JP4543521B2

JP4543521B2 - Brake control device for vehicle

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Publication number: JP4543521B2
Application number: JP2000255625A
Authority: JP
Inventors: 亘田中; 敏敬浜田; 博史仁田
Original assignee: Advics Co Ltd
Current assignee: Advics Co Ltd
Priority date: 2000-03-22
Filing date: 2000-08-25
Publication date: 2010-09-15
Anticipated expiration: 2020-08-25
Also published as: JP2001334927A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、バキュームブースタで増幅されたペダル踏力に応じたマスタシリンダ圧をマスタシリンダで発生可能で、自動加圧によりペダル踏力を助勢可能な車両用制動制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、ブースタで増幅されたペダル踏力に応じたマスタシリンダ圧をマスタシリンダで発生し、該マスタシリンダ圧を各車輪のホイールシリンダへ供給可能な液圧発生手段と、前記ホイールシリンダへサーボ圧を導入して前記ホイールシリンダを自動加圧可能な加圧手段と、該加圧手段による前記サーボ圧を制御する自動加圧制御手段とを備えた車両用制動制御装置が種々提案されている。
【０００３】
また、ペダル踏力に応じたマスタシリンダ圧をマスタシリンダで発生し、該マスタシリンダ圧を各車輪のホイールシリンダへ供給可能な液圧発生手段の加圧室にサーボ圧を導入する加圧ユニットを設け、制御手段により加圧ユニットによるサーボ圧を制御すると共に該サーボ圧によりマスタシリンダを加圧するようにした装置が、例えば、ドイツ特許公開公報ＤＥ１９７０３７７６Ａ１に開示されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記した公報に開示される装置によれば、例えば、ブースタでペダル踏力を増幅する液圧発生手段を備える装置に適用することで、マスタシリンダ圧がブースタによるペダル踏力の増幅限界値（死点）に相当する所定の圧力を超えた際における制動力の低下を、前記サーボ圧でマスタシリンダを加圧して補うことができる。例えば、その制御は、入力側となるペダル入力圧を踏力センサ又はストロークセンサによりモニタするとともに、出力側となるマスタシリンダ圧を油圧センサによりモニタして行うことが考えられる。しかし、ペダル入力圧を検出するために踏力センサ又はストロークセンサを用いる必要があり、これにより製造コストが増大してしまうという問題がある。
【０００５】
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたもので、その課題は、マスタシリンダ圧がバキュームブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力を超えた際に、マスタシリンダ圧の検出値のみに基づく自動加圧制御を可能にし、コストの低減とブレーキ設計の自由度の拡大を図った車両用制動制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記問題点を解決するために、請求項１に記載の発明は、バキュームブースタで増幅されたペダル踏力に応じたマスタシリンダ圧をマスタシリンダで発生可能な液圧発生手段と、該液圧発生手段の加圧室からサーボ圧を導入して該マスタシリンダ圧を加圧可能な加圧手段と、該加圧手段によるサーボ圧を制御して該マスタシリンダ圧を自動加圧制御する自動加圧制御手段とを備え、該自動加圧制御されるマスタシリンダ圧を各車輪のホイールシリンダに供給制御して該車輪の制動力を制御する車両用制動制御装置において、前記マスタシリンダ圧を検出する圧力検出手段と、前記検出されたマスタシリンダ圧に基づき該マスタシリンダ圧の変化速度を演算するマスタシリンダ圧変化速度演算手段と、前記車両の速度を検出する車速検出手段とを備え、前記自動加圧制御手段は、前記検出されたマスタシリンダ圧が前記バキュームブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力を超えた際に、前記演算されたマスタシリンダ圧変化速度に基づき前記サーボ圧の目標値を増減させて該マスタシリンダ圧を自動加圧制御するよう構成され、前記自動加圧制御手段は、前記検出された車速が小さいときに、前記バキュームブースタの負圧不足を補うように前記マスタシリンダ圧を自動加圧制御することを要旨とする。
【０００７】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の車両用制動制御装置において、前記加圧手段は、ブレーキ液を前記加圧室へ圧送するポンプと、該ポンプを駆動するモータと、入力される制御電流に応じたサーボ圧を発生するリニア弁とからなり、前記サーボ圧の目標値と前記リニア弁の液圧−電流変換特性とに基づき、前記リニア弁に出力される制御電流を演算するリニア弁出力電流演算手段をさらに含むことを要旨とする。
【０００９】
請求項３に記載の発明は、請求項１又は２に記載の車両用制動制御装置において、前記自動加圧制御手段は、前記検出された車速が小さいほど、前記バキュームブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力を小さく設定することを要旨とする。
【００１０】
請求項４に記載の発明は、請求項１〜３のいずれか一項に記載の車両用制動制御装置において、前記自動加圧制御手段は、前記検出された車速が小さいほど、前記サーボ圧の目標値を大きく設定することを要旨とする。
【００１１】
各請求項に記載の発明によれば、検出されたマスタシリンダ圧がバキュームブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力を超えた際に、上記演算されたマスタシリンダ圧変化速度に基づきサーボ圧の目標値が増減されてマスタシリンダ圧が自動加圧制御される。従って、マスタシリンダ圧がバキュームブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力を超えた際における制動力の低下を、サーボ圧による加圧で補うことができる。これにより、車両重量が増えても、ブースタのサイズやキャリパーのシリンダ面積を大きくせずに、最大減速度を大きくすることができ、ブレーキ設計の自由度が向上する。また、出力側となるマスタシリンダ圧を検出する油圧センサ（圧力検出手段）のみを用いればよく、入力側であるペダル入力圧を検出するために踏力センサ又はストロークセンサを用いる必要がなく、コストが低減される。
【００１２】
また、検出された車速が小さいときには、バキュームブースタの負圧不足を補うようにマスタシリンダ圧が自動加圧制御される。従って、車速が小さくてバキュームブースタの負圧が不足する状態においても好適に制動力が確保される。また、車速検出手段として既存のセンサを用いればよいため、別途、バキュームブースタの負圧を検出する負圧センサなどを用いる必要がなく、コストが低減される。
【００１３】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明に係る自動加圧機能を有する車両用制動制御装置の第１実施形態を図面に基づいて説明する。
【００１４】
まず、本実施形態に係る車両用制動制御装置を、図１〜図４に基づいて説明する。この車両用制動制御装置は、図２に示すように、ブレーキ液圧を発生する液圧発生装置１１と、この装置に自動加圧のための液圧を導入する加圧手段としての加圧ユニット１２とを備える。また、本制動制御装置は、液圧発生装置１１から、車両の右前輪ＦＲ，左前輪ＦＬ，右後輪ＲＲ，及び左後輪ＲＬにそれぞれ装着されたホイールシリンダ１３〜１６へ供給されるブレーキ液圧を制御する液圧制御装置１７と、各車輪の制動力を制御する電子制御ユニット１８（図１参照）とを備えている。
【００１５】
液圧発生装置１１は、バキュームブースタ１９とマスタシリンダ２０とを備える。このマスタシリンダ２０については、シール部材等を省略して全体の構成を簡略化して示してある。液圧発生装置１１は、ブレーキペダル２１のペダル踏力が、リンク機構のてこ比で増幅されてオペレーティングロッド２２に伝わり、このロッド２２が押されるようになっている。さらに、このロッド２２を押す力は、バキュームブースタ１９で増幅されてマスタシリンダ２０の第１ピストン２３に伝わり、このピストン２３が押されるようになっている。第１ピストン２３が図２に示す原位置からばねの付勢力に抗して押されると、マスタシリンダ２０の第１加圧室２４とリザーバ２５との連通が断たれて第１加圧室２４内に液圧が発生する。この液圧により第２ピストン２６が同図に示す原位置からばねの付勢力に抗して押されると、第２加圧室２７とリザーバ２５との連通が断たれて第２加圧室２７内にも液圧が発生するようになっている。
