JP4987575B2 - Brake hydraulic pressure control device for vehicles - Google Patents
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Description
本発明は、ブレーキ操作に応じた液圧を出力する液圧発生手段と、液圧の作用で作動する車輪ブレーキと、前記液圧発生手段および前記車輪ブレーキ間に吐出側が接続されるとともに電動モータで駆動されるポンプを有するとともに前記車輪ブレーキの液圧を調整可能として前記液圧発生手段および前記車輪ブレーキ間に介設される液圧制御ユニットと、前記液圧制御ユニットの作動を制御するコントローラとを備える車両用ブレーキ液圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic pressure generating means for outputting a hydraulic pressure corresponding to a brake operation, a wheel brake operated by the action of the hydraulic pressure, a discharge side connected between the hydraulic pressure generating means and the wheel brake, and an electric motor. And a hydraulic pressure control unit interposed between the hydraulic pressure generating means and the wheel brake so that the hydraulic pressure of the wheel brake can be adjusted, and a controller for controlling the operation of the hydraulic pressure control unit The present invention relates to a brake fluid pressure control device for a vehicle.
このような車両用ブレーキ液圧制御装置は、たとえば特許文献１等で既に知られている。
ところで、このようなブレーキ液圧制御装置では、液圧発生手段から液圧が出力されていない状態で、電動モータによってポンプを駆動するとともに、該ポンプの吐出側に接続される液圧路および液圧発生手段間に介設される常開型電磁弁を開閉制御することで液圧路の液圧を調圧することにより、車輪ブレーキの液圧を昇圧制御することが可能である。ところで、ポンプの吐出圧を調圧して車輪ブレーキの液圧を制御する際の作動音および振動に対してはポンプを駆動する電動モータの回転数の影響が非常に大きい。そこで液圧制御の状態に応じて電動モータの回転数を可変に制御したいが、その電動モータの回転数の可変制御にあたっては、電動モータの駆動および制動の両方を制御しなければならない。 By the way, in such a brake fluid pressure control device, the fluid pressure path and fluid connected to the discharge side of the pump are driven by the electric motor while the fluid pressure is not output from the fluid pressure generating means. The hydraulic pressure of the wheel brake can be controlled to increase by adjusting the hydraulic pressure in the hydraulic pressure path by controlling the opening and closing of a normally open solenoid valve interposed between the pressure generating means. By the way, the influence of the rotational speed of the electric motor that drives the pump is very large on the operation sound and vibration when the discharge pressure of the pump is adjusted to control the hydraulic pressure of the wheel brake. Therefore, it is desired to variably control the rotation speed of the electric motor according to the state of the hydraulic pressure control. However, in the variable control of the rotation speed of the electric motor , both driving and braking of the electric motor must be controlled.
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、電動モータでポンプを駆動した状態で車輪ブレーキの液圧制御を行う際に、電動モータの回転数を可変制御して作動音および振動の低減を図るとともに、電動モータを簡単な構成で容易に制動し得るようにした車両用ブレーキ液圧制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such circumstances, and when performing the hydraulic control of the wheel brake while the pump is driven by the electric motor, the rotational speed of the electric motor is variably controlled to reduce the operating noise and vibration. An object of the present invention is to provide a vehicular brake hydraulic pressure control device that can reduce the electric motor and easily brake the electric motor with a simple configuration.
上記目的を達成するために、本発明は、ブレーキ操作に応じた液圧を出力する液圧発生手段と、液圧の作用で作動する車輪ブレーキと、前記液圧発生手段および前記車輪ブレーキ間に吐出側が接続され且つ電動モータで駆動されるポンプ並びに該ポンプの吐出側および前記液圧発生手段間に介設される常開型電磁弁を有するとともに前記車輪ブレーキの液圧を調整可能として前記液圧発生手段および前記車輪ブレーキ間に介設される液圧制御ユニットと、前記液圧制御ユニットの作動を制御するコントローラとを備える車両用ブレーキ液圧制御装置であって、該コントローラが前記常開型電磁弁を液圧に応じてフィードバック制御可能であるものにおいて、前記電動モータの両端子間には該電動モータの両端子間をショートさせるための常開型のスイッチが設けられ、前記電動モータの回転数を検出するモータ回転数検出手段と、前記電動モータの目標回転数を設定する目標回転数設定手段とを含む前記コントローラが、前記モータ回転数検出手段で検出された回転数ならびに前記目標回転数設定手段で設定された目標回転数に基づいて定めた目標電圧で前記電動モータを制御するとともに、前記モータ回転数検出手段で検出された回転数が前記目標回転数設定手段で設定された目標回転数よりも所定値を超えて上回り且つ前記目標電圧がゼロのときに前記スイッチを閉じ、前記コントローラは、前記常開型電磁弁の前記フィードバック制御に用いるフィードバックゲインを、前記目標回転数と前記モータ回転数検出手段で検出された回転数との偏差が大きくなるほど該フィードバックゲインが小さくなるように設定することを特徴とする。 In order to achieve the above object, the present invention provides a hydraulic pressure generating means for outputting a hydraulic pressure in accordance with a brake operation, a wheel brake that operates by the action of hydraulic pressure, and between the hydraulic pressure generating means and the wheel brake. the liquid be adjustable fluid pressure of the wheel brake with the discharge side has a normally open electromagnetic valve which is interposed between the discharge side and the liquid pressure generating means of the pump and the pump driven by the connected and the electric motor A vehicle brake hydraulic pressure control device comprising a hydraulic pressure control unit