JP4411727B2

JP4411727B2 - Brake fluid pressure source and brake device

Info

Publication number: JP4411727B2
Application number: JP2000042899A
Authority: JP
Inventors: 宏磯野; 恭司水谷
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1999-06-30
Filing date: 2000-02-21
Publication date: 2010-02-10
Anticipated expiration: 2020-02-21
Also published as: JP2001071890A

Description

【０００１】
【発明が属する技術分野】
本発明は、ブレーキ液圧源およびブレーキ装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
特開平２─１６９３５５号公報には、▲１▼シリンダハウジングと、▲２▼そのシリンダハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合され、運転者のブレーキ操作に応じて前進し、前方の加圧室のブレーキ液を加圧する加圧ピストンと、▲３▼その加圧ピストンの後方に形成された補助液圧室の液圧（補助液圧と称する）を電気的に制御する補助液圧制御装置とを含むブレーキ液圧源が記載されている。このブレーキ液圧源において、トラクション制御時には電気的な制御により補助液圧室の液圧が加圧される。補助液圧室の液圧が加圧されれば、運転者によるブレーキ操作が行われなくても、加圧ピストンが前進させられる。加圧室に液圧を発生させることができ、加圧室に接続されたブレーキシリンダの液圧を増圧することができる。ホイールシリンダの液圧は、ブレーキ液圧源とは別の液圧制御弁装置の制御により、車輪の駆動スリップ状態が適正状態に保たれるように制御される。
また、補助液圧室を含まないブレーキ液圧源の一例が特開平１１─１９８７８２号公報に記載されている。この公報に記載のブレーキ液圧源は、エネルギの供給により作動液を加圧する動力式液圧源と、その動力式液圧源への供給エネルギを電気的に制御する供給エネルギ制御装置とを含むものである。このブレーキ液圧源においては、ブレーキ液圧源の出力液圧が動力式液圧源への供給エネルギの電気的な制御により制御される。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題，課題解決手段および効果】
本発明の課題は、電気的に制御可能なブレーキ液圧源の発展，改善を図ることである。例えば、補助液圧室を含むブレーキ液圧源において、補助液圧制御装置を利用すれば、複雑な構造のブースタを設けなくても倍力制御を行うことが可能となる。また、補助液圧制御装置や供給エネルギ制御装置を、複数の互いに異なる態様で制御可能なものとすれば、ブレーキ液圧源の状態等に適した態様で制御が行われるようにすることができる。
本発明によって下記態様のブレーキ液圧源が得られる。各態様は、請求項と同様に、項に区分し、各項に番号を付し、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記載する。これは、本明細書に記載の技術的特徴およびそれらの組合わせを例示するためであり、本明細書に記載の技術的特徴およびそれらの組合わせが以下の各項に限定されると解釈されるべきではない。また、１つの項に複数の事項が記載されている場合、常に、すべての事項を一緒に採用しなければならないものではなく、一部の事項のみを取り出して採用することも可能である。
(１)シリンダハウジングと、
そのシリンダハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合され、運転者のブレーキ操作に応じて前進し、前方の加圧室のブレーキ液を加圧する加圧ピストンと、
前記シリンダハウジングの前記加圧ピストンの後方に形成された補助液圧室の液圧を、前記加圧ピストンの入力に対する出力の比である倍力率が予め定められた大きさとなるように、電気的に制御する補助液圧制御装置と
を含むとともに、
その補助液圧制御装置が、(a)リザーバからブレーキ液を汲み上げて加圧して吐出するとともに、吐出口が前記補助液圧室に接続された液圧ポンプと、(b)その液圧ポンプの吐出側と前記リザーバとの間に設けられ、前記補助液圧を供給電流量に応じた大きさに制御可能な電磁液圧制御弁と、(c)その電磁液圧制御弁への前記供給電流量を制御することによって前記補助液圧を制御する供給電流制御装置とを含むことを特徴とするブレーキ液圧源。
加圧ピストンには、運転者のブレーキ操作力に応じた主加圧力と、補助液圧に応じた補助加圧力とが加えられる。加圧ピストンは、これら主加圧力と補助加圧力との合力によって前進させられ、加圧室にはこの合力に対応する液圧が発生させられる。主加圧力は、加圧ピストンにブレーキ操作部材が直結されている場合には、運転者のブレーキ操作部材の操作により加えられる力であり、ブレーキ操作部材と加圧ピストンとの間にブースタが設けられている場合には、運転者によるブレーキ操作部材の操作力がブースタによって倍力されたブースタ出力である。
主加圧力が一定である場合において補助液圧が大きくされれば補助加圧力が大きくなり、倍力率が大きくなる。補助液圧が小さくされれば補助加圧力が小さくなり、倍力率が小さくなる。このように、補助液圧の制御により倍力率を制御することができるのであり、本項に記載のブレーキ液圧源においては、補助液圧の電気的な制御により、倍力率が予め定められた大きさとされる。なお、倍力率は、加圧ピストンの入力や出力の大きさとは関係なく一定の大きさとしても、入力や出力の大きさに応じて段階的あるいは連続的に変化させられるようにしてもよい。このように、本項に係る発明においては、倍力率が予め定められた大きさとされるようにするのであるが、それに加えて、ブレーキ操作状態，ブレーキ作動状態，車両の走行状態等に応じて倍力率が変更されることを排除するものではない。
従来のブレーキ液圧源においては、補助液圧がトラクション制御時に加圧されていたが、ブレーキ操作時に制御することは行われていなかった。それに対して、本項に記載のブレーキ液圧源においては、少なくともブレーキ操作時に補助液圧が電気的に制御されるのであり、補助液圧室を備えたブレーキ液圧源の新たな用途を開発する方向での発展を図ったものと言える。
このように、補助液圧の電気的な制御により、加圧ピストンの入力が倍力されて出力されるため、補助液圧室および補助液圧制御装置を合わせて電気制御式液圧ブースタと考えることができる。また、上述のシリンダハウジング，加圧ピストンはマスタシリンダの構成要素と考えることもできる。
また、本項に記載のブレーキ液圧源においては、補助液圧室に液圧ポンプから吐出されたブレーキ液が供給されることにより、補助液圧が増大させられる。
例えば、動力式液圧源が、液圧ポンプから吐出されるブレーキ液量を制御可能なものである場合には、動力式液圧源の制御により補助液圧の増圧勾配を制御することができる。また、補助液圧室にブレーキ液を供給したり、補助液圧室からブレーキ液の流出を許容したりすることができるものである場合には、動力式液圧源の制御により、補助液圧を増圧したり、減圧したりすることができる。液圧ポンプがギヤポンプである場合は後者に該当し、ギヤの回転方向を反対にすることにより、補助液圧室へ向かってブレーキ液を吐出したり、補助液圧室からブレーキ液の流出を許容したりすることができる。
液圧制御弁装置によれば、電磁液圧制御弁への供給電流の制御により補助液圧を制御することができる。液圧制御弁装置に含まれる電磁液圧制御弁は、１つの場合や、２つ以上の場合がある。
補助液圧が電磁液圧制御弁への供給電流の制御により制御可能であれば、動力式液圧源を、補助液圧室にブレーキ液を一定の流量で供給可能なものとすればよく、動力式液圧源のコストダウンを図ることができる。また、補助液圧は、液圧ポンプから吐出されたブレーキ液により増圧可能であるため、液圧制御弁装置を補助液圧を減圧可能な１つの減圧制御弁を含むものとすればよい。液圧制御弁装置に含まれる電磁液圧制御弁が１つで済むため、液圧制御弁装置のコストダウンを図ることも可能となる。
(２)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧室の液圧である補助液圧を、前記加圧室の液圧に基づいて制御する出力液圧対応補助液圧制御装置を含む(1)項に記載のブレーキ液圧源（請求項６）。
〔発明の実施の形態〕に関して後に詳述するように、 (1)項に係る発明においては、倍力率が予め定められた大きさとされるのであるから、補助液圧と加圧室の液圧（出力液圧と称する）との間には一定の関係が成立する。例えば、倍力率が常に予め定められた一定の値である場合には、補助液圧と出力液圧との間に比例関係が成立するのであり、この比例関係式と出力液圧とに基づいて補助液圧を制御すれば、倍力率が予め定められた一定の大きさになるのである。
(３)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧が前記加圧室の液圧に対応する大きさより小さい場合は補助液圧を増圧し、前記加圧室の液圧に対応する大きさより大きい場合は減圧する増・減圧装置を含む(1)項または(2)項に記載のブレーキ液圧源（請求項７）。
一定の出力液圧に対して補助液圧が大きい場合は小さい場合より倍力率が大きい。したがって、補助液圧が出力液圧に対して小さい場合に、補助液圧を増圧すれば倍力率を大きくすることができ、予め定められた値に近づけることができる。補助液圧が出力液圧に対して大きい場合に減圧すれば、倍力率を小さくすることができるのであり、結局、倍力率を予め定められた大きさに制御することができるのである。
(４)前記補助液圧制御装置が、さらに、前記補助液圧が前記加圧室の液圧に対してほぼ適正な大きさである場合は前記補助液圧を保持する保持装置を含む(3)項に記載のブレーキ液圧源。
補助液圧が出力液圧に対してほぼ適正な大きさであれば、倍力率がほぼ予め定められた大きさであることになる。この場合には、補助液圧を増圧したり減圧したりする必要はなく、その液圧に保てばよい。
(５)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧を、前記加圧室の液圧が前記補助液圧と前記倍力率とに基づいて決まる目標液圧より第１設定圧以上大きい場合に増圧し、前記目標液圧より第２設定圧以上小さい場合に減圧する増圧・減圧装置を含む(1)項または(2)項に記載のブレーキ液圧源。
前述のように、出力液圧が補助液圧と目標倍力率との関係に基づいて決定された目標液圧より大きい場合は、補助液圧が小さすぎる状態（実際の倍力率が小さすぎる状態）であり、目標液圧より小さい場合は補助液圧が大きすぎる状態である。補助液圧が小さすぎる場合に補助液圧を増圧し、大きすぎる場合に減圧すれば、実際の倍力率を、予め定められた目標倍力率に近づけることができる。
(６)前記補助液圧制御装置が、前記加圧室の液圧が、前記目標液圧，第１設定圧および第２設定圧に基づいて決まる設定範囲内にある場合は、前記補助液圧を保持する保持装置を含む(5)項に記載のブレーキ液圧源。
出力液圧が、目標液圧近傍にある場合には、倍力率はほぼ予め定められた大きさであり、補助液圧を保持すればよい。
(７)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧を前記加圧室の液圧の変化勾配に基づいて制御する出力勾配対応補助液圧制御装置を含む(1)項ないし(6)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源（請求項８）。
出力液圧は、もし補助液圧が一定であれば、運転者のブレーキ操作力の変化に応じて変化し、出力液圧の変化勾配は、運転者のブレーキ操作力の変化速度が大きいと大きくなる。補助液圧が、出力液圧の変化勾配に基づいて制御されれば、ブレーキ操作力の変化速度に基づいて制御されることになり、実際の倍力率を目標倍力率に近い値に良好に制御することができる。
本項に記載の特徴が、(3)項ないし(6)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源に適用された場合には、補助液圧の増圧，減圧が出力液圧の変化勾配に基づいて行われることになる。
(８)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧を前記加圧室の液圧の変化勾配に応じた勾配で変化させる出力勾配対応勾配補助液圧変化装置を含む(1)項ないし(7)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
補助液圧が出力液圧の変化勾配に応じた勾配で変化させられれば、補助液圧が運転者のブレーキ操作力の変化速度に応じた勾配で変化させられることになり、倍力率の制御を特に良好に行うことができる。
(９)前記補助液圧制御装置が、前記加圧室の液圧の変化勾配が予め定められた設定範囲内である場合は、前記補助液圧の変化勾配を予め定められた設定勾配とし、それ以外の場合は、前記加圧室の液圧の変化勾配に応じた大きさとする補助液圧勾配制御装置を含む(1)項ないし(8)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源（請求項９）。
出力液圧の変化勾配が予め定められた設定範囲内にある場合、例えば、正の第１設定勾配以上である範囲内、あるいは正の第２設定勾配以下である範囲内にある場合に、補助液圧の変化勾配が予め定められた設定勾配とされる。後者の一例が次項の態様であり、前者の態様は、例えば、出力液圧の変化勾配が第１設定勾配以上である場合には、補助液圧の変化勾配が加圧室の液圧の変化勾配に応じた大きさより小さく抑制される態様である。上記予め定められた設定範囲が、負の第３設定勾配以上である範囲や、負の第４設定勾配以下である範囲等とされる場合もある。
本項に記載の特徴が(3)項ないし(6)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源に適用される場合には、補助液圧が増圧または減圧される場合に、補助液圧の変化勾配が補助液圧勾配制御装置によって制御されることになる。
(１０)前記加圧室の液圧の変化勾配が設定変化勾配より小さい範囲内にある場合に、前記設定勾配が、前記加圧室の液圧の変化勾配に応じた勾配より大きい値とされる(9)項に記載のブレーキ液圧源（請求項１０）。
出力液圧の変化勾配が設定変化勾配より小さい範囲において、設定勾配を出力液圧の変化勾配に応じた大きさより大きくすれば、出力液圧の変化勾配が小さくても、補助液圧を確実に変化させることができ、倍力率を予め定められた値に近づけることができる。
本項に記載の特徴を(4) 項または(6) 項に記載のブレーキ液圧源に適用した場合には、出力液圧の変化勾配が小さくても、補助液圧が設定勾配で変化させられるため、倍力率を速やかに予め定められた値に近づけることができ、増圧，減圧制御から速やかに保持制御に移行させることができる。加圧ピストンへの入力がごく緩やかに増大させられる場合にも、補助液圧の制御を速やかに保持制御に収束させることができるのであり、増圧，減圧制御の機会を少なくすることができる。
(１１)前記補助液圧制御装置が、前記液圧ポンプを駆動する電動モータを含む動力式液圧源を含む(1)項ないし(10)項のいずれか１つのブレーキ液圧源（請求項１１）。
(１２)前記電磁液圧制御弁が、弁座と、その弁座に対して接近・離間可能な弁子と、供給電流に応じた電磁駆動力を前記弁子に付与する電磁駆動力発生装置とを含み、前記供給電流制御装置が、前記加圧室の液圧の変化勾配が予め定められた正の設定勾配以下の範囲内にある場合に、前記供給電流を予め定められた正の設定勾配で変化させる設定勾配供給電流変化装置を含む(1)項ないし(11)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
電磁液圧制御弁において、電磁駆動力発生装置への供給電流の変化量が小さすぎると、供給電流の変化に伴って補助液圧が変化しない場合がある。そこで、通常は出力液圧の変化勾配に応じた勾配で供給電流量を変化させる場合において、出力液圧の変化勾配が正の設定勾配以下の範囲内にある場合に、供給電流の変化量を予め定められた設定量とするのである。その結果、加圧ピストンへの入力がごく緩やかに増大させられる場合にも、補助液圧を確実に変化させることができる。設定勾配供給電流変化装置を、加圧室の液圧の変化勾配が予め定められた負の設定勾配以上の範囲内にある場合に、前記供給電流を予め定められた負の設定勾配で変化させる機能をも有するものとしてもよい。
電磁液圧制御弁は、常開弁であっても常閉弁であってもよく、例えば、〔発明の実施の形態〕において後述するように、弁座と、弁子と、弁子を弁座から離間する方向に付勢するスプリングと、弁子に供給電流に応じた電磁駆動力を弁子を弁座に接近させる方向に付与する電磁駆動力発生装置とを含む常開弁とすることができる。この常開の電磁液圧制御弁を補助液圧室とリザーバとの間に設ければ、減圧制御弁として採用することができる。
(１３)当該ブレーキ液圧源が、(a)ブレーキ操作部材と、(b)そのブレーキ操作部材と前記加圧ピストンとの間に、前記ブレーキ操作部材に加えられたブレーキ操作力を、機械的な制御弁により制御される流体圧によって倍力して加圧ピストンに出力する機械制御式流体圧ブースタとを含む(1)項ないし(12)項のいずれか１つに記載にブレーキ液圧源。
本項に記載のブレーキ液圧源においては、機械制御式流体圧ブースタの出力が加圧ピストンの入力となる。この機械制御式流体圧ブースタなる称呼は、(1)項ないし(12)項のいずれか１つに記載の電気制御式液圧ブースタに対しての称呼であり、通常のバキュームブースタや液圧ブースタがこれに相当する。本項に記載のブレーキ液圧源においては、ブレーキ操作部材と加圧ピストンとの間に、機械制御式流体ブースタと電気制御式液圧ブースタとが直列に配設されることになり、運転者によるブレーキ操作力は、両ブースタにより倍力され、機械制御式流体圧ブースタのみの場合、特にバキュームブースタのみの場合に比較して、倍力率を大きくすることができ、あるいは任意の倍力特性を得ることが容易となる。
(１４)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧の制御を、前記加圧室の液圧が予め定められた制御開始液圧以上になった場合に開始する補助液圧制御開始装置を含む(1)項ないし(13)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
加圧室の液圧が制御開始液圧になった場合に補助液圧の制御が開始される。制御開始液圧は、例えば、(12)項に記載の機械制御式流体ブースタの助勢限界に対応する大きさとしたり、ブースタの助勢限界に対応する加圧室の液圧以上または以下の大きさとしたりすることができる。制御開始液圧を０とすることもできる。０とした場合には、運転者によってブレーキ操作が行われたことが検出されると補助液圧の制御が開始される。
(１５)前記補助液圧制御装置が、前記補助液圧が前記加圧室の液圧に対して小さい場合に増圧モードを選択し、加圧室の液圧に対して大きい場合に減圧モードを選択し、ほぼ適正な大きさである場合に保持モードを選択する制御モード選択部と、その制御モード選択部により、前記増圧モードと減圧モードとのいずれか一方が選択されている場合に、前記補助液圧を、保持モードに移行するように制御する補助液圧制御部とを含む(1)項ないし(14)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
(１６)前記補助液圧制御装置が、前記電磁液圧制御弁への供給電流量を、(a)運転者によってブレーキ操作部材に加えられる操作力と前記加圧室の液圧との予め定められた関係に基づいて制御する第１制御部と、(b)前記加圧室の液圧と前記電磁液圧制御弁への供給電流量との予め定められた関係に基づいて制御する第２制御部とを含む(1)項ないし(15)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
(１７)前記補助液圧制御装置が、(a)前記ブレーキ操作部材の操作力を検出するブレーキ操作力検出装置と、(b)そのブレーキ操作力検出装置による検出操作力が予め定められた設定操作力より小さい場合に前記第１制御部を選択し、前記設定操作力以上である場合に前記第２制御部を選択する制御部選択部とを含む(16)項に記載のブレーキ液圧源（請求項２）。
(１８)当該ブレーキ液圧源が、前記ブレーキ操作部材の操作力を倍力して出力するブースタを含み、前記補助液圧制御装置が、前記ブースタが異常であると検出された場合に、前記ブレーキ操作部材の操作力と前記電磁液圧制御弁への供給電流量との予め定められた関係に基づいて前記供給電流量を制御する第３制御部を含む(16)項または(17)項に記載のブレーキ液圧源（請求項３）。
(１９)前記補助液圧制御装置が、前記加圧室の液圧と前記電磁液圧制御弁への供給電流量とに基づいて前記ブースタの異常を検出するブースタ異常検出部を含む(18)項に記載のブレーキ液圧源（請求項４）。
(２０)前記補助液圧制御装置が、前記ブレーキ操作部材の操作力に基づいて前記加圧室の液圧の目標値である目標液圧を決定する目標液圧決定部を含み、その目標液圧決定部により決定された目標液圧に基づいて前記電磁液圧制御弁への供給電流量を制御する(16)項ないし(19)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源（請求項１）。
(２１)前記目標液圧決定部が、前記ブースタが異常であると検出された場合は、正常である場合より、前記ブレーキ操作部材の同じ操作力に対する前記目標液圧を小さな値とする異常時目標液圧決定部を含む(20)項に記載のブレーキ液圧源（請求項５）。
(２２)(1)項ないし(21)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源と、
前記加圧室に接続されたホイールシリンダと、
そのホイールシリンダの液圧を、前記加圧室の液圧とは関係なく増・減圧制御する独立液圧制御装置と
を含むブレーキ装置において、
前記リザーバが、前記ホイールシリンダから流出させられたブレーキ液を収容するものであり、前記独立液圧制御装置を、リザーバからブレーキ液をくみ上げる独立液圧制御用ポンプと、その独立液圧制御用ポンプを駆動する独立液圧制御用モータとを含むものとし、かつ、その独立液圧制御用モータを前記液圧ポンプとしての補助液圧制御用ポンプの駆動用に兼用したブレーキ装置（請求項１２）。
補助液圧制御用ポンプと独立液圧制御用ポンプとが共通のモータにより駆動されるようにすれば、モータをそれぞれ専用に設ける場合に比較して、コストダウンを図ることができる。
(２３)(a)シリンダハウジングと、(b)そのシリンダハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合され、運転者のブレーキ操作に応じて前進し、前方の加圧室のブレーキ液を加圧する加圧ピストンと、(c)その加圧ピストンの後方に形成された補助液圧室に接続された補助液圧制御用ポンプとを含むブレーキ液圧源と、
前記加圧室に接続されたホイールシリンダと、
そのホイールシリンダの液圧を前記加圧室の液圧とは関係なく増・減圧制御する独立液圧制御装置と
を含むブレーキ装置において、
前記独立液圧制御装置を、前記ホイールシリンダから流出させられたブレーキ液を収容するリザーバからブレーキ液をくみ上げる独立液圧制御用ポンプと、その独立液圧制御用ポンプを駆動する独立液圧制御用モータとを含むものとし、その独立液圧制御用モータを前記補助液圧制御用ポンプの駆動用に兼用したことを特徴とするブレーキ装置。
本項に記載のブレーキ装置においては、独立液圧制御用ポンプと補助液圧制御用ポンプとが共通のモータにより駆動される。そのため、各々専用に設ける場合に比較して、モータの個数が少なくて済み、その分、コストダウンを図ることができる。補助液圧室を備えたブレーキ液圧源のコストダウンを図ることができるのであり、この方向において、特開平２−１６９３５５号公報に記載のものと同種のブレーキ液圧源の発展を図ったものなのである。モータは、独立液圧制御用ポンプと補助液圧制御用ポンプとの両方を同時に駆動可能な能力（容量）を有するものとすることが望ましい。
独立液圧制御装置は、ホイールシリンダの液圧をそれに対応する車輪の制動スリップ状態が適正な状態になるように制御するアンチロック制御装置と、駆動スリップ状態が適正な状態になるように制御するトラクション制御装置と、車両の操縦安定性が適正状態となるように制御す操縦安定性制御装置との少なくとも１つを含むものとすることができる。
本項に記載のブレーキ装置に含まれるブレーキ液圧源は、前記(1)項ないし(21)項のいずれか１つに記載の技術的特徴を備えたものとすることができる。
(２４)当該ブレーキ装置が、前記補助液圧制御装置による補助液圧の制御と前記独立液圧制御装置によるホイールシリンダ液圧の制御とを互いの影響なく実行可能とする干渉回避装置を含む(22)項または(23)項に記載のブレーキ装置。
本項に記載のブレーキ装置においては、干渉回避装置により、ホイールシリンダの液圧の制御と、ブレーキ液圧源の補助液圧の制御とが、互いに影響を及ぼし合うことなく、並行して実行可能とされる。例えば、補助液圧制御装置が、液圧制御弁装置を含むものであれば、液圧制御弁装置の制御により、ホイールシリンダ液圧の独立制御に影響を及ぼさないで補助液圧を制御することができる。また、ホイールシリンダ液圧の独立制御中には、補助液圧を制御する必要がない場合でも補助液圧制御用ポンプは作動状態にあるが、液圧制御弁装置の制御により、補助液圧が増圧させられることを回避することができる。このように、補助液圧制御装置を、液圧制御弁装置を備えたものとすることによって、２つの制御を並行して実行可能とすることができるのであり、この場合、液圧制御弁装置が干渉回避装置を構成すると考えることができる。また、独立液圧制御装置においては、ホイールシリンダ液圧が非制御中であっても、補助液圧が制御中であれば、独立液圧制御用ポンプも作動状態にあるが、例えば、ホイールシリンダから流出させられたブレーキ液を収容するリザーバにブレーキ液がなければ、独立制御用ポンプが空回りするようにすれば、ホイールシリンダにブレーキ液が供給されることはない。この場合、リザーバにブレーキ液がなければ空回りする独立制御用ポンプが干渉回避装置を構成すると考えることができる。
(２５)エネルギの供給により作動液を加圧する第１液圧源と、
ブレーキ操作部材の操作力に対応する高さの液圧を発生させる第２液圧源と、
前記第１液圧源への供給エネルギを電気的に制御することによって、これら第１液圧源の液圧と第２液圧源の液圧とを含む出力液圧を制御する供給エネルギ制御装置と
を含むブレーキ液圧源であって、
前記供給エネルギ制御装置が、
前記供給エネルギを、ブレーキ操作部材の操作力と前記出力液圧との予め定められた関係に基づいて制御する第１制御部と、
前記供給エネルギを、前記出力液圧と前記第１液圧源への供給エネルギとの予め定められた関係に基づいて制御する第２制御部と
を含むことを特徴とするブレーキ液圧源。
本項に記載のブレーキ液圧源には、供給エネルギを、ブレーキ操作部材の操作力と出力液圧との予め定められた関係に基づいて制御する第１制御部と、出力液圧と供給エネルギとの予め定められた関係に基づいて制御する第２制御部とが設けられる。したがって、例えば、ブレーキ液圧源等の状態に基づいて第１制御部と第２制御部とのいずれかが択一的に選択されるようにすれば、ブレーキ液圧源等の状態に適した制御を行うことが可能となり、電気的な制御が行われるブレーキ液圧源の改善を図ることができる。具体的には、ブレーキ操作力を検出するブレーキ操作力検出装置が検出不能な状態になった場合に第２制御部が選択されるようにすることができる。その結果、ブレーキ操作力が検出されなくても供給エネルギを制御することができるのであり、ブレーキ液圧源の制御を継続して行うことが可能となり、電気的な制御が行われるブレーキ液圧源の信頼性を向上させることができる。
なお、本項に記載のブレーキ液圧源は、供給エネルギを、ブレーキ操作力と供給エネルギとの予め定められた関係に基づいて制御する第３制御部を含むものとすることができる。また、本項に記載のブレーキ液圧源には、(1)項ないし(24)項のいずれか１つに記載の技術的特徴を採用することができる。この場合には、第１液圧源，供給エネルギ制御装置等によって前述の補助液圧制御装置が構成されると考えることができる。
(２６)前記供給エネルギ制御装置が、前記供給エネルギを、前記第２液圧源の液圧に対する出力液圧の比率である倍力率（出力液圧／第２液圧源の液圧）が予め定められた大きさとなるように制御する倍力制御部を含む(25)項に記載のブレーキ液圧源。
第２液圧源の液圧はブレーキ操作力に対応する高さであるため、第１液圧源の液圧は、第２液圧源のブレーキ操作力に対応する液圧に対する助勢圧（補助液圧）であると考えることができ、第１液圧源および供給エネルギ制御装置等を併せて電気的制御液圧ブースタと称することができる。第２液圧源の液圧に対して第１液圧源の液圧が高くされれば倍力率が大きくなり、低くされれれば倍力率が小さくなる。
(２７)エネルギの供給により作動液を加圧する第１液圧源と、
ブレーキ操作部材の操作力に対応する高さの液圧を発生させる第２液圧源と、
前記第１液圧源への供給エネルギを電気的に制御することによって、これら第１液圧源の液圧と第２液圧源の液圧とを含む出力液圧を制御する供給エネルギ制御装置と
を含むブレーキ液圧源であって、
前記供給エネルギ制御装置が、
前記ブレーキ操作部材の操作力を検出するブレーキ操作力検出装置と、
前記出力液圧を検出する出力液圧検出装置と、
前記第１液圧源への供給エネルギを取得する供給エネルギ取得装置と、
前記供給エネルギを、これら３つの検出値のうちの２つの検出値から成る３組のうちの１組に属する２つの検出値の予め定められた関係に基づいて制御する第１制御部と、
前記供給エネルギを、前記１組とは別の１組に属する２つの検出値に基づいて制御する第２制御部と
を含むブレーキ液圧源。
本項に記載のブレーキ液圧源においては、操作力検出装置と出力液圧検出装置と供給エネルギ取得装置とのうちの１つが検出不能な状態になっても、他の２つの装置による検出値（取得値）に基づいて供給エネルギの制御を継続して行うことができる。
供給エネルギ取得装置は、第１液圧源に供給される実際のエネルギを検出する装置とすることもできるが、供給エネルギは、コンピュータによる制御指令値等に応じて取得することができるのであり、この場合には、コンピュータ自体が供給エネルギ取得装置に該当することになる。
本項に記載のブレーキ液圧源には、(1)項ないし(26)項のいずれか１つに記載の特徴を採用することができる。
(２８)前記供給エネルギ制御装置が、
前記ブレーキ操作部材の操作力を検出するブレーキ操作力検出装置と、
そのブレーキ操作力検出装置による検出操作力が予め定められた設定操作力より小さい場合に前記第１制御部を選択し、前記設定操作力以上である場合に前記第２制御部を選択する制御部選択部と
を含む(25)項ないし(27)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
上述の設定操作力は、例えば、ブレーキ操作力検出装置により精度よく検出し得る最大値としたり、検出可能な最大値としたりすることができる。また、ブレーキ操作力が設定操作力に達した場合に第２制御部が選択されるため、ブレーキ操作力が検出されなくても、または、精度よく検出されなくても差し支えない。ブレーキ操作力が設定操作力以上になっても供給エネルギの制御が継続して行われるのである。
その結果、ブレーキ操作力検出装置を最大検出操作力が小さいものとしたり、精度よく検出し得る範囲を狭いものとしたりすることができ、その分、ブレーキ操作力検出装置を小形化したり、安価なものとしたりすることができる。また、コストが同じである場合に、検出可能な領域における検出精度を向上させることができ、第１制御部による制御精度を向上させることができる。
(２９)前記第２液圧源が、前記ブレーキ操作部材の操作力を倍力して出力するブースタを含み、
前記供給エネルギ制御装置が、前記ブースタが異常であると検出された場合に、前記ブレーキ操作部材の操作力と前記第１液圧源への供給エネルギとの予め定められた関係に基づいて前記供給エネルギを制御する第３制御部を含む(25)項ないし(28)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
ブースタの異常は、ブースタ出力が低下する異常であり、倍力不能の状態，倍力不足の状態等が該当する。
ブースタが異常である場合には、ブレーキ操作力と供給エネルギとの関係に基づいて制御される。すなわち、ブレーキ操作力と第１液圧源の液圧との関係であり、ブレーキ操作力と助勢圧との関係なのである。
出力液圧とブレーキ操作力との関係に基づいて制御されるようにされている場合には、ブースタの異常時には出力液圧が正常な場合より小さい値に制御されるようにされていることが多い。この場合においてブースタが正常であるにも係わらず誤って異常であると検出された場合には、出力液圧が低くされる。それに対して、ブレーキ操作力と助勢圧との関係に基づけば、ブースタが正常であれば、それに応じて出力液圧も大きくなるため、誤って異常であると判定されても、出力液圧が低くされることを回避することができる。
ブースタは、例えば、前述の(14)項に記載の機械制御式流体圧ブースタとすることができる。
(３０)エネルギの供給により作動液を加圧する第１液圧源と、
(a)加圧ピストンを含み、その加圧ピストンへの入力に対応する高さの液圧を発生させるマスタシリンダと、(b)前記ブレーキ操作力を倍力して前記加圧ピストンに出力するブースタとを含む第２液圧源と、
前記第１液圧源への供給エネルギを電気的に制御することによって、これら第１液圧源の液圧と第２液圧源の液圧とを含む出力液圧を制御する供給エネルギ制御装置と
を含むブレーキ液圧源であって、
前記供給エネルギ制御装置が、前記ブースタが異常であると検出された場合は、前記ブレーキ操作部材の操作力と前記第１液圧源への供給エネルギとの予め定められた関係に基づいて前記供給エネルギを制御する第３制御部を含むブレーキ液圧源。
本項に記載のブレーキ液圧源には、(1)項ないし(29)項のいずれか１つに記載の技術的特徴を採用することができる。
(３１)前記供給エネルギ制御装置が、前記出力液圧と前記第１液圧源への供給エネルギとに基づいて前記ブースタの異常を検出するブースタ異常検出部を含む(29)項または(30)項に記載のブレーキ液圧源。
例えば、出力液圧Ｐと第１液圧源の液圧Ｐ1 と第２液圧源の液圧Ｐ2 との間には、受圧面積等を考慮しない場合には、式（Ｐ＝Ｐ1 ＋Ｐ2 ）で表される関係が成立する。この場合において、第１液圧源の液圧Ｐ1 は供給エネルギＥに基づいて検出する｛Ｐ1 ＝ｇ（Ｅ）：ｇは関数｝ことができる。また、第２液圧源の液圧Ｐ2 は、ブースタが異常である場合は正常である場合より小さくなる。したがって、出力液圧Ｐと供給エネルギＥとから第２液圧源の液圧Ｐ2 （Ｐ2 ＝Ｐ−ｇ（Ｅ））を検出することができ、第２液圧源の液圧Ｐ2 に基づいてブースタが異常であるか否かを検出することができる。さらに、第２液圧源の液圧Ｐ2 とブレーキ操作力等とに基づけば、ブースタの異常の程度（例えば、倍力不足の状態，倍力不能の状態）を検出することも可能である。
なお、本項に記載の技術的特徴は、(1)項ないし(28)項から独立して採用可能である。すなわち、電気的制御液圧ブースタを含むブレーキ液圧源に広く適用することができるのである。
(３２)前記供給エネルギ制御装置が、前記ブレーキ操作部材の操作力に基づいて当該ブレーキ液圧源の出力液圧の目標値である目標液圧を決定する目標液圧決定部を含み、
その目標液圧決定部により決定された目標液圧に基づいて前記供給エネルギを制御する(25)項ないし(31)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
本項に記載のブレーキ液圧源においては、例えば、ブレーキ液圧源の出力液圧がブレーキ操作部材の操作力に応じた目標液圧に近づくように制御される。
(３３)前記目標液圧決定部が、前記ブースタが異常であると検出された場合は、正常である場合より、前記ブレーキ操作部材の同じ操作力に対する前記目標液圧を小さな値とする異常時目標液圧決定部を含む(32)項に記載のブレーキ液圧源。
ブースタが異常である場合に目標液圧の値を小さくすれば、正常である場合と同じ大きさにされる場合に比較して、第１液圧源の液圧（補助液圧）を低くすることができる。また、出力液圧を低くすることによって運転者にブースタが異常であることを知らせることもできる。
(３４)前記異常時目標液圧決定部が、前記ブースタが倍力不足の状態にある場合は、倍力不能の状態にある場合より前記目標液圧を大きな値に決定する(33)項に記載のブレーキ液圧源。
ブースタの異常の状態に基づいて目標液圧の値が決定されるのであり、細かな制御が可能となる。また、運転者に異常の程度を知らせることが可能となる。
(３５)前記供給エネルギ制御装置が、前記ブースタが異常である場合は、正常である場合より、より早い時期から第１液圧源への供給エネルギの供給を開始する(29)項ないし(34)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
例えば、第１液圧源へのエネルギの供給が、出力液圧が予め定められた開始液圧に達した場合に開始されるようにされている場合において、その開始液圧がブースタが異常である場合は正常な場合より小さくされる。ブレーキ操作力が小さく、出力液圧が小さい場合に助勢圧が加えられるため、ブースタの出力低下に起因するブレーキ液圧源の出力低下を良好に抑制することができる。
また、ブースタが倍力不足の状態にある場合は倍力不能の状態にある場合より開始液圧を大きくすることができる。このようにすれば、ブースタが異常である場合には、倍力不足の状態であっても倍力不能の状態であっても、倍力不能の状態である場合に応じて決められた開始液圧から制御が開始されるようにされる場合より、第１液圧源の作動頻度を低くすることができ、ブレーキ液圧源の寿命を長くできる等信頼性を向上させることができる。
また、倍力不足の状態にある場合の開始液圧を、ブースタが倍力不能の状態にあるか否かを判定可能な失陥判定液圧以上の大きさとすれば、供給エネルギが供給される以前に、ブースタが倍力不能の状態にあるか否かを確実に検出することができる。
(３６)前記第１液圧源が、液圧ポンプと、その液圧ポンプを駆動する電動モータと、液圧ポンプの吐出圧を制御可能な電磁液圧制御弁とを含み、
前記供給エネルギ制御装置が、前記ブースタが異常であると検出された場合に、前記液圧ポンプを作動状態とし、前記電磁液圧制御弁を非制御状態に保つ準備制御部を含む(29)項ないし(35)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
電動モータの駆動により液圧ポンプを作動状態にしておけば、ブレーキ液圧源の出力液圧の制御遅れを小さくすることができる。
(３７)当該ブレーキ液圧源が、前記ブースタの異常を運転者に知らせる警報装置を含む(29)項ないし(36)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源。
警報装置によれば、ブースタが異常であることを運転者に知らせることができる。本項に記載のブレーキ液圧源のように出力液圧が第１液圧源への供給エネルギの制御により制御される場合には、運転者はブースタの異常に気付かないことがある。しかし、運転者はブースタが異常であることを知っておくことが望ましいのである。
(３８)シリンダハウジングと、
そのシリンダハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合され、運転者のブレーキ操作に応じて前進し、前方の加圧室のブレーキ液を加圧する加圧ピストンと、
その加圧ピストンの後方に形成された補助液圧室の液圧を、運転者のブレーキ操作力に対する加圧ピストンの出力の比である倍力率が予め定められた大きさとなるように、電気的に制御する補助液圧制御装置と
を含むブレーキ液圧源。
加圧ピストンに、ブレーキ操作力に応じた力が実際に入力されることは不可欠ではない。運転者によるブレーキ操作力を検出し、その検出結果に基づいて補助液圧を制御すれば、ブレーキ操作力が予め定められた倍力率で倍力された場合と同じ大きさの液圧を加圧室に発生させることが可能である。
(３９)シリンダハウジングと、
そのシリンダハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合され、運転者のブレーキ操作に応じて前進し、前方の加圧室のブレーキ液を加圧する加圧ピストンと、
その加圧ピストンの後方に形成された補助液圧室の液圧を、運転者のブレーキ操作量に応じて電気的に制御する補助液圧制御装置と
を含むブレーキ液圧源。
補助液圧が、ブレーキ操作時に制御されるのであり、ブレーキ操作量に応じて制御される。ブレーキ操作量には、ブレーキ操作ストロークやブレーキ操作力が包含される。
(４０)(1)項ないし(21)項、(25)項ないし(39)項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源と、
そのブレーキ液圧源に接続されたブレーキと
を含むブレーキ装置。
本項に記載のブレーキ装置においては、ブレーキ液圧源の制御において、出力液圧の代わりに、ブレーキ液圧や車両減速度等を採用することができる。また、出力液圧，ブレーキ操作力，供給エネルギに加えて、これらブレーキ液圧や車両減速度を考慮して制御することも可能である。
【０００４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態としてのブレーキ液圧源を含むブレーキ装置を図面に基づいて詳細に説明する。
ブレーキ装置は、図１に示すように、左右の前輪ＦＬ，ＦＲと左右の後輪ＲＬ，ＲＲとを備えた４輪自動車に搭載されている。このブレーキ装置はブレーキペダル１０をブレーキ操作部材として備えており、そのブレーキペダル１０はバキュームブースタ１２（機械制御式ブースタの一態様であり、以下、単に「ブースタ」という。）を介してタンデム型のマスタシリンダ１４に連結されている。
【０００５】
ブースタ１２は、よく知られているように、負圧室とその負圧室と大気とに選択的に連通させられる変圧室との差圧に基づいて作動させられるパワーピストンの作動力により、ブレーキペダル１０の踏力であるブレーキ操作力を倍力してマスタシリンダ１４に伝達する。
【０００６】
マスタシリンダ１４は、有底円筒状のハウジング２０を備えている。このハウジング２０には第１ないし第３円筒穴２２，２４，２６が、そのハウジング２０の開口部側から底部側に向かって順にかつ次第に小径となるように形成されている。
第２円筒穴２４にはスリーブ３０が実質的に液密に嵌合されている。このスリーブ３０の両端部のうちハウジング２０の底部に近い端部は、第２円筒穴２４と第３円筒穴２６との間における段付面に当接させられている。さらに、このスリーブ３０は、スナップリング等、図示しない固定部材により、上記段付面に当接した位置から移動することが阻止されている。このスリーブ３０の内周面である円筒穴３１に第１加圧ピストン３２と第２加圧ピストン３４とが互いに直列に嵌合されている。それら２個の加圧ピストン３２，３４は共に、有底円筒状を成すとともに、実質的に液密にかつ摺動可能に円筒穴３１に嵌合されている。この嵌合により、各加圧ピストン３２，３４の前方にそれぞれ加圧室３６，３８が形成されている。各加圧ピストン３２，３４はハウジング２０内に、各加圧ピストン３２，３４の底部の内面が、対応する各加圧室３６，３８に向かう向きに配置されている。各加圧ピストン３２，３４は、対応する各加圧室３６，３８内に配設された弾性部材としての各スプリング４０，４２により、図示の後退端位置に向かって付勢されている。第１加圧ピストン３２に対応するスプリング４０の初期長さ（伸長可能な長さ）と初期荷重とが、後退規定部材により規定されており、このことと、第１加圧ピストン３２の後退端位置が後述の閉塞部材４４により規定されることとの共同により、第２加圧ピストン３４の後退端位置が規定されている。
【０００７】
第１円筒穴２２には閉塞部材４４がハウジング２０の開口部を実質的に液密に閉塞する状態で取り付けられている。この閉塞部材４４は、第１円筒面２２と第２円筒面２４との間における段付面に当接することにより、ハウジング２０の底部に接近する限度が規定される一方、スナップリング等、図示しない固定部材により、ハウジング２０から離脱することが阻止されている。この閉塞部材４４は、第１加圧ピストン３２が当接させられることにより、その第１加圧ピストン３２の後退限度を規定する。第１加圧ピストン３２の後端面から後方に補助ピストン４６が延び出させられており、閉塞部材４４を実質的に液密かつ摺動可能に貫通してブースタ１２の側に臨まされている。マスタシリンダ１４は、この補助ピストン４６においてブースタ１２のパワーピストンの作動力を受けて作動させられるようになっており、その作動力に基づき、２個の加圧室３６，３８にそれぞれ互いに等しい高さの液圧を発生させる。
【０００８】
閉塞部材４４がハウジング２０に嵌合されることにより、その閉塞部材４４と第１加圧ピストン３２との間に補助液圧室５０が形成されている。この補助液圧室５０に圧力が発生させられると、第１加圧ピストン３２が前進する向きに加圧され、それにより、加圧室３６に圧力が発生させられる。加圧室３６に圧力が発生させられると、第２加圧ピストン３４が前進する向きに加圧され、それにより、加圧室３８にも圧力が発生させられる。
【０００９】
ハウジング２０には、２個のリザーバ用ポート５２と、１個の補助液圧制御用ポート５４と、２個のブレーキシリンダ用ポート５６とが形成されている。
２個のリザーバ用ポート５２は、２個の加圧室３６，３８を、作動液を大気圧で収容するリザーバ５８に連通させる。それら２個のリザーバ用ポート５２は、２個の加圧ピストン３２，３４にそれぞれ対応して設けられており、各リザーバ用ポート５２は、スリーブ３０を半径方向に貫通する各連通路６２と、図示の後退端位置にある各加圧ピストン３２，３４の円筒部を半径方向に貫通する各連通路６３とを経て、各加圧室３６，３８に接続されている。各加圧ピストン３２，３４が、それの後退端位置から少し前進すると、各連通路６３が、スリーブ３０の内周面のうち連通路６２が形成されていない部分により、各リザーバ用ポート５２から遮断され、それにより、各加圧室３６，３８が各加圧ピストン３２，３４の前進により昇圧可能とされる。
【００１０】
１個の補助液圧制御用ポート５４は、ハウジング２０に、補助液圧室５０に常時連通する位置に形成されていて、その補助液圧室５０を補助液圧制御装置６４に連通させる。補助液圧制御装置６４は、増圧用ポンプ６６と、その増圧用ポンプ６６を駆動するポンプモータ６８と、減圧制御弁７０とを含むように構成される。増圧用ポンプ６６の吸入側はリザーバ５８にリザーバ通路７２を介して接続され、吐出側は補助液圧制御用ポート５４にポンプ通路７４を介して接続されており、増圧用ポンプ６６により、ブレーキ液がリザーバ５８から汲み上げられて補助液圧室５０に圧送される。本実施形態においては、ポンプモータ６８が、後述するアンチロック制御用のポンプモータ６８と共有されている。
【００１１】
図２に示すように、減圧制御弁７０は、補助液圧室５０の液圧を電磁的に制御するものである。減圧制御弁７０は、図示しないハウジングと、弁子８０と、それが着座すべき弁座８２と、弁子８０に供給電流に応じた磁気力を発生させるコイル８４と、弁子８０を弁座８２から離間する方向に付勢するスプリング８６とを有する常開弁である。
【００１２】
この減圧制御弁７０において、コイル８４が励磁されない非作用状態（ＯＦＦ状態）では、スプリング８６の弾性力によって弁子８０が弁座８２から離間させられ、補助液圧室５０とリザーバ５８との間における双方向のブレーキ液の流れが許容される。その結果、ブレーキ操作が行われて第１加圧ピストン３２が作動させられ、それに伴って補助液圧室５０の容積が変化しても、補助液圧室５０へのブレーキ液の流入が許容され、補助液圧室５０が負圧になることが回避される。
【００１３】
コイル８４が励磁される作用状態（ＯＮ状態）では、コイル８４の磁気力によりアーマチュア８８が吸引される。このとき、弁子８０には、コイル８４の磁気力に基づく吸引力Ｆ₁ と、補助液圧室５０の液圧に基づく液圧力Ｆ₂ とスプリング８６の弾性力Ｆ₃ との和とが互いに逆向きに作用する。液圧力Ｆ₂ の大きさは、補助液圧室５０の液圧と、弁子８０が補助液圧室５０の液圧を受ける実効受圧面積との積で表される。
なお、減圧制御弁７０においては、図３にグラフで表されているように、コイル吸引力Ｆ₁ の大きさがコイル８４の励磁電流Ｉの大きさに応じてリニアに変化するように設計されている。
【００１４】
コイル８４が励磁される作用状態（ＯＮ状態）であって、式
Ｆ₂ ≦Ｆ₁ −Ｆ₃
で表される関係が成立する領域では、弁子８０が弁座８２に着座し、補助液圧室５０の液圧が増圧させられる。それに対して、式
Ｆ₂ ＞Ｆ₁ −Ｆ₃
で表される関係が成立すると、弁子８０が弁座８２から離間し、補助液圧室５０の液圧が減圧させられる。また、弁子８０と弁座８２との間の開口部の流路面積は、供給電流量の制御により制御することができ、増圧勾配，減圧勾配を制御することができる。
【００１５】
図１に示すように、前記２個のブレーキシリンダ用ポート５６は、ハウジング２０に、常時２個の加圧室３６，３８にそれぞれ連通する位置において形成されていて、それら２個の加圧室３６，３８を、互いに独立した２つのブレーキ系統にそれぞれ接続する。ブレーキ装置は、前後２系統式であり、一方のブレーキ系統は、左右の前輪ＦＬ，ＦＲの回転をそれぞれ抑制する２個のブレーキ９０を作動させる２個のブレーキシリンダ９２を有しており、他方のブレーキ系統は、左右の後輪ＲＬ，ＲＲの回転をそれぞれ抑制する２個のブレーキ９０を作動させる２個のブレーキシリンダ９２を有している。以下、それらブレーキ系統を説明するが、それらブレーキ圧力系統は構成が互いに同じであるため、左前輪ＦＬおよび右前輪ＦＲに関連するブレーキ圧力系統のみを代表的に説明し、他のブレーキ圧力系統については説明を省略する。
【００１６】
マスタシリンダ１４の加圧室３６は主通路９４により左前輪ＦＬのブレーキシリンダ９２と右前輪ＦＲのブレーキシリンダ９２とに接続されている。主通路９４は、加圧室３６から延び出た後に二股状に分岐させられており、１本の基幹通路９６と２本の分岐通路９８，９８とが互いに接続されて構成されている。各分岐通路９８の先端にはブレーキシリンダ９２が接続されている。主通路９４のうちマスタシリンダ１４とブレーキシリンダ９２との間の部分にはポンプ通路１０２の一端が接続されている。そのポンプ通路１０２の途中にはＡＢＳ用ポンプ１０４が設けられている。２つのブレーキ圧力系統における２つのＡＢＳ用ポンプ１０４，１０４は、それらに共通の前記ポンプモータ６８により一緒に駆動される。
【００１７】
各分岐通路９８の途中には、ポンプ通路１０２との接続点よりブレーキシリンダ９２の側において、常開の電磁開閉弁である保持弁１１０が設けられている。保持弁１１０は、それのコイル１１２（図５参照）が励磁されて閉状態となり、その状態で、ＡＢＳ用ポンプ１０４からブレーキシリンダ９２へ向かうブレーキ液の流れを阻止し、それにより、ブレーキシリンダ液圧が保持される状態を実現する。各保持弁１１０に対応してバイパス通路１１４が設けられ、バイパス通路１１４各々にはブレーキシリンダ９２からのブレーキ液戻り用の逆止弁１１６が設けられている。
【００１８】
各分岐通路９８のうち保持弁１１０とブレーキシリンダ９２との間の部分からリザーバ通路１１８が延びてリザーバ１２０に至っている。各リザーバ通路１１８の途中には常閉の電磁開閉弁である減圧弁１３０が設けられている。減圧弁１３０は、それのコイル１３２（図５参照）が励磁されて開状態となり、その状態では、ブレーキシリンダ９２からリザーバ１２０へ向かうブレーキ液の流れを許容し、それにより、ブレーキシリンダ液圧が減圧される状態を実現する。
リザーバ１２０は、ハウジングにリザーバピストン１３４が実質的に液密かつ摺動可能に嵌合されて構成されるとともに、その嵌合によりリザーバピストン１３４の前方に形成されたリザーバ室１３６においてブレーキ液を付勢手段としてのスプリング１３８によって圧力下に収容するものである。
【００１９】
ポンプ通路１０２はＡＢＳ用ポンプ１０４により吸入通路１４０と吐出通路１４２とに仕切られており、それら通路１４０，１４２には、共に逆止弁である吸入弁１４４と吐出弁１４６とがそれぞれ設けられている。ポンプ通路１０２には、さらに、ダンパ室１４８と絞りとしてのオリフィス１５０とが互いに直列にＡＢＳ用ポンプ１０４の吐出側に設けられており、それにより、ＡＢＳ用ポンプ１０４の脈動が軽減される。
【００２０】
前述のように、２つのＡＢＳ用ポンプ１０４はポンプモータ６８によって駆動されるが、ポンプモータ６８は、増圧用ポンプ６６も駆動する。ポンプモータ６８が、２つのＡＢＳ用ポンプ１０４と増圧用ポンプ６６とに共有されているのである。本実施形態においては、ＡＢＳ用ポンプ１０４がプランジャポンプとされ、増圧用ポンプ６６がギヤポンプとされている。
図４において、ＡＢＳ用ポンプ１０４のシリンダ１６０には、図示しないが、吐出弁１４４，吸入弁１４６を介して吸入通路１４０，吐出通路１４２が接続されている。また、増圧用ポンプ６６の吸入口，吐出口には、それぞれ、リザーバ通路７２，ポンプ通路７４が接続されている。
ポンプモータ６８の出力軸１６２には、２つのＡＢＳ用ポンプ１０４のピストン１６４が偏心カムを介してそれぞれ係合させられるとともに、ギヤポンプ６６のギヤ１６６の回転軸が相対回転不能に係合させられている。出力軸１６２の回転に伴ってピストン１６４がそれぞれシリンダ１６０内において往復移動させられるとともに、ギヤ１６６，１６８が回転させられる。ピストン１６４の往復移動に伴ってＡＢＳ用ポンプ１０４においてはシリンダ１６０の容積室１７０の容積が変化させられる。ただし、ピストン１６４はスプリングにより偏心カムに向かって付勢されており、シリンダ１６０の容積を減少させる向きには偏心カムにより強制的に移動させられるが、シリンダ１６０の容積を増大させる向きにはスプリングの付勢力によって移動させられるのみである。ギヤ１６６，１６８の回転に伴って増圧用ポンプ６６においては、ブレーキ液圧が加圧されて吐出口から吐出される。
【００２１】
このように、ポンプモータ６８の駆動により、２つのＡＢＳ用ポンプ１０４と増圧用ポンプ６６とが作動状態とされるが、ＡＢＳ用ポンプ１０４が作動状態にされても、吸入通路１４０からブレーキ液が供給されない場合、すなわち、リザーバ１２０にブレーキ液が収容されていない場合には、ピストン１６４はシリンダ１６０の容積が最小となる上死点で停止したままとなり、ブレーキ液がＡＢＳ用ポンプ１０４から吐出されてブレーキシリンダ９２に供給されることはない。また、減圧制御弁７０は常開弁であるため、コイル８４に電流が供給されない間は、増圧用ポンプ６６から吐出されたブレーキ液は吸入側に戻され、補助液圧室５０に供給されることはない。
【００２２】
本ブレーキ装置は、図５に示すように、電子制御ユニット（以下、「ＥＣＵ」と略称する。）１９０を備えている。なお、このＥＣＵ１９０の補助液圧を制御する部分は補助液圧制御装置６４の構成要素である。ＥＣＵ１９０は、ＣＰＵ１９２，ＲＯＭ１９３，ＲＡＭ１９４，入力部１９５，出力部１９６等を含むコンピュータを主体として構成されており、ＥＣＵ１９０の入力部１９５には、マスタ圧センサ２０４、複数個の車輪速センサ２０８等が接続されている。マスタ圧センサ２０４は、液通路９６の途中に設けられ、マスタシリンダ１４の加圧室の液圧に応じた液圧信号を出力する。車輪速センサ２０８は、各輪毎に設けられ、各輪の車輪速を規定する車輪速信号を出力する。
【００２３】
一方、ＥＣＵ１９０の出力部１９６には、増圧用ポンプ６６およびＡＢＳ用ポンプ１０４を駆動するポンプモータ６８が図示しない駆動回路を介して接続され、減圧制御弁７０のコイル８４と、保持弁１１０のコイル１１２と、減圧弁１３０のコイル１３２とが図示しない駆動回路を介して接続されている。本実施形態においては、ポンプモータ６８は、ブレーキペダル１０が操作されている間、ＯＮ状態に保たれる。
そして、ＲＯＭ１９３には、図６のフローチャートで表される補助液圧制御プログラム，図７のマップで表される制御モード決定用テーブル、図８〜１０のマップで表される供給電流変化量決定用テーブル、フローチャートの図示は省略するがアンチロック制御プログラム等種々のプログラムやテーブル等が記憶されている。
【００２４】
以下、補助液圧室５０の液圧である補助液圧の制御について説明する。補助液圧の制御は、マスタ圧が制御開始液圧Ｐm0以上である場合に行われる。制御は、加圧ピストン３２に加えられる入力に対する出力の比である倍力率（以下、サーボ比Ｒspと称する）が予め定められた一定値γ（目標倍力率）となるように実行される。
加圧ピストン３２の出力は、加圧室３６，３８の液圧に対応するマスタ出力であり、入力は、補助ピストン４６を介して加圧ピストン３２に加えられるブースタ１２の出力である。また、補助ピストン４６には補助液圧に対応する補助加圧力が加えられるが、この補助加圧力も補助ピストン４６を介して加圧ピストン３２に加えられる。加圧ピストン３２は、ブースタ１２の出力と補助加圧力との合力によって前進させられ、この合力に応じた液圧が加圧室３６，３８に発生させられる。補助加圧力の制御により、ブースタ１２の出力に対するマスタ出力の比率であるサーボ比Ｒspが制御される。
【００２５】
図１３において、実線Ｍはマスタ出力を示し、実線Ｂはブースタ出力を示し、領域Ｈが補助加圧力を示す。したがって、上述のサーボ比Ｒspは、式
Ｒsp＝（Ｐm −Ｐbo）／（Ｐbo−Ｐm0）・・・(1)
で表すことができる。Ｐm0は、制御開始マスタ圧であり、Ｐboは、ブースタ出力圧である。
それに対して、マスタシリンダ圧Ｐm ，補助液圧室５０の液圧（補助液圧）Ｐpa，ブースタ出力圧Ｐboとの間には、式
Ｐm ×Ａm ＝Ｐbo×Ａm ＋Ｐpa×Ａma・・・(2)
で表される関係が成立する。マスタ出力（Ｐm ×Ａm ）は、ブースタ出力（Ｐbo×Ａm ）と補助液圧室５０の液圧Ｐpaに応じた補助加圧力（Ｐpa×Ａma）との和の大きさとなるからである。ここで、Ａm ，Ａmaは、それぞれ、マスタシリンダ１４の加圧室３６の断面積、補助液圧室５０の断面積である。