【００１６】
このようにして、リンク機構とバキュームブースタ１９で増幅されたペダル踏力で第１ピストン２３が押されると、第１加圧室２４にペダル踏力に応じたペダル入力圧Ｐmcinのブレーキ液圧が発生する。また、このブレーキ液圧により第２ピストン２６が押されて第２加圧室２７にもブレーキ液圧が発生するようになっている。なお、以下の説明で、「バキュームブースタ１９で増圧された」とは、前記リンク機構のてこ比でペダル踏力が増幅される分も含む意味で用いる。
【００１７】
また、マスタシリンダ２０は、第１ピストン２３のブースタ側端面に液圧を作用させるための第３加圧室２８を有し、この第３加圧室２８に加圧ユニット１２で発生した液圧が導入されるようになっている。この液圧（３室圧Ｐ３）で第１ピストン２３が押されることにより、第１加圧室２４には、３室圧Ｐ３が第１ピストン２３の受圧面積比Ａで増幅された３室サーボ圧Ｐmc３のブレーキ液圧が発生するようになっている。ここで、その受圧面積比Ａは、第１，第２加圧室２４，２７と、第３加圧室２８のピストン２３の受圧面積比である。
【００１８】
このようにして、マスタシリンダ２０には、バキュームブースタ１９で増幅されたペダル踏力に応じたペダル入力圧Ｐmcin成分と、加圧ユニット１２により導入される液圧に応じた３室サーボ圧Ｐmc3 成分とを含むマスタシリンダ圧Ｐmcが発生するようになっている。
【００１９】
加圧ユニット１２は、リザーバ２５に貯留されたブレーキ液を第３加圧室２８へ圧送するポンプ２９と、ポンプ２９を駆動するモータ３０と、入力信号（制御信号）の電流値に応じた開度で開弁し、ポンプ２９から吐出されたブレーキ液をリザーバ２５側へ逃がすリニア弁３１とからなる。従って，このリニア弁３１に、電子制御ユニット（以下，単にＥＣＵという。）１８から電流値を表す制御信号を出力することにより、リニア弁３１の液圧−電流特性により、制御信号の値（電流値）に比例した液圧が第３加圧室２８に導入される。この導入される液圧は、ポンプ２９から吐出されるブレーキ液の圧とリニア弁３１の開度に応じた圧力低下分との差圧である。
【００２０】
また、マスタシリンダ２０に発生したブレーキ液圧は、前輪側と後輪側との２系統に分けて各ホイールシリンダに供給される。すなわち、マスタシリンダ２０と各車輪のホイールシリンダ１３〜１６との間を接続する液圧制御装置１７は、前後配管になっている。
【００２１】
具体的には、第１加圧室２４に発生したブレーキ液圧は、主通路３２に送られる。この主通路３２は、液圧制御装置１７のフロント系回路部を介してホイールシリンダ１３，１４にそれぞれ接続されている。すなわち、主通路３２は、その途中から２つに分かれた通路にそれぞれ設けた保持弁３３ａ，３４ａを介してホイールシリンダ１３，１４にそれぞれ接続されている。また、ホイールシリンダ１３と保持弁３３ａを接続する通路，及び、ホイールシリンダ１４と保持弁３４ａを接続する通路は、減圧弁３３ｂ及び３４ｂを介してリザーバ３８にそれぞれ接続されている。
【００２２】
一方、マスタシリンダ２０の第２加圧室２７に発生したブレーキ液圧は、主通路３７に送られる。この主通路３７は、液圧制御装置１７のリヤ系回路部を介してホイールシリンダ１５，１６にそれぞれ接続されている。すなわち、主通路３７は、その途中から２つに分かれた通路にそれぞれ設けた保持弁３５ａ，３６ａを介してホイールシリンダ１５，１６にそれぞれ接続されている。また、ホイールシリンダ１５と保持弁３５ａを接続する通路，及び、ホイールシリンダ１６と保持弁３６ａを接続する通路は、減圧弁３５ｂ及び３６ｂを介してリザーバ３９にそれぞれ接続されている。
【００２３】
保持弁３３ａ，３４ａ，３５ａ，及び３６ａは、それぞれ常開の電磁弁であり、減圧弁３３ｂ，３４ｂ，３５ｂ，及び３６ｂは、それぞれ常閉の電磁弁である。これらの電磁弁は、ＥＣＵ１８から出力される液圧制御信号（制御電流）によってそれぞれ励磁（オン）される。
【００２４】
従って、右前輪ＦＲ用の保持弁３３ａ及び減圧弁３３ｂについて代表して説明すると、保持弁３３ａが非励磁状態（オフ）でかつ減圧弁３３ｂも非励磁状態（オフ）のときには、ホイールシリンダ１３がリザーバ３８から遮断された状態でマスタシリンダ２０と連通するので、増圧状態にある。この増圧状態のとき、ホイールシリンダ１３のブレーキ液圧が増圧される。また、保持弁３３ａ及び減圧弁３３ｂが共に励磁されたとき（オンのとき）には、ホイールシリンダ１３がマスタシリンダ２０から遮断された状態でリザーバ３８と連通するので、減圧状態になる。この減圧状態のとき、ホイールシリンダ１３のブレーキ液圧が減圧される。そして、保持弁３３ａが励磁（オン）されてかつ減圧弁３３ｂが非励磁状態（オフ）のときには、ホイールシリンダ１３がマスタシリンダ２０とリザーバ３８の両方から遮断されるので、保持状態になる。この保持状態のとき、ホイールシリンダ１３のブレーキ液圧が増減されずに保持される。
【００２５】
以上の３状態を、ＥＣＵ１８から各車輪の保持弁及び減圧弁に出力する液圧制御信号のオン，オフにより切り替えることにより、各ホイールシリンダ１３〜１６へ供給するブレーキ液圧を変化させて、各車輪の制動力を個別に制御するようになっている。
【００２６】
また、液圧制御装置１７のフロント系回路部では、前記リザーバ３８に溜まったブレーキ液は、モータ４０で駆動されるポンプ４１によって汲み上げられ、ポンプ通路４２に設けた２つの逆止弁及びダンパ４３を介して保持弁３３ａ，３４ａの上流側の通路に戻される。同様に、液圧制御装置１７のリヤ系回路部でも、前記リザーバ３９に溜まったブレーキ液は、モータ４０で駆動されるポンプ４４によって汲み上げられ、ポンプ通路４５に設けた２つの逆止弁及びダンパ４６を介して保持弁３５ａ，３６ａの上流側の通路に戻されるようになっている。
【００２７】
また、前記フロント系回路部では、各ホイールシリンダ１３，１４から保持弁３３ａ，３４ａをバイパスしてマスタシリンダ２０側へブレーキ液が還流するのを許容する還流通路４７，４８が設けられている。各還流通路４７，４８には、ブレーキ液の逆流を防止する逆止弁４９，５０がそれぞれ設けられている。同様に、前記リヤ系回路部でも、各ホイールシリンダ１５，１６から保持弁３５ａ，３６ａをバイパスしてマスタシリンダ２０側へブレーキ液が還流するのを許容する還流通路５１，５２が設けられている。各還流通路５１，５２には、ブレーキ液の逆流を防止する逆止弁５３，５４がそれぞれ設けられている。
【００２８】
また、前記主通路３２には、マスタシリンダ２０で発生したブレーキ液圧としてのマスタシリンダ圧（Ｐmc）を検出する油圧センサ６２が設けられている。また、各車輪ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，及びＲＬには、それぞれの車輪速を検出する車輪速センサ６３，６４，６５，及び６６が設けられている。そして、ブレーキペダル２１には、このペダル２１が踏み込まれるとオンになるストップランプスイッチ（ＳＬＳ）６７が設けられている。
【００２９】
次に、図１に示す前記ＥＣＵ１８の構成について説明する。
ＥＣＵ１８は、車両状態に応じて加圧ユニット１２がマスタシリンダ２０の第３加圧室２８に導入する液圧（３室圧Ｐ３）を制御するとともに、ペダル踏力或いは車両状態に応じて液圧制御装置１７を駆動して各車輪の制動力を制御するようになっている。また、ＥＣＵ１８は、マスタシリンダ圧Ｐmcがバキュームブースタ１９によるペダル踏力の増幅限界値に相当する所定の圧力以上で，加圧ユニット１２により第３加圧室２８に導入する液圧（３室圧Ｐ３）を制御し、該液圧に応じた３室サーボ圧Ｐmc３でマスタシリンダ圧Ｐmcを加圧する自動加圧制御手段を構成している。前記増幅限界値は、図４に示す死点Ａに対応するマスタシリンダ圧Ｐmc１である。
【００３０】
なお、図４において、Ｂ部はペダル踏力がバキュームブースタ１９で増幅される領域で、バキュームブースタ１９からの出力圧である。Ｃ部は、ペダル踏力がバキュームブースタ１９によるアシスト力を受けずに前記リンク機構のてこ比で増幅される領域で、バキュームブースタ１９からの出力圧を示している。Ｄ部は、第３加圧室２８に導入される液圧で例えばｂ´，ｂで示す圧力分だけ加圧された３室サーボ圧Ｐmc３成分と、ペダル踏力に応じたペダル入力圧Ｐmcin成分との和であるマスタシリンダ圧Ｐmcが出力される領域を示している。
【００３１】