interposed between a pressure generating means and the wheel brake, and a controller for controlling the operation of the hydraulic pressure control unit , wherein the controller type in what the solenoid valve in response to fluid pressure is feedback controllable, between both terminals of the electric motor for shorting between the terminals of the electric motor normally open The controller includes a motor rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the electric motor, and a target rotation speed setting means for setting a target rotation speed of the electric motor. The electric motor is controlled with a target voltage determined based on the rotational speed detected in step 1 and the target rotational speed set by the target rotational speed setting means, and the rotational speed detected by the motor rotational speed detection means is closing said switch when and the target voltage Ri exceeded beyond a predetermined value is zero than the target rotational speed set by the target rotational speed setting means, said controller, said feedback control of the normally open electromagnetic valve As the deviation between the target rotational speed and the rotational speed detected by the motor rotational speed detecting means increases, the feedback gain used for the Kugein and setting to decrease.
なお実施例のマスタシリンダＭが本発明の液圧発生手段に対応し、実施例の目標回転数演算手段３７が本発明の目標回転数設定手段に対応し、実施例の左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢが本発明の車輪ブレーキに対応する。 The master cylinder M of the embodiment corresponds to the hydraulic pressure generating means of the present invention, the target rotation speed calculating means 37 of the embodiment corresponds to the target rotation speed setting means of the present invention, and the left front wheel disc brake BA of the embodiment. The right rear wheel disc brake BB corresponds to the wheel brake of the present invention.
本発明の上記構成によれば、モータ回転数検出手段で検出される実モータ回転数ならびに目標回転数設定手段で設定される目標回転数に基づく目標電圧で電動モータを制御することにより、電動モータでポンプを駆動した状態で車輪ブレーキの液圧制御を行う際に、電動モータの回転数を可変制御して作動音および振動の低減を図ることができる。しかも電動モータの両端子間には該電動モータの両端子間をショートさせるための常開型のスイッチが設けられており、モータ回転数検出手段で検出された回転数が目標回転数設定手段で設定された目標回転数よりも所定値を超えて上回るとともに目標電圧がゼロのときにはスイッチが閉じられるので、電動モータを減速すべきときに簡単な構成で該電動モータを制動することができ、電動モータの減速応答性が向上する。また、ポンプ吐出側及び液圧発生手段間に介設した常開型電磁弁を液圧に応じてフィードバック制御する際に用いるフィードバックゲインを、前記目標回転数とモータ回転数検出手段で検出された回転数との偏差が大きくなるほど該フィードバックゲインが小さくなるように設定するので、その常開型電磁弁のフィードバックゲインが不必要な部分では小さくなり、従って、制御初期にはポンプの吐出量が所定値に達してもオーバーシュートを生じることが抑止でき、またモータ回転数の前記偏差が小さいときには、フィードバックゲインを大きくすることで常開型電磁弁の制御量を大きくして、応答性や外乱に対するタフネスを高めることができる。 According to the above configuration of the present invention, the electric motor is controlled by the target voltage based on the actual motor rotation speed detected by the motor rotation speed detection means and the target rotation speed set by the target rotation speed setting means. When the hydraulic pressure control of the wheel brake is performed in a state where the pump is driven, the rotational speed of the electric motor can be variably controlled to reduce the operating noise and vibration. In addition, a normally open switch for short-circuiting both terminals of the electric motor is provided between both terminals of the electric motor, and the rotation speed detected by the motor rotation speed detection means is the target rotation speed setting means. since the target voltage with excess exceeds a predetermined value than the set target rotational speed switch is closed at zero, it is possible to brake the electric motor with a simple configuration when to decelerate the electric motor, the electric Deceleration response of the motor is improved. Further, the feedback gain used for feedback control of the normally open solenoid valve interposed between the pump discharge side and the hydraulic pressure generating means according to the hydraulic pressure is detected by the target rotational speed and the motor rotational speed detecting means. Since the feedback gain is set to be smaller as the deviation from the rotational speed is larger, the feedback gain of the normally open solenoid valve is smaller in an unnecessary portion. Therefore, at the initial stage of control, the pump discharge amount is predetermined. Even if the value reaches the value, overshooting can be suppressed, and when the deviation of the motor speed is small, the control amount of the normally open solenoid valve is increased by increasing the feedback gain, and the response to disturbance and disturbance Toughness can be increased.