【００２６】
また、(2) 式から、ブースタ出力圧Ｐboは、式
Ｐbo＝Ｐm −Ｐpa×Ａma／Ａm ・・・(3)
で表すことができ、補助液圧Ｐpaは減圧制御弁７０のコイル８４への供給電流Ｉに基づいて決まるため、式
Ｐpa＝ｆ(I) ・・・(4)
で表すことができる。
したがって、上記(1) 式に、(3) 式，(4) 式を代入すれば、式
Ｒsp＝（ｆ(I) ×Ａma／Ａm)/(Ｐm −ｆ(I) ×Ａma／Ａm −Ｐm0）・・・(5)
が得られる。この(5) 式をマスタシリンダ液圧Ｐm についての式に変形すれば、式
Ｐm ＝｛（１／Ｒsp）＋１｝・ｆ(I) ・Ａma／Ａm ＋Ｐm0・・・(6)
が得られる。サーボ比Ｒspは、本実施形態においては一定になるように制御されるため、(6) 式の〔｛（１／Ｒsp）＋１｝・Ａma／Ａm 〕の部分は、係数となり、マスタ圧Ｐm と供給電流Ｉとの関係が図７の実線で表されることになる。
換言すれば、図７の実線は、マスタ圧が制御開始マスタ圧Ｐm0以上の場合におけるサーボ比Ｒspが予め定められた一定値γとなるように制御した場合の供給電流Ｉとマスタ圧Ｐm との関係を示したものであり、実際のマスタ圧がこの実線に従った大きさであれば、サーボ比Ｒspが一定の大きさγにあると考えることができるのであり、この意味において、実線で表されるマスタ圧を目標マスタ圧と称することができる。
【００２７】
本実施形態においては、図７〜１０のマップで表されるテーブルに従って、補助液圧が制御される。
図７に示すマップで表される制御モード決定用テーブルに従って、増圧モード，減圧モード，保持モードのいずれかが選択される。供給電流Ｉに対するマスタ圧センサ２０４によって検出された実際のマスタ圧（以下、実マスタ圧と略称する）が、増圧領域に属する場合には増圧モードが選択され、保持領域に属する場合には保持モードが選択され、減圧領域に属する場合には減圧モードが選択される。そして、各制御モードが選択された場合における供給電流量は、図８〜１０に示すマップで表される供給電流変化量決定用テーブルに従って決定された変化量ΔＩに基づいて決定される。
【００２８】
増圧領域は、図７の実線で表される目標マスタ圧Ｐm ′より第１設定圧Ｒ1 以上大きい領域（Ｐm ＞Ｐm ′＋Ｒ1 ）である。増圧領域に属する場合は、実マスタ圧が供給電流Ｉ（補助液圧）に対して大きく、サーボ比Ｒspが不足している状態である。したがって、供給電流を大きくすることによって、補助液圧を増圧し、サーボ比Ｒspを大きくして一定値γに近づけるのである。
例えば、補助液圧が一定（供給電流Ｉが一定）である場合において、運転者がブレーキペダル１０を踏み増せば、実マスタ圧は大きくなるが、この場合のサーボ比Ｒspは一定値γより小さくなる。補助液圧を大きくする（供給電流Ｉを大きくする）ことによって、サーボ比Ｒspを一定値γに近づける。
【００２９】
増圧モードが選択された場合における供給電流量Ｉの大きさは、図８のマップで表される供給電流変化量決定用テーブルに基づいて決定される。現在の供給電流量Ｉに、供給電流変化量決定用テーブルに従って決定された電流変化量ΔＩを加えて供給電流量（Ｉ＋ΔＩ）が決定されるのである。
増圧モードにおいては、図８に示すように、実マスタ圧の変化勾配ΔＰm が第１設定増圧勾配より大きい（ΔＰm ＞Ｓu1）場合は、電流変化量ΔＩは、上限値ΔＩu1とされる。供給電流量が急激に過大になることを回避するためである。
また、実マスタ圧の変化勾配ΔＰm が、第１設定増圧勾配以下で第２設定増圧勾配以上（Ｓu2≦ΔＰm ≦Ｓu1）である場合は、増加勾配ΔＰm が大きいほど大きくされる。前述のように、実マスタ圧は、補助液圧が一定の場合は運転者のブレーキペダル１０の操作力の増加に伴って増加させられ、ブレーキ操作力の増加速度が大きいと実マスタ圧の増加勾配も大きくなる。供給電流の変化量を、実マスタ圧の増加勾配に応じた大きさとすれば、運転者のブレーキ操作力の増加速度に応じた大きさとしたことになる。したがって、サーボ比Ｒspをブレーキ操作力の増加速度に応じた速度で一定値γに近づけることが可能となる。サーボ比Ｒspの制御を良好に行うことができるのである。
【００３０】
実マスタ圧の変化勾配ΔＰm が第２設定増圧勾配と第３設定増圧勾配とで決まる範囲内（Ｓu3＜ΔＰm ＜Ｓu2）である場合は、電流変化量ΔＩは、設定増加量ΔＩu0とされる。補助液圧は、供給電流の増加量ΔＩu0に応じた設定勾配で増加させられる。設定増加量ΔＩu0は、電流変化量ΔＩが実マスタ圧の変化勾配ΔＰm に応じて決定された場合（図の破線で示す）の電流増加量ΔＩより大きい。その結果、実マスタ圧の変化勾配ΔＰm の絶対値が小さくても、補助液圧を確実に大きくすることができ、サーボ比Ｒspを一定値γに近づけることができる。
減圧制御弁７０のコイル８４への供給電流の変化量ΔＩが小さいと、それに応じて補助液圧が変化しない場合がある。それに対して、変化量を設定増加量ΔＩu0とすれば、供給電流量の変化に伴って補助液圧を確実に増圧させることができる。このように制御すれば、ブレーキペダル１０の操作力がごく緩やかに増大させられる場合にも、サーボ比Ｒspを一定値γに速やかに近づけることが可能となり、増圧モードから保持モードに早急に移行させることが可能となる。
【００３１】
実マスタ圧の変化勾配ΔＰm が負で第３設定増圧勾配以下の場合（Ｓu3≧ΔＰm ）には、電流変化量ΔＩは０とされる。実マスタ圧が目標マスタ圧に対して大きく増圧モードが選択されている場合であっても、実マスタ圧が減少傾向にある場合には、供給電流を増加させなくても、サーボ比Ｒspは一定値γに近づく。
【００３２】
減圧領域は、図７の実線で表される目標マスタ圧Ｐm ′より第２設定圧Ｒ2 以上小さい領域（Ｐm ＜Ｐm ′−Ｒ2 ）である。実マスタ圧が減圧領域に属する場合には、サーボ比Ｒspが過大である状態である。供給電流量Ｉが小さくされることによって補助液圧が小さくされ、サーボ比Ｒspが小さくされて一定値γに近づけられる。
例えば、補助液圧が一定である場合において、運転者がブレーキペダル１０を緩めれば、実マスタ圧は減少させられ、サーボ比Ｒspは大きくなる。供給電流量Ｉの減少によって補助液圧を減圧し、サーボ比Ｒspを一定値γに近づける。
【００３３】
減圧モードが選択された場合における供給電流の変化量ΔＩは、増圧モードが選択された場合と同様に、図９のマップで表される供給電流変化量決定用テーブルに従って決定される。実マスタ圧Ｐm の変化勾配ΔＰm が第１設定減圧勾配より小さい場合（ΔＰm ＜Ｓd1）には、電流減少量ΔＩは下限値ΔＩd1とされ、供給電流量が急激に減少させられることが回避される。
実マスタ圧の変化勾配ΔＰm が第１設定減圧勾配以上で第２設定減圧勾配以下の場合（Ｓd2≧ΔＰm ≧Ｓd1）には、減少勾配ΔＰm の増加（変化勾配の絶対値の増加）に伴って電流減少量ΔＩも大きくされる。また、実マスタ圧Ｐm の変化勾配ΔＰm が、第２設定減圧勾配より大きく第３設定減圧勾配より小さい場合（Ｓd3＞ΔＰm ＞Ｓd2）、すなわち、絶対値が小さい場合には、減少量ΔＩは設定減少量ΔＩd0とされ、第３設定減圧勾配より大きい（ΔＰm ＞Ｓd3）場合には、変化量は０とされる。
増圧モードが選択された場合と同様に、変化勾配ΔＰm の絶対値が小さく、設定範囲内にある場合には、電流変化量ΔＩは予め定められた設定減少量ΔＩd0とされる。そのため、実マスタ圧の変化勾配ΔＰm の絶対値が小さくても、補助液圧室５０の液圧を確実に小さくすることができ、減圧モードから保持モードへ早急に切り換えることができる。
【００３４】
保持領域は、実マスタ圧が目標マスタ圧近傍の領域（Ｐm ′−Ｒ2 ≦Ｐm ≦Ｐm ′＋Ｒ1 ）である。この場合には、サーボ比Ｒspはほぼ一定値γであるため、供給電流量を保持すればよいのである。図１０に示すように、実マスタ圧が変化しても、電流変化量ΔＩは０とされる。
本実施形態においては、補助液圧の制御中においては、ポンプモータ６８の駆動は継続して行われる。すなわち、いずれの制御モードが選択された場合にも、増圧用ポンプ６６の作動は停止させられることなく作動状態に保たれるのである。前述のように、増圧用ポンプ６６がＡＢＳ用ポンプ１０４と共通のポンプモータ６８によって駆動されるため、補助液圧の制御中にＡＢＳ用ポンプ１０４も作動状態とされる。しかし、アンチロック制御中でない場合には、リサーバ１２０に作動液は収容されていないのが普通であるため、ブレーキシリンダ９２にブレーキ液が供給されることはない。また、アンチロック制御中であれば、保持弁１１０，減圧弁１３０の制御により、補助液圧の制御とは別個独立にブレーキシリンダ液圧を制御することが可能である。
【００３５】
ステップ１（単に、Ｓ１と略称する。他のステップについても同様とする）において、マスタ圧センサ２０４の出力信号に基づいて実マスタ圧が検出され、Ｓ２において、実マスタ圧が制御開始マスタ圧より大きいか否かが判定される。制御開始マスタ圧より大きい場合には、Ｓ３以降が実行され、制御開始マスタ圧以下の場合には、補助液圧室５０の液圧が制御されることはない。減圧制御弁７０のコイル８４への供給電流量は０にされる。
Ｓ３において、実マスタ圧と実際の供給電流量とに基づいて図７のマップで表される制御モード決定用テーブルに従って増圧モード，減圧モード，保持モードのいずれかが決定され、Ｓ４において、選択された制御モードにおける供給電流変化量が、図８〜１０のマップで表される供給電流変化量決定用テーブルに従って決定され、決定された変化量に基づいて供給電流量が決定される。Ｓ５において、その決定された供給電流量が駆動回路を介して出力される。
【００３６】
具体的な制御例を、図１１，１２に基づいて説明する。図１１，１２は、制御の理解を容易にするために、あくまで、サーボ比Ｒspの増加（補助液圧の増加）に伴って運転者がブレーキペダル１０の操作力を調節し、マスタ出力（ブレーキ力）が一定に保たれるようにする理想的な場合を示した図である。しかし、実際には、補助液圧の変化に応じてマスタ出力が変化し、直線で表されるように、サーボ比Ｒspが一定値γに近づけられるわけではない。
実マスタ圧が制御開始マスタ圧Ｐm0より小さい場合は、補助液圧の制御は行われない。そして、実マスタ圧が、運転者によるブレーキペダル１０の踏み増し等に起因して、制御開始マスタ圧Ｐm0より大きいマスタ圧Ｐm1になった場合には、増圧モードが選択され、供給電流量の変化量ΔＩが図８のマップで表されるテーブルに従って決定される。そして、現在の供給電流量（Ｉ＝０）と変化量ΔＩとを加えた大きさの電流Ｉ₁ が供給される。コイル８４に電流が供給されることによって補助液圧が増圧させられ、サーボ比Ｒspが大きくされて一定値γに近づけられる。実マスタ圧が保持領域に属する状態となれば、保持モードが選択され、供給電流は一定に保たれる。
この状態から、さらに実マスタ圧が増加してマスタ圧Ｐm2になると、増圧モードが選択され、供給電流量が増加させられる（Ｉ₂ ＝Ｉ₁ ＋ΔＩ）。この状態から、実マスタ圧が減少してマスタ圧Ｐm3になれば、減圧モードが選択される。供給電流が小さくされ（Ｉ₃ ＝Ｉ₂ ＋ΔＩ：ΔＩ＜０）、サーボ比Ｒspが小さくされ、保持モードに切り換えられる。
【００３７】
このように、減圧制御弁７０へのコイル８４への供給電流量を制御すれば、サーボ比Ｒspがほぼ一定値γとなるように制御することができる。また、制御が、実マスタ圧および供給電流量のみに基づいて行われるため、制御を簡単にすることができる。運転者によるブレーキペダル１０の操作量を検出する必要がなくなるのであり、操作量検出用センサ等が不要となり、その分、コストアップを回避することができる。さらに、補助液圧の制御により、サーボ比をブースタ１２のみの場合より大きくすることができる。また、ブレーキペダル１０が踏み込まれている間、ポンプモータ６８の作動状態が保たれるため、マスタ圧が制御開始マスタ圧以上になった場合に直ちに補助液圧を増圧することができる。
【００３８】
次に、アンチロック制御時においては、保持弁１１０，減圧弁１３０の制御により、各車輪の制動スリップ状態が適正状態となるように制御される。
補助液圧の非制御中に、アンチロック制御が開始された場合には、減圧制御弁７０のコイル８４へ電流が供給されない状態を保てば（Ｉ＝０）、増圧用ポンプ６６から吐出されたブレーキ液が減圧制御弁７０を経て吸入側へ戻される。そのため、補助液圧室５０にブレーキ液が供給されることがなく、補助液圧が増圧することはない。
補助液圧の制御中にアンチロック制御が開始された場合には、補助液圧は、アンチロック制御開始前と同様に制御しても、保持モードに切り換えてもよい。減圧制御弁７０の制御によって補助液圧を制御しても、ＡＢＳ制御用ポンプ１０４の作動状態に影響が及ぶことは殆どないのである。
このように、増圧用ポンプ６６と、ＡＢＳ用ポンプ１０４とが、共通のポンプモータ６８によって駆動されるようにされているため、モータが１つで済み、その分、コストダウンを図ることができ、搭載性を向上させることができる。
【００３９】
以上のように、本実施形態においては、ブースタ１２、マスタシリンダ１４、補助液圧制御装置６４等によってブレーキ液圧源が構成される。補助液圧制御装置６４には、前述のように、ＥＣＵ１９０のうちの補助液圧を制御する部分等も含まれる。補助液圧制御装置のうちの、図７〜１０のテーブルを記憶する部分，図６のフローチャートのＳ３，４を記憶する部分，実行する部分等により、出力液圧対応補助液圧制御装置が構成される。また、上述のＳ３，４を記憶する部分，実行する部分等により増圧・減圧装置が構成される。さらに、Ｓ４を記憶する部分，実行する部分，図８〜１０を記憶する部分等により出力勾配対応液圧制御装置が構成される。出力勾配対応液圧制御装置は、補助液圧勾配制御装置でもある。また、ＥＣＵ１９０のＳ４，５を記憶する部分，実行する部分等により、供給電流制御装置が構成される。なお、マスタシリンダ１４の補助液圧室５０，補助液圧制御装置６４等により電気制御式ブースタが構成されると考えることができ、その場合には、機械制御式ブースタとしてのブースタ１２と電気制御式ブースタとが加圧ピストン３２とブレーキペダル１０との間に直列に配設されると考えることができる。ブレーキペダル１０の操作力が、ブースタ１２と電気制御式ブースタとの両方によって倍力されることになり、ブースタ１２のみの場合よりサーボ比を大きくすることができ、小さな操作力で大きなブレーキ力を得ることができる。また、任意の倍力特性を得ることができる。
また、保持弁１１０，減圧弁１３０，ＡＢＳ用ポンプ１０４，ＥＣＵ１９０のブレーキシリンダ液圧を制御する部分等により独立液圧制御装置が構成される。
【００４０】
なお、上記実施形態においては、制御開始マスタ圧Ｐm0が０とブースタの助勢限界に対応する値との中間の大きさとされたが、０としても助勢限界に対応する値としても、助勢限界に対応する値より大きい値としてもよい。０とすれば、補助液圧が、ブレーキ操作中は常に制御されることになる。また、ブースタ１２は不可欠ではなく、補助液圧の制御のみによって、ブースタ１２が設けられた場合と同様なサーボ比Ｒspを実現させることができる。さらに、増圧モード，減圧モードが選択された場合における供給電流量が、図８，９のマップで表される供給電流変化量決定用テーブルに従って決定されるようにすることは不可欠ではない。例えば、図８，９において、マスタ圧の変化量が設定範囲内である場合に供給電流変化量を設定量としないで、破線に沿った大きさに決定されるようにしてもよい。特に、減圧モードが選択された場合には、電流変化量（減少量）を図９の破線に沿った大きさに決定しても、それに伴って補助液圧を減圧することができる。また、実マスタ圧の増圧勾配，減圧勾配の絶対値が、第１設定勾配より大きい場合に、上限値，下限値ΔＩu1, ΔＩd1とすることも不可欠ではない。アンチロック制御は、保持弁１１０，減圧弁１３０でなく、補助液圧の制御によって行われるようにすることも可能である。補助液圧の制御によって、トラクション制御、操縦安定性制御，自動ブレーキ制御等を行うことができる。さらに、上記実施形態においては、補助液圧の制御中には、ポンプモータ６８は継続して作動させられていたが、アンチロック制御中でない場合であって、減圧モード，保持モードが選択された場合には、ポンプモータ６８の作動を停止させることができる。この場合には、無駄なポンプモータ６８の作動を停止させることができ、その分、エネルギの消費量を少なくすることができる。また、ポンプモータ６８は、補助液圧の制御中あるいはアンチロック制御中のみに駆動されるようにしてもよく、無駄なエネルギの消費量を少なくすることができる。
さらに、ブレーキ装置の構造は、上記実施形態における場合に限らず、アンチロック制御可能な装置とすることも不可欠ではない。補助液圧制御装置６４についても、減圧制御弁７０に加えて増圧用ポンプ６６と補助液圧室５０との間に増圧制御弁を含むもの等とすることもできる。
【００４１】
本発明の別の一実施形態であるブレーキ液圧源について説明する。本ブレーキ液圧源を含むブレーキ装置と図１に示すブレーキ装置とでは、バキュームブースタやＥＣＵ等の電気的構成が異なる。
ブースタ２２０は、図１４に示すように、２段階に倍力率が切り換わるものである。ブースタ２２０は、パワーピストン２２６により仕切られた負圧室２２７と変圧室２２８とを含む。負圧室２２７は、負圧源としてのエンジンの吸気管に接続され、変圧室２２８は負圧室２２７と大気とに選択的に連通させられる。
パワーピストン２２６は、ブレーキペダル１０にバルブプランジャ２３０，オペレーティングロッド２３４を介して連携させられ、出力ロッド２３２を介して補助ピストン４６に連携させられている。また、パワーピストン２２６，バルブプランジャ２３０，出力ロッド２３２の間にはリアクションディスク２３６が設けられている。リアクションディスク２３６は、パワーピストン２２６の作動力を出力ロッド２３２に伝達する機能と、出力ロッド２３２からの反力をバルブプランジャ２３０に伝達する機能とを有する。
【００４２】
バルブプランシャ２３０の先端部には、突起２３８が形成されている。したがって、ブレーキ操作が行われると、バルブプランジャ２３０はまず突起２３８においてリアクションディスク２３６に接触し、ブレーキ操作力がさらに大きくなると全体で接触することになる。バルブプランジャ２３０が突起２３８において接触している場合は、全体において接触している場合より出力ロッド２３２から受ける反力が小さくなる。ブレーキ操作力が小さい場合は反力が小さく、操作力が大きい場合は反力が大きくなるのであり、ブレーキ操作力が小さい場合は倍力率が大きく、操作力が大きい場合は倍力率が小さくなる。
【００４３】
負圧室２２７と変圧室２２８と大気との間には、弁機構２４２が設けられている。弁機構２４２は、バルブオペレーティングロッド２３４とパワーピストン２２６との相対移動に基づいて作動させられるものであり、コントロールバルブ２４４，エアバルブ２４６，バキュムバルブ２４８およびコントロールバルブスプリング２５０を含む。
ブレーキペダル１０が非操作状態にある場合には、コントロールバルブ２４４がエアバルブ２４６に着座させられ、バキュムバルブ２４８から離間させられた状態にある。変圧室２２８が大気から遮断されて負圧室２２７に連通させられる。この状態においては、負圧室２２７の圧力と変圧室２２８の圧力とは同じ高さにある。
【００４４】
ブレーキペダル１０が操作され、バルブオペレーティングロッド２３４がパワーピストン２２６に対して相対的に移動（前進、図の左方への移動）させられると、コントロールバルブ２４４がバキュームバルブ２４８に着座させられ、変圧室２２８が負圧室２２７から遮断される。さらに、前進させられると、エアバルブ２４６がコントロールバルブ２４４から離間させられ、変圧室２２８が大気に連通させられる。変圧室２２８の圧力が増加し、負圧室２２７と変圧室２２８との間の差圧によってパワーピストン２２６が作動させられる。それによって、ブレーキ操作力が倍力される。変圧室２２８の圧力が大気圧に達すれば、ブレーキペダル１０がさらに深く踏まれても、これ以上、差圧が増加させられることはないのであり、この変圧室２２８の圧力が大気圧に達した状態がブースタ２２０が助勢限界に達した状態である。
【００４５】
図１５に、ブレーキ操作力ｆとマスタシリンダ１４の加圧室３６の液圧（マスタ圧）との関係を示す。ブレーキ操作力ｆが大きい方の折れ点Ａは、ブースタ２２０が助勢限界に達した助勢限界点を表し、小さい方の折れ点Ｂは、バルブプランジャ２３０が突起２３８においてリアクションディスク２３６に接触する状態から全体において接触する状態への移行点を表す。倍力率が大きい状態から小さい状態に変化する変化点なのである。
本実施形態においては、マスタ圧Ｐm が、折れ点Ｂに対応する液圧Ｐmoに達するとブレーキ液圧の制御が開始されるのであり、マスタ圧Ｐmoを以下開始圧と称する。
【００４６】
次に、電気的構成について説明する。図１６に示すように、ＥＣＵ２５０は、上記実施形態における場合と同様に、ＣＰＵ２５２，ＲＯＭ２５３，ＲＡＭ２５４，入力部２５５および出力部２５６等を含むコンピュータを主体とするものである。入力部２５５には、マスタ圧センサ２０４，車輪速センサ２０８の他に、ブレーキペダル１０に加えられる操作力を検出する操作力センサ２６０，減圧制御弁７０のコイル８４に流れる電流を検出する電流計２６２等が接続され、出力部２５６には、ポンプモータ６８，コイル８４，１１２，１３２を駆動する駆動回路の他に警報装置２６４が接続されている。操作力センサ２６０は、検出可能な最大の操作力が比較的小さいものである。ＲＯＭ２５３には、図１７のフローチャートで表される供給電流制御プログラム，図１８のフローチャートで表される液圧源状態検出プログラム，図１９のフローチャートで表される警報装置制御プログラム，図２０，２１，２４，２５のマップで表される制御テーブル等が格納されている。
また、本実施形態においては、ポンプモータ６８は、常時作動させられるのではなく、ブレーキ液圧制御において必要な場合にＥＣＵ２５０の指令に基づいて適宜作動させられる。
【００４７】
先ず、制御の概略について図２６に基づいて説明する。当該ブレーキ液圧源が正常である場合には、供給電流Ｉの制御が、前述のように、マスタ圧が開始圧Ｐm0以上になった場合に開始される。そして、ブレーキ操作力が、操作力センサ２６０の最大検出操作力ｆmax より小さい場合、すなわち、検出可能な間は、ブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係に基づいて供給電流Ｉが制御され（▲１▼ｆ−Ｐ）、最大検出操作力ｆmax 以上の場合、すなわち、検出不能な場合には、マスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて制御される（▲１▼Ｐ−Ｉ）。ブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係に基づけば、ブレーキ操作力ｆと減速度Ｇとの関係に基づく場合より、制御精度を向上させることができる。
フェード現象が生じた場合や、液漏れ等が生じ、ブレーキ操作力に応じた減速度が得られない場合等には、ブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax 以上になる場合があるのであり、その場合においても、供給電流Ｉの制御によってマスタ圧が制御されるのである。
【００４８】
図中の実線は、制御目標値を表し、破線はブースタ２２０が正常である場合とブースタ失陥である場合におけるブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係を表す。破線が示すように、ブースタ２２０が正常である場合にはブレーキ操作力ｆが操作力ｆ1 に達してからマスタ圧Ｐが増加させられ、ブースタ２２０が倍力不能（失陥）である場合には操作力ｆ3 に達してから増加させられることがわかる。これは、マスタシリンダ１４のリターンスプリング等に起因する。加圧ピストン３２への入力がマスタシリンダ１４のリターンスプリングのセット荷重より小さい間は、加圧ピストン３２，３４が前進させられず、マスタ圧が発生させられないのである。この場合において、ブースタ２２０が正常な場合の方が、マスタ圧の増加開始時のブレーキ操作力が小さいのは、正常な場合には、加圧ピストン３２にブレーキ操作力とブースタ２２０による助勢力との両方が加えられるのに対して、失陥時には助勢力が加えられないからである。
【００４９】
また、ブースタ２２０の負圧室２２７の圧力が大気圧に近くなり、倍力率が小さくなった状態、すなわち、倍力不足の状態である場合には、ブースタ２２０が正常である場合と同様に、供給電流が、ブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax より小さい場合にはブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係に基づいて制御され（▲２▼ｆ−Ｐ）、最大検出操作力ｆmax 以上の場合にはマスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて制御される（▲２▼Ｐ−Ｉ）。このマスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係（▲２▼Ｐ−Ｉ）は、ブレーキ操作力ｆが最大検出操作力ｆmax に達した場合の供給電流Ｉb に基づいて決定される。ブースタ２２０が正常である場合には、ブースタ出力の大きさがほぼわかるが、倍力不足である場合にはわからないため、その時点のブースタ２２０の出力に基づいて供給電流Ｉとマスタ圧との関係（▲２▼Ｐ−Ｉ）が決定されるのである。ブースタ出力Ｐb は、前述の(3) ，(4) 式に従って求めることができる。しかし、ブースタ出力Ｐb を検出しなくても、その時点の補助液圧ΔＰ（供給電流Ｉb ）に基づけば、その後の（▲２▼Ｐ−Ｉ）の関係を示す制御テーブルを作成することができる。
なお、ブースタ２２０が正常である場合の（▲１▼Ｐ−Ｉ）の関係も、ブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax に達した時点のブースタ出力に基づいて決定することができる（最大検出操作力ｆmax に達した時点の供給電流Ｉa に基づいて決定することができる）。正常であっても、ブースタ２２０の負圧室２２７の圧力は一定であるとは限らないからである。また、ブースタ２２０が正常である場合における負圧室２２７の変動範囲の下限値に基づいて（▲１▼Ｐ−Ｉ）の関係を決定してもよい。このようにすれば、ブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax に達した後にマスタ圧が低くなることを回避することができる。
【００５０】
また、倍力不足の状態にある場合においてブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax より小さい間は、マスタ圧Ｐの目標液圧がブースタ２２０が正常である場合より小さい値にされる。この制御をバックアップ制御を称する。目標液圧が正常時と同じである場合に比較して、その分、減圧制御弁７０に供給される電流を抑制することができる。
さらに、制御開始圧が開始圧Ｐthとされ、正常な場合（Ｐm0) より小さくされる。その結果、ブレーキ操作力が小さい間のブレーキ力不足を抑制することができる。また、開始圧Ｐthがブースタ２２０が倍力不能の状態にある場合より大きくされる。その結果、ブースタの異常が検出された場合には、その異常の種類にかかわらず、倍力不能の場合における開始圧とされる場合に比較して、補助液圧制御装置６４の作動頻度を低くすることができ、ブレーキ装置の信頼性を向上させることができる。さらに、本実施形態においては、開始圧Ｐthがブースタ失陥であるか否かの失陥判定値とされている。そのため、バックアップ制御が開始される以前にブースタ２２０が倍力不能の状態にあるか否かを確実に検出することが可能となる。なお、開始圧を、失陥判定値と同じ高さにする必要は必ずしもなく、失陥判定値より高く、かつ、ブレーキ力不足を抑制し得る高さとすればよい。
【００５１】
それに対して、ブースタ２２０が正常である場合における開始圧Ｐm0を低くすれば、ブースタ２２０が異常であっても正常であってもブレーキ力不足を抑制することができる。しかし、このようにすると、保持液圧制御装置６４の作動頻度が高くなり望ましくない。そこで、ブースタ２２０が倍力不足の状態である場合にマスタ圧の目標液圧を小さくするとともに開始圧を低くすれば、作動頻度を低くすることができ、信頼性の向上を図ることができる。
【００５２】
ブースタ２２０が倍力不能の状態にある場合には、供給電流Ｉが、ブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax より小さい場合にはブレーキ操作力ｆと供給電流Ｉとの関係に基づいて制御され（▲３▼ｆ−Ｉ）、最大検出操作力ｆmax 以上の場合にはマスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて制御される（▲３▼Ｐ−Ｉ）。ブレーキ操作力ｆと供給電流Ｉとの関係に基づいて制御されるようにすれば、ブースタ２２０が正常であるにも係わらず失陥であると誤って検出された場合においても、マスタ圧が小さくなることを回避することができる。
【００５３】
ブースタ失陥が検出された場合にブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係に基づいて制御されるようにすることも可能であるが、ブースタ失陥時の目標マスタ圧は正常時より低くされることが多い。このように制御される場合には、ブースタ２２０が正常であってもマスタ圧Ｐが低めに制御されることになる。それに対して、ブレーキ操作力ｆと供給電流Ｉとの関係、すなわち、ブレーキ操作力ｆと補助液圧ΔＰとの関係に基づいて制御されるようにすれば、ブースタ２２０が正常であっても、マスタ圧が小さい値に制御されることが回避され、誤って失陥であると検出されたことに起因してブレーキ液圧が低下することを回避することができる。
【００５４】
また、ブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係が、図２６の領域ａにある場合には正常であるとされ、領域ｂにある場合にはブースタ失陥あるいは倍力不足であるとされ、領域ｃにある場合にはブースタの倍力不足であるとされる。また、領域ｂにある場合において操作力がｆ3 になった場合にマスタ圧Ｐが失陥しきい値Ｐth以下である場合には、ブースタ失陥であるとされる。
また、領域ｂにある場合にはプリポンプ制御が行われる。減圧制御弁７０のソレノイド８４に電流Ｉが供給される前に増圧用ポンプ６６を作動状態としておくのである。それによって、補助液圧を直ちに増加させることができ、制御遅れを小さくすることができる。
【００５５】
さらに、ブースタ失陥であると検出された場合には、ブレーキ操作力ｆとブースタ出力との関係が領域ｄに属するか否かが判定され、領域ｄに属する場合には、警報装置２６４が作動させられる。ブースタ出力は、前述のように、マスタ圧Ｐと供給電流Ｉとに基づいて検出することができる。
また、ブースタ２２０が倍力不能の状態や倍力不足の状態であることが検出された場合において、ブレーキアシスト制御の開始条件が満たされた場合にはブレーキアシスト制御が行われるようにする。その場合において、ブースタ２２０の出力を検出し、領域ｄに属する場合には、警報装置２６４が作動させられるようにする。ブレーキアシスト制御開始条件は、例えば、ブレーキペダル１０の操作速度が非常に大きい場合、前方の物体との接近速度が非常に大きい場合等に満たされたとすることができる。
いずれにしても、本実施形態においては、ブースタ２２０が異常であっても、増圧ポンプ６６，減圧制御弁７０等の制御によりブレーキ力がそれほど低下することがないため、運転者がブースタ２２０の異常に気がつかないことが多い。そのため、ブースタ２２０が異常で、出力が低下した場合に警報装置２６４を作動させて、ブースタ異常を運転者に知らせることは有効なことである。
【００５６】
図１８のフローチャートで表されるブレーキ液圧源状態検出プログラムはブレーキペダル１０が操作状態にある間繰り返し実行される。Ｓ５１において、ブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係が領域ａに属するか否か、Ｓ５２において領域ｂに属するか否か、Ｓ５３において領域ｃに属するか否かがそれぞれ判定される。領域ａに属する場合にはＳ５４において正常であるとされ、領域ｂに属する場合にはＳ５５においてブレーキ操作力が設定操作力ｆ3 以上であるか否かが判定される。設定操作力ｆ3 より小さい間は、Ｓ５６において、ブースタ倍力不足であるかブースタ失陥であるかのいずれかであるとされる。また、ブレーキ操作力が設定操作力ｆ3 に達してもマスタ圧Ｐが失陥判定しきい値Ｐthより小さい場合には、Ｓ５７においてブースタ失陥であるとされる。領域ｃに属する場合には、Ｓ５８において、ブースタ倍力不足であるとされる。
このように、正常，ブースタ倍力低下、失陥（倍力不能）が検出され、これら検出結果に応じてフラグが設定される。そして、その設定されたフラグに応じて増圧用ポンプ６６，減圧制御弁７０等が制御されるのである。
【００５７】
本プログラムにおいては、Ｓ５１〜５３の判定が繰り返し行われ、正常であるか、ブースタ異常であるかが判定され、操作力が設定操作力ｆ3 以下の間においては検出結果が変わる場合もある。例えば、正常であると検出された後に、ブースタ倍力不足であるとされる場合もあるのである。しかし、正常である場合には、マスタ圧が開始圧Ｐmo以上になった場合に制御が開始されるのであり、直ちに開始されるわけではない。そのため、検出結果が変わっても差し支えないのである。
換言すれば、ブレーキ操作力が設定操作力ｆ3 に達した場合に、これらの検出結果が決まり、それ以降は、その結果に応じて補正液圧制御装置６４が制御されることになる。
【００５８】
図１７のフローチャートで表される供給電流制御プログラムは、ブレーキペダル１０が操作状態にある間繰り返し実行される。Ｓ７１において検出結果が正常であるか否か、Ｓ７２においてブースタの失陥あるいは倍力不足であるか否か、Ｓ７３において倍力不足であるか否か、Ｓ７４において失陥であるか否かが、それぞれ設定されたフラグに基づいて検出される。
正常である場合には、Ｓ７５において、マスタ圧が開始圧Ｐm0以上であるか否かが判定され、開始圧Ｐm0より小さい場合には、判定がＮＯとなる。減圧制御弁７０への供給電流が０のままであり、増圧用ポンプ６６も非作動状態に保たれる。
マスタ圧が開始圧Ｐm0以上になった場合には、判定がＹＥＳとなり、ブレーキ液圧の制御が開始される。ポンプモータ６８の作動が開始され、減圧制御弁７０の制御が開始される。そして、Ｓ７６において操作力センサ２６０によって検出されたブレーキ操作力が操作力センサ２６０における最大検出操作力ｆmax 以上であるか否かが判定される。最大検出操作力ｆmax より小さい場合には、Ｓ７７において、ブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの予め定められた関係に基づいて供給電流Ｉが決定され、最大検出操作力ｆmax 以上の場合には、Ｓ７８において、マスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの予め定められた関係に基づいて供給電流Ｉが決定される。
【００５９】
Ｓ７７においては、図２０のマップで表されるテーブルに従って供給電流Ｉが決定される。ブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係が図の保持領域にある場合にはその供給電流Ｉの値が保持され、増圧領域にある場合には供給電流Ｉが増やされ、減圧領域にある場合には減らされる。ブレーキ操作力ｆに対してマスタ圧Ｐが大き過ぎる場合には、補助液圧が大き過ぎるのであり、倍力率が大き過ぎるのである。その結果、減圧制御弁７０への供給電流Ｉが減らされることになる（減圧領域）。操作力ｆに対してマスタ圧が小さすぎる場合には、倍力率が小さ過ぎるのであり、供給電流Ｉが増やされる（増圧領域）。各々の領域にある場合における供給電流Ｉの決定については、前記実施形態における場合と同様に行われる。この場合には、電流変化量ΔＩは、ブレーキ操作力の変化勾配に基づいて決定されるようにしても、マスタ圧の変化勾配に基づいて決定されるようにしてもよい。
Ｓ７８においては、図２２のマップで表されるテーブルに従って供給電流Ｉが決定される。ブレーキ操作力ｆが操作力センサ２６０によって検出できないほど大きくなっても、マスタ圧Ｐはブレーキ操作力の変化に応じて変化させられる。マスタ圧Ｐは、ブレーキ操作力に対応する液圧を含む値なのであり、マスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて供給電流Ｉが制御されれば、運転者によるブレーキ操作力を考慮して制御されたことになる。
供給電流Ｉは前記実施形態における場合と同様に制御される。
【００６０】
ブースタ２２０が倍力不足の状態あるいは倍力不能の状態のいずれかである場合には、Ｓ７２における判定がＹＥＳとなり、Ｓ７９において増圧用ポンプ６６が作動させられる。増圧用ポンプ６６を作動状態にしておけば、減圧制御弁７０の制御に伴って直ちにブレーキ液圧を増加させることができる。
ブースタ２２０が倍力不足の状態であるとされた場合には、Ｓ７３における判定がＹＥＳとなり、Ｓ８０において、Ｓ７６における場合と同様に、操作力センサ２６０の最大検出操作力ｆmax 以上であるか否かが判定される。最大検出操作力ｆmax より小さい場合には、Ｓ８１において、図２１に示すブレーキ操作力ｆとマスタ圧Ｐとの関係に基づいて供給電流Ｉが決定され、最大検出操作力ｆmax に達した場合には、Ｓ８２において、図２３に示すマスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて決定される。この場合に、マスタ圧がしきい値Ｐth以上であるか否かを判定しないのは、マスタ圧がしきい値Ｐth以上である場合に倍力不足の状態にあると判定されるからであり、倍力不足の状態であると判定された場合には直ちに制御が開始されることになる。
【００６１】
ブースタ２２０が倍力不能の状態である場合には、Ｓ７４における判定がＹＥＳとなり、Ｓ８３において最大検出操作力ｆmax 以上であるか否かが判定される。最大検出操作力ｆmax より小さい場合には、Ｓ８４において、供給電流Ｉが、図２５に示すブレーキ操作力ｆと供給電流Ｉとの関係に基づいて決定され、最大検出操作力ｆmax 以上である場合には、Ｓ８５において、図２４に示すマスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて決定される。
【００６２】
また、本実施形態においては、図１９のフローチャートで表される警報装置作動プログラムが繰り返し実行される。
Ｓ１０１において、操作力ｆ，マスタ圧Ｐ，供給電流Ｉが検出され、Ｓ１０２において、これらに基づいてブースタ２２０の出力が検出される。Ｓ１０３において、操作力ｆとブースタ２２０の出力との関係が領域ｄに属するか否かが判定される。領域ｄに属する場合には、Ｓ１０３における判定がＹＥＳとなり、Ｓ１０４において警報装置２６４が作動させられる。例えば、警報ランプが点滅させられるのである。それに対して、領域ｄに属さない場合には、Ｓ１０５において非作動状態とされる。
【００６３】
以上のように、本実施形態においては、ブレーキ操作力が操作力センサ２６０による最大検出操作力ｆmax 以上になっても、供給電流Ｉを継続して制御することができる。そのため、操作力センサ２６０を安価なものとしたり、小形化したりすることができる。また、価格が同じである場合には、検出可能な範囲における検出精度を高くすることができる。さらに、最大検出操作力ｆmax に達したことに起因して制御が中止させられる場合に比較して、ブレーキ液圧源の有効利用を図ることができ、ブレーキ液圧の制御が多くの機会に行われるようにすることができる。ブレーキ液圧を良好に制御し得るのであり、ブレーキ液圧源の信頼性を向上させることができるのである。換言すれば、操作力センサ２６０に異常が生じ、検出不能な状態になっても、供給電流Ｉの制御を継続して行うことが可能となるのであり、この点についても、ブレーキ液圧源の改善を図ることができる。この場合には、ブレーキ操作力が最大検出操作力ｆmax 以下である領域においてもマスタ圧と供給電流（Ｐ−Ｉ）との関係を示すテーブルを準備しておくことが望ましい。
ここで、最大検出操作力ｆmax は、例えば、通常の制動が行われる場合の最大の車両減速度に対応する操作力とすることができるが、本実施形態におけるブレーキ液圧源によれば、それ以下の操作力までしか検出できないものとすることも可能である。
また、ブレーキ操作力とマスタ圧との関係のみならずマスタ圧と供給電流との関係、ブレーキ操作力と供給電流との関係に基づいて、すなわち、減圧制御弁７０が複数の関係（態様）に基づいて制御されるようにされているため、ブースタ２２０の異常の状態、すなわち、ブレーキ液圧源の状態に適した態様で制御できるという利点もある。
【００６４】
以上のように、本実施形態においては、増圧用ポンプ６６，減圧制御弁７０等により第１液圧源が構成され、マスタシリンダ１４およびブースタ２２０等により第２液圧源が構成される。また、ＥＣＵ２５０等により供給エネルギ制御装置が構成される。さらに、ＥＣＵ２５０のＳ７７，８１を記憶する部分，実行する部分等により第１制御部が構成され、Ｓ７８，８２，８５を記憶する部分，実行する部分等により第２制御部が構成され、Ｓ８４を記憶する部分，実行する部分等により第３制御部が構成される。
【００６５】
なお、上記実施形態においては、（▲１▼Ｐ−Ｉ）の関係と（▲２▼Ｐ−Ｉ）の関係とが同じにされていたが、同じにすることは不可欠ではなく、（▲２▼Ｐ−Ｉ）の関係は、（▲２▼ｆ−Ｐ）の関係と連続的に設けることができる。しかし、ブレーキ操作力が最大検出操作力以上である場合にマスタ圧が大きめに制御されることは望ましいことである。また、供給電流Ｉが倍力率が一定となるように制御されること等第１実施形態における場合と同様に制御されるようにすることは不可欠ではなく、別の態様で制御されるようにすることもできる。
さらに、ポンプモータ６８を増圧用ポンプ６６とＡＢＳ用ポンプ１０４とに共有のものとすることは不可欠ではなく、ポンプモータをポンプそれぞれに専用に設けることもできる。
また、電流計２６２も不可欠ではない。実際にコイルに流れる電流を検出しなくても、制御指令値を実際の電流値とすることが可能なのである。
さらに、ブースタ２２０は、倍力率が切り換えられるものとすることは不可欠ではなく、通常のバキュームブースタとすることもできる。また、ブースタ自体を設けることも不可欠ではない。
【００６６】
また、ブレーキ液圧源，ブレーキ装置の構造は、上記実施形態におけるそれに限らず、動力式液圧源を含むブレーキ装置に広く適用することができる。その一例としてのブレーキ装置を図２７に示す。
このブレーキ装置においては、マスタシリンダ３１４は通常のタンデム式のものであり、補助液圧室を備えたものではない。また、第１液圧源としての動力式液圧源３１６は、マスタシリンダ３１４の作動液を汲み上げて加圧するものである。そして、動力式液圧源３１６から出力される加圧された作動液は、マスタシリンダ３１４とブレーキシリンダ９２とを接続する液通路９４の途中に供給される。液通路９４の動力式液圧源３１６の接続部分よりマスタシリンダ側に、減圧制御弁７０が設けられる。減圧制御弁７０により、ブレーキシリンダ９２の液圧とマスタシリンダ３１４の液圧との液圧差が制御されることになり、減圧制御弁７０への供給電流Ｉが大きくされれば、マスタシリンダ３１４の液圧に対するブレーキシリンダ９２の液圧を高くすることができる。また、減圧制御弁７０をバイパスするバイパス通路３２０が設けられ、バイパス通路３２０の途中にマスタシリンダ３１４からブレーキシリンダ９２へ向かう作動液の流れを許容し、逆向きの流れを阻止する逆止弁３２２が設けられている。これにより、減圧制御弁７０が閉状態にある場合に、マスタシリンダ３１４の液圧が高くなった場合には、マスタシリンダ３１４からブレーキシリンダ９２への作動液の流れが許可され、マスタ圧の増加に伴ってブレーキ液圧を増加させることができる。
【００６７】
動力式液圧源３１６は、本実施形態においては、前記減圧制御弁７０と、ポンプ３３０と、ポンプを駆動するポンプモータ３３２とを含む。ポンプ３３０の吸入側には、リザーバ３３４が接続されるとともにマスタシリンダ３１４が液通路３３６を介して接続されている。液通路３３６は、ポンプ３３０とリザーバ３３４との間に接続されているが、その接続部分よりリザーバ側には、逆止弁３３８が設けられている。そのため、マスタシリンダ３１４から供給される作動液がリサーバ３３４に供給されず、直接ポンプ３３０によって汲み上げられることになる。液通路３３６には流入制御弁３４０が設けられている。流入制御弁３４０が閉状態にある場合には、マスタシリンダ３１４の作動液がポンプ３３０によって汲み上げられることはないが、開状態にある場合においてポンプ３３０が作動させられると、作動液が汲み上げられる。
なお、ポンプ３３０の吸入側と吐出側とには、それぞれ逆止弁３４２，３４４が設けられ、作動液の逆流が阻止される。
【００６８】
本実施形態においては、マスタ圧センサ３５０が、液通路９４の減圧制御弁７０の下流側に設けられる。マスタ圧センサ３５０は、減圧制御弁７０が開状態にある場合には、マスタシリンダ３１４の液圧を検出し、減圧制御弁７０へ供給電流が供給され、液圧差が生じることが許容される状態にある場合においては、マスタシリンダ３１４の液圧と動力式液圧源３１６による補助液圧との和の液圧を検出することになる。マスタ圧センサ３５０による検出マスタ圧Ｐは、ブレーキ操作力に対応する液圧を含む高さとなり、操作力センサ２６０の最大検出操作力ｆmax 以上の大きさでブレーキペダル１０が操作された場合においても、マスタ圧Ｐと供給電流Ｉとの関係に基づいて供給電流Ｉが制御されれば、ブレーキ操作力を考慮して制御されることになる。
本実施形態においては、前述の各実施形態における場合と同様に、減圧制御弁７０への供給電流Ｉが制御される。
【００６９】
以上、本発明の実施の形態のいくつかを図面に基づいて詳細に説明したが、これらは例示であり、本発明は、前記〔発明が解決しようとする課題，課題解決手段および効果〕の項に記載された態様を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変形，改良を施した形態で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のブレーキ液圧源を含むブレーキ装置の系統図である。
【図２】上記ブレーキ液圧源に含まれる減圧制御弁を示す概念的に示す図である。
【図３】上記減圧制御弁のソレノイドへの供給電流量Ｉと吸引力ｆ₁ との関係を示すグラフである。
【図４】上記ブレーキ装置に含まれる増圧用ポンプ，ＡＢＳ用ポンプおよびポンプモータを概念的に示す図である。
【図５】上記ブレーキ装置の電気的構成を示すブロック図である。
【図６】上記ブレーキ装置に含まれるＥＣＵにより実行される補助液圧制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図７】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された制御モード決定用テーブルを表す図である。
【図８】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された増圧時供給電流変化量決定用テーブルを表す図である。
【図９】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された減圧時供給電流変化量決定用テーブルを表す図である。
【図１０】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された保持時供給電流変化量決定用テーブルを表す図である。
【図１１】上記ブレーキ装置における実際の制御例を示す図である。
【図１２】上記ブレーキ装置における実際の制御例を示す図である。
【図１３】上記ブレーキ装置において行われる補助液圧制御を概念的に示す図である。
【図１４】本発明の別の一実施形態であるブレーキ液圧源に含まれるブースタの断面図である。
【図１５】上記ブースタの特性を示す図である。
【図１６】上記ブレーキ液圧源を含むブレーキ装置の電気的構成を示すブロック図である。
【図１７】上記ブレーキ装置に含まれるＥＣＵにより実行される供給電流制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図１８】上記ＥＣＵにより実行されるブレーキ液圧源状態検出ルーチンを示すフローチャートである。
【図１９】上記ＥＣＵにより実行される警報装置制御ルーチンを示すフローチャートである。
【図２０】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された制御テーブル（▲１▼ｆ−Ｐ）を表す図である。
【図２１】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された制御テーブル（▲２▼ｆ−Ｐ）を表す図である。
【図２２】上記ＥＣＵによって供給電流Ｉが制御される際に使用される制御テーブル（▲１▼Ｐ−Ｉ）を表す図である。
【図２３】上記ＥＣＵによって供給電流Ｉが制御される際に使用される制御テーブル（▲２▼Ｐ−Ｉ）を表す図である。
【図２４】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された制御テーブル（▲３▼Ｐ−Ｉ）を表す図である。
【図２５】上記ＥＣＵのＲＯＭに格納された制御テーブル（▲３▼ｆ−Ｉ）を表す図である。
【図２６】上記ＥＣＵによる制御の概要を示す図である。
【図２７】本発明のさらに別の一実施形態であるブレーキ液圧源を含むブレーキ装置の回路図である。
【符号の説明】
１０ブレーキペダル
１２，２２０バキュームブースタ
１４マスタシリンダ
２０ハウジング
３２，３４第１，第２加圧ピストン
３６，３８加圧室
５０補助液圧室
６４補助液圧制御装置
６６，３３０増圧用ポンプ
６８，３３２ポンプモータ
７０減圧制御弁
９０ブレーキ
９２ブレーキシリンダ
１０４ＡＢＳ用ポンプ
１１０保持弁
１３０減圧弁
１９０，２５０ＥＣＵ
２０４，３５０マスタ圧センサ
２６０操作力センサ
３１６動力式液圧源[0001]
[Technical field to which the invention belongs]
The present invention relates to a brake fluid pressure source and a brake device.
[0002]
[Prior art]
In JP-A-2-169355, (1) a cylinder housing, and (2) a fluid-tight and slidable fitting to the cylinder housing, which moves forward in response to a driver's brake operation, pressurizes forward. A pressurizing piston for pressurizing the brake fluid in the chamber; and (3) an auxiliary hydraulic pressure control device for electrically controlling the hydraulic pressure (referred to as auxiliary hydraulic pressure) in an auxiliary hydraulic pressure chamber formed behind the pressurizing piston. A brake fluid pressure source is described. In this brake hydraulic pressure source, the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber is increased by electrical control during traction control. If the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber is increased, the pressurizing piston is advanced even if the driver does not perform a brake operation. The hydraulic pressure can be generated in the pressurizing chamber, and the hydraulic pressure of the brake cylinder connected to the pressurizing chamber can be increased. The hydraulic pressure of the wheel cylinder is controlled so that the driving slip state of the wheel is maintained in an appropriate state by control of a hydraulic pressure control valve device different from the brake hydraulic pressure source.
An example of a brake fluid pressure source that does not include an auxiliary fluid pressure chamber is described in JP-A-11-198782. The brake hydraulic pressure source described in this publication includes a motive hydraulic pressure source that pressurizes hydraulic fluid by supplying energy, and a supply energy control device that electrically controls the supply energy to the motive hydraulic pressure source. It is a waste. In this brake fluid pressure source, the output fluid pressure of the brake fluid pressure source is controlled by electrical control of the energy supplied to the motive fluid pressure source.
[0003]
[Problems to be solved by the invention, means for solving problems and effects]
  An object of the present invention is to develop and improve an electrically controllable brake fluid pressure source. For example, in a brake hydraulic pressure source including an auxiliary hydraulic pressure chamber, if an auxiliary hydraulic pressure control device is used, boost control can be performed without providing a booster having a complicated structure. Further, if the auxiliary hydraulic pressure control device and the supply energy control device can be controlled in a plurality of different modes, the control can be performed in a mode suitable for the state of the brake hydraulic pressure source and the like. .
  According to the present invention, a brake fluid pressure source having the following aspect is obtained. As with the claims, each aspect is divided into sections, each section is numbered, and is described in a form that cites the numbers of other sections as necessary. This is for the purpose of illustrating the technical features described in the present specification and combinations thereof, and the technical features described in the present specification and combinations thereof are interpreted as being limited to the following sections. Should not. In addition, when a plurality of items are described in one section, it is not always necessary to employ all items together, and it is also possible to take out only some items and employ them.