このＥＣＵ１８は、マイクロコンピュータを主体として構成される電子制御ユニットである。具体的には、ＥＣＵ１８は、ＣＰＵ（中央演算処理装置）７０と、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）７１と、ＲＯＭ（リードオンリーメモリ）７２と、入力回路部７３、及び出力回路部７４等により構成されている。
【００３２】
その入力回路部７３には、前記油圧センサ６２、ストップランプスイッチ６７、及び車輪速センサ６３〜６６が接続されている。この他に、入力回路部７３には、舵角を検出する舵角センサ８１、車両に生じる前後及び横方向の加速度を検出する車両加速度センサ８２，及び車両に生じるヨーレートを検出するヨーレートセンサ８３等が接続されている。また、出力回路部７４には、加圧ユニット１２のモータ３０及びリニア弁３１、液圧制御装置１７の保持弁３３ａ，３４ａ，３５ａ，３６ａ、減圧弁３３ｂ，３４ｂ，３５ｂ，３６ｂ，及びモータ４０等が接続されている。
【００３３】
また、ＥＣＵ１８には、油圧センサ６２で検出されたマスタシリンダ圧Ｐmcの前回値（図４のＰmc）と今回値（図４のＰmc´）からマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcを演算するＭ／Ｃ圧変化速度演算部７６と、該変化速度に応じてサーボ圧目標値Ｐmc3tを演算するサーボ圧目標値演算部７７とが設けられている。また、ＥＣＵ１８には、サーボ圧目標値Ｐmc3tと、第１，第２加圧室２４，２７と、第３加圧室２８のピストンの受圧面積比Ａと、リニア弁３１の液圧−電流変換マップ（Ｉ−Ｐマップ）とから、リニア弁出力電流Ｉを演算するリニア弁出力電流演算部７８が設けられている。
【００３４】
また、ＥＣＵ１８には、車両制動時に車輪のロックを防止するように、各車輪に付与される制動力を制御するために液圧制御装置１７を制御するアンチスキッド制御部７９や、車両駆動時に駆動輪のスリップを防止するように、駆動輪に対して制動力を付与するために加圧ユニット１２及び液圧制御装置１７を制御するトラクション制御部８０が設けられている。
【００３５】
以下、ＥＣＵ１８が実行する処理の内容とともに、本実施形態に係る車両用制動制御装置の動作について、図３を参照して説明する。
図３のフローチャートで示すルーチンは、車両のイグニッションスイッチ（図示省略）がオンになると起動し、必要な初期設定を行った後、まずステップＳ１００において、油圧センサ６２、車輪速センサ６３〜６６、舵角センサ８１、車両加速度センサ８２，及びヨーレートセンサ８３等から出力される検出信号を読み込む入力処理と、マスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcを下記の（１）式により演算する処理を行う。
【００３６】
ｄＰmc＝Ｐmc´−Ｐmc （１）式
次にステップＳ１０１に進み、各車輪の車輪速度、車輪加速度、車両の重心位置及び各車輪位置における各推定車体速度及び各車輪の実スリップ率等が求められる。
【００３７】
この後、ステップＳ１０２へ進みＨＡＢ制御開始判定を行う。ここで、ＨＡＢ制御とは、あるマスタシリンダ圧以上で，例えば前記増幅限界値に相当する所定の圧力以上で行う３室加圧（第３加圧室２８室の加圧）によるポンプサーボ制御のことである。
【００３８】
ステップＳ１０２の判定は、油圧センサ６２で検出されたマスタシリンダ圧ＰmcがＨＡＢ制御開始判定の基準値ＫＰＭＣ（例えば、ＫＰＭＣ＝増幅限界値Ｐmc1 ）より大きければ、ステップＳ１０４へ進み、そうでなければステップＳ１０７へ戻る。
【００３９】
このステップＳ１０４では、３室サーボ圧目標値Ｐmc3t(n) を、下記の（２）式により演算する。
Ｐmc3t(n) ＝Ｐmc3t(n−１)+ｄＰmc＊(Rsp-1)/Rsp （２）式
ここで、Ｐmc3t(n−１) は、３室サーボ圧目標値の前回演算値で、Rsp は設定サーボ比である。
【００４０】
この演算後、ステップＳ１０６へ進み、リニア弁出力電流Ｉを下記の（３）式により演算する。
Ｉ＝Ｆ（Ｐmc3t(n) ＊Ｒarea) （３）式
この後、ステップＳ１０７へ進み、アンチスキッド制御等の各種制御モードが設定され、各種制御モードに供する目標スリップ率が設定される。
【００４１】
この後、ステップＳ１０８へ進み、ステップＳ１０６で演算した電流Ｉをリニア弁３１へ出力する。これにより、リニア弁３１は、その電流Ｉに応じた開度で開き、その液圧−電流変換特性から電流Ｉに比例した液圧（３室圧Ｐ３）が第３加圧室２８に導入され、マスタシリンダ２０に、前記目標値Ｐmc3t(n) の３室サーボ圧が発生し、このサーボ圧とバキュームブースタ１９で増幅されたペダル踏力に応じて発生した液圧（ペダル入力圧）の和により、マスタシリンダが加圧される。なお、このステップＳ１０８の液圧サーボ制御では、各種制御モードに応じて、加圧ユニット１２及び液圧制御装置１７が適宜駆動制御され、各車輪に付与される制動力が制御される。
【００４２】
この後、ステップＳ１００へ戻る。以上のルーチンを所定時間毎に実行する。
以上のように構成された本実施形態によれば、以下の効果を奏する。
（１）マスタシリンダ圧Ｐmcが図４に示す増幅限界圧Ｐmc1 を超えた領域における制動力の低下を、３室サーボ圧Ｐmc3tによる加圧で補うことができる。これにより、車両重量が増えても、ブースタのサイズやキャリパーのシリンダ面積等を大きくせずに、最大減速度を大きくすることができ、ブレーキ設計の自由度を高めることができる。
（２）油圧センサ６２で検出したマスタシリンダ圧Ｐmcの前回値（Ｐmc）と今回値（Ｐmc´）からマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcを求め、該変化速度に応じて３室サーボ圧目標値Ｐmc3tを増減させるので、出力側となるマスタシリンダ圧Ｐmcを検出する油圧センサ６２のみを用いればよく、入力側であるペダル入力圧を検出するために踏力センサ又はストロークセンサを用いる必要がない。したがって、コストを低減することができる。
【００４３】
（第２実施形態）
以下、本発明に係る自動加圧機能を有する車両用制動制御装置の第２実施形態を図面に基づいて説明する。なお、第２実施形態は、車速が小さいときにバキュームブースタ１９の負圧不足を補うようにマスタシリンダ圧の自動加圧を補正するようにしたことのみが第１実施形態と異なる構成であるため、同様の部分についてはその詳細な説明は省略する。
【００４４】
以下、ＥＣＵ１８が実行する処理の内容とともに、本実施形態に係る車両用制動制御装置の動作について、図５及び図６を参照して説明する。
図５のフローチャートで示すルーチンは、車両のイグニッションスイッチ（図示省略）がオンになると起動し、必要な初期設定を行った後、まずステップＳ２００において、第１実施形態と同様の入力処理及びマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcの演算処理を行う。
【００４５】
次にステップＳ２０１に進み、各車輪の車輪速度、車輪加速度、車両の重心位置及び各車輪の実スリップ率等に加えて、推定車体速度が求められる。なお、推定車体速度は、例えば各車輪の車輪速度に基づき周知の演算式を用いて求められる。
【００４６】
次にステップＳ２０２に進み、ステップＳ２０１において求められた推定車体速度に基づきＨＡＢ制御開始判定マスタシリンダ圧Ｐmc0 が演算される。詳述すると、推定車体速度に対するＨＡＢ制御開始判定マスタシリンダ圧Ｐmc0 のマップがＲＯＭ７２に格納されており、このマップに基づきＨＡＢ制御開始判定マスタシリンダ圧Ｐmc0 が演算される。このマップは、推定車体速度が小さいほどＨＡＢ制御開始判定マスタシリンダ圧Ｐmc0 が小さくなるように設定されている。これは、車両の速度が小さいときに不足傾向となるバキュームブースタ１９の負圧を補うため、マスタシリンダ圧Ｐmcのより小さい状態においてマスタシリンダ圧の自動加圧を開始するためである。すなわち、図６に示されるように、バキュームブースタ１９に通常の負圧が発生している場合には、死点Ａに対応するマスタシリンダ圧Ｐmc１（バキュームブースタ１９によるペダル踏力の通常の増幅限界値）に相当する所定の圧力以上で、加圧ユニット１２によるマスタシリンダ圧の自動加圧を開始する。これに対して、バキュームブースタ１９の負圧が不足する状態においては、対応するマスタシリンダ圧が上記マスタシリンダ圧Ｐmc1 よりも小さい死点Ａ’において、ペダル踏力がバキュームブースタ１９によるアシスト力を受けずに前記リンク機構のてこ比で増幅される領域（Ｃ’部）に移行してしまう。従って、バキュームブースタ１９の負圧が不足する状態においては、マスタシリンダ圧Ｐmcのより小さい状態においてマスタシリンダ圧の自動加圧を開始することで、同負圧不足の影響を抑制している。
【００４７】