以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に示した本発明の一実施例に基づいて説明する。 DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of the present invention will be described below based on one embodiment of the present invention shown in the accompanying drawings.
図１〜図１５は本発明の一実施例を示すものであり、図１は車両用ブレーキ液圧制御装置の構成を示す液圧系統図、図２はコントローラの一部構成を示すブロック図、図３は液圧および液量の関係を示す図、図４は制御モードの決定手法を従来手法と対比させて説明するためのタイミングチャート、図５はリニアソレノイド弁の電流を定めるためのマップを従来のものと対比させて示す図、図６は制御電流の変化による実圧の目標圧に対する追随性を従来のものと対比させて示す図、図７は目標圧の振動に伴って実圧の振動が生じた状態を示す図、図８は制御モード、目標圧、実圧およびタイマカウント値の変化を示すタイミングチャート、図９はハイセレクト値に対するＦ／Ｂゲインの変化を示す図、図１０は電動モータの回転数変化による実圧の目標圧に対する追随性を従来のものと対比させて示す図、図１１はレギュレータ弁のＦ／Ｂゲイン変化による実圧の目標圧に対する追随性を従来のものと対比させて示す図、図１２は回転数偏差に対するＦ／Ｂゲインの変化を示す図、図１３は電動モータの駆動回路を示す図、図１４は電動モータの制御手順を示すフローチャート、図１５は電動モータのモータブレーキ状態を示すためのタイミングチャートである。 1 to 15 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a hydraulic system diagram showing a configuration of a vehicle brake hydraulic pressure control device, and FIG. 2 is a block diagram showing a partial configuration of a controller. FIG. 3 is a diagram showing the relationship between fluid pressure and fluid volume, FIG. 4 is a timing chart for explaining the control mode determination method in comparison with the conventional method, and FIG. 5 is a map for determining the current of the linear solenoid valve. FIG. 6 is a diagram showing a comparison with the conventional pressure, FIG. 6 is a diagram showing the followability of the actual pressure with respect to the target pressure due to a change in the control current, and FIG. FIG. 8 is a timing chart showing changes in control mode, target pressure, actual pressure, and timer count value, FIG. 9 is a chart showing changes in F / B gain with respect to the high select value, and FIG. Is due to changes in the rotational speed of the electric motor. FIG. 11 is a diagram showing the followability of the actual pressure with respect to the target pressure in comparison with the conventional one, and FIG. 11 is a diagram showing the followability of the actual pressure with respect to the target pressure due to the F / B gain change of the regulator valve in comparison with the conventional one. 12 is a diagram showing a change in F / B gain with respect to the rotational speed deviation, FIG. 13 is a diagram showing a drive circuit of the electric motor, FIG. 14 is a flowchart showing a control procedure of the electric motor, and FIG. 15 is a motor brake state of the electric motor. It is a timing chart for showing.
先ず図１において、ブレーキ操作に応じた液圧を出力する液圧発生手段であるマスタシリンダＭには、乗員のブレーキ操作によるブレーキ操作力がブレーキペダル１から入力される。該マスタシリンダＭは、タンデム型に構成されるものであり、車輪ブレーキである左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢに対応した第１出力ポート３と、車輪ブレーキである右前輪用ディスクブレーキ（図示せず）および左後輪用ディスクブレーキ（図示せず）に対応した第２出力ポート４とを備え、第１および第２出力ポート３，４は、液圧制御ユニット５を介して前記各ディスクブレーキＢＡ，ＢＢ…に接続される。 First, in FIG. 1, a brake operation force generated by an occupant's brake operation is input from a brake pedal 1 to a master cylinder M which is a hydraulic pressure generating unit that outputs a hydraulic pressure corresponding to a brake operation. The master cylinder M is configured in a tandem type, and includes a first output port 3 corresponding to a left front wheel disc brake BA and a right rear wheel disc brake BB which are wheel brakes, and a right front wheel which is a wheel brake. And a second output port 4 corresponding to a left rear wheel disc brake (not shown). The first and second output ports 3 and 4 are connected to the hydraulic pressure control unit 5. Are connected to the disc brakes BA, BB.
前記液圧制御ユニット５の第１出力ポート３側の部分と、第２出力ポート４側の部分とは同一の構成を有するものであり、以下、液圧制御ユニット５の第１出力ポート３側の部分だけについて説明し、液圧制御ユニット５のうち第２出力ポート４側の部分についての説明は省略する。 The portion on the first output port 3 side and the portion on the second output port 4 side of the hydraulic pressure control unit 5 have the same configuration. Hereinafter, the first output port 3 side of the hydraulic pressure control unit 5 will be described. Only the portion will be described, and the description of the portion on the second output port 4 side in the hydraulic pressure control unit 5 will be omitted.