(1) a cylinder housing;
  A pressure piston that is fluid-tight and slidably fitted to the cylinder housing, moves forward according to the driver's brake operation, and pressurizes the brake fluid in the front pressure chamber;
  The hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic chamber formed behind the pressurizing piston of the cylinder housing is set so that the boost factor, which is the ratio of the output to the input of the pressurizing piston, becomes a predetermined magnitude. Auxiliary hydraulic pressure control device to control automatically
Including
  The auxiliary hydraulic pressure control device (a) pumps the brake fluid from the reservoir, pressurizes and discharges it, and has a discharge port connected to the auxiliary hydraulic pressure chamber, and (b) the hydraulic pump. An electromagnetic hydraulic pressure control valve provided between the discharge side and the reservoir and capable of controlling the auxiliary hydraulic pressure to a magnitude corresponding to a supply current amount; and (c) the supply current to the electromagnetic hydraulic pressure control valve A brake fluid pressure source including a supply current control device for controlling the auxiliary fluid pressure by controlling an amount thereof.
  A main pressurizing force corresponding to the driver's brake operation force and an auxiliary pressurizing force corresponding to the auxiliary hydraulic pressure are applied to the pressurizing piston. The pressurizing piston is advanced by the resultant force of the main pressurizing force and the auxiliary pressurizing force, and a hydraulic pressure corresponding to the resultant force is generated in the pressurizing chamber. The main pressure is the force applied by the driver's operation of the brake operation member when the brake operation member is directly connected to the pressure piston, and a booster is provided between the brake operation member and the pressure piston. In this case, the booster output is obtained by boosting the operation force of the brake operation member by the driver by the booster.
  When the main pressure is constant, if the auxiliary hydraulic pressure is increased, the auxiliary pressure is increased and the boost factor is increased. If the auxiliary hydraulic pressure is reduced, the auxiliary pressure is reduced and the boost factor is reduced. Thus, the boost factor can be controlled by controlling the auxiliary fluid pressure. In the brake fluid pressure source described in this section, the boost factor is determined in advance by electrical control of the assist fluid pressure. It is made the size. The boosting factor may be constant regardless of the input or output magnitude of the pressurizing piston, or may be changed stepwise or continuously depending on the magnitude of the input or output. . As described above, in the invention according to this item, the boost factor is set to a predetermined magnitude, but in addition to that, depending on the brake operation state, the brake operation state, the traveling state of the vehicle, and the like. This does not exclude changing the boost factor.
  In the conventional brake fluid pressure source, the auxiliary fluid pressure is increased during traction control, but is not controlled during brake operation. In contrast, in the brake fluid pressure source described in this section, the auxiliary fluid pressure is electrically controlled at least during brake operation, and a new application of a brake fluid pressure source having an auxiliary fluid pressure chamber has been developed. It can be said that the development in the direction to do.
  Thus, since the input of the pressurizing piston is boosted and output by electrical control of the auxiliary hydraulic pressure, the auxiliary hydraulic pressure chamber and the auxiliary hydraulic pressure control device are combined and considered as an electrically controlled hydraulic booster. be able to. Further, the cylinder housing and the pressure piston described above can be considered as components of the master cylinder.
  In the brake hydraulic pressure source described in this section, the auxiliary hydraulic pressure is increased by supplying the auxiliary hydraulic pressure chamber with the brake fluid discharged from the hydraulic pump.
  For example, if the power hydraulic pressure source is capable of controlling the amount of brake fluid discharged from the hydraulic pump, the pressure increase gradient of the auxiliary hydraulic pressure can be controlled by controlling the power hydraulic pressure source. it can. If the brake fluid can be supplied to the auxiliary fluid pressure chamber or the brake fluid can be allowed to flow out of the auxiliary fluid pressure chamber, the auxiliary fluid pressure source can be controlled by controlling the power hydraulic pressure source. Can be increased or decreased. If the hydraulic pump is a gear pump, it corresponds to the latter. By reversing the rotation direction of the gear, the brake fluid can be discharged to the auxiliary hydraulic chamber or the brake fluid can flow out from the auxiliary hydraulic chamber. You can do it.
  According to the hydraulic control valve device, the auxiliary hydraulic pressure can be controlled by controlling the supply current to the electromagnetic hydraulic control valve. There may be one or two or more electromagnetic hydraulic control valves included in the hydraulic control valve device.
  If the auxiliary hydraulic pressure can be controlled by controlling the supply current to the electromagnetic hydraulic pressure control valve, the power hydraulic pressure source should be able to supply brake fluid to the auxiliary hydraulic pressure chamber at a constant flow rate. The cost of the power hydraulic pressure source can be reduced. Further, since the auxiliary hydraulic pressure can be increased by the brake fluid discharged from the hydraulic pump, the hydraulic pressure control valve device may include a single pressure reduction control valve capable of reducing the auxiliary hydraulic pressure. Since only one electromagnetic hydraulic control valve is included in the hydraulic control valve device, the cost of the hydraulic control valve device can be reduced.
(2) The auxiliary hydraulic pressure control device includes an auxiliary hydraulic pressure control device corresponding to an output hydraulic pressure that controls an auxiliary hydraulic pressure that is a hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic pressure chamber based on a hydraulic pressure of the pressurizing chamber. Brake fluid pressure source (1)6).
  As will be described later in detail with respect to the embodiments of the invention, in the invention according to item (1), the boosting factor is set to a predetermined magnitude. A certain relationship is established between the pressure (referred to as output hydraulic pressure). For example, when the boosting factor is always a predetermined constant value, a proportional relationship is established between the auxiliary hydraulic pressure and the output hydraulic pressure. Based on this proportional relationship equation and the output hydraulic pressure, If the auxiliary hydraulic pressure is controlled, the boost factor becomes a predetermined constant value.
(3) The auxiliary hydraulic pressure control device increases the auxiliary hydraulic pressure when the auxiliary hydraulic pressure is smaller than the magnitude corresponding to the hydraulic pressure in the pressurizing chamber, and from the magnitude corresponding to the hydraulic pressure in the pressurizing chamber. Brake fluid pressure source as described in paragraph (1) or (2), including an increase / decrease device that reduces the pressure if larger7).
  When the auxiliary hydraulic pressure is large for a certain output hydraulic pressure, the boost factor is larger than when the auxiliary hydraulic pressure is small. Therefore, when the auxiliary hydraulic pressure is smaller than the output hydraulic pressure, the boosting factor can be increased by increasing the auxiliary hydraulic pressure, and can approach a predetermined value. If the auxiliary hydraulic pressure is larger than the output hydraulic pressure, the boosting factor can be reduced by reducing the boosting factor, and eventually the boosting factor can be controlled to a predetermined magnitude.
(4) The auxiliary hydraulic pressure control device further includes a holding device that holds the auxiliary hydraulic pressure when the auxiliary hydraulic pressure is substantially appropriate to the hydraulic pressure of the pressurizing chamber. The brake fluid pressure source according to item).
  If the auxiliary hydraulic pressure is almost appropriate for the output hydraulic pressure, the boost factor is almost a predetermined magnitude. In this case, it is not necessary to increase or decrease the auxiliary fluid pressure, and it is sufficient to keep the fluid pressure.
(5) When the auxiliary hydraulic pressure control device is greater than the first set pressure by the auxiliary hydraulic pressure than the target hydraulic pressure in which the hydraulic pressure in the pressurizing chamber is determined based on the auxiliary hydraulic pressure and the boost factor The brake hydraulic pressure source according to (1) or (2), further including a pressure increasing / depressurizing device that increases the pressure when the pressure is lower than the target hydraulic pressure by a second set pressure or more.
  As described above, when the output hydraulic pressure is larger than the target hydraulic pressure determined based on the relationship between the auxiliary hydraulic pressure and the target boosting factor, the auxiliary hydraulic pressure is too low (the actual boosting factor is too low). State) and the auxiliary hydraulic pressure is too high when it is smaller than the target hydraulic pressure. If the auxiliary hydraulic pressure is increased when the auxiliary hydraulic pressure is too low, and reduced when the auxiliary hydraulic pressure is too high, the actual boosting factor can be brought close to a predetermined target boosting factor.
(6) When the auxiliary hydraulic pressure control device has a hydraulic pressure in the pressurizing chamber within a setting range determined based on the target hydraulic pressure, the first set pressure, and the second set pressure, the auxiliary hydraulic pressure The brake fluid pressure source according to item (5), including a holding device that holds the brake.
  When the output hydraulic pressure is in the vicinity of the target hydraulic pressure, the boost factor is almost a predetermined size, and the auxiliary hydraulic pressure may be maintained.
(7) The auxiliary hydraulic pressure control device includes an output gradient corresponding auxiliary hydraulic pressure control device that controls the auxiliary hydraulic pressure based on a change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber. The brake fluid pressure source according to any one of claims8).
  If the auxiliary hydraulic pressure is constant, the output hydraulic pressure will change according to the change in the driver's brake operating force, and the change gradient of the output hydraulic pressure will increase if the driver's brake operating force changes at a high rate. Become. If the auxiliary hydraulic pressure is controlled based on the change gradient of the output hydraulic pressure, it will be controlled based on the change speed of the brake operation force, and the actual boost factor is good to a value close to the target boost factor. Can be controlled.
  When the characteristics described in this section are applied to the brake hydraulic pressure source described in any one of the paragraphs (3) to (6), the auxiliary hydraulic pressure is increased or decreased as the output hydraulic pressure. This is done based on the change gradient.
(8) The auxiliary hydraulic pressure control device includes an output gradient corresponding gradient auxiliary hydraulic pressure change device that changes the auxiliary hydraulic pressure with a gradient corresponding to a change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber. The brake fluid pressure source according to any one of items 7).
  If the auxiliary hydraulic pressure is changed with a gradient corresponding to the change gradient of the output hydraulic pressure, the auxiliary hydraulic pressure will be changed with a gradient according to the change speed of the brake operation force of the driver, and the boost factor is controlled. Can be performed particularly well.
(9) When the auxiliary hydraulic pressure control device has a change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber within a predetermined setting range, the auxiliary hydraulic pressure change gradient is set to a predetermined setting gradient, In other cases, the brake fluid pressure according to any one of items (1) to (8), including an auxiliary fluid pressure gradient control device having a magnitude corresponding to a change gradient of the fluid pressure in the pressurizing chamber. Source (claims9).
  When the change gradient of the output hydraulic pressure is within a predetermined set range, for example, when it is in a range that is greater than or equal to the positive first set gradient or within a range that is less than or equal to the positive second set gradient. The change gradient of the hydraulic pressure is set to a preset gradient. An example of the latter is the mode of the next item. For example, when the change gradient of the output hydraulic pressure is equal to or higher than the first set gradient, the change gradient of the auxiliary hydraulic pressure is the change of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber. This is a mode in which the size is controlled to be smaller than the size corresponding to the gradient. The predetermined set range may be a range that is equal to or greater than the negative third set gradient, a range that is equal to or less than the negative fourth set gradient, and the like.
  When the feature described in this section is applied to the brake fluid pressure source described in any one of the items (3) to (6), the auxiliary fluid pressure is increased or decreased. The change gradient of the hydraulic pressure is controlled by the auxiliary hydraulic gradient controller.
(10) When the change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber is within a range smaller than the set change gradient, the set gradient is set to a value larger than the gradient according to the change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber. Brake fluid pressure source according to claim (9)10).
  In the range where the output fluid pressure change gradient is smaller than the set change gradient, if the set gradient is larger than the magnitude corresponding to the output fluid pressure change gradient, the auxiliary fluid pressure can be ensured even if the output fluid pressure change gradient is small. The boosting factor can be brought close to a predetermined value.
  When the features described in this section are applied to the brake hydraulic pressure source described in (4) or (6), the auxiliary hydraulic pressure is changed by the set gradient even if the output hydraulic pressure change gradient is small. Therefore, the boosting factor can be quickly brought close to a predetermined value, and the holding control can be promptly shifted from the pressure increase / decrease control. Even when the input to the pressurizing piston is increased very slowly, the control of the auxiliary hydraulic pressure can be quickly converged to the holding control, and the opportunities for pressure increase and pressure reduction control can be reduced.
(11) The auxiliary hydraulic pressure control device includes a power hydraulic pressure source including an electric motor that drives the hydraulic pump. (1) The brake hydraulic pressure source according to any one of (10) to (10)11).
(12) The electromagnetic hydraulic pressure control valve includes a valve seat, a valve element that can approach and separate from the valve seat, and an electromagnetic driving force generator that applies an electromagnetic driving force in accordance with a supply current to the valve element. And the supply current control device sets the supply current to a predetermined positive setting when the change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber is within a predetermined positive set gradient or less. The brake fluid pressure source according to any one of items (1) to (11), including a set gradient supply current changing device that changes with a gradient.
  In the electromagnetic hydraulic control valve, if the amount of change in the supply current to the electromagnetic driving force generator is too small, the auxiliary hydraulic pressure may not change with the change in the supply current. Therefore, normally, when changing the supply current amount at a gradient corresponding to the change gradient of the output hydraulic pressure, if the change gradient of the output hydraulic pressure is within the range of the positive set gradient or less, the change amount of the supply current is The set amount is set in advance. As a result, even when the input to the pressure piston is increased very slowly, the auxiliary hydraulic pressure can be reliably changed. The set gradient supply current changing device changes the supply current with a predetermined negative set gradient when the change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber is in a range equal to or greater than a predetermined negative set gradient. It is good also as what has a function.
  The electromagnetic hydraulic pressure control valve may be a normally open valve or a normally closed valve. For example, as described later in [Embodiment of the invention], the valve seat, the valve element, and the valve element A normally open valve that includes a spring that urges in a direction away from the seat, and an electromagnetic driving force generator that applies an electromagnetic driving force to the valve element in a direction that causes the valve element to approach the valve seat. Can do. If this normally open electromagnetic hydraulic pressure control valve is provided between the auxiliary hydraulic pressure chamber and the reservoir, it can be employed as a pressure reduction control valve.
(13) The brake fluid pressure source includes (a) a brake operation member, and (b) a brake operation force applied to the brake operation member between the brake operation member and the pressurizing piston. A brake fluid pressure source according to any one of items (1) to (12), including a mechanically controlled fluid pressure booster that is boosted by a fluid pressure controlled by a control valve and output to a pressurizing piston. .
  In the brake fluid pressure source described in this section, the output of the mechanically controlled fluid pressure booster becomes the input of the pressurizing piston. This mechanically controlled fluid pressure booster is a name for the electrically controlled hydraulic booster described in any one of the items (1) to (12), and is a normal vacuum booster or a hydraulic booster. Corresponds to this. In the brake fluid pressure source described in this section, a mechanically controlled fluid booster and an electrically controlled fluid pressure booster are arranged in series between the brake operation member and the pressurizing piston. The brake operating force is boosted by both boosters, and the boost factor can be increased compared to the case of only the machine-controlled fluid pressure booster, especially the vacuum booster, or any boost characteristics Can be easily obtained.
(14) The auxiliary hydraulic pressure control device, wherein the auxiliary hydraulic pressure control device starts controlling the auxiliary hydraulic pressure when the hydraulic pressure in the pressurizing chamber becomes equal to or higher than a predetermined control start hydraulic pressure. The brake fluid pressure source according to any one of items (1) to (13).
  When the hydraulic pressure in the pressurizing chamber reaches the control start hydraulic pressure, the control of the auxiliary hydraulic pressure is started. The control start hydraulic pressure is, for example, a size corresponding to the assist limit of the mechanically controlled fluid booster described in (12), or a pressure greater than or less than the hydraulic pressure of the pressurizing chamber corresponding to the booster assist limit. can do. The control start hydraulic pressure can also be set to zero. In the case of 0, when it is detected that the brake operation is performed by the driver, the control of the auxiliary hydraulic pressure is started.
(15) The auxiliary hydraulic pressure control device selects the pressure increasing mode when the auxiliary hydraulic pressure is smaller than the hydraulic pressure in the pressurizing chamber, and the depressurizing mode when the auxiliary hydraulic pressure is larger than the hydraulic pressure in the pressurized chamber. And when the control mode selection unit selects the holding mode when the size is almost appropriate and the control mode selection unit selects either the pressure increase mode or the pressure reduction mode. The brake hydraulic pressure source according to any one of (1) to (14), further including an auxiliary hydraulic pressure control unit that controls the auxiliary hydraulic pressure so as to shift to a holding mode.
(16) The auxiliary hydraulic pressure control device determines in advance the amount of current supplied to the electromagnetic hydraulic pressure control valve by (a) the operating force applied to the brake operating member by the driver and the hydraulic pressure in the pressurizing chamber. A first control unit that controls based on the determined relationship; and (b) a second control that controls based on a predetermined relationship between the fluid pressure in the pressurizing chamber and the amount of current supplied to the electromagnetic fluid pressure control valve. The brake fluid pressure source according to any one of (1) to (15), including a control unit.
(17) The auxiliary hydraulic pressure control device includes: (a) a brake operation force detection device that detects an operation force of the brake operation member; and (b) a setting in which a detection operation force detected by the brake operation force detection device is predetermined. The brake fluid pressure source according to (16), further comprising: a control unit selection unit that selects the first control unit when the operation force is smaller than the selected operation force and selects the second control unit when the operation force is greater than or equal to the set operation force. (Claims2).
(18) The brake fluid pressure source includes a booster that boosts and outputs the operation force of the brake operation member, and when the auxiliary fluid pressure control device detects that the booster is abnormal, (16) or (17) including a third control unit that controls the supply current amount based on a predetermined relationship between the operation force of the brake operation member and the supply current amount to the electromagnetic hydraulic control valve. Brake fluid pressure source according to claim 13).
(19) The auxiliary hydraulic pressure control device includes a booster abnormality detection unit that detects an abnormality of the booster based on the hydraulic pressure of the pressurizing chamber and the amount of current supplied to the electromagnetic hydraulic pressure control valve. Brake fluid pressure source (claim)4).
(20) The auxiliary hydraulic pressure control device includes a target hydraulic pressure determining unit that determines a target hydraulic pressure that is a target value of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber based on an operating force of the brake operating member. The brake hydraulic pressure source according to any one of (16) to (19), wherein the amount of current supplied to the electromagnetic hydraulic pressure control valve is controlled based on the target hydraulic pressure determined by the pressure determining unit. Term1).
(21) When the target hydraulic pressure determining unit detects that the booster is abnormal, the target hydraulic pressure is smaller than the normal value when the target hydraulic pressure for the same operating force of the brake operating member is smaller. The brake fluid pressure source according to item (20), including a target fluid pressure determining unit (claim)5).
(22) The brake fluid pressure source according to any one of items (1) to (21);
  A wheel cylinder connected to the pressure chamber;
  An independent hydraulic pressure control device for increasing / decreasing the hydraulic pressure of the wheel cylinder irrespective of the hydraulic pressure of the pressurizing chamber;
In a brake device including
  The reservoir contains the brake fluid that has flowed out of the wheel cylinder, and the independent hydraulic pressure control device includes an independent hydraulic pressure control pump that pumps the brake fluid from the reservoir, and an independent hydraulic pressure control pump. And an independent hydraulic pressure control motor for driving the auxiliary hydraulic pressure control pump as the hydraulic pressure pump.12).
  If the auxiliary hydraulic pressure control pump and the independent hydraulic pressure control pump are driven by a common motor, the cost can be reduced compared to the case where the motors are provided exclusively for each.