この後、ステップＳ２０３へ進みＨＡＢ制御開始判定を行う。この判定は、油圧センサ６２で検出されたマスタシリンダ圧ＰmcがステップＳ２０２において演算されたＨＡＢ制御開始判定マスタシリンダ圧Ｐmc0 より大きければステップＳ２０４へ進み、そうでなければそのままステップＳ２００へ戻る。
【００４８】
ステップＳ２０４では、ステップＳ２０１において求められた推定車体速度に基づきＨＡＢ制御ゲインＧhab が演算される。詳述すると、推定車体速度に対するＨＡＢ制御ゲインＧhab のマップがＲＯＭ７２に格納されており、このマップに基づきＨＡＢ制御ゲインＧhab が演算される。このマップは、値「１」を基準として推定車体速度が小さいほどＨＡＢ制御ゲインＧhab が大きくなるように設定されている。
【００４９】
この後、ステップＳ２０５へ進み、第１実施形態のステップＳ１０４と同様にして３室サーボ圧目標値Ｐmc3t(n) を演算し、この３室サーボ圧目標値Ｐmc3t(n) に基づきリニア弁出力電流Ｉを下記の（４）式により演算する。
【００５０】
Ｉ＝Ｆ（Ｐmc3t(n) ＊Ｒarea) ＊Ｇhab （４）式
第１実施形態でのリニア弁出力電流をＨＡＢ制御ゲインＧhab に基づき補正するのは、車両の速度が小さいときに不足傾向となるバキュームブースタ１９の負圧を補うため、より早い応答速度でマスタシリンダ圧を自動加圧するためである。すなわち、バキュームブースタ１９の負圧が不足する状態においてリニア弁出力電流Ｉをより大きく演算・設定（実質的に、目標とする３室サーボ圧をより大きく演算・設定）することで、図６に示されるように、３室サーボ圧Ｐmc３成分及びペダル踏力に応じたペダル入力圧Ｐmcin成分の和であるマスタシリンダ圧が出力される領域（Ｄ’部）の傾きを通常の傾きよりも大きくし、同負圧不足の影響を抑制している。
【００５１】
この演算後、ステップＳ２０６へ進み、ステップＳ２０５で演算した電流Ｉをリニア弁３１へ出力する。これにより、リニア弁３１は、その電流Ｉに応じた開度で開き、その液圧−電流変換特性から電流Ｉに比例した液圧（３室圧Ｐ３）が第３加圧室２８に導入され、マスタシリンダ２０に、前記目標値Ｐmc3t(n) よりも大きな３室サーボ圧が発生し、このサーボ圧とバキュームブースタ１９で増幅されたペダル踏力に応じて発生した液圧（ペダル入力圧）の和により、マスタシリンダが加圧される。
【００５２】
この後、ステップＳ２００へ戻る。以上のルーチンを所定時間毎に実行する。
なお、このようにマスタシリンダ圧が調整された状態において、そのときの制御モードに応じて液圧制御装置１７の保持弁３３ａ，３４ａ，３５ａ，３６ａ、減圧弁３３ｂ，３４ｂ，３５ｂ，３６ｂ、モータ４０等が制御され、各車輪の制動力が制御されるのは第１実施形態と同様である。
【００５３】
以上詳述したように、本実施形態によれば、前記第１実施形態における（１）及び（２）の効果に加えて以下に示す効果が得られるようになる。
（１）本実施形態では、推定車体速度が小さいときには、バキュームブースタ１９の負圧不足を補うようにマスタシリンダ圧の自動加圧が補正される。従って、車速が小さくてバキュームブースタ１９の負圧が不足する状態においても好適に制動力を確保することができる。
【００５４】
また、既存のセンサを用いて推定車体速度を演算・検出すればよいため、別途、バキュームブースタ１９の負圧を検出する負圧センサなどを用いる必要がなく、コストを低減することができる。
（変形例）
なお、この発明は以下のように変更して具体化することもできる。
【００５５】
・前記第１実施形態において、バキュームブースタ１９に代えて、上記従来技術に開示されたような油圧倍力機構でペダル踏力を増幅するようにしてもよい。
この場合、油圧倍力機構のブースタ室には、前記車両状態量に応じて加圧ユニット１２で発生させた液圧を導入し、この液圧でブースタピストンを押すように構成する。
【００５６】
・前記第１実施形態において、ポンプサーボ制御開始条件として、Ｐmc＞KPMCとしているが、このKPMCは負圧検知手段により可変にしてもよい。
・前記第２実施形態においては、ＨＡＢ制御開始判定マスタシリンダ圧Ｐmc0 及びＨＡＢ制御ゲインＧhab の各演算を推定車体速度に基づき行ったが、例えば車両のコンビネーションパネルの速度計に表示するために検出される車速に基づき行ってもよい。
【００５７】
・前記第２実施形態においては、リニア弁出力電流ＩをＨＡＢ制御ゲインＧhab に基づき補正することで、実質的に目標とする３室サーボ圧を補正するようにしたが、３室サーボ圧の目標値（Ｐmc3t(n) ）を直接、補正してもよい。
【００５８】
・前記第２実施形態においては、バキュームブースタ１９の負圧不足を補うために、ブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力（Ｐmc0 ）及びサーボ圧の目標値（Ｐmc3t(n) ）の両方を補正したが、これらのいずれかのみを補正するようにしてもよい。このように変更をしても前記第２実施形態と同様の効果が得られる。
【００５９】
・前記各実施形態では、マスタシリンダ２０と各車輪のホイールシリンダ１３〜１６との間を接続する液圧制御装置１７は、前後配管になっているが、液圧制御装置１７をいわゆるＸ配管にしてもよい。
【００６０】
・前記各実施形態において、タンデム型のマスタシリンダ２０に代えて、ピストンが１つのマスタシリンダを用いてもよい。
【００６１】
【発明の効果】
以上説明したように、各請求項に係る発明によれば、マスタシリンダ圧がバキュームブースタによる増幅限界値に相当する所定の圧力を超えた際に、マスタシリンダ圧の検出値のみに基づく自動加圧制御を行うことができ、これにより、コストの低減とブレーキ設計の自由度の拡大を図ることができる。
【００６２】
また、車速が小さくてバキュームブースタの負圧が不足する状態においても好適に制動力を確保することができる。また、車速検出手段として既存のセンサを用いればよいため、別途、バキュームブースタの負圧を検出する負圧センサなどを用いる必要がなく、コストを低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態の概略構成を示すブロック図。
【図２】同実施形態の全体を示す概略構成図。
【図３】同実施形態の動作を示すフローチャート。
【図４】同実施形態で行うＨＡＢ制御方法の説明図。
【図５】第２実施形態の動作を示すフローチャート。
【図６】同実施形態で行うＨＡＢ制御方法の説明図。
【符号の説明】
１１…液圧発生装置（液圧発生手段）、１２…加圧ユニット（加圧手段）、１８…電子制御ユニット（自動加圧制御手段）、１９…バキュームブースタ、２０…マスタシリンダ、２８…第３加圧室（加圧室）、６２…油圧センサ（圧力検出手段）、６３〜６６…車輪速センサ（車速検出手段）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicular brake control apparatus that can generate a master cylinder pressure corresponding to a pedal depression force amplified by a vacuum booster in a master cylinder and assist a pedal depression force by automatic pressure application.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a master cylinder pressure corresponding to the pedal depression force amplified by the booster is generated in the master cylinder, the hydraulic pressure generating means capable of supplying the master cylinder pressure to the wheel cylinder of each wheel, and the servo pressure applied to the wheel cylinder. Various vehicle braking control devices have been proposed that include a pressurizing unit that can automatically pressurize the wheel cylinder and an automatic pressurizing control unit that controls the servo pressure by the pressurizing unit.