前記液圧制御ユニット５は、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢに共通な液圧路６と、該液圧路６および第１出力ポート３間に介設される常開型電磁弁としてのレギュレータ弁７と、前記液圧路６側へのブレーキ液の流通を許容してレギュレータ弁７に並列接続される一方向弁８と、前記液圧路６および左前輪用ディスクブレーキＢＡ間に介設される入口弁９と、前記液圧路６および右後輪用ディスクブレーキＢＢ間に介設される入口弁１０と、前記液圧路６側へのブレーキ液の流通を許容して前記入口弁９，１０にそれぞれ並列接続される一方向弁１１，１２と、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢに共通な単一のリザーバ１３と、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび前記リザーバ１３間に介設される出口弁１４と、右後輪用ディスクブレーキＢＢおよび前記リザーバ１３間に介設される出口弁１５と、吸入側が前記リザーバ１３に一方向弁１６を介して接続されるポンプ１８と、該ポンプ１８の吐出側に接続されるダンパ１９と、該ダンパ１９および前記液圧路６間に設けられるオリフィス２０と、前記ポンプ１８の吸入側および一方向弁１６間と第１出力ポート３間に設けられるサクション弁２１とを備える。前記ポンプ１８は、駆動デューティを変化させることで回転数を変化させ得る電動モータ１７で駆動されるものであり、この電動モータ１７は、液圧制御ユニット５の第１出力ポート３側の部分と、第２出力ポート４側の部分とに共通である。 The hydraulic pressure control unit 5 includes a hydraulic pressure path 6 common to the left front wheel disc brake BA and the right rear wheel disk brake BB, and a normally open position interposed between the hydraulic pressure path 6 and the first output port 3. Regulator valve 7 as a solenoid valve, a one-way valve 8 connected in parallel to the regulator valve 7 allowing the brake fluid to flow to the hydraulic pressure passage 6 side, the hydraulic pressure passage 6 and the left front wheel disk The inlet valve 9 interposed between the brakes BA, the inlet valve 10 interposed between the hydraulic pressure path 6 and the right rear wheel disc brake BB, and the flow of the brake fluid to the hydraulic pressure path 6 side One-way valves 11 and 12, which are connected in parallel to the inlet valves 9 and 10, respectively, a single reservoir 13 common to the left front wheel disc brake BA and the right rear wheel disc brake BB, and the left front wheel Disc brake BA and front An outlet valve 14 provided between the reservoirs 13, an outlet valve 15 provided between the right rear wheel disc brake BB and the reservoir 13, and a suction side are connected to the reservoir 13 via a one-way valve 16. A pump 18, a damper 19 connected to the discharge side of the pump 18, an orifice 20 provided between the damper 19 and the hydraulic pressure path 6, and between the suction side of the pump 18 and the one-way valve 16. 1 and a suction valve 21 provided between the output ports 3. The pump 18 is driven by an electric motor 17 that can change the rotational speed by changing the drive duty. The electric motor 17 is connected to the first output port 3 side portion of the hydraulic pressure control unit 5. , Common to the part on the second output port 4 side.
前記レギュレータ弁７および入口弁９，１０は、常開型のリニアソレノイド弁であり、前記出口弁１４，１５は常閉型のリニアソレノイド弁であり、前記サクション弁２１は常閉型ソレノイド弁である。また第１出力ポート３およびレギュレータ弁７間には、マスタシリンダＭの出力液圧を検出するマスタシリンダ出力液圧検出手段２２が接続され、前記入口弁９，１０と、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢとの間には、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢに作用するブレーキ液圧を検出するブレーキ液圧検出手段２３，２４がそれぞれ接続される。 The regulator valve 7 and the inlet valves 9 and 10 are normally open linear solenoid valves, the outlet valves 14 and 15 are normally closed linear solenoid valves, and the suction valve 21 is a normally closed solenoid valve. is there. A master cylinder output hydraulic pressure detecting means 22 for detecting the output hydraulic pressure of the master cylinder M is connected between the first output port 3 and the regulator valve 7, and the inlet valves 9 and 10 and the left front wheel disc brake BA are connected. Between the right rear wheel disc brake BB and brake fluid pressure detecting means 23 and 24 for detecting the brake fluid pressure acting on the left front wheel disc brake BA and the right rear wheel disc brake BB are connected, respectively. .