(23) (a) a cylinder housing, and (b) a fluid-tight and slidably fitted to the cylinder housing, moving forward according to the driver's brake operation and pressurizing the brake fluid in the front pressurizing chamber A brake hydraulic pressure source including a pressure piston, and (c) an auxiliary hydraulic pressure control pump connected to an auxiliary hydraulic pressure chamber formed behind the pressure piston;
  A wheel cylinder connected to the pressure chamber;
  An independent hydraulic pressure control device for increasing / decreasing the hydraulic pressure of the wheel cylinder irrespective of the hydraulic pressure of the pressurizing chamber;
In a brake device including
  The independent hydraulic pressure control device includes an independent hydraulic pressure control pump that draws up brake fluid from a reservoir that stores brake fluid that has flowed out of the wheel cylinder, and an independent hydraulic pressure control pump that drives the independent hydraulic pressure control pump. And a motor for controlling the independent hydraulic pressure for driving the auxiliary hydraulic pressure control pump.
  In the brake device described in this section, the independent hydraulic pressure control pump and the auxiliary hydraulic pressure control pump are driven by a common motor. Therefore, the number of motors can be reduced as compared with the case where each is provided exclusively, and the cost can be reduced accordingly. It is possible to reduce the cost of the brake hydraulic pressure source provided with the auxiliary hydraulic pressure chamber. In this direction, the development of the same type of brake hydraulic pressure source as that described in JP-A-2-169355 is achieved. That's it. It is desirable that the motor has a capacity (capacity) capable of simultaneously driving both the independent hydraulic pressure control pump and the auxiliary hydraulic pressure control pump.
  The independent hydraulic pressure control device controls the hydraulic pressure of the wheel cylinder so that the braking slip state of the corresponding wheel becomes an appropriate state, and the driving slip state becomes an appropriate state. It may include at least one of a traction control device and a steering stability control device that controls the steering stability of the vehicle to be in an appropriate state.
  The brake fluid pressure source included in the brake device described in this section may be provided with the technical feature described in any one of the items (1) to (21).
(24) The brake device includes an interference avoidance device that enables control of the auxiliary hydraulic pressure by the auxiliary hydraulic pressure control device and control of the wheel cylinder hydraulic pressure by the independent hydraulic pressure control device without mutual influence ( The brake device according to item 22) or (23).
  In the brake device described in this section, the interference avoidance device can control the hydraulic pressure of the wheel cylinder and the auxiliary hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source in parallel without affecting each other. It is said. For example, if the auxiliary hydraulic pressure control device includes a hydraulic pressure control valve device, the auxiliary hydraulic pressure is controlled by the control of the hydraulic pressure control valve device without affecting the independent control of the wheel cylinder hydraulic pressure. Can do. In addition, during the independent control of the wheel cylinder hydraulic pressure, the auxiliary hydraulic pressure control pump is in an operating state even if it is not necessary to control the auxiliary hydraulic pressure, but the auxiliary hydraulic pressure is controlled by the control of the hydraulic pressure control valve device. An increase in pressure can be avoided. In this way, by providing the auxiliary hydraulic pressure control device with the hydraulic pressure control valve device, two controls can be executed in parallel. In this case, the hydraulic pressure control valve device Can constitute an interference avoidance device. In addition, in the independent hydraulic pressure control device, even if the wheel cylinder hydraulic pressure is not controlled, the independent hydraulic pressure control pump is also in operation if the auxiliary hydraulic pressure is being controlled. If there is no brake fluid in the reservoir that stores the brake fluid discharged from the vehicle, the brake fluid will not be supplied to the wheel cylinder if the independent control pump is idled. In this case, if there is no brake fluid in the reservoir, it can be considered that the independent control pump that idles constitutes the interference avoidance device.
(25) a first hydraulic pressure source that pressurizes the hydraulic fluid by supplying energy;
  A second hydraulic pressure source for generating a hydraulic pressure at a height corresponding to the operating force of the brake operating member;
  A supply energy control device for controlling an output hydraulic pressure including a hydraulic pressure of the first hydraulic pressure source and a hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source by electrically controlling supply energy to the first hydraulic pressure source. When
A brake fluid pressure source including
  The supply energy control device comprises:
  A first controller that controls the supplied energy based on a predetermined relationship between an operating force of a brake operating member and the output hydraulic pressure;
  A second control unit that controls the supply energy based on a predetermined relationship between the output hydraulic pressure and the supply energy to the first hydraulic pressure source;
A brake fluid pressure source comprising:
  The brake fluid pressure source described in this section includes a first control unit that controls supply energy based on a predetermined relationship between the operation force of the brake operation member and the output fluid pressure, and the output fluid pressure and the supply energy. And a second control unit that performs control based on a predetermined relationship. Therefore, for example, if one of the first control unit and the second control unit is alternatively selected based on the state of the brake fluid pressure source or the like, it is suitable for the state of the brake fluid pressure source or the like. It is possible to perform control, and it is possible to improve the brake fluid pressure source that is electrically controlled. Specifically, the second control unit can be selected when the brake operation force detection device that detects the brake operation force becomes undetectable. As a result, the supplied energy can be controlled even if no brake operating force is detected, and the brake fluid pressure source can be controlled continuously and the brake fluid pressure source can be electrically controlled. Reliability can be improved.
  The brake fluid pressure source described in this section may include a third control unit that controls the supply energy based on a predetermined relationship between the brake operation force and the supply energy. Further, the technical feature described in any one of the items (1) to (24) can be employed for the brake fluid pressure source described in this item. In this case, it can be considered that the above-described auxiliary hydraulic pressure control device is configured by the first hydraulic pressure source, the supply energy control device, and the like.
(26) The supply energy control device determines the supply energy by a boost factor (output hydraulic pressure / hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source) which is a ratio of the output hydraulic pressure to the hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source. The brake fluid pressure source according to item (25), which includes a boost control unit that controls to have a predetermined size.
  Since the hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source is a height corresponding to the brake operation force, the hydraulic pressure of the first hydraulic pressure source is the assist pressure (auxiliary for the hydraulic pressure corresponding to the brake operation force of the second hydraulic pressure source). The first hydraulic pressure source, the supply energy control device, and the like can be collectively referred to as an electrically controlled hydraulic booster. If the hydraulic pressure of the first hydraulic pressure source is increased relative to the hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source, the boost factor is increased, and if the hydraulic pressure is decreased, the boost factor is decreased.
(27) a first hydraulic pressure source that pressurizes the hydraulic fluid by supplying energy;
  A second hydraulic pressure source for generating a hydraulic pressure at a height corresponding to the operating force of the brake operating member;
  A supply energy control device for controlling an output hydraulic pressure including a hydraulic pressure of the first hydraulic pressure source and a hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source by electrically controlling supply energy to the first hydraulic pressure source. When
A brake fluid pressure source including
  The supply energy control device comprises:
  A brake operation force detecting device for detecting an operation force of the brake operation member;
  An output hydraulic pressure detection device for detecting the output hydraulic pressure;
  A supply energy acquisition device for acquiring supply energy to the first hydraulic pressure source;
  A first control unit that controls the supplied energy based on a predetermined relationship between two detection values belonging to one of the three sets of two detection values of the three detection values;
  A second control unit that controls the supplied energy based on two detection values belonging to one set different from the one set;
Including brake fluid pressure source.
  In the brake hydraulic pressure source described in this section, even if one of the operating force detection device, the output hydraulic pressure detection device, and the supply energy acquisition device becomes undetectable, the detection value by the other two devices. Based on (acquired value), it is possible to continuously control the supply energy.
  The supply energy acquisition device may be a device that detects the actual energy supplied to the first hydraulic pressure source, but the supply energy can be acquired according to a control command value or the like by a computer, In this case, the computer itself corresponds to the supply energy acquisition device.
  The feature described in any one of the items (1) to (26) can be adopted for the brake fluid pressure source described in this item.
(28) The supply energy control device comprises:
  A brake operation force detecting device for detecting an operation force of the brake operation member;
  A control unit that selects the first control unit when the detected operation force by the brake operation force detecting device is smaller than a predetermined set operation force, and selects the second control unit when the detected operation force is greater than or equal to the set operation force. Select part and
The brake fluid pressure source according to any one of items (25) to (27).
  The set operating force described above can be, for example, a maximum value that can be accurately detected by the brake operating force detection device, or a maximum value that can be detected. Further, since the second control unit is selected when the brake operation force reaches the set operation force, the brake operation force may not be detected or may not be detected accurately. Even if the brake operation force becomes equal to or greater than the set operation force, the supply energy is continuously controlled.
  As a result, the brake operation force detection device can have a small maximum detection operation force, or the range that can be accurately detected can be narrowed. And can be. Further, when the costs are the same, the detection accuracy in the detectable region can be improved, and the control accuracy by the first control unit can be improved.
(29) The second hydraulic pressure source includes a booster that boosts and outputs the operation force of the brake operation member,
  When the supply energy control device detects that the booster is abnormal, the supply energy control device is based on a predetermined relationship between the operation force of the brake operation member and the supply energy to the first hydraulic pressure source. The brake fluid pressure source according to any one of items (25) to (28), including a third control unit that controls energy.
  The booster abnormality is an abnormality in which the booster output decreases, and corresponds to a state where boosting is impossible, a state where boosting is insufficient, and the like.
  When the booster is abnormal, the booster is controlled based on the relationship between the brake operation force and the supplied energy. That is, it is the relationship between the brake operation force and the hydraulic pressure of the first hydraulic pressure source, and the relationship between the brake operation force and the assist pressure.
  When the control is performed based on the relationship between the output hydraulic pressure and the brake operation force, the output hydraulic pressure may be controlled to a value smaller than the normal value when the booster is abnormal. Many. In this case, when the booster is normal but erroneously detected as abnormal, the output hydraulic pressure is lowered. On the other hand, based on the relationship between the brake operation force and the assist pressure, if the booster is normal, the output hydraulic pressure will increase accordingly. Lowering can be avoided.
  The booster can be, for example, the mechanically controlled fluid pressure booster described in the above item (14).
(30) a first hydraulic pressure source that pressurizes the hydraulic fluid by supplying energy;
  (a) a master cylinder including a pressurizing piston and generating a hydraulic pressure with a height corresponding to the input to the pressurizing piston; and (b) boosting the brake operating force and outputting it to the pressurizing piston. A second hydraulic pressure source including a booster;
  A supply energy control device for controlling an output hydraulic pressure including a hydraulic pressure of the first hydraulic pressure source and a hydraulic pressure of the second hydraulic pressure source by electrically controlling supply energy to the first hydraulic pressure source. When
A brake fluid pressure source including
  When the supply energy control device detects that the booster is abnormal, the supply energy control device is configured to supply the supply based on a predetermined relationship between the operation force of the brake operation member and the supply energy to the first hydraulic pressure source. A brake fluid pressure source including a third control unit for controlling energy.
  The technical feature described in any one of the items (1) to (29) can be adopted for the brake fluid pressure source described in this item.
(31) The supply energy control device includes a booster abnormality detection unit that detects an abnormality of the booster based on the output hydraulic pressure and the supply energy to the first hydraulic pressure source (29) or (30) The brake fluid pressure source described in the item.
  For example, between the output hydraulic pressure P, the hydraulic pressure P1 of the first hydraulic pressure source, and the hydraulic pressure P2 of the second hydraulic pressure source, when the pressure receiving area or the like is not taken into account, the equation (P = P1 + P2) is used. The represented relationship is established. In this case, the hydraulic pressure P1 of the first hydraulic pressure source can be detected based on the supplied energy E {P1 = g (E): g is a function}. Further, the hydraulic pressure P2 of the second hydraulic pressure source is smaller when the booster is abnormal than when it is normal. Therefore, the hydraulic pressure P2 (P2 = P-g (E)) of the second hydraulic pressure source can be detected from the output hydraulic pressure P and the supply energy E, and based on the hydraulic pressure P2 of the second hydraulic pressure source. It is possible to detect whether or not the booster is abnormal. Further, based on the hydraulic pressure P2 of the second hydraulic pressure source, the brake operation force, etc., it is possible to detect the degree of abnormality of the booster (for example, the state where the boost is insufficient or the state where the boost is impossible).
  The technical features described in this section can be adopted independently of the items (1) to (28). That is, it can be widely applied to a brake fluid pressure source including an electric control fluid pressure booster.
(32) The supply energy control device includes a target hydraulic pressure determining unit that determines a target hydraulic pressure that is a target value of an output hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source based on an operating force of the brake operating member,
  The brake fluid pressure source according to any one of items (25) to (31), wherein the supply energy is controlled based on the target fluid pressure determined by the target fluid pressure determining unit.
  In the brake fluid pressure source described in this section, for example, the output fluid pressure of the brake fluid pressure source is controlled to approach the target fluid pressure corresponding to the operation force of the brake operation member.
(33) When the target hydraulic pressure determining unit detects that the booster is abnormal, the target hydraulic pressure is determined to be a smaller value for the same operating force of the brake operating member than when the booster is normal. The brake fluid pressure source according to item (32), including a target fluid pressure determining unit.
  If the value of the target hydraulic pressure is reduced when the booster is abnormal, the hydraulic pressure (auxiliary hydraulic pressure) of the first hydraulic pressure source is reduced compared to the case where the target hydraulic pressure is set to the same value as when normal. be able to. Further, it is possible to inform the driver that the booster is abnormal by lowering the output hydraulic pressure.
(34) In the item (33), the abnormal target hydraulic pressure determining unit determines that the target hydraulic pressure is larger when the booster is in a state where the booster is insufficient than when the booster is in the state where the boosting is impossible. The brake fluid pressure source described.
  Since the value of the target hydraulic pressure is determined based on the abnormal state of the booster, fine control is possible. It is also possible to inform the driver of the degree of abnormality.
(35) Items (29) to (34), wherein the supply energy control device starts supplying supply energy to the first hydraulic pressure source at an earlier time when the booster is abnormal than when it is normal. The brake fluid pressure source according to any one of items 1).
  For example, when the supply of energy to the first hydraulic pressure source is started when the output hydraulic pressure reaches a predetermined starting hydraulic pressure, the starting hydraulic pressure is abnormal for the booster. In some cases it is made smaller than normal. Since the assist pressure is applied when the brake operation force is small and the output hydraulic pressure is small, the output decrease of the brake hydraulic pressure source due to the output decrease of the booster can be satisfactorily suppressed.
  Further, when the booster is in a state where the boost is insufficient, the starting hydraulic pressure can be made larger than when the booster is in a state where the boost is impossible. In this way, when the booster is abnormal, the starter liquid determined depending on whether the booster is incapable of being boosted or incapable of being boosted. The operation frequency of the first hydraulic pressure source can be reduced compared to the case where the control is started from the pressure, and the reliability such as the life of the brake hydraulic pressure source being increased can be improved.
  Further, if the starting hydraulic pressure when the booster is insufficient is set to be greater than the failure determination hydraulic pressure at which it can be determined whether the booster is incapable of boosting, supply energy is supplied. Previously, it can be reliably detected whether the booster is in a state incapable of boosting.
(36) The first hydraulic pressure source includes a hydraulic pump, an electric motor that drives the hydraulic pump, and an electromagnetic hydraulic pressure control valve that can control a discharge pressure of the hydraulic pump,
  The supply energy control device includes a preparation control unit that activates the hydraulic pump and maintains the electromagnetic hydraulic control valve in an uncontrolled state when the booster is detected to be abnormal (paragraph 29). Thru | or the brake fluid pressure source given in any one of paragraphs (35).
  If the hydraulic pump is activated by driving the electric motor, the control delay of the output hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure source can be reduced.
(37) The brake fluid pressure source according to any one of items (29) to (36), wherein the brake fluid pressure source includes an alarm device that informs the driver of abnormality of the booster.
  According to the alarm device, the driver can be notified that the booster is abnormal. When the output hydraulic pressure is controlled by controlling the energy supplied to the first hydraulic pressure source as in the brake hydraulic pressure source described in this section, the driver may not notice the abnormality of the booster. However, it is desirable for the driver to know that the booster is abnormal.
(38) a cylinder housing;
  A pressure piston that is fluid-tight and slidably fitted to the cylinder housing, moves forward according to the driver's brake operation, and pressurizes the brake fluid in the front pressure chamber;
  The hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic chamber formed behind the pressurizing piston is adjusted so that the boost factor, which is the ratio of the output of the pressurizing piston to the driver's brake operating force, has a predetermined magnitude. Auxiliary hydraulic pressure control device to control automatically
Including brake fluid pressure source.
  It is not essential that a force corresponding to the brake operation force is actually input to the pressure piston. If the brake operation force by the driver is detected and the auxiliary hydraulic pressure is controlled based on the detection result, the same hydraulic pressure as when the brake operation force is boosted at a predetermined boost factor is applied. It can be generated in the pressure chamber.
(39) a cylinder housing;
  A pressure piston that is fluid-tight and slidably fitted to the cylinder housing, moves forward according to the driver's brake operation, and pressurizes the brake fluid in the front pressure chamber;
  An auxiliary hydraulic pressure control device for electrically controlling the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber formed behind the pressurizing piston in accordance with the brake operation amount of the driver;
Including brake fluid pressure source.
  The auxiliary hydraulic pressure is controlled when the brake is operated, and is controlled according to the amount of brake operation. The brake operation amount includes a brake operation stroke and a brake operation force.
(40) A brake fluid pressure source according to any one of items (1) to (21), (25) to (39);
  The brake connected to the brake fluid pressure source
Including brake device.
  In the brake device described in this section, in the control of the brake fluid pressure source, the brake fluid pressure, the vehicle deceleration, or the like can be employed instead of the output fluid pressure. Further, in addition to the output hydraulic pressure, the brake operation force, and the supply energy, it is possible to control in consideration of the brake hydraulic pressure and the vehicle deceleration.
[0004]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a brake device including a brake fluid pressure source as one embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
As shown in FIG. 1, the brake device is mounted on a four-wheeled vehicle including left and right front wheels FL and FR and left and right rear wheels RL and RR. This brake device includes a brake pedal 10 as a brake operation member, and the brake pedal 10 is a tandem type via a vacuum booster 12 (which is an embodiment of a mechanically controlled booster, hereinafter simply referred to as “booster”). The master cylinder 14 is connected.
[0005]
As is well known, the booster 12 is braked by an operating force of a power piston that is operated based on a differential pressure between a negative pressure chamber and a variable pressure chamber that is selectively communicated with the negative pressure chamber and the atmosphere. The brake operating force, which is the pedal effort of the pedal 10, is boosted and transmitted to the master cylinder 14.
