valve is configured to be in a closed position. 請求項１において、
前記開閉弁駆動手段は、自動加圧制御中に、前記液圧制御弁に対し保持信号及び減圧信号が出力されている間は前記第２の開閉弁を閉位置とすることを特徴とする車両の制動制御装置。In claim 1,
The on-off valve driving means sets the second on-off valve to a closed position while a holding signal and a pressure reducing signal are output to the hydraulic pressure control valve during automatic pressurization control. Braking control device.
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