而して入口弁９および出口弁１４は、入口弁９を開弁するとともに出口弁１４を閉弁することで前記液圧路６および左前輪用ディスクブレーキＢＡ間を接続するとともに前記左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび前記リザーバ１３間を遮断する増圧モード、入口弁９を閉弁するとともに出口弁１４を開弁することで前記液圧路６および左前輪用ディスクブレーキＢＡ間を遮断するとともに左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび前記リザーバ１３間を接続する減圧モード、ならびに入口弁９および出口弁１４をともに閉弁することで前記液圧路６および前記リザーバ１３を左前輪用ディスクブレーキＢＡから遮断する保持モードを切換え可能な切換弁手段２５を構成し、増圧モードでは液圧路６の液圧が左前輪用ディスクブレーキＢＡに作用し、減圧モードでは左前輪用ディスクブレーキＢＡの液圧をリザーバ１３に解放し、保持モードでは左前輪用ディスクブレーキＢＡの液圧が保持される。 Thus, the inlet valve 9 and the outlet valve 14 open the inlet valve 9 and close the outlet valve 14 to connect between the hydraulic pressure path 6 and the left front wheel disc brake BA, and for the left front wheel. A pressure increasing mode for shutting off the disc brake BA and the reservoir 13, and closing the inlet valve 9 and opening the outlet valve 14 shuts off the hydraulic pressure path 6 and the left front wheel disc brake BA and left The pressure reducing mode for connecting the front wheel disc brake BA and the reservoir 13 and the inlet valve 9 and the outlet valve 14 are both closed to cut off the hydraulic pressure path 6 and the reservoir 13 from the left front wheel disc brake BA. The switching valve means 25 that can switch the holding mode is configured. In the pressure increasing mode, the hydraulic pressure in the hydraulic pressure path 6 acts on the disc brake BA for the left front wheel. In vacuum mode releases the hydraulic disc brake BA for the left front wheel to the reservoir 13, the hydraulic pressure in the disc brake BA for the left front wheel is in the hold mode is maintained.
また入口弁１０および出口弁１５は、入口弁１０を開弁するとともに出口弁１５を閉弁することで前記液圧路６および右後輪用ディスクブレーキＢＢ間を接続するとともに前記右後輪用ディスクブレーキＢＢおよび前記リザーバ１３間を遮断してする増圧モード、入口弁１０を閉弁するとともに出口弁１５を開弁することで前記液圧路６および右後輪用ディスクブレーキＢＢ間を遮断するとともに右後輪用ディスクブレーキＢＢおよび前記リザーバ１３間を接続する減圧モード、ならびに入口弁１０および出口弁１５をともに閉弁することで前記液圧路６および前記リザーバ１３を右後輪用ディスクブレーキＢＢから遮断する保持モードを切換え可能な切換弁手段２６を構成し、増圧モードでは液圧路６の液圧が右後輪用ディスクブレーキＢＢに作用し、減圧モードでは右後輪用ディスクブレーキＢＢの液圧をリザーバ１３に解放し、保持モードでは右後輪用ディスクブレーキＢＢの液圧が保持される。 Further, the inlet valve 10 and the outlet valve 15 open the inlet valve 10 and close the outlet valve 15 to connect the hydraulic pressure path 6 and the right rear wheel disc brake BB, and for the right rear wheel. Pressure increasing mode in which the disc brake BB and the reservoir 13 are shut off, and the inlet valve 10 is closed and the outlet valve 15 is opened to shut off the hydraulic pressure path 6 and the right rear wheel disc brake BB. At the same time, a pressure reducing mode for connecting the right rear wheel disc brake BB and the reservoir 13, and closing the inlet valve 10 and the outlet valve 15 together make the hydraulic pressure path 6 and the reservoir 13 the right rear wheel disc. The switching valve means 26 is configured to switch the holding mode to be cut off from the brake BB. Acts on, in the pressure decrease mode releases the hydraulic pressure of the right rear wheel disc brake BB to the reservoir 13, the fluid pressure of the right rear wheel disc brake BB is in the hold mode is maintained.
このような液圧制御ユニット５では、サクション弁２１を励磁、開弁した状態で電動モータ１７を作動せしめることにより、ポンプ１８が、マスタシリンダＭ側から吸入して加圧したブレーキ液を前記レギュレータ弁７および入口弁９，１０間の液圧路６に吐出することになる。この際、レギュレータ弁７の作動を制御することにより、液圧路６の液圧を調圧することができる。 In such a fluid pressure control unit 5, the pump 18 sucks and pressurizes brake fluid from the master cylinder M side by operating the electric motor 17 with the suction valve 21 excited and opened. The fluid is discharged to the hydraulic pressure path 6 between the valve 7 and the inlet valves 9 and 10. At this time, by controlling the operation of the regulator valve 7, the hydraulic pressure in the hydraulic pressure path 6 can be adjusted.