[0003]
There is also a pressurization unit that introduces servo pressure into the pressurization chamber of the hydraulic pressure generating means that generates the master cylinder pressure according to the pedal depression force in the master cylinder and can supply the master cylinder pressure to the wheel cylinder of each wheel. An apparatus in which the servo pressure by the pressurizing unit is controlled by the control means and the master cylinder is pressurized by the servo pressure is disclosed, for example, in German Patent Publication DE19703776A1.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
According to the device disclosed in the above publication, for example, by applying the device to a device having a hydraulic pressure generating means for amplifying the pedal depression force with the booster, the master cylinder pressure is the amplification limit value (dead point) of the pedal depression force with the booster. It is possible to compensate for a decrease in braking force when the pressure exceeds a predetermined pressure by pressurizing the master cylinder with the servo pressure. For example, the control may be performed by monitoring the pedal input pressure on the input side with a pedal force sensor or a stroke sensor and monitoring the master cylinder pressure on the output side with a hydraulic sensor. However, it is necessary to use a pedal force sensor or a stroke sensor in order to detect the pedal input pressure, which increases the manufacturing cost.
[0005]
The present invention has been made paying attention to such conventional problems, and the problem is that when the master cylinder pressure exceeds a predetermined pressure corresponding to the amplification limit value by the vacuum booster, the master cylinder pressure is reduced. An object of the present invention is to provide a vehicular brake control device that enables automatic pressurization control based only on a detection value, thereby reducing costs and increasing the degree of freedom in brake design.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the invention described in claim 1 is directed to a hydraulic pressure generating means capable of generating a master cylinder pressure corresponding to a pedal depression force amplified by a vacuum booster in the master cylinder, and the hydraulic pressure generating means. Pressurizing means capable of introducing the servo pressure from the pressurizing chamber to pressurize the master cylinder pressure, and automatic pressurization control for controlling the servo pressure by the pressurizing means to automatically control the master cylinder pressure. Means for detecting the master cylinder pressure in a vehicular braking control device for controlling the braking force of the wheels by controlling the supply of the master cylinder pressure controlled by the automatic pressurization to the wheel cylinders of each wheel. means, a master cylinder pressure change speed calculating means for calculating a change rate of the master cylinder pressure on the basis of the detected master cylinder pressure, vehicle speed detecting means for detecting a speed of the vehicle Wherein the automatic pressurization control means, a predetermined pressure which the detected master cylinder pressure corresponds to the amplification limit value by the vacuum booster upon exceeded, the servo based on the master cylinder pressure change rate, which is the arithmetic The master cylinder pressure is automatically controlled to increase / decrease by increasing / decreasing the target pressure value, and the automatic pressure control means compensates for the negative pressure shortage of the vacuum booster when the detected vehicle speed is low. The gist is to automatically control the master cylinder pressure .
[0007]
According to a second aspect of the present invention, in the vehicular braking control apparatus according to the first aspect, the pressurizing means includes a pump that pumps brake fluid to the pressurizing chamber, a motor that drives the pump, and an input A linear valve that generates a servo pressure according to the control current, and calculates a control current output to the linear valve based on a target value of the servo pressure and a fluid pressure-current conversion characteristic of the linear valve The gist further includes linear valve output current calculating means.
[0009]
According to a third aspect of the present invention, in the vehicular braking control device according to the first or second aspect , the automatic pressurization control means corresponds to an amplification limit value by the vacuum booster as the detected vehicle speed is smaller. The gist is to set the predetermined pressure to be small.
[0010]
According to a fourth aspect of the present invention, in the vehicular braking control apparatus according to any one of the first to third aspects, the automatic pressurizing control means is configured to reduce the servo pressure as the detected vehicle speed decreases. The gist is to set a large target value.
[0011]
According to the invention described in the claims, the predetermined pressure detected master cylinder pressure corresponds to the amplification limit value by the vacuum booster upon exceeded, the servo pressure based on the master cylinder pressure change rate, which is the operational The target value is increased or decreased and the master cylinder pressure is automatically pressurized. Therefore, a decrease in braking force when the master cylinder pressure exceeds a predetermined pressure corresponding to the amplification limit value by the vacuum booster can be compensated by pressurization by the servo pressure. As a result, even if the vehicle weight increases, the maximum deceleration can be increased without increasing the size of the booster or the cylinder area of the caliper, and the degree of freedom in brake design is improved. Further, it is only necessary to use a hydraulic sensor (pressure detection means) for detecting the master cylinder pressure on the output side, and it is not necessary to use a pedaling force sensor or a stroke sensor to detect the pedal input pressure on the input side, which is costly. Reduced.
[0012]
When the detected vehicle speed is low, the master cylinder pressure is automatically pressurized to compensate for the lack of negative pressure in the vacuum booster. Therefore, the braking force is suitably ensured even in a state where the vehicle speed is low and the negative pressure of the vacuum booster is insufficient. Further, since an existing sensor may be used as the vehicle speed detecting means, it is not necessary to separately use a negative pressure sensor or the like that detects the negative pressure of the vacuum booster, and the cost is reduced.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of a vehicle brake control device having an automatic pressurizing function according to the present invention will be described with reference to the drawings.
[0014]
First, a vehicle brake control device according to the present embodiment will be described with reference to FIGS. As shown in FIG. 2, the vehicle braking control device includes a hydraulic pressure generating device 11 that generates a brake hydraulic pressure, and a pressurizing unit as a pressurizing unit that introduces a hydraulic pressure for automatic pressurization into the device. 12. Further, the brake control device is supplied with brakes supplied from the hydraulic pressure generator 11 to the wheel cylinders 13 to 16 mounted on the right front wheel FR, the left front wheel FL, the right rear wheel RR, and the left rear wheel RL of the vehicle, respectively. A hydraulic pressure control device 17 that controls the hydraulic pressure and an electronic control unit 18 (see FIG. 1) that controls the braking force of each wheel are provided.
[0015]
The hydraulic pressure generator 11 includes a vacuum booster 19 and a master cylinder 20. The master cylinder 20 is shown by simplifying the entire configuration by omitting a seal member and the like. In the hydraulic pressure generator 11, the pedal effort of the brake pedal 21 is amplified by the lever ratio of the link mechanism and transmitted to the operating rod 22, and the rod 22 is pushed. Further, the force that pushes the rod 22 is amplified by the vacuum booster 19 and transmitted to the first piston 23 of the master cylinder 20 so that the piston 23 is pushed. When the first piston 23 is pushed against the biasing force of the spring from the original position shown in FIG. 2, the communication between the first pressurizing chamber 24 of the master cylinder 20 and the reservoir 25 is cut off, and the first pressurizing chamber 24 is disconnected. Hydraulic pressure is generated inside. When the second piston 26 is pushed against the urging force of the spring from the original position shown in the figure by this hydraulic pressure, the communication between the second pressurizing chamber 27 and the reservoir 25 is cut off and the second pressurizing chamber 27 is disconnected. A hydraulic pressure is also generated inside.
[0016]
Thus, when the first piston 23 is pushed by the pedal depression force amplified by the link mechanism and the vacuum booster 19, the brake fluid pressure of the pedal input pressure Pmcin corresponding to the pedal depression force is generated in the first pressurizing chamber 24. . The second piston 26 is pushed by this brake fluid pressure, and the brake fluid pressure is also generated in the second pressurizing chamber 27. In the following description, “increased pressure by the vacuum booster 19” is used to mean that the pedal depression force is amplified by the lever ratio of the link mechanism.
[0017]
The master cylinder 20 has a third pressurizing chamber 28 for applying a hydraulic pressure to the booster side end face of the first piston 23, and the hydraulic pressure generated by the pressurizing unit 12 in the third pressurizing chamber 28. Has been introduced. When the first piston 23 is pushed by this hydraulic pressure (three chamber pressure P3), the three chamber servo in which the three chamber pressure P3 is amplified by the pressure receiving area ratio A of the first piston 23 in the first pressurizing chamber 24. A brake fluid pressure of pressure Pmc3 is generated. Here, the pressure receiving area ratio A is the pressure receiving area ratio of the pistons 23 of the first and second pressurizing chambers 24 and 27 and the third pressurizing chamber 28.
[0018]
In this way, the master cylinder 20 has a pedal input pressure Pmcin component corresponding to the pedal depression force amplified by the vacuum booster 19 and a three-chamber servo pressure Pmc3 component corresponding to the hydraulic pressure introduced by the pressurizing unit 12. The master cylinder pressure Pmc including is generated.
[0019]
The pressurizing unit 12 includes a pump 29 that pumps the brake fluid stored in the reservoir 25 to the third pressurizing chamber 28, a motor 30 that drives the pump 29, and an opening corresponding to the current value of the input signal (control signal). And a linear valve 31 for releasing the brake fluid discharged from the pump 29 to the reservoir 25 side. Therefore, by outputting a control signal representing a current value from the electronic control unit (hereinafter simply referred to as ECU) 18 to the linear valve 31, the value of the control signal (current) is determined by the hydraulic pressure-current characteristics of the linear valve 31. Fluid pressure proportional to the value) is introduced into the third pressurizing chamber 28. This introduced hydraulic pressure is a differential pressure between the pressure of the brake fluid discharged from the pump 29 and the pressure drop corresponding to the opening degree of the linear valve 31.
[0020]
Further, the brake hydraulic pressure generated in the master cylinder 20 is supplied to each wheel cylinder in two systems of the front wheel side and the rear wheel side. That is, the hydraulic control device 17 that connects between the master cylinder 20 and the wheel cylinders 13 to 16 of each wheel is a front and rear pipe.
[0021]
Specifically, the brake fluid pressure generated in the first pressurizing chamber 24 is sent to the main passage 32. The main passage 32 is connected to the wheel cylinders 13 and 14 via the front system circuit portion of the hydraulic pressure control device 17, respectively. That is, the main passage 32 is connected to the wheel cylinders 13 and 14 via holding valves 33a and 34a respectively provided in two passages divided from the middle. The passage connecting the wheel cylinder 13 and the holding valve 33a and the passage connecting the wheel cylinder 14 and the holding valve 34a are connected to the reservoir 38 via pressure reducing valves 33b and 34b, respectively.
[0022]
On the other hand, the brake fluid pressure generated in the second pressurizing chamber 27 of the master cylinder 20 is sent to the main passage 37. The main passage 37 is connected to the wheel cylinders 15 and 16 via the rear system circuit portion of the hydraulic pressure control device 17. That is, the main passage 37 is connected to the wheel cylinders 15 and 16 via holding valves 35a and 36a respectively provided in two passages divided from the middle. The passage connecting the wheel cylinder 15 and the holding valve 35a and the passage connecting the wheel cylinder 16 and the holding valve 36a are connected to the reservoir 39 via pressure reducing valves 35b and 36b, respectively.
[0023]
The holding valves 33a, 34a, 35a, and 36a are normally open electromagnetic valves, and the pressure reducing valves 33b, 34b, 35b, and 36b are respectively normally closed electromagnetic valves. These solenoid valves are respectively excited (turned on) by a hydraulic pressure control signal (control current) output from the ECU 18.
[0024]
Therefore, the holding valve 33a and the pressure reducing valve 33b for the right front wheel FR will be described as a representative. When the holding valve 33a is in a non-excited state (off) and the pressure reducing valve 33b is also in a non-excited state (off), the wheel cylinder 13 is Since it communicates with the master cylinder 20 in a state of being shut off from the reservoir 38, the pressure is increased. In this increased pressure state, the brake fluid pressure in the wheel cylinder 13 is increased. Further, when both the holding valve 33a and the pressure reducing valve 33b are excited (when turned on), the wheel cylinder 13 communicates with the reservoir 38 while being disconnected from the master cylinder 20, so that the pressure is reduced. In this reduced pressure state, the brake fluid pressure in the wheel cylinder 13 is reduced. When the holding valve 33a is energized (ON) and the pressure reducing valve 33b is in the non-excited state (OFF), the wheel cylinder 13 is disconnected from both the master cylinder 20 and the reservoir 38, so that the holding state is established. In this holding state, the brake fluid pressure of the wheel cylinder 13 is held without being increased or decreased.
[0025]
By switching the above three states by turning on / off the hydraulic pressure control signal output from the ECU 18 to the holding valve and the pressure reducing valve of each wheel, the brake hydraulic pressure supplied to each wheel cylinder 13 to 16 is changed, The braking force of the wheel is individually controlled.
[0026]
In the front system circuit portion of the hydraulic pressure control device 17, the brake fluid accumulated in the reservoir 38 is pumped up by a pump 41 driven by a motor 40, and two check valves and a damper 43 provided in the pump passage 42. Is returned to the passage on the upstream side of the holding valves 33a, 34a. Similarly, also in the rear system circuit portion of the hydraulic pressure control device 17, the brake fluid accumulated in the reservoir 39 is pumped up by the pump 44 driven by the motor 40, and two check valves and dampers provided in the pump passage 45 are provided. 46 is returned to the passage on the upstream side of the holding valves 35a, 36a.
[0027]
The front system circuit section is provided with reflux passages 47 and 48 that allow the brake fluid to recirculate from the wheel cylinders 13 and 14 to the master cylinder 20 by bypassing the holding valves 33a and 34a. The return passages 47 and 48 are provided with check valves 49 and 50 for preventing the backflow of the brake fluid, respectively. Similarly, the rear system circuit portion is also provided with return passages 51 and 52 that allow the brake fluid to return from the wheel cylinders 15 and 16 to the master cylinder 20 by bypassing the holding valves 35a and 36a. . The return passages 51 and 52 are provided with check valves 53 and 54, respectively, for preventing the backflow of the brake fluid.
[0028]
The main passage 32 is provided with a hydraulic sensor 62 for detecting a master cylinder pressure (Pmc) as a brake fluid pressure generated in the master cylinder 20. Each wheel FR, FL, RR, and RL is provided with wheel speed sensors 63, 64, 65, and 66 for detecting the respective wheel speeds. The brake pedal 21 is provided with a stop lamp switch (SLS) 67 that is turned on when the pedal 21 is depressed.
[0029]
Next, the configuration of the ECU 18 shown in FIG. 1 will be described.
The ECU 18 controls the hydraulic pressure (three-chamber pressure P3) that the pressurizing unit 12 introduces into the third pressurizing chamber 28 of the master cylinder 20 according to the vehicle state, and also controls the hydraulic pressure according to the pedal depression force or the vehicle state. The device 17 is driven to control the braking force of each wheel. Further, the ECU 18 determines that the master cylinder pressure Pmc is equal to or higher than a predetermined pressure corresponding to the amplification limit value of the pedal depression force by the vacuum booster 19 and is introduced into the third pressurizing chamber 28 by the pressurizing unit 12 (three-chamber pressure P3). ) And an automatic pressurization control means for pressurizing the master cylinder pressure Pmc with the three-chamber servo pressure Pmc3 corresponding to the hydraulic pressure. The amplification limit value is the master cylinder pressure Pmc1 corresponding to the dead point A shown in FIG.
[0030]
In FIG. 4, portion B is an area where the pedal depression force is amplified by the vacuum booster 19, and is an output pressure from the vacuum booster 19. Section C shows the output pressure from the vacuum booster 19 in a region where the pedal depression force is amplified by the lever ratio of the link mechanism without receiving the assist force from the vacuum booster 19. Part D includes a three-chamber servo pressure Pmc3 component pressurized by the amount of pressure indicated by b ′ and b, for example, with the hydraulic pressure introduced into the third pressurizing chamber 28, and a pedal input pressure Pmcin component corresponding to the pedal effort. The area in which the master cylinder pressure Pmc that is the sum of the two is output is shown.
[0031]
The ECU 18 is an electronic control unit mainly composed of a microcomputer. Specifically, the ECU 18 includes a CPU (Central Processing Unit) 70, a RAM (Random Access Memory) 71, a ROM (Read Only Memory) 72, an input circuit unit 73, an output circuit unit 74, and the like. ing.
[0032]
The hydraulic pressure sensor 62, stop lamp switch 67, and wheel speed sensors 63 to 66 are connected to the input circuit portion 73. In addition, the input circuit unit 73 includes a steering angle sensor 81 that detects a steering angle, a vehicle acceleration sensor 82 that detects longitudinal and lateral accelerations generated in the vehicle, a yaw rate sensor 83 that detects a yaw rate generated in the vehicle, and the like. Is connected. The output circuit unit 74 includes a motor 30 and a linear valve 31 of the pressurizing unit 12, holding valves 33 a, 34 a, 35 a and 36 a, pressure reducing valves 33 b, 34 b, 35 b and 36 b, and a motor 40. Etc. are connected.
[0033]
Further, the ECU 18 determines the master cylinder pressure change speed dPmc from the previous value (Pmc in FIG. 4) and the current value (Pmc ′ in FIG. 4) of the master cylinder pressure Pmc detected by the hydraulic sensor 62. A change speed calculation unit 76 and a servo pressure target value calculation unit 77 for calculating the servo pressure target value Pmc3t according to the change speed are provided. The ECU 18 also includes a servo pressure target value Pmc3t, a pressure receiving area ratio A of the pistons of the first and second pressurizing chambers 24 and 27, and the third pressurizing chamber 28, and a hydraulic pressure-current conversion of the linear valve 31. A linear valve output current calculator 78 for calculating the linear valve output current I from the map (I-P map) is provided.
[0034]
In addition, the ECU 18 includes an anti-skid control unit 79 that controls the hydraulic pressure control device 17 to control the braking force applied to each wheel so as to prevent the wheel from being locked during vehicle braking, and is driven when the vehicle is driven. In order to prevent the wheels from slipping, a traction control unit 80 is provided to control the pressurizing unit 12 and the hydraulic pressure control device 17 in order to apply a braking force to the drive wheels.
[0035]
Hereinafter, the operation of the vehicle brake control device according to the present embodiment, together with the contents of the processing executed by the ECU 18, will be described with reference to FIG.
The routine shown in the flowchart of FIG. 3 is activated when an ignition switch (not shown) of the vehicle is turned on, and after making necessary initial settings, first, in step S100, the hydraulic sensor 62, the wheel speed sensors 63 to 66, the rudder An input process for reading detection signals output from the angle sensor 81, the vehicle acceleration sensor 82, the yaw rate sensor 83, and the like, and a process for calculating the master cylinder pressure change rate dPmc by the following equation (1) are performed.
[0036]
dPmc = Pmc′−Pmc (1) Formula Next, the process proceeds to step S101, where the wheel speed, wheel acceleration, the center of gravity position of the vehicle, the estimated vehicle body speed at each wheel position, the actual slip ratio of each wheel, and the like are obtained. .
[0037]
Thereafter, the process proceeds to step S102, where HAB control start determination is performed. Here, HAB control refers to pump servo control by three-chamber pressurization (pressurization of the third pressurization chamber 28 chamber) performed at a pressure not less than a certain master cylinder pressure, for example, not less than a predetermined pressure corresponding to the amplification limit value. That is.
[0038]
The determination in step S102 proceeds to step S104 if the master cylinder pressure Pmc detected by the hydraulic sensor 62 is larger than a reference value KPMC (for example, KPMC = amplification limit value Pmc1) for HAB control start determination. Return to S107.
[0039]
In this step S104, the three-chamber servo pressure target value Pmc3t (n) is calculated by the following equation (2).
Pmc3t (n) = Pmc3t (n-1) + dPmc * (Rsp-1) / Rsp (2) where Pmc3t (n-1) is the previous calculation value of the three-chamber servo pressure target value, and Rsp is It is the set servo ratio.
[0040]
After this calculation, the process proceeds to step S106, and the linear valve output current I is calculated by the following equation (3).
I = F (Pmc3t (n) * Rarea) (3) After this, the process proceeds to step S107, where various control modes such as anti-skid control are set, and the target slip ratio used for the various control modes is set.
[0041]
Thereafter, the process proceeds to step S108, and the current I calculated in step S106 is output to the linear valve 31. As a result, the linear valve 31 opens at an opening corresponding to the current I, and the hydraulic pressure (three-chamber pressure P3) proportional to the current I is introduced into the third pressurizing chamber 28 from the hydraulic pressure-current conversion characteristics. The three-chamber servo pressure of the target value Pmc3t (n) is generated in the master cylinder 20, and the sum of the servo pressure and the hydraulic pressure (pedal input pressure) generated according to the pedal depression force amplified by the vacuum booster 19 is generated. The master cylinder is pressurized. In the hydraulic servo control in step S108, the pressurizing unit 12 and the hydraulic pressure control device 17 are appropriately driven and controlled in accordance with various control modes, and the braking force applied to each wheel is controlled.
[0042]
Thereafter, the process returns to step S100. The above routine is executed every predetermined time.
According to the present embodiment configured as described above, the following effects can be obtained.
(1) A decrease in braking force in a region where the master cylinder pressure Pmc exceeds the amplification limit pressure Pmc1 shown in FIG. 4 can be compensated by pressurization with the three-chamber servo pressure Pmc3t. As a result, even if the vehicle weight increases, the maximum deceleration can be increased without increasing the size of the booster, the cylinder area of the caliper, etc., and the degree of freedom in brake design can be increased.
(2) The master cylinder pressure change rate dPmc is obtained from the previous value (Pmc) and the current value (Pmc ′) of the master cylinder pressure Pmc detected by the hydraulic sensor 62, and the three-chamber servo pressure target value Pmc3t is obtained according to the change rate. Since it is increased or decreased, it is only necessary to use the hydraulic sensor 62 that detects the master cylinder pressure Pmc on the output side, and it is not necessary to use a pedal force sensor or a stroke sensor to detect the pedal input pressure on the input side. Therefore, cost can be reduced.
[0043]
(Second Embodiment)
Hereinafter, a second embodiment of a vehicle brake control device having an automatic pressurizing function according to the present invention will be described with reference to the drawings. The second embodiment is different from the first embodiment only in that the automatic pressurization of the master cylinder pressure is corrected so as to compensate for the lack of negative pressure of the vacuum booster 19 when the vehicle speed is low. Detailed description of similar parts is omitted.
[0044]
Hereinafter, the operation of the vehicle brake control device according to the present embodiment, together with the contents of the processing executed by the ECU 18, will be described with reference to FIGS.
The routine shown in the flowchart of FIG. 5 is activated when an ignition switch (not shown) of the vehicle is turned on, and after making necessary initial settings, first, in step S200, the same input processing and master cylinder as in the first embodiment are performed. The pressure change speed dPmc is calculated.
[0045]
In step S201, the estimated vehicle body speed is obtained in addition to the wheel speed of each wheel, the wheel acceleration, the center of gravity position of the vehicle, the actual slip ratio of each wheel, and the like. Note that the estimated vehicle body speed is obtained by using a well-known arithmetic expression based on the wheel speed of each wheel, for example.
[0046]
Next, the process proceeds to step S202, where the HAB control start determination master cylinder pressure Pmc0 is calculated based on the estimated vehicle body speed obtained in step S201. More specifically, a map of the HAB control start determination master cylinder pressure Pmc0 with respect to the estimated vehicle body speed is stored in the ROM 72, and the HAB control start determination master cylinder pressure Pmc0 is calculated based on this map. This map is set so that the HAB control start determination master cylinder pressure Pmc0 decreases as the estimated vehicle body speed decreases. This is for starting the automatic pressurization of the master cylinder pressure in a state where the master cylinder pressure Pmc is smaller in order to compensate for the negative pressure of the vacuum booster 19 which tends to be insufficient when the vehicle speed is low. That is, as shown in FIG. 6, when a normal negative pressure is generated in the vacuum booster 19, the master cylinder pressure Pmc1 corresponding to the dead point A (the normal amplification limit value of the pedal depression force by the vacuum booster 19). The automatic pressurization of the master cylinder pressure by the pressurizing unit 12 is started at a predetermined pressure or higher corresponding to). On the other hand, in a state where the negative pressure of the vacuum booster 19 is insufficient, the pedal depression force does not receive the assist force by the vacuum booster 19 at the dead point A ′ where the corresponding master cylinder pressure is smaller than the master cylinder pressure Pmc1. Then, the region (C ′ portion) is amplified by the lever ratio of the link mechanism. Therefore, in a state where the negative pressure of the vacuum booster 19 is insufficient, the automatic increase of the master cylinder pressure is started in a state where the master cylinder pressure Pmc is smaller, thereby suppressing the influence of the negative pressure shortage.
[0047]
Thereafter, the process proceeds to step S203, where HAB control start determination is performed. This determination proceeds to step S204 if the master cylinder pressure Pmc detected by the hydraulic sensor 62 is greater than the HAB control start determination master cylinder pressure Pmc0 calculated in step S202, and otherwise returns to step S200.
[0048]
In step S204, the HAB control gain Ghab is calculated based on the estimated vehicle body speed obtained in step S201. More specifically, a map of the HAB control gain Ghab with respect to the estimated vehicle body speed is stored in the ROM 72, and the HAB control gain Ghab is calculated based on this map. This map is set so that the HAB control gain Ghab increases as the estimated vehicle body speed decreases with the value “1” as a reference.
[0049]
Thereafter, the process proceeds to step S205, where the three-chamber servo pressure target value Pmc3t (n) is calculated in the same manner as in step S104 of the first embodiment, and the linear valve output current is calculated based on the three-chamber servo pressure target value Pmc3t (n). I is calculated by the following equation (4).
[0050]
I = F (Pmc3t (n) * Rarea) * Ghab (4) The correction of the linear valve output current in the first embodiment based on the HAB control gain Ghab tends to be insufficient when the vehicle speed is low. This is for automatically increasing the master cylinder pressure at a faster response speed in order to compensate for the negative pressure of the vacuum booster 19. That is, when the negative pressure of the vacuum booster 19 is insufficient, the linear valve output current I is calculated and set larger (substantially, the target three-chamber servo pressure is calculated and set larger). As shown, the slope of the region (D ′ portion) where the master cylinder pressure, which is the sum of the three-chamber servo pressure Pmc3 component and the pedal input pressure Pmcin component corresponding to the pedal depression force, is made larger than the normal slope, The influence of the lack of negative pressure is suppressed.
[0051]
After this calculation, the process proceeds to step S206, and the current I calculated in step S205 is output to the linear valve 31. As a result, the linear valve 31 opens at an opening corresponding to the current I, and the hydraulic pressure (three-chamber pressure P3) proportional to the current I is introduced into the third pressurizing chamber 28 from the hydraulic pressure-current conversion characteristics. A three-chamber servo pressure larger than the target value Pmc3t (n) is generated in the master cylinder 20, and the hydraulic pressure (pedal input pressure) generated according to the servo pressure and the pedal depression force amplified by the vacuum booster 19 is generated. The master cylinder is pressurized by the sum.
[0052]
Thereafter, the process returns to step S200. The above routine is executed every predetermined time.
In the state in which the master cylinder pressure is adjusted in this way, the holding valves 33a, 34a, 35a, 36a, the pressure reducing valves 33b, 34b, 35b, 36b, the motor of the hydraulic pressure control device 17 according to the control mode at that time 40 and the like are controlled, and the braking force of each wheel is controlled as in the first embodiment.
[0053]
As described above in detail, according to the present embodiment, the following effects can be obtained in addition to the effects (1) and (2) in the first embodiment.
(1) In this embodiment, when the estimated vehicle body speed is low, the automatic pressurization of the master cylinder pressure is corrected so as to compensate for the lack of negative pressure of the vacuum booster 19. Accordingly, the braking force can be suitably secured even in a state where the vehicle speed is low and the negative pressure of the vacuum booster 19 is insufficient.
[0054]
Further, since it is only necessary to calculate and detect the estimated vehicle body speed using an existing sensor, it is not necessary to separately use a negative pressure sensor or the like for detecting the negative pressure of the vacuum booster 19, and the cost can be reduced.
(Modification)
In addition, this invention can also be changed and embodied as follows.
[0055]
In the first embodiment, instead of the vacuum booster 19, the pedal depression force may be amplified by a hydraulic booster mechanism as disclosed in the prior art.
In this case, the hydraulic pressure generated by the pressurizing unit 12 is introduced into the booster chamber of the hydraulic booster mechanism according to the vehicle state quantity, and the booster piston is pushed by this hydraulic pressure.
[0056]
In the first embodiment, Pmc> KPMC is set as the pump servo control start condition, but this KPMC may be made variable by the negative pressure detecting means.
In the second embodiment, each calculation of the HAB control start determination master cylinder pressure Pmc0 and the HAB control gain Ghab is performed based on the estimated vehicle body speed, but is detected for display on a speedometer of a vehicle combination panel, for example. May be performed based on the vehicle speed.
[0057]
In the second embodiment, the linear valve output current I is corrected based on the HAB control gain Ghab so as to substantially correct the target three-chamber servo pressure. The value (Pmc3t (n)) may be corrected directly.
[0058]
In the second embodiment, in order to compensate for the negative pressure shortage of the vacuum booster 19, both the predetermined pressure (Pmc0) corresponding to the amplification limit value by the booster and the servo pressure target value (Pmc3t (n)) are used. Although corrected, only one of these may be corrected. Even if such a change is made, the same effect as in the second embodiment can be obtained.
[0059]
In each of the above embodiments, the hydraulic control device 17 that connects the master cylinder 20 and the wheel cylinders 13 to 16 of each wheel is a front and rear pipe, but the hydraulic control device 17 is a so-called X pipe. May be.
[0060]
In each of the above embodiments, a master cylinder having a single piston may be used instead of the tandem master cylinder 20.
[0061]
【The invention's effect】
As described above, according to the invention according to the claims, when the master cylinder pressure exceeds a predetermined pressure corresponding to the amplification limit value by the vacuum booster, automatic pressure based only on the detected value of the master cylinder pressure Control can be performed, thereby reducing costs and increasing the degree of freedom in brake design.
[0062]
Also , the braking force can be suitably secured even in a state where the vehicle speed is low and the negative pressure of the vacuum booster is insufficient. Further, since an existing sensor may be used as the vehicle speed detecting means, it is not necessary to separately use a negative pressure sensor for detecting the negative pressure of the vacuum booster, and the cost can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a schematic configuration of a first embodiment.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing the entire embodiment.
FIG. 3 is a flowchart showing the operation of the embodiment.
FIG. 4 is an explanatory diagram of a HAB control method performed in the embodiment.
FIG. 5 is a flowchart showing the operation of the second embodiment.
FIG. 6 is an explanatory diagram of a HAB control method performed in the embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Hydraulic pressure generator (hydraulic pressure generating means), 12 ... Pressurizing unit (pressurizing means), 18 ... Electronic control unit (automatic pressurizing control means), 19 ... Vacuum booster, 20 ... Master cylinder, 28 ... First 3. Pressurizing chamber (pressurizing chamber), 62... Hydraulic sensor (pressure detecting means), 63 to 66... Wheel speed sensor (vehicle speed detecting means).

Claims

A hydraulic pressure generating means capable of generating a master cylinder pressure corresponding to the pedal depression force amplified by the vacuum booster in the master cylinder, and a servo pressure is introduced from the pressurizing chamber of the hydraulic pressure generating means to increase the master cylinder pressure. Possible pressurization means, and automatic pressurization control means for controlling the servo pressure by the pressurization means to automatically pressurize and control the master cylinder pressure. In the vehicle braking control device for controlling the braking force of the wheel by controlling the supply to the wheel cylinder of the vehicle,
Pressure detecting means for detecting the master cylinder pressure;
Master cylinder pressure change rate calculating means for calculating the change rate of the master cylinder pressure based on the detected master cylinder pressure ;
Vehicle speed detecting means for detecting the speed of the vehicle ,
The automatic pressurization control means, a predetermined pressure which the detected master cylinder pressure corresponds to the amplification limit value by the vacuum booster upon exceeded, the servo pressure based on the master cylinder pressure change rate, which is the arithmetic It is configured to automatically increase and decrease the master cylinder pressure by increasing or decreasing a target value ,
The vehicular braking control apparatus, wherein the automatic pressurization control means performs automatic pressurization control of the master cylinder pressure so as to compensate for a lack of negative pressure of the vacuum booster when the detected vehicle speed is low .

The pressurizing means includes a pump that pumps brake fluid to the pressurizing chamber, a motor that drives the pump, and a linear valve that generates a servo pressure corresponding to an input control current. 2. The vehicle according to claim 1, further comprising linear valve output current calculation means for calculating a control current output to the linear valve based on a target value and a hydraulic pressure-current conversion characteristic of the linear valve. Braking control device.

The automatic pressurization control means, wherein as the detected vehicle speed is small, the braking for a vehicle according to claim 1 or 2, characterized in that setting a small predetermined pressure corresponding to the amplification limit value by the vacuum booster Control device.

The vehicular braking control apparatus according to any one of claims 1 to 3 , wherein the automatic pressurization control means sets the target value of the servo pressure to be larger as the detected vehicle speed is smaller. .