[0006]
The master cylinder 14 includes a bottomed cylindrical housing 20. The housing 20 is formed with first to third cylindrical holes 22, 24, 26 so that the diameter gradually decreases from the opening side of the housing 20 toward the bottom side.
A sleeve 30 is fitted into the second cylindrical hole 24 in a substantially liquid-tight manner. Of the both ends of the sleeve 30, the end close to the bottom of the housing 20 is brought into contact with the stepped surface between the second cylindrical hole 24 and the third cylindrical hole 26. Further, the sleeve 30 is prevented from moving from a position in contact with the stepped surface by a fixing member (not shown) such as a snap ring. A first pressurizing piston 32 and a second pressurizing piston 34 are fitted in series with each other in a cylindrical hole 31 that is an inner peripheral surface of the sleeve 30. Both of these two pressure pistons 32 and 34 have a bottomed cylindrical shape, and are fitted into the cylindrical hole 31 so as to be substantially liquid-tight and slidable. By this fitting, pressure chambers 36 and 38 are formed in front of the pressure pistons 32 and 34, respectively. The pressurizing pistons 32 and 34 are disposed in the housing 20 in such a manner that the inner surfaces of the bottoms of the pressurizing pistons 32 and 34 face the corresponding pressurizing chambers 36 and 38. The pressurizing pistons 32 and 34 are urged toward the illustrated retracted end positions by springs 40 and 42 as elastic members disposed in the corresponding pressurizing chambers 36 and 38. The initial length (extendable length) and the initial load of the spring 40 corresponding to the first pressurizing piston 32 are defined by the retreat regulating member, and this is the retreat end of the first pressurizing piston 32. The retreat end position of the second pressurizing piston 34 is defined in cooperation with the position being defined by a closing member 44 described later.
[0007]
A closing member 44 is attached to the first cylindrical hole 22 in a state in which the opening of the housing 20 is substantially liquid-tightly closed. The closing member 44 is in contact with a stepped surface between the first cylindrical surface 22 and the second cylindrical surface 24, so that a limit for approaching the bottom of the housing 20 is defined. Removal from the housing 20 is prevented by the fixing member. The closing member 44 defines a retreat limit of the first pressurizing piston 32 when the first pressurizing piston 32 is brought into contact therewith. An auxiliary piston 46 extends rearward from the rear end face of the first pressurizing piston 32 and penetrates the closing member 44 so as to be substantially liquid-tight and slidable and faces the booster 12. The master cylinder 14 is actuated by receiving the operating force of the power piston of the booster 12 in the auxiliary piston 46, and based on the operating force, the two pressurizing chambers 36 and 38 have the same height. The hydraulic pressure is generated.
[0008]
By fitting the closing member 44 into the housing 20, an auxiliary hydraulic chamber 50 is formed between the closing member 44 and the first pressurizing piston 32. When a pressure is generated in the auxiliary hydraulic chamber 50, the first pressurizing piston 32 is pressurized in a forward direction, whereby a pressure is generated in the pressurizing chamber 36. When pressure is generated in the pressurizing chamber 36, the second pressurizing piston 34 is pressurized in a forward direction, whereby pressure is also generated in the pressurizing chamber 38.
[0009]
The housing 20 is formed with two reservoir ports 52, one auxiliary hydraulic pressure control port 54, and two brake cylinder ports 56.
The two reservoir ports 52 allow the two pressurizing chambers 36 and 38 to communicate with a reservoir 58 that stores the working fluid at atmospheric pressure. The two reservoir ports 52 are provided corresponding to the two pressure pistons 32 and 34, respectively. Each reservoir port 52 includes a communication passage 62 that penetrates the sleeve 30 in the radial direction, The pressurizing pistons 32 and 34 at the retracted end positions shown in the figure are connected to the pressurizing chambers 36 and 38 through the communication passages 63 that penetrate the cylindrical portions in the radial direction. When each pressurizing piston 32, 34 is slightly advanced from its retracted end position, each communication passage 63 is separated from each reservoir port 52 by a portion of the inner peripheral surface of the sleeve 30 where the communication passage 62 is not formed. The pressurizing chambers 36 and 38 can be pressurized by the advancement of the pressurizing pistons 32 and 34.
[0010]
One auxiliary hydraulic pressure control port 54 is formed in the housing 20 at a position that always communicates with the auxiliary hydraulic pressure chamber 50, and communicates the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 with the auxiliary hydraulic pressure control device 64. The auxiliary hydraulic pressure control device 64 is configured to include a pressure increasing pump 66, a pump motor 68 that drives the pressure increasing pump 66, and a pressure reducing control valve 70. The suction side of the pressure increasing pump 66 is connected to the reservoir 58 via the reservoir passage 72, and the discharge side is connected to the auxiliary fluid pressure control port 54 via the pump passage 74. Is pumped from the reservoir 58 and pumped to the auxiliary hydraulic chamber 50. In the present embodiment, the pump motor 68 is shared with an antilock control pump motor 68 described later.
[0011]
As shown in FIG. 2, the pressure reducing control valve 70 electromagnetically controls the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber 50. The pressure reducing control valve 70 includes a housing (not shown), a valve element 80, a valve seat 82 on which the valve element 80 is to be seated, a coil 84 that generates a magnetic force corresponding to a supply current to the valve element 80, and a valve element 80. And a spring 86 that is biased in a direction away from 82.
[0012]
In the decompression control valve 70, when the coil 84 is not excited (OFF state), the valve element 80 is separated from the valve seat 82 by the elastic force of the spring 86, and the auxiliary hydraulic chamber 50 and the reservoir 58 are separated. Bidirectional brake fluid flow at is allowed. As a result, even if the brake operation is performed and the first pressurizing piston 32 is operated and the volume of the auxiliary hydraulic chamber 50 is changed accordingly, the inflow of the brake fluid into the auxiliary hydraulic chamber 50 is allowed. The auxiliary hydraulic pressure chamber 50 is prevented from becoming a negative pressure.
[0013]
When the coil 84 is excited (ON state), the armature 88 is attracted by the magnetic force of the coil 84. At this time, the valve element 80 has an attractive force F based on the magnetic force of the coil 84.₁ And the hydraulic pressure F based on the hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic chamber 50₂ And elastic force F of spring 86_Three And the sum of and act in opposite directions. Fluid pressure F₂ Is represented by the product of the hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 and the effective pressure receiving area where the valve element 80 receives the hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic pressure chamber 50.
In the pressure reducing control valve 70, as shown in the graph of FIG.₁ Is designed to change linearly in accordance with the magnitude of the exciting current I of the coil 84.
[0014]
The action state (ON state) in which the coil 84 is excited,
F₂ ≦ F₁ -F_Three
In the region where the relationship expressed by is established, the valve element 80 is seated on the valve seat 82 and the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 is increased. In contrast, the expression
F₂ > F₁ -F_Three
Is established, the valve element 80 is separated from the valve seat 82, and the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 is reduced. Moreover, the flow path area of the opening between the valve element 80 and the valve seat 82 can be controlled by controlling the amount of supplied current, and the pressure increasing gradient and the pressure reducing gradient can be controlled.
[0015]
As shown in FIG. 1, the two brake cylinder ports 56 are formed in the housing 20 at positions that are always in communication with the two pressurizing chambers 36 and 38, respectively. 36 and 38 are connected to two independent brake systems. The brake device is a two-system front and rear system, and one brake system has two brake cylinders 92 that operate two brakes 90 that respectively suppress the rotation of the left and right front wheels FL and FR. This brake system has two brake cylinders 92 that actuate two brakes 90 that suppress the rotation of the left and right rear wheels RL and RR, respectively. Hereinafter, these brake systems will be described. Since these brake pressure systems have the same configuration, only the brake pressure system related to the left front wheel FL and the right front wheel FR will be described as a representative, and other brake pressure systems will be described. Will not be described.
[0016]
The pressurizing chamber 36 of the master cylinder 14 is connected to the brake cylinder 92 of the left front wheel FL and the brake cylinder 92 of the right front wheel FR by a main passage 94. The main passage 94 is bifurcated after extending from the pressurizing chamber 36, and is constituted by connecting one basic passage 96 and two branch passages 98, 98 to each other. A brake cylinder 92 is connected to the tip of each branch passage 98. One end of the pump passage 102 is connected to a portion of the main passage 94 between the master cylinder 14 and the brake cylinder 92. An ABS pump 104 is provided in the middle of the pump passage 102. The two ABS pumps 104 and 104 in the two brake pressure systems are driven together by the pump motor 68 common to them.
[0017]
In the middle of each branch passage 98, a holding valve 110 that is a normally open electromagnetic on-off valve is provided on the brake cylinder 92 side from the connection point with the pump passage 102. The holding valve 110 is closed when its coil 112 (see FIG. 5) is excited, and in this state, the flow of the brake fluid from the ABS pump 104 to the brake cylinder 92 is blocked, thereby the brake cylinder fluid. A state in which pressure is maintained is realized. A bypass passage 114 is provided corresponding to each holding valve 110, and a check valve 116 for returning brake fluid from the brake cylinder 92 is provided in each bypass passage 114.
[0018]
A reservoir passage 118 extends from the portion of each branch passage 98 between the holding valve 110 and the brake cylinder 92 to the reservoir 120. In the middle of each reservoir passage 118, a pressure reducing valve 130, which is a normally closed electromagnetic on-off valve, is provided. The pressure reducing valve 130 is opened when its coil 132 (see FIG. 5) is excited. In this state, the brake fluid flow from the brake cylinder 92 toward the reservoir 120 is allowed, so that the brake cylinder hydraulic pressure is reduced. A state where pressure is reduced is realized.
The reservoir 120 is configured by fitting a reservoir piston 134 to a housing so as to be substantially fluid-tight and slidable, and brake fluid is applied to a reservoir chamber 136 formed in front of the reservoir piston 134 by the fitting. It is accommodated under pressure by a spring 138 as a biasing means.
[0019]
The pump passage 102 is divided into an intake passage 140 and a discharge passage 142 by the ABS pump 104, and a suction valve 144 and a discharge valve 146, which are check valves, are provided in the passages 140 and 142, respectively. Yes. The pump passage 102 is further provided with a damper chamber 148 and an orifice 150 as a throttle on the discharge side of the ABS pump 104 in series with each other, thereby reducing the pulsation of the ABS pump 104.
[0020]
As described above, the two ABS pumps 104 are driven by the pump motor 68, but the pump motor 68 also drives the pressure-increasing pump 66. The pump motor 68 is shared by the two ABS pumps 104 and the pressure increasing pump 66. In the present embodiment, the ABS pump 104 is a plunger pump, and the pressure increasing pump 66 is a gear pump.
In FIG. 4, a suction passage 140 and a discharge passage 142 are connected to a cylinder 160 of the ABS pump 104 through a discharge valve 144 and a suction valve 146 (not shown). A reservoir passage 72 and a pump passage 74 are connected to the suction port and the discharge port of the pressure increasing pump 66, respectively.
The piston 164 of the two ABS pumps 104 is engaged with the output shaft 162 of the pump motor 68 via eccentric cams, and the rotation shaft of the gear 166 of the gear pump 66 is engaged with the shaft 166 so as not to be relatively rotatable. Yes. As the output shaft 162 rotates, the piston 164 is reciprocated in the cylinder 160, and the gears 166 and 168 are rotated. As the piston 164 reciprocates, the volume of the volume chamber 170 of the cylinder 160 is changed in the ABS pump 104. However, the piston 164 is urged toward the eccentric cam by the spring and is forcibly moved by the eccentric cam in the direction in which the volume of the cylinder 160 is reduced, but is not in the direction in which the volume of the cylinder 160 is increased. It is only moved by the urging force. With the rotation of the gears 166 and 168, in the pressure increasing pump 66, the brake fluid pressure is increased and discharged from the discharge port.
[0021]
As described above, the two ABS pumps 104 and the pressure-increasing pump 66 are activated by the drive of the pump motor 68. Even when the ABS pump 104 is activated, the brake fluid is discharged from the suction passage 140. When the brake fluid is not supplied, that is, when the brake fluid is not stored in the reservoir 120, the piston 164 remains stopped at the top dead center at which the volume of the cylinder 160 is minimized, and the brake fluid is discharged from the ABS pump 104. The brake cylinder 92 is not supplied. Further, since the pressure reducing control valve 70 is a normally open valve, the brake fluid discharged from the pressure increasing pump 66 is returned to the suction side and supplied to the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 while no current is supplied to the coil 84. There is nothing.
[0022]
As shown in FIG. 5, the brake device includes an electronic control unit (hereinafter abbreviated as “ECU”) 190. The portion of the ECU 190 that controls the auxiliary hydraulic pressure is a component of the auxiliary hydraulic pressure control device 64. The ECU 190 is mainly configured by a computer including a CPU 192, a ROM 193, a RAM 194, an input unit 195, an output unit 196, and the like. The input unit 195 of the ECU 190 includes a master pressure sensor 204, a plurality of wheel speed sensors 208, and the like. It is connected. The master pressure sensor 204 is provided in the middle of the fluid passage 96 and outputs a fluid pressure signal corresponding to the fluid pressure in the pressurizing chamber of the master cylinder 14. The wheel speed sensor 208 is provided for each wheel and outputs a wheel speed signal that defines the wheel speed of each wheel.
[0023]
On the other hand, a pump motor 68 that drives the pressure-increasing pump 66 and the ABS pump 104 is connected to the output unit 196 of the ECU 190 via a drive circuit (not shown), and the coil 84 of the pressure-reducing control valve 70 and the coil of the holding valve 110 are connected. 112 and the coil 132 of the pressure reducing valve 130 are connected via a drive circuit (not shown). In the present embodiment, the pump motor 68 is maintained in the ON state while the brake pedal 10 is being operated.
The ROM 193 stores an auxiliary hydraulic pressure control program represented by the flowchart of FIG. 6, a control mode determination table represented by the map of FIG. 7, and a supply current change amount determination represented by the maps of FIGS. Although illustration of tables and flowcharts is omitted, various programs such as an antilock control program, tables, and the like are stored.
[0024]
Hereinafter, control of the auxiliary hydraulic pressure that is the hydraulic pressure of the auxiliary hydraulic chamber 50 will be described. The control of the auxiliary hydraulic pressure is performed when the master pressure is equal to or higher than the control start hydraulic pressure Pm0. The control is executed so that a boosting factor (hereinafter referred to as a servo ratio Rsp), which is a ratio of output to input applied to the pressurizing piston 32, becomes a predetermined constant value γ (target boosting factor). .
The output of the pressurizing piston 32 is a master output corresponding to the hydraulic pressure of the pressurizing chambers 36 and 38, and the input is the output of the booster 12 applied to the pressurizing piston 32 via the auxiliary piston 46. An auxiliary pressure corresponding to the auxiliary hydraulic pressure is applied to the auxiliary piston 46, and this auxiliary pressure is also applied to the pressurizing piston 32 via the auxiliary piston 46. The pressurizing piston 32 is advanced by the resultant force of the output of the booster 12 and the auxiliary pressure force, and a hydraulic pressure corresponding to the resultant force is generated in the pressurizing chambers 36 and 38. The servo ratio Rsp, which is the ratio of the master output to the booster 12 output, is controlled by controlling the auxiliary pressure.
[0025]
In FIG. 13, a solid line M indicates a master output, a solid line B indicates a booster output, and a region H indicates an auxiliary pressure. Therefore, the servo ratio Rsp is
Rsp = (Pm-Pbo) / (Pbo-Pm0) (1)
Can be expressed as Pm0 is a control start master pressure, and Pbo is a booster output pressure.
On the other hand, between the master cylinder pressure Pm, the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic chamber 50 (auxiliary hydraulic pressure) Ppa, and the booster output pressure Pbo
Pm × Am = Pbo × Am + Ppa × Ama (2)
The relationship expressed by This is because the master output (Pm × Am) is the sum of the booster output (Pbo × Am) and the auxiliary pressure (Ppa × Ama) corresponding to the hydraulic pressure Ppa of the auxiliary hydraulic pressure chamber 50. Here, Am and Ama are the cross-sectional area of the pressurizing chamber 36 of the master cylinder 14 and the cross-sectional area of the auxiliary hydraulic pressure chamber 50, respectively.
[0026]
Also, from equation (2), booster output pressure Pbo is
Pbo = Pm−Ppa × Ama / Am (3)
The auxiliary hydraulic pressure Ppa is determined on the basis of the supply current I to the coil 84 of the pressure reducing control valve 70.
Ppa = f (I) (4)
Can be expressed as
Therefore, substituting Eqs. (3) and (4) into Eq. (1) above gives
Rsp = (f (I) * Ama / Am) / (Pm-f (I) * Ama / Am-Pm0) (5)
Is obtained. If this equation (5) is transformed into an equation for the master cylinder hydraulic pressure Pm,
Pm = {(1 / Rsp) +1} .f (I) .Ama / Am + Pm0 (6)
Is obtained. Since the servo ratio Rsp is controlled to be constant in the present embodiment, the [{(1 / Rsp) +1} · Ama / Am] portion of the equation (6) is a coefficient, and the master pressure Pm and The relationship with the supply current I is represented by a solid line in FIG.
In other words, the solid line in FIG. 7 shows the relationship between the supply current I and the master pressure Pm when the servo ratio Rsp is controlled to be a predetermined constant value γ when the master pressure is equal to or greater than the control start master pressure Pm0. If the actual master pressure is a magnitude according to this solid line, the servo ratio Rsp can be considered to be at a constant magnitude γ. In this sense, it is represented by a solid line. The master pressure to be applied can be referred to as a target master pressure.
[0027]
In the present embodiment, the auxiliary hydraulic pressure is controlled according to the table represented by the maps of FIGS.
According to the control mode determination table represented by the map shown in FIG. 7, one of the pressure increasing mode, the pressure reducing mode, and the holding mode is selected. When the actual master pressure (hereinafter abbreviated as the actual master pressure) detected by the master pressure sensor 204 with respect to the supply current I belongs to the pressure increasing region, the pressure increasing mode is selected, and when it belongs to the holding region, If the holding mode is selected and belongs to the reduced pressure region, the reduced pressure mode is selected. Then, the supply current amount when each control mode is selected is determined based on the change amount ΔI determined according to the supply current change amount determination table represented by the maps shown in FIGS.
[0028]
The pressure increasing region is a region (Pm> Pm ′ + R1) which is larger than the target master pressure Pm ′ represented by the solid line in FIG. When belonging to the pressure increasing region, the actual master pressure is larger than the supply current I (auxiliary hydraulic pressure), and the servo ratio Rsp is insufficient. Therefore, by increasing the supply current, the auxiliary hydraulic pressure is increased and the servo ratio Rsp is increased to approach the constant value γ.
For example, when the auxiliary hydraulic pressure is constant (the supply current I is constant), the actual master pressure increases if the driver depresses the brake pedal 10, but the servo ratio Rsp in this case is smaller than the constant value γ. Become. By increasing the auxiliary hydraulic pressure (increasing the supply current I), the servo ratio Rsp is brought close to the constant value γ.
[0029]
The magnitude of the supply current amount I when the pressure increasing mode is selected is determined based on the supply current change amount determination table represented by the map of FIG. The supply current amount (I + ΔI) is determined by adding the current change amount ΔI determined according to the supply current change amount determination table to the current supply current amount I.
In the pressure increasing mode, as shown in FIG. 8, when the change gradient ΔPm of the actual master pressure is larger than the first set pressure increasing gradient (ΔPm> Su1), the current change amount ΔI is set to the upper limit value ΔIu1. This is to avoid a sudden increase in the amount of supplied current.
Further, when the change gradient ΔPm of the actual master pressure is equal to or lower than the first set pressure increase gradient and equal to or greater than the second set pressure increase gradient (Su2 ≦ ΔPm ≦ Su1), the increase gradient ΔPm increases. As described above, the actual master pressure is increased with an increase in the operation force of the driver's brake pedal 10 when the auxiliary hydraulic pressure is constant, and the actual master pressure is increased when the increase speed of the brake operation force is large. The gradient also increases. If the amount of change in the supply current is set to a magnitude corresponding to the increase gradient of the actual master pressure, it is set to a magnitude corresponding to the increase speed of the brake operation force of the driver. Therefore, the servo ratio Rsp can be brought close to the constant value γ at a speed corresponding to the increasing speed of the brake operation force. The servo ratio Rsp can be controlled satisfactorily.
[0030]
When the change gradient ΔPm of the actual master pressure is within the range determined by the second set pressure increase gradient and the third set pressure increase gradient (Su3 <ΔPm <Su2), the current change amount ΔI is set to the set increase amount ΔIu0. The The auxiliary hydraulic pressure is increased with a set gradient corresponding to the increase amount ΔIu0 of the supply current. The set increase amount ΔIu0 is larger than the current increase amount ΔI when the current change amount ΔI is determined according to the change gradient ΔPm of the actual master pressure (shown by a broken line in the figure). As a result, even if the absolute value of the change gradient ΔPm of the actual master pressure is small, the auxiliary hydraulic pressure can be reliably increased, and the servo ratio Rsp can be brought close to the constant value γ.
If the amount of change ΔI of the supply current to the coil 84 of the pressure reducing control valve 70 is small, the auxiliary hydraulic pressure may not change accordingly. On the other hand, if the change amount is set to the set increase amount ΔIu0, the auxiliary hydraulic pressure can be reliably increased with the change in the supply current amount. This control makes it possible to quickly bring the servo ratio Rsp close to the constant value γ even when the operating force of the brake pedal 10 is increased moderately, and to quickly shift from the pressure increasing mode to the holding mode. It becomes possible to make it.
[0031]
When the change gradient ΔPm of the actual master pressure is negative and equal to or less than the third set pressure increase gradient (Su3 ≧ ΔPm), the current change amount ΔI is set to zero. Even when the pressure increase mode is selected with the actual master pressure being greater than the target master pressure, if the actual master pressure tends to decrease, the servo ratio Rsp is not increased even if the supply current is not increased. It approaches a constant value γ.
[0032]
The reduced pressure region is a region (Pm <Pm'-R2) that is smaller than the second set pressure R2 by the target master pressure Pm 'represented by the solid line in FIG. When the actual master pressure belongs to the reduced pressure region, the servo ratio Rsp is excessive. By reducing the supply current amount I, the auxiliary hydraulic pressure is reduced, and the servo ratio Rsp is reduced to approach the constant value γ.
For example, when the auxiliary hydraulic pressure is constant, if the driver loosens the brake pedal 10, the actual master pressure is decreased and the servo ratio Rsp is increased. The auxiliary hydraulic pressure is reduced by decreasing the supply current amount I, and the servo ratio Rsp is brought close to the constant value γ.
[0033]
The change amount ΔI of the supply current when the pressure reduction mode is selected is determined according to the supply current change amount determination table represented by the map of FIG. 9, as in the case where the pressure increase mode is selected. When the change gradient ΔPm of the actual master pressure Pm is smaller than the first set pressure reduction gradient (ΔPm <Sd1), the current decrease amount ΔI is set to the lower limit value ΔId1, and it is avoided that the supply current amount is rapidly decreased. .
When the change gradient ΔPm of the actual master pressure is greater than or equal to the first set decompression gradient and less than or equal to the second set decompression gradient (Sd2 ≧ ΔPm ≧ Sd1), the decrease gradient ΔPm increases (the absolute value of the change gradient increases). The current decrease amount ΔI is also increased. Further, when the change gradient ΔPm of the actual master pressure Pm is larger than the second set depressurization gradient and smaller than the third set depressurization gradient (Sd3> ΔPm> Sd2), that is, when the absolute value is small, the decrease amount ΔI is set. When the amount of decrease is ΔId0 and is greater than the third set pressure reduction gradient (ΔPm> Sd3), the amount of change is zero.
As in the case where the pressure increasing mode is selected, when the absolute value of the change gradient ΔPm is small and within the set range, the current change amount ΔI is set to a predetermined set decrease amount ΔId0. Therefore, even if the absolute value of the change gradient ΔPm of the actual master pressure is small, the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 can be reliably reduced, and the pressure reduction mode can be quickly switched to the holding mode.
[0034]
The holding region is a region where the actual master pressure is close to the target master pressure (Pm′−R2 ≦ Pm ≦ Pm ′ + R1). In this case, since the servo ratio Rsp is a substantially constant value γ, the supply current amount may be held. As shown in FIG. 10, even if the actual master pressure changes, the current change amount ΔI is set to zero.
In the present embodiment, the pump motor 68 is continuously driven during the control of the auxiliary hydraulic pressure. That is, regardless of which control mode is selected, the operation of the pressure-increasing pump 66 is maintained without being stopped. As described above, since the pressure-increasing pump 66 is driven by the pump motor 68 that is common to the ABS pump 104, the ABS pump 104 is also activated during the control of the auxiliary hydraulic pressure. However, when the anti-lock control is not being performed, the hydraulic fluid is normally not stored in the reservoir 120, so that the brake fluid is not supplied to the brake cylinder 92. If the anti-lock control is being performed, the brake cylinder hydraulic pressure can be controlled independently of the auxiliary hydraulic pressure control by controlling the holding valve 110 and the pressure reducing valve 130.
[0035]
In step 1 (simply abbreviated as S1; the same applies to other steps), the actual master pressure is detected based on the output signal of the master pressure sensor 204. In S2, the actual master pressure is determined from the control start master pressure. It is determined whether it is larger. When it is larger than the control start master pressure, S3 and the subsequent steps are executed, and when it is less than the control start master pressure, the hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 is not controlled. The amount of current supplied to the coil 84 of the pressure reducing control valve 70 is set to zero.
In S3, one of the pressure increasing mode, the pressure reducing mode, and the holding mode is determined according to the control mode determination table shown in the map of FIG. 7 based on the actual master pressure and the actual supply current amount. The supply current change amount in the control mode thus determined is determined according to the supply current change amount determination table represented by the maps of FIGS. 8 to 10, and the supply current amount is determined based on the determined change amount. In S5, the determined supply current amount is output via the drive circuit.
[0036]
A specific control example will be described with reference to FIGS. 11 and 12, in order to facilitate understanding of the control, the driver adjusts the operating force of the brake pedal 10 as the servo ratio Rsp increases (increases the auxiliary hydraulic pressure), and the master output (brake It is a diagram showing an ideal case in which the force is kept constant. However, in practice, the master output changes according to the change in the auxiliary hydraulic pressure, and the servo ratio Rsp does not approach the constant value γ as represented by a straight line.
When the actual master pressure is smaller than the control start master pressure Pm0, the auxiliary hydraulic pressure is not controlled. When the actual master pressure becomes a master pressure Pm1 larger than the control start master pressure Pm0 due to an increase in the brake pedal 10 by the driver or the like, the pressure increasing mode is selected, and the supply current amount The change amount ΔI is determined according to the table represented by the map of FIG. Then, a current I having a magnitude obtained by adding the current supply current amount (I = 0) and the change amount ΔI.₁ Is supplied. By supplying current to the coil 84, the auxiliary hydraulic pressure is increased, and the servo ratio Rsp is increased to approach the constant value γ. If the actual master pressure belongs to the holding region, the holding mode is selected and the supply current is kept constant.
When the actual master pressure further increases from this state to the master pressure Pm2, the pressure increasing mode is selected and the supply current amount is increased (I₂ = I₁ + ΔI). From this state, when the actual master pressure decreases to the master pressure Pm3, the decompression mode is selected. The supply current is reduced (I_Three = I₂ + ΔI: ΔI <0), the servo ratio Rsp is decreased, and the mode is switched to the holding mode.
[0037]
In this way, by controlling the amount of current supplied to the coil 84 to the pressure reducing control valve 70, the servo ratio Rsp can be controlled to be substantially constant γ. Further, since the control is performed based only on the actual master pressure and the supply current amount, the control can be simplified. It is not necessary to detect the amount of operation of the brake pedal 10 by the driver, so that an operation amount detection sensor or the like is not necessary, and an increase in cost can be avoided. Further, the servo ratio can be increased by controlling the auxiliary hydraulic pressure as compared with the booster 12 alone. Further, since the operating state of the pump motor 68 is maintained while the brake pedal 10 is depressed, the auxiliary hydraulic pressure can be immediately increased when the master pressure becomes equal to or higher than the control start master pressure.
[0038]
Next, at the time of anti-lock control, the brake slip state of each wheel is controlled to be in an appropriate state by the control of the holding valve 110 and the pressure reducing valve 130.
When the anti-lock control is started while the auxiliary hydraulic pressure is not controlled, if the current is not supplied to the coil 84 of the pressure reducing control valve 70 (I = 0), the pressure is increased from the pressure increasing pump 66. The brake fluid is returned to the suction side through the pressure reducing control valve 70. Therefore, the brake fluid is not supplied to the auxiliary hydraulic pressure chamber 50, and the auxiliary hydraulic pressure does not increase.
When the anti-lock control is started during the control of the auxiliary hydraulic pressure, the auxiliary hydraulic pressure may be controlled in the same manner as before the anti-lock control starts or may be switched to the holding mode. Even if the auxiliary hydraulic pressure is controlled by the control of the pressure reducing control valve 70, the operating state of the ABS control pump 104 is hardly affected.
As described above, since the pressure increasing pump 66 and the ABS pump 104 are driven by the common pump motor 68, only one motor is required, and the cost can be reduced accordingly. , Mountability can be improved.
[0039]
As described above, in the present embodiment, the booster 12, the master cylinder 14, the auxiliary hydraulic pressure control device 64, and the like constitute a brake hydraulic pressure source. As described above, the auxiliary hydraulic pressure control device 64 includes a portion of the ECU 190 that controls the auxiliary hydraulic pressure. Among the auxiliary hydraulic pressure control devices, the auxiliary hydraulic pressure control device corresponding to the output hydraulic pressure is configured by the portion for storing the tables of FIGS. 7 to 10, the portion for storing S3 and S4 in the flowchart of FIG. Is done. In addition, the pressure increasing / depressurizing device is constituted by the part for storing S3 and S4, the part for executing S3, and the like. Furthermore, the output gradient corresponding hydraulic pressure control device is constituted by the part for storing S4, the part for executing, the part for storing FIGS. The output gradient corresponding hydraulic pressure control device is also an auxiliary hydraulic pressure gradient control device. In addition, the supply current control device is configured by a portion that stores S4, 5 of the ECU 190, a portion that executes S4, and the like. It can be considered that the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 of the master cylinder 14 and the auxiliary hydraulic pressure control device 64 constitute an electric control booster. In this case, the booster 12 as a mechanical control booster and the electric control are controlled. It can be considered that the booster is arranged in series between the pressurizing piston 32 and the brake pedal 10. The operating force of the brake pedal 10 is boosted by both the booster 12 and the electrically controlled booster, and the servo ratio can be increased compared to the case of the booster 12 alone, and a large braking force can be obtained with a small operating force. Obtainable. Moreover, arbitrary boost characteristics can be obtained.
Further, the holding valve 110, the pressure reducing valve 130, the ABS pump 104, a portion of the ECU 190 that controls the brake cylinder hydraulic pressure, and the like constitute an independent hydraulic pressure control device.
[0040]
In the above embodiment, the control start master pressure Pm0 is set to an intermediate value between 0 and a value corresponding to the booster's assist limit. However, both 0 and a value corresponding to the assist limit correspond to the assist limit. It is good also as a value larger than the value to do. If it is 0, the auxiliary hydraulic pressure is always controlled during the brake operation. Further, the booster 12 is not indispensable, and the servo ratio Rsp similar to the case where the booster 12 is provided can be realized only by controlling the auxiliary hydraulic pressure. Further, it is not indispensable that the supply current amount when the pressure increase mode or the pressure reduction mode is selected is determined according to the supply current change amount determination table represented by the maps of FIGS. For example, in FIGS. 8 and 9, when the change amount of the master pressure is within the set range, the supply current change amount may not be set as the set amount, and the magnitude may be determined along the broken line. In particular, when the decompression mode is selected, even if the current change amount (decrease amount) is determined to be the magnitude along the broken line in FIG. 9, the auxiliary hydraulic pressure can be reduced accordingly. Further, when the absolute values of the actual master pressure increasing gradient and the depressurizing gradient are larger than the first set gradient, it is not essential to set the upper limit value and the lower limit values ΔIu1, ΔId1. The anti-lock control can be performed not by the holding valve 110 and the pressure reducing valve 130 but by controlling the auxiliary hydraulic pressure. By controlling the auxiliary hydraulic pressure, traction control, steering stability control, automatic brake control, and the like can be performed. Further, in the above embodiment, the pump motor 68 is continuously operated during the control of the auxiliary hydraulic pressure, but the anti-lock control is not being performed, and the pressure reduction mode and the holding mode are selected. In this case, the operation of the pump motor 68 can be stopped. In this case, useless operation of the pump motor 68 can be stopped, and energy consumption can be reduced accordingly. Further, the pump motor 68 may be driven only during the control of the auxiliary hydraulic pressure or during the anti-lock control, and the amount of wasted energy consumption can be reduced.
Furthermore, the structure of the brake device is not limited to the case of the above embodiment, and it is not indispensable to make the device capable of antilock control. The auxiliary hydraulic pressure control device 64 may include a pressure increasing control valve between the pressure increasing pump 66 and the auxiliary hydraulic pressure chamber 50 in addition to the pressure reducing control valve 70.
[0041]
A brake fluid pressure source that is another embodiment of the present invention will be described. The brake device including the brake fluid pressure source and the brake device shown in FIG. 1 have different electrical configurations such as a vacuum booster and an ECU.
As shown in FIG. 14, the booster 220 switches the boost factor in two stages. Booster 220 includes a negative pressure chamber 227 and a variable pressure chamber 228 that are partitioned by power piston 226. The negative pressure chamber 227 is connected to an intake pipe of an engine as a negative pressure source, and the variable pressure chamber 228 is selectively communicated with the negative pressure chamber 227 and the atmosphere.
The power piston 226 is linked to the brake pedal 10 via the valve plunger 230 and the operating rod 234 and linked to the auxiliary piston 46 via the output rod 232. A reaction disk 236 is provided between the power piston 226, the valve plunger 230, and the output rod 232. The reaction disk 236 has a function of transmitting the operating force of the power piston 226 to the output rod 232 and a function of transmitting a reaction force from the output rod 232 to the valve plunger 230.
[0042]
A protrusion 238 is formed at the tip of the valve planner 230. Therefore, when the brake operation is performed, the valve plunger 230 first comes into contact with the reaction disk 236 at the protrusion 238, and comes into contact as a whole when the brake operation force is further increased. When the valve plunger 230 is in contact with the protrusion 238, the reaction force received from the output rod 232 is smaller than when the valve plunger 230 is in contact with the whole. The reaction force is small when the brake operation force is small, the reaction force is large when the operation force is large, the boost factor is large when the brake operation force is small, and the boost factor is small when the operation force is large. Become.
[0043]
A valve mechanism 242 is provided between the negative pressure chamber 227, the variable pressure chamber 228, and the atmosphere. The valve mechanism 242 is operated based on relative movement between the valve operating rod 234 and the power piston 226, and includes a control valve 244, an air valve 246, a vacuum valve 248 and a control valve spring 250.
When the brake pedal 10 is not operated, the control valve 244 is seated on the air valve 246 and is separated from the vacuum valve 248. The variable pressure chamber 228 is cut off from the atmosphere and communicated with the negative pressure chamber 227. In this state, the pressure in the negative pressure chamber 227 and the pressure in the variable pressure chamber 228 are at the same height.
[0044]
When the brake pedal 10 is operated and the valve operating rod 234 is moved relative to the power piston 226 (forward movement, leftward in the figure), the control valve 244 is seated on the vacuum valve 248, and The chamber 228 is shut off from the negative pressure chamber 227. Further, when advanced, the air valve 246 is separated from the control valve 244 and the variable pressure chamber 228 is communicated with the atmosphere. The pressure in the variable pressure chamber 228 increases, and the power piston 226 is actuated by the differential pressure between the negative pressure chamber 227 and the variable pressure chamber 228. Thereby, the brake operation force is boosted. If the pressure in the variable pressure chamber 228 reaches atmospheric pressure, even if the brake pedal 10 is stepped further deeper, the differential pressure will not be increased any more. The state is a state where the booster 220 has reached the assist limit.
[0045]
FIG. 15 shows the relationship between the brake operating force f and the hydraulic pressure (master pressure) in the pressurizing chamber 36 of the master cylinder 14. The break point A with the larger brake operation force f represents the assist limit point at which the booster 220 has reached the assist limit, and the smaller break point B indicates that the valve plunger 230 is in contact with the reaction disk 236 at the protrusion 238. The transition point to the contact state in the whole is represented. This is a changing point where the boost factor changes from a large state to a small state.
In the present embodiment, when the master pressure Pm reaches the fluid pressure Pmo corresponding to the break point B, the control of the brake fluid pressure is started, and the master pressure Pmo is hereinafter referred to as the start pressure.
[0046]
Next, an electrical configuration will be described. As shown in FIG. 16, the ECU 250 mainly includes a computer including a CPU 252, a ROM 253, a RAM 254, an input unit 255, an output unit 256, and the like, as in the above embodiment. In addition to the master pressure sensor 204 and the wheel speed sensor 208, the input unit 255 includes an operation force sensor 260 that detects an operation force applied to the brake pedal 10, and an ammeter that detects a current flowing through the coil 84 of the pressure reducing control valve 70. 262 and the like are connected, and an alarm device 264 is connected to the output unit 256 in addition to a drive circuit that drives the pump motor 68 and the coils 84, 112, and 132. The operation force sensor 260 has a relatively small maximum operation force that can be detected. The ROM 253 includes a supply current control program represented by the flowchart of FIG. 17, a hydraulic pressure source state detection program represented by the flowchart of FIG. 18, an alarm device control program represented by the flowchart of FIG. A control table represented by maps 24 and 25 is stored.
Further, in the present embodiment, the pump motor 68 is not always operated, but is appropriately operated based on a command from the ECU 250 when necessary in brake fluid pressure control.
[0047]
First, an outline of the control will be described with reference to FIG. When the brake fluid pressure source is normal, the control of the supply current I is started when the master pressure becomes equal to or higher than the start pressure Pm0 as described above. When the brake operation force is smaller than the maximum detected operation force fmax of the operation force sensor 260, that is, while the brake operation force can be detected, the supply current I is controlled based on the relationship between the brake operation force f and the master pressure P ( (1) f-P), when the maximum detected operating force fmax is exceeded, that is, when the detection is impossible, the control is performed based on the relationship between the master pressure P and the supply current I ((1) PI). . Based on the relationship between the brake operation force f and the master pressure P, the control accuracy can be improved as compared with the case based on the relationship between the brake operation force f and the deceleration G.
When a fade phenomenon occurs or when a fluid leak occurs and the deceleration according to the brake operation force cannot be obtained, the brake operation force may exceed the maximum detected operation force fmax. Even in this case, the master pressure is controlled by the control of the supply current I.
[0048]
The solid line in the figure represents the control target value, and the broken line represents the relationship between the brake operating force f and the master pressure P when the booster 220 is normal and when the booster has failed. As indicated by the broken line, when the booster 220 is normal, the master pressure P is increased after the brake operating force f reaches the operating force f1, and when the booster 220 cannot be boosted (failure). It can be seen that it can be increased after the operating force f3 is reached. This is due to the return spring of the master cylinder 14 or the like. As long as the input to the pressurizing piston 32 is smaller than the set load of the return spring of the master cylinder 14, the pressurizing pistons 32 and 34 are not advanced, and the master pressure is not generated. In this case, when the booster 220 is normal, the brake operation force at the start of the increase in the master pressure is smaller. In normal cases, the brake operation force applied to the pressurizing piston 32 and the assisting force by the booster 220 are Both are added, but in the event of a failure, no help is added.
[0049]
Further, when the pressure in the negative pressure chamber 227 of the booster 220 is close to the atmospheric pressure and the boost factor is small, that is, when the booster is insufficient, the booster 220 is normal. When the supplied current is smaller than the maximum detected operating force fmax, the supplied current is controlled based on the relationship between the brake operating force f and the master pressure P ((2) f-P), and is greater than the maximum detected operating force fmax. In this case, the control is performed based on the relationship between the master pressure P and the supply current I ((2) PI). The relationship (2) PI between the master pressure P and the supply current I is determined based on the supply current Ib when the brake operation force f reaches the maximum detected operation force fmax. When the booster 220 is normal, the magnitude of the booster output is almost known, but when the booster is insufficient, it is not known. Therefore, the relationship between the supply current I and the master pressure based on the output of the booster 220 at that time. ((2) PI) is determined. The booster output Pb can be obtained according to the above-described equations (3) and (4). However, even if the booster output Pb is not detected, based on the auxiliary hydraulic pressure ΔP (supply current Ib) at that time, it is possible to create a control table indicating the relationship of (2) P-I thereafter. .
The relationship of (1) PI when the booster 220 is normal can also be determined based on the booster output at the time when the brake operation force reaches the maximum detection operation force fmax (maximum detection operation). It can be determined on the basis of the supply current Ia when the force fmax is reached). This is because even if the pressure is normal, the pressure in the negative pressure chamber 227 of the booster 220 is not always constant. Further, the relationship (1) PI may be determined based on the lower limit value of the fluctuation range of the negative pressure chamber 227 when the booster 220 is normal. In this way, it is possible to avoid a decrease in the master pressure after the brake operation force reaches the maximum detected operation force fmax.
[0050]
When the brake operating force is smaller than the maximum detected operating force fmax when the booster is insufficient, the target hydraulic pressure of the master pressure P is set to a value smaller than that when the booster 220 is normal. This control is called backup control. Compared with the case where the target hydraulic pressure is the same as that at the normal time, the current supplied to the pressure reducing control valve 70 can be suppressed correspondingly.
Further, the control start pressure is set to the start pressure Pth, which is smaller than the normal case (Pm0). As a result, it is possible to suppress a shortage of brake force while the brake operation force is small. Further, the starting pressure Pth is made larger than when the booster 220 is in a state where the booster 220 cannot be boosted. As a result, when an abnormality of the booster is detected, the frequency of operation of the auxiliary hydraulic pressure control device 64 is reduced compared to the case where the starting pressure is set in the case where the boost is impossible regardless of the type of the abnormality. And the reliability of the brake device can be improved. Further, in the present embodiment, the starting pressure Pth is a failure determination value indicating whether or not the booster has failed. Therefore, it is possible to reliably detect whether the booster 220 is in a state incapable of boosting before the backup control is started. Note that the start pressure does not necessarily have to be the same height as the failure determination value, and may be a height that is higher than the failure determination value and that can suppress insufficient braking force.
[0051]
On the other hand, if the starting pressure Pm0 when the booster 220 is normal is lowered, the braking force shortage can be suppressed regardless of whether the booster 220 is abnormal or normal. However, if it does in this way, the operating frequency of the holding | maintenance hydraulic pressure control apparatus 64 will become high, and is not desirable. Therefore, when the booster 220 is in a state where the boost is insufficient, if the target hydraulic pressure of the master pressure is reduced and the start pressure is lowered, the operation frequency can be lowered and the reliability can be improved.
[0052]
When the booster 220 is in a state incapable of boosting, the supply current I is controlled based on the relationship between the brake operation force f and the supply current I when the brake operation force is smaller than the maximum detected operation force fmax ( (3) f-I) When the maximum detected operating force fmax is exceeded, control is performed based on the relationship between the master pressure P and the supply current I ((3) PI). If the control is performed based on the relationship between the brake operation force f and the supply current I, the master pressure can be reduced even when the booster 220 is erroneously detected although it is normal. Can be avoided.
[0053]
Although it is possible to control the booster based on the relationship between the brake operation force f and the master pressure P when the booster failure is detected, the target master pressure at the time of the booster failure is made lower than normal. There are many cases. In the case of such control, the master pressure P is controlled to be lower even if the booster 220 is normal. On the other hand, if the control is performed based on the relationship between the brake operation force f and the supply current I, that is, the relationship between the brake operation force f and the auxiliary hydraulic pressure ΔP, even if the booster 220 is normal, It can be avoided that the master pressure is controlled to a small value, and the brake fluid pressure can be prevented from decreasing due to erroneous detection of the failure.
[0054]
Further, when the relationship between the brake operation force f and the master pressure P is in the region a in FIG. 26, it is considered normal, and when it is in the region b, it is assumed that the booster has failed or the boost is insufficient. If it is in the region c, it is considered that the booster has insufficient boost. Further, if the master pressure P is equal to or less than the failure threshold Pth when the operating force is f3 in the region b, it is determined that the booster has failed.
Further, in the region b, pre-pump control is performed. Before the current I is supplied to the solenoid 84 of the pressure-reducing control valve 70, the pressure-increasing pump 66 is activated. Thereby, the auxiliary hydraulic pressure can be increased immediately, and the control delay can be reduced.
[0055]
Further, when it is detected that the booster has failed, it is determined whether or not the relationship between the brake operating force f and the booster output belongs to the region d. If it belongs to the region d, the alarm device 264 is activated. Be made. The booster output can be detected based on the master pressure P and the supply current I as described above.
In addition, when it is detected that the booster 220 is incapable of boosting or in a state of insufficient boosting, the brake assist control is performed when the start condition of the brake assist control is satisfied. In that case, the output of the booster 220 is detected, and if it belongs to the region d, the alarm device 264 is activated. The brake assist control start condition may be satisfied, for example, when the operation speed of the brake pedal 10 is very high, or when the approach speed with a front object is very high.
In any case, in this embodiment, even if the booster 220 is abnormal, the brake force is not reduced so much by the control of the pressure increasing pump 66, the pressure reducing control valve 70, etc. Often not noticeable. Therefore, it is effective to notify the driver of the booster abnormality by operating the alarm device 264 when the booster 220 is abnormal and the output is reduced.
[0056]
The brake fluid pressure source state detection program shown in the flowchart of FIG. 18 is repeatedly executed while the brake pedal 10 is in the operating state. In S51, it is determined whether or not the relationship between the brake operation force f and the master pressure P belongs to the region a, whether or not it belongs to the region b in S52, and whether or not it belongs to the region c in S53. If it belongs to the region a, it is determined to be normal in S54, and if it belongs to the region b, it is determined in S55 whether the brake operation force is equal to or greater than the set operation force f3. While it is smaller than the set operating force f3, it is determined in S56 that either the booster boost is insufficient or the booster has failed. If the master pressure P is smaller than the failure determination threshold value Pth even if the brake operation force reaches the set operation force f3, it is determined that the booster has failed in S57. If it belongs to the region c, it is determined that the booster boost is insufficient in S58.
Thus, normality, booster boost reduction, and failure (impossible boost) are detected, and a flag is set according to these detection results. Then, the pressure increasing pump 66, the pressure reducing control valve 70, etc. are controlled according to the set flag.
[0057]
In this program, the determinations of S51 to 53 are repeatedly performed to determine whether the operation is normal or abnormal, and the detection result may change while the operation force is equal to or less than the set operation force f3. For example, the booster boost may be insufficient after it is detected as normal. However, if it is normal, the control is started when the master pressure becomes equal to or higher than the start pressure Pmo, and is not started immediately. Therefore, the detection result can be changed.
In other words, when the brake operation force reaches the set operation force f3, these detection results are determined, and thereafter, the correction hydraulic pressure control device 64 is controlled according to the result.
[0058]
The supply current control program represented by the flowchart of FIG. 17 is repeatedly executed while the brake pedal 10 is in the operating state. Whether or not the detection result is normal in S71, whether or not the booster is lost or insufficient in S72, whether or not the boost is insufficient in S73, and whether or not there is a failure in S74. Each is detected based on the set flag.
If it is normal, it is determined in S75 whether or not the master pressure is equal to or higher than the start pressure Pm0. If it is smaller than the start pressure Pm0, the determination is NO. The supply current to the pressure-reducing control valve 70 remains 0, and the pressure-increasing pump 66 is also kept in the non-operating state.
If the master pressure is equal to or higher than the start pressure Pm0, the determination is YES and the brake fluid pressure control is started. The operation of the pump motor 68 is started, and the control of the pressure reducing control valve 70 is started. Then, it is determined whether or not the brake operation force detected by the operation force sensor 260 in S76 is greater than or equal to the maximum detected operation force fmax in the operation force sensor 260. If it is smaller than the maximum detected operating force fmax, the supply current I is determined based on a predetermined relationship between the brake operating force f and the master pressure P in S77. In S78, the supply current I is determined based on a predetermined relationship between the master pressure P and the supply current I.
[0059]
In S77, the supply current I is determined according to the table represented by the map of FIG. When the relationship between the brake operation force f and the master pressure P is in the holding region in the figure, the value of the supply current I is held, and when it is in the pressure increasing region, the supply current I is increased and is in the pressure reducing region. In case it is reduced. When the master pressure P is too large with respect to the brake operating force f, the auxiliary hydraulic pressure is too large and the boost factor is too large. As a result, the supply current I to the pressure reduction control valve 70 is reduced (pressure reduction region). When the master pressure is too small with respect to the operating force f, the boost factor is too small, and the supply current I is increased (pressure increase region). The determination of the supply current I in each region is performed in the same manner as in the above embodiment. In this case, the current change amount ΔI may be determined based on the change gradient of the brake operation force or may be determined based on the change gradient of the master pressure.
In S78, the supply current I is determined according to the table represented by the map of FIG. Even if the brake operation force f becomes so large that it cannot be detected by the operation force sensor 260, the master pressure P is changed according to the change in the brake operation force. The master pressure P is a value including the hydraulic pressure corresponding to the brake operation force. If the supply current I is controlled based on the relationship between the master pressure P and the supply current I, the brake operation force by the driver is taken into consideration. Is controlled.
The supply current I is controlled in the same manner as in the above embodiment.
[0060]
If the booster 220 is either in a state where the booster is insufficient or incapable of boosting, the determination in S72 is YES, and the pressure-increasing pump 66 is operated in S79. If the pressure-increasing pump 66 is in an activated state, the brake fluid pressure can be immediately increased as the pressure-reducing control valve 70 is controlled.
If it is determined that the booster 220 is in a state of insufficient boost, the determination in S73 is YES, and in S80, whether or not it is equal to or greater than the maximum detected operating force fmax of the operating force sensor 260, as in S76. Is determined. If it is smaller than the maximum detected operating force fmax, in S81, the supply current I is determined based on the relationship between the brake operating force f and the master pressure P shown in FIG. , S82 is determined based on the relationship between the master pressure P and the supply current I shown in FIG. In this case, the reason why it is not determined whether or not the master pressure is equal to or higher than the threshold value Pth is that when the master pressure is equal to or higher than the threshold value Pth, it is determined that the boost is insufficient. If it is determined that the boost is insufficient, the control is immediately started.
[0061]
When the booster 220 is incapable of boosting, the determination in S74 is YES, and it is determined in S83 whether or not it is greater than or equal to the maximum detected operating force fmax. If it is smaller than the maximum detected operating force fmax, the supply current I is determined based on the relationship between the brake operating force f and the supply current I shown in FIG. Is determined based on the relationship between the master pressure P and the supply current I shown in FIG.
[0062]
In the present embodiment, the alarm device operation program represented by the flowchart of FIG. 19 is repeatedly executed.
In S101, the operation force f, the master pressure P, and the supply current I are detected. In S102, the output of the booster 220 is detected based on these. In S103, it is determined whether or not the relationship between the operating force f and the output of the booster 220 belongs to the region d. When it belongs to the area | region d, determination in S103 becomes YES and the alarm device 264 is operated in S104. For example, an alarm lamp can be blinked. On the other hand, if it does not belong to the region d, it is inactivated in S105.
[0063]
As described above, in the present embodiment, the supply current I can be continuously controlled even when the brake operation force becomes equal to or greater than the maximum detected operation force fmax by the operation force sensor 260. Therefore, the operating force sensor 260 can be made inexpensive or downsized. Further, when the price is the same, the detection accuracy in the detectable range can be increased. Furthermore, compared with the case where the control is stopped due to reaching the maximum detected operation force fmax, the brake fluid pressure source can be effectively used, and the brake fluid pressure control is performed on many occasions. It can be made to be. The brake fluid pressure can be controlled well, and the reliability of the brake fluid pressure source can be improved. In other words, even if the operating force sensor 260 becomes abnormal and becomes undetectable, the supply current I can be controlled continuously. Improvements can be made. In this case, it is desirable to prepare a table indicating the relationship between the master pressure and the supply current (P-I) even in a region where the brake operation force is equal to or less than the maximum detected operation force fmax.
Here, the maximum detected operating force fmax can be, for example, an operating force corresponding to the maximum vehicle deceleration when normal braking is performed, but according to the brake hydraulic pressure source in the present embodiment, It is also possible to detect only the following operating force.
Further, based on not only the relationship between the brake operation force and the master pressure but also the relationship between the master pressure and the supply current and the relationship between the brake operation force and the supply current, that is, the pressure reducing control valve 70 has a plurality of relationships (modes). Since the control is performed based on this, there is an advantage that the booster 220 can be controlled in a manner suitable for the abnormal state of the booster 220, that is, the state of the brake fluid pressure source.
[0064]
As described above, in the present embodiment, the first hydraulic pressure source is configured by the pressure increasing pump 66, the pressure reduction control valve 70, and the like, and the second hydraulic pressure source is configured by the master cylinder 14, the booster 220, and the like. Further, the supply energy control device is configured by the ECU 250 and the like. Further, the first control unit is configured by the part that stores S77, 81 of ECU 250, the part that executes it, the second control unit is configured by the part that stores S78, 82, 85, the part that executes, and the like. The third control unit is configured by the storing part, the executing part, and the like.
[0065]
In the above embodiment, the relationship of (1) PI and (2) PI have been made the same, but it is not indispensable to make them the same ((2) The relationship of (P-I) can be provided continuously with the relationship of (2) f-P). However, it is desirable that the master pressure be controlled to be larger when the brake operation force is greater than or equal to the maximum detected operation force. Further, it is not indispensable to control the supply current I in the same manner as in the first embodiment such that the boosting factor is controlled to be constant, so that it is controlled in another manner. You can also
Further, it is not indispensable to share the pump motor 68 between the pressure-increasing pump 66 and the ABS pump 104, and a pump motor can be provided exclusively for each pump.
Also, the ammeter 262 is not essential. The control command value can be set to the actual current value without actually detecting the current flowing through the coil.
Furthermore, it is not essential for the booster 220 to be able to switch the boost factor, and it can also be a normal vacuum booster. It is not essential to provide a booster itself.
[0066]
The structure of the brake fluid pressure source and the brake device is not limited to that in the above embodiment, and can be widely applied to brake devices including a power hydraulic pressure source. FIG. 27 shows an example of the brake device.
In this brake device, the master cylinder 314 is an ordinary tandem type and does not include an auxiliary hydraulic pressure chamber. The power hydraulic pressure source 316 as the first hydraulic pressure source pumps up the hydraulic fluid in the master cylinder 314 and pressurizes it. The pressurized hydraulic fluid output from the power hydraulic pressure source 316 is supplied in the middle of a fluid passage 94 that connects the master cylinder 314 and the brake cylinder 92. A pressure reduction control valve 70 is provided on the master cylinder side from the connection portion of the power hydraulic pressure source 316 in the liquid passage 94. The pressure difference between the hydraulic pressure of the brake cylinder 92 and the hydraulic pressure of the master cylinder 314 is controlled by the pressure reducing control valve 70, and if the supply current I to the pressure reducing control valve 70 is increased, The hydraulic pressure of the brake cylinder 92 with respect to the hydraulic pressure can be increased. Further, a bypass passage 320 that bypasses the pressure reducing control valve 70 is provided, and a check valve 322 that allows a flow of hydraulic fluid from the master cylinder 314 to the brake cylinder 92 in the middle of the bypass passage 320 and prevents a reverse flow. Is provided. As a result, when the pressure in the master cylinder 314 increases when the pressure reducing control valve 70 is in the closed state, the flow of hydraulic fluid from the master cylinder 314 to the brake cylinder 92 is permitted, and the master pressure increases. Accordingly, the brake fluid pressure can be increased.
[0067]
In the present embodiment, the power hydraulic pressure source 316 includes the pressure reducing control valve 70, a pump 330, and a pump motor 332 that drives the pump. A reservoir 334 is connected to the suction side of the pump 330 and a master cylinder 314 is connected via a liquid passage 336. The liquid passage 336 is connected between the pump 330 and the reservoir 334, and a check valve 338 is provided on the reservoir side from the connecting portion. Therefore, the hydraulic fluid supplied from the master cylinder 314 is not supplied to the reservoir 334 but is directly pumped up by the pump 330. An inflow control valve 340 is provided in the liquid passage 336. When the inflow control valve 340 is in the closed state, the hydraulic fluid in the master cylinder 314 is not pumped up by the pump 330, but when the pump 330 is operated in the open state, the hydraulic fluid is pumped up.
Note that check valves 342 and 344 are provided on the suction side and the discharge side of the pump 330, respectively, to prevent the backflow of the hydraulic fluid.
[0068]
In the present embodiment, the master pressure sensor 350 is provided on the downstream side of the pressure reducing control valve 70 in the liquid passage 94. When the pressure reduction control valve 70 is in the open state, the master pressure sensor 350 detects the hydraulic pressure of the master cylinder 314, and a supply current is supplied to the pressure reduction control valve 70 to allow a hydraulic pressure difference to occur. In this case, the sum of the hydraulic pressure of the master cylinder 314 and the auxiliary hydraulic pressure of the power hydraulic pressure source 316 is detected. The master pressure P detected by the master pressure sensor 350 has a height including the hydraulic pressure corresponding to the brake operation force, and even when the brake pedal 10 is operated with a magnitude greater than the maximum detected operation force fmax of the operation force sensor 260. If the supply current I is controlled based on the relationship between the master pressure P and the supply current I, the brake operation force is taken into consideration.
In the present embodiment, the supply current I to the pressure reduction control valve 70 is controlled as in the above-described embodiments.
[0069]
As described above, some of the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings. However, these are merely examples, and the present invention is related to the above-mentioned [Problems to be Solved, Problem Solving Means and Effects]. In addition to the embodiment described in (1), the present invention can be implemented in various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram of a brake device including a brake fluid pressure source according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram conceptually showing a pressure reducing control valve included in the brake fluid pressure source.
FIG. 3 shows the amount of current I supplied to the solenoid of the pressure reducing control valve and the attractive force f.₁ It is a graph which shows the relationship.
FIG. 4 is a diagram conceptually showing a pressure increasing pump, an ABS pump, and a pump motor included in the brake device.
FIG. 5 is a block diagram showing an electrical configuration of the brake device.
FIG. 6 is a flowchart showing an auxiliary hydraulic pressure control routine executed by an ECU included in the brake device.
FIG. 7 is a diagram illustrating a control mode determination table stored in a ROM of the ECU.
FIG. 8 is a diagram illustrating a pressure increase supply current change amount determination table stored in the ROM of the ECU.
FIG. 9 is a view showing a table for determining a change amount of supply current at the time of pressure reduction stored in the ROM of the ECU.
FIG. 10 is a diagram illustrating a holding supply current change amount determination table stored in the ROM of the ECU.
FIG. 11 is a diagram showing an example of actual control in the brake device.
FIG. 12 is a diagram showing an example of actual control in the brake device.
FIG. 13 is a diagram conceptually illustrating auxiliary hydraulic pressure control performed in the brake device.
FIG. 14 is a cross-sectional view of a booster included in a brake fluid pressure source that is another embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a diagram illustrating characteristics of the booster.
FIG. 16 is a block diagram showing an electrical configuration of a brake device including the brake fluid pressure source.
FIG. 17 is a flowchart showing a supply current control routine executed by an ECU included in the brake device.
FIG. 18 is a flowchart showing a brake fluid pressure source state detection routine executed by the ECU.
FIG. 19 is a flowchart showing an alarm device control routine executed by the ECU.
FIG. 20 is a diagram showing a control table (1) f-P stored in the ROM of the ECU.
FIG. 21 is a diagram showing a control table (2) f-P stored in the ROM of the ECU.
FIG. 22 is a diagram illustrating a control table (1) PI used when the supply current I is controlled by the ECU.
FIG. 23 is a view showing a control table (2) PI used when the supply current I is controlled by the ECU.
FIG. 24 is a view showing a control table (3) PI stored in ROM of the ECU.
FIG. 25 is a view showing a control table (3) f-I stored in the ROM of the ECU.
FIG. 26 is a diagram showing an outline of control by the ECU.
FIG. 27 is a circuit diagram of a brake device including a brake hydraulic pressure source according to still another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
10 Brake pedal
12,220 Vacuum booster
14 Master cylinder
20 Housing
32, 34 First and second pressure pistons
36,38 Pressurizing chamber
50 Auxiliary hydraulic chamber
64 Auxiliary hydraulic pressure control device
66,330 Booster pump
68,332 Pump motor
70 Pressure reducing control valve
90 brake
92 Brake cylinder
104 ABS pump
110 Retaining valve
130 Pressure reducing valve
190,250 ECU
204,350 Master pressure sensor
260 Operating force sensor
316 Power hydraulic source

Claims

A cylinder housing;
A pressure piston that is fluid-tight and slidably fitted to the cylinder housing, moves forward according to the driver's brake operation, and pressurizes the brake fluid in the front pressure chamber;
The hydraulic pressure in the auxiliary hydraulic chamber formed behind the pressurizing piston of the cylinder housing is set so that the boost factor, which is the ratio of the output to the input of the pressurizing piston, becomes a predetermined magnitude. a control device for controlling, with discharges pressurized pumping the brake fluid from (a) a reservoir, a hydraulic pump discharge port is connected to the auxiliary hydraulic chamber, (b) the liquid pressure An electromagnetic hydraulic pressure control valve provided between the discharge side of the pump and the reservoir and capable of controlling the auxiliary hydraulic pressure to a magnitude corresponding to the amount of supply current; and (c) the electromagnetic hydraulic pressure control valve An auxiliary hydraulic pressure control device including a supply current control device that controls the auxiliary hydraulic pressure by controlling the amount of supplied current, and
The supply current control device determines the supply current amount to the electromagnetic fluid pressure control valve in a predetermined relationship between (a) an operation force applied to the brake operation member by a driver and a fluid pressure in the pressurizing chamber. A first control unit controlled based on (b) a second control unit controlled based on a predetermined relationship between the hydraulic pressure in the pressurizing chamber and the amount of current supplied to the electromagnetic hydraulic control valve;
A target hydraulic pressure determining unit that determines a target hydraulic pressure that is a target value of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber based on the operating force of the brake operating member, and the target hydraulic pressure determined by the target hydraulic pressure determining unit Means for controlling the amount of current supplied to the electromagnetic fluid pressure control valve based on the brake fluid pressure source.

The auxiliary hydraulic pressure control device includes: (a) a brake operation force detection device that detects an operation force of the brake operation member; and (b) a detection operation force detected by the brake operation force detection device based on a predetermined setting operation force. The brake fluid pressure source according to claim 1 , further comprising: a control unit selection unit that selects the first control unit when it is small and selects the second control unit when it is equal to or greater than the set operation force.

The brake fluid pressure source includes a booster that boosts and outputs the operation force of the brake operation member, and the brake operation member is detected when the auxiliary fluid pressure control device detects that the booster is abnormal. the brake fluid pressure source according to claim 1 or 2 including a third control unit for controlling the supply current amount based operation force and the predetermined relationship between the amount of current supplied to the electromagnetic hydraulic pressure control valve .

The auxiliary hydraulic pressure control apparatus, according to claim 3 including a booster abnormality detection unit for detecting an abnormality of the booster on the basis of the supply current amount of the to the fluid pressure in the pressure chamber the electromagnetic hydraulic pressure control valve Brake fluid pressure source.

When the target hydraulic pressure determining unit detects that the booster is abnormal, the target hydraulic pressure at the time of abnormality is set so that the target hydraulic pressure with respect to the same operating force of the brake operating member is smaller than when the booster is normal. The brake fluid pressure source according to claim 4 , including a determination unit.

Wherein the auxiliary fluid pressure control device, wherein the auxiliary hydraulic, according to the any one of claims 1 to 5 comprising the output hydraulic pressure corresponding auxiliary hydraulic pressure control device which controls, based on the fluid pressure in the pressure chamber Brake fluid pressure source.

When the auxiliary hydraulic pressure control device increases the auxiliary hydraulic pressure when the auxiliary hydraulic pressure is smaller than the magnitude corresponding to the hydraulic pressure of the pressurizing chamber, and when larger than the magnitude corresponding to the hydraulic pressure of the pressurizing chamber The brake fluid pressure source according to any one of claims 1 to 6 , further comprising an increase / decrease device for reducing pressure.

Wherein said auxiliary hydraulic pressure control apparatus, any one of claims 1 to 7 including an output gradient corresponding auxiliary hydraulic pressure control apparatus is controlled on the basis of the auxiliary hydraulic pressure change gradient of the hydraulic pressure of the pressure chamber Brake fluid pressure source.

When the auxiliary hydraulic pressure control device has a change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber within a predetermined set range, the change gradient of the auxiliary hydraulic pressure is set as a predetermined set gradient, The brake hydraulic pressure source according to any one of claims 1 to 8 , further comprising an auxiliary hydraulic pressure gradient control device configured to have a magnitude corresponding to a change gradient of the hydraulic pressure in the pressurizing chamber.

The brake hydraulic pressure source according to claim 9 , wherein the set gradient is set to a value larger than a gradient according to a change gradient of hydraulic pressure in the pressurizing chamber.

The brake hydraulic pressure source according to any one of claims 1 to 10 , wherein the auxiliary hydraulic pressure control device includes a power hydraulic pressure source including an electric motor that drives the hydraulic pump.

The brake fluid pressure source according to any one of claims 1 to 11 ,
A wheel cylinder connected to the pressure chamber;
In a brake device including an independent hydraulic pressure control device that increases / decreases the hydraulic pressure of the wheel cylinder regardless of the hydraulic pressure of the pressurizing chamber,
The reservoir contains the brake fluid discharged from the wheel cylinder, and the independent hydraulic pressure control device includes an independent hydraulic pressure control pump for pumping the brake fluid from the reservoir, and an independent hydraulic pressure control pump. A brake device comprising an independent hydraulic pressure control motor for driving a pump, and the independent hydraulic pressure control motor is also used for driving an auxiliary hydraulic pressure control pump as the hydraulic pressure pump.