すなわちポンプ１８およびレギュレータ弁７は、非ブレーキ操作時に液圧路６に調圧された液圧を作用せしめるものであり、その液圧を切換弁手段２５，２６の入口弁９，１０および出口弁１４，１５で制御することにより、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢに相互に異なるブレーキ液圧を作用せしめることができ、それにより車両走行時の挙動安定制御やトラクション制御等のブレーキ制御を実行することができる。この際、レギュレータ弁７は、液圧路６の液圧が、左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢのうち高い液圧が要求されている側のディスクブレーキのブレーキ液圧に対応した値となるように制御される。しかも左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢのうち高い液圧が要求されている側のディスクブレーキの制御にあたって、増圧モード、減圧モードおよび保持モードの切換えを、レギュレータ弁７の開閉制御によって行うこともある。 That is, the pump 18 and the regulator valve 7 apply the hydraulic pressure adjusted to the hydraulic pressure path 6 when the brake is not operated, and the hydraulic pressure is applied to the inlet valves 9, 10 and the outlet valves of the switching valve means 25, 26. 14 and 15 allows different brake fluid pressures to act on the left front wheel disc brake BA and the right rear wheel disc brake BB, thereby stabilizing the behavior when driving the vehicle, traction control, etc. The brake control can be executed. At this time, the regulator valve 7 adjusts the hydraulic pressure of the hydraulic pressure path 6 to the brake hydraulic pressure of the disc brake on the side where the higher hydraulic pressure is required among the disc brake BA for the left front wheel and the disc brake BB for the right rear wheel. It is controlled to be a corresponding value. Moreover, in controlling the disc brake on the side of the disc brake BA for the left front wheel and the disc brake BB for the right rear wheel, on which the high hydraulic pressure is required, switching between the pressure increasing mode, the pressure reducing mode and the holding mode is performed. It may be performed by opening / closing control.
またサービスブレーキ時には、電動モータ１７の作動が停止され、レギュレータ弁７が開弁されるとともにサクション弁２１が閉弁されており、切換弁手段２５，２６のうちサービスブレーキ時にロック状態に陥る可能性が生じた車輪に対応する切換弁手段を制御するアンチロックブレーキ制御を実行することにより、車輪をロックさせることなく、効率良く制動することができる。 Further, during service braking, the operation of the electric motor 17 is stopped, the regulator valve 7 is opened and the suction valve 21 is closed, and the switching valve means 25 and 26 may be locked during service braking. By executing the anti-lock brake control for controlling the switching valve means corresponding to the wheel on which the wheel has occurred, it is possible to brake efficiently without locking the wheel.
前記液圧制御ユニット５のレギュレータ弁７、入口弁９，１０、出口弁１４，１５、電動モータ１７およびサクション弁２１はコントローラＣで制御されるものであり、このコントローラＣには、マスタシリンダ出力液圧検出手段２２およびブレーキ液圧検出手段２３，２４の検出値がそれぞれ入力される。 The regulator valve 7, the inlet valves 9 and 10, the outlet valves 14 and 15, the electric motor 17 and the suction valve 21 of the hydraulic pressure control unit 5 are controlled by a controller C. The detection values of the hydraulic pressure detection means 22 and the brake hydraulic pressure detection means 23 and 24 are input.
図２において、前記コントローラＣにおいて前記左前輪用ディスクブレーキＢＡに関連する部分は、電動モータ１７の回転数を検出するモータ回転数検出手段２９と、左前輪用ディスクブレーキＢＡの目標液圧を設定する目標車輪ブレーキ圧設定手段３０と、該目標車輪ブレーキ圧設定手段３０で設定される目標液圧に基づいて左前輪用車輪ブレーキＢＡの目標液量を求める目標液量演算手段３１と、ブレーキ液圧検出手段２３で検出された液圧に基づいて左前輪用ディスクブレーキＢＡの実液量を求める実液量演算手段３２と、液圧制御ユニット５のレギュレータ弁７、入口弁９および出口弁１４のうち制御対象の弁の前後の差圧を演算する実差圧演算手段３３と、前記目標液量演算手段３１で得られた目標液量ならびに前記実液量演算手段３２で得られた実液量に基づいて左前輪用車輪ブレーキＢＡの目標流量を求める目標流量演算部３４と、該目標流量演算部３４の演算結果に基づいて前記液圧制御ユニット５の制御モードを定めるとともに液圧制御ユニット５の作動量を定める液圧制御ユニット目標制御量設定部３５と、前記目標車輪ブレーキ圧設定手段３０で定めた目標液圧ならびに実液圧の差を演算する目標差圧演算手段３６と、前記液圧制御ユニット目標制御量設定部３５の演算結果に基づいてポンプ１８の目標回転数を演算する目標回転数設定手段としての目標回転数演算手段３７と、前記液圧制御ユニット目標制御量設定部３５の演算結果、前記目標差圧演算手段３６の演算結果および前記実差圧演算手段３３の演算結果に基づいて液圧制御ユニット５のうち制御対象である弁に印加する制御電流を演算する制御電流演算部３８と、前記目標回転数演算手段３７の演算結果ならびにモータ回転数検出手段２９で検出される実モータ回転数に基づいて電動モータ１７の駆動デューティを演算する駆動デューティ演算部３９と、前記液圧制御ユニット目標制御量設定部３５で定められた前記液圧制御ユニット５の制御モードに基づいて計時する計時部４０とを備える。 In FIG. 2, the portion related to the left front wheel disc brake BA in the controller C sets the motor rotation number detecting means 29 for detecting the rotation number of the electric motor 17 and the target hydraulic pressure of the left front wheel disc brake BA. Target wheel brake pressure setting means 30, target fluid amount calculation means 31 for determining the target fluid amount of the left front wheel brake BA based on the target fluid pressure set by the target wheel brake pressure setting means 30, and brake fluid Based on the hydraulic pressure detected by the pressure detecting means 23, the actual fluid amount calculating means 32 for obtaining the actual fluid amount of the left front wheel disc brake BA, the regulator valve 7, the inlet valve 9 and the outlet valve 14 of the hydraulic pressure control unit 5. The actual differential pressure calculating means 33 for calculating the differential pressure before and after the valve to be controlled, the target liquid amount obtained by the target liquid amount calculating means 31 and the actual liquid amount calculating means. The target flow rate calculation unit 34 for obtaining the target flow rate of the left front wheel brake BA based on the actual fluid amount obtained in 32, and the control mode of the hydraulic pressure control unit 5 based on the calculation result of the target flow rate calculation unit 34 And the target difference for calculating the difference between the target hydraulic pressure and the actual hydraulic pressure determined by the target wheel brake pressure setting means 30 and the target control amount setting unit 35 for determining the operation amount of the hydraulic control unit 5 Pressure calculation means 36, target rotation speed calculation means 37 as target rotation speed setting means for calculating the target rotation speed of the pump 18 based on the calculation result of the hydraulic pressure control unit target control amount setting unit 35, and the hydraulic pressure Based on the calculation result of the control unit target control amount setting unit 35, the calculation result of the target differential pressure calculation means 36, and the calculation result of the actual differential pressure calculation means 33, the control of the hydraulic pressure control unit 5 is controlled. The electric motor 17 is based on the control current calculation unit 38 for calculating the control current applied to the target valve, the calculation result of the target rotation number calculation unit 37 and the actual motor rotation number detected by the motor rotation number detection unit 29. A driving duty calculating unit 39 for calculating the driving duty of the hydraulic pressure control unit 5 and a time measuring unit 40 for measuring time based on the control mode of the hydraulic pressure control unit 5 determined by the hydraulic pressure control unit target control amount setting unit 35.
目標液量演算手段３１および実液量演算手段３２は、図３で示すように予め設定されたマップに従って、液圧に応じた液量を演算するものである。また実差圧演算手段３３は、液圧制御ユニット５におけるレギュレータ弁７、入口弁９および出口弁１４の前後の差圧を検出するものであり、入口弁９を開弁するとともに出口弁１４を閉弁したままでレギュレータ弁７によって液圧路６の液圧を調圧しているときには、マスタシリンダ出力液圧検出手段２２で検出されたマスタシリンダＭの出力液圧ならびにブレーキ液圧検出手段２３，２４で検出される左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢのブレーキ液圧のうち高い方の液圧が実差圧演算手段３３に入力され、実差圧演算手段３３はレギュレータ弁７の前後の実差圧を演算することになる。またレギュレータ弁７を開弁したままで入口弁９および出口弁１４を開閉制御しているときにはマスタシリンダ出力液圧検出手段２２で検出されたマスタシリンダＭの出力液圧ならびにブレーキ液圧検出手段２３で検出される左前輪用ディスクブレーキＢＡのブレーキ液圧が実差圧演算手段３３に入力され、実差圧演算手段３３は入口弁９および出口弁１４の前後の実差圧を演算することになる。 The target liquid amount calculating means 31 and the actual liquid amount calculating means 32 calculate the liquid amount according to the liquid pressure according to a map set in advance as shown in FIG. The actual differential pressure calculation means 33 detects the differential pressure before and after the regulator valve 7, the inlet valve 9 and the outlet valve 14 in the hydraulic pressure control unit 5, opens the inlet valve 9 and opens the outlet valve 14. When the hydraulic pressure in the hydraulic pressure passage 6 is adjusted by the regulator valve 7 while the valve is closed, the output hydraulic pressure of the master cylinder M detected by the master cylinder output hydraulic pressure detection means 22 and the brake hydraulic pressure detection means 23, The higher one of the brake fluid pressures of the left front wheel disc brake BA and the right rear wheel disc brake BB detected at 24 is input to the actual differential pressure calculating means 33, and the actual differential pressure calculating means 33 is the regulator valve. The actual differential pressure before and after 7 is calculated. When the inlet valve 9 and the outlet valve 14 are controlled to open and close while the regulator valve 7 is open, the output hydraulic pressure of the master cylinder M and the brake hydraulic pressure detection means 23 detected by the master cylinder output hydraulic pressure detection means 22. The brake fluid pressure of the disc brake BA for the left front wheel detected in step S3 is input to the actual differential pressure calculation means 33, and the actual differential pressure calculation means 33 calculates the actual differential pressure before and after the inlet valve 9 and the outlet valve 14. Become.
図２において、目標流量演算部３４は、目標液量演算手段３１で得られた目標液量を微分してフィードフォワード（Ｆ／Ｆ）項を求めるＦ／Ｆ項演算手段４１と、目標液量演算手段３１で得られた目標液量から実液量演算手段３２で得られた実液量を減算する加え合わせ点４２と、該加え合わせ点４２で得られた液量差（目標液量−実液量）からフィードバック（Ｆ／Ｂ）項を演算するＦ／Ｂ項演算手段４３と、前記Ｆ／Ｆ項演算手段４１で得られたＦ／Ｆ項に前記Ｆ／Ｂ項演算手段４３で得られたＦ／Ｂ項を加算する加え合わせ点４４とで構成されており、この目標流量演算部３４によれば、左前輪用車輪ブレーキＢＡの目標流量が前記加え合わせ点４４から出力される。 In FIG. 2, the target flow rate calculation unit 34 differentiates the target liquid amount obtained by the target liquid amount calculation unit 31 to obtain a feed forward (F / F) term, and an F / F term calculation unit 41. An addition point 42 for subtracting the actual liquid amount obtained by the actual liquid amount calculation means 32 from the target liquid amount obtained by the calculation means 31, and a liquid amount difference obtained by the addition point 42 (target liquid amount− F / B term computing means 43 for computing a feedback (F / B) term from the actual liquid amount) and the F / B term computing means 43 to the F / F term obtained by the F / F term computing means 41. The target flow rate calculation unit 34 outputs the target flow rate of the left front wheel brake BA from the addition point 44. .
液圧制御ユニット目標制御量設定部３５は、前記目標流量演算部３４から入力される目標流量によって液圧制御ユニット５の制御モードを定める制御モード演算手段４５と、前記目標流量演算部３４から入力される目標流量ならびに前記制御モード演算手段４５で定められた制御モードに基づいて前記レギュレータ弁７、入口弁９もしくは出口弁１４の目標弁流量を演算する弁流量演算手段４６と、前記制御モード演算手段４５で定められた制御モードならびに前記弁流量演算手段４６で演算された流量に基づいてポンプ１８の目標吐出量を演算する目標吐出量演算手段４７とで構成される。 The hydraulic pressure control unit target control amount setting unit 35 receives the control mode calculation means 45 that determines the control mode of the hydraulic pressure control unit 5 based on the target flow rate input from the target flow rate calculation unit 34 and the target flow rate calculation unit 34. Valve flow rate calculation means 46 for calculating the target valve flow rate of the regulator valve 7, the inlet valve 9 or the outlet valve 14 based on the target flow rate to be set and the control mode determined by the control mode calculation means 45, and the control mode calculation And a target discharge amount calculating means 47 for calculating the target discharge amount of the pump 18 based on the control mode determined by the means 45 and the flow rate calculated by the valve flow rate calculating means 46.
而して制御モード演算手段４５は、目標流量演算部３４で得られた目標流量の符号および絶対値に基づいて、増圧モード、減圧モードおよび保持モードを切換えるものであり、図４（ａ）で示すように、目標流量が変化するときに、そのプラス側の値が増圧閾値を超えたときに増圧モードに移行し、増圧閾値以下になったときには増圧モードから保持モードに移行し、マイナス側の値が減圧閾値未満となったときに保持モードから減圧モードに移行し、さらに減圧閾値以上となったときに減圧モードから保持モードに移行することになる。それに対して従来のものでは、図４（ｂ）で示すように、実圧が目標圧よりも低く設定された増圧閾値未満となるのに応じて増圧モードに移行し、実圧が前記増圧閾値以上となるのに応じて増圧モードから保持モードに移行し、実圧が目標圧よりも高く設定された減圧閾値を超えるのに応じて保持モードから減圧モードに移行し、さらに実圧が減圧閾値以下となるのに応じて減圧モードから保持モードに移行するようにしている。 Thus, the control mode calculating means 45 switches between the pressure increasing mode, the pressure reducing mode, and the holding mode based on the sign and absolute value of the target flow rate obtained by the target flow rate calculating unit 34. FIG. As shown by, when the target flow rate changes, when the positive value exceeds the pressure increase threshold value, the pressure increase mode is entered, and when the target flow rate falls below the pressure increase threshold value, the pressure increase mode is changed to the holding mode. Then, when the negative value becomes less than the depressurization threshold, the holding mode is shifted to the depressurization mode, and when the negative value is more than the depressurization threshold, the depressurization mode is shifted to the holding mode. On the other hand, in the prior art, as shown in FIG. 4B, when the actual pressure falls below the pressure increase threshold set lower than the target pressure, the pressure shifts to the pressure increase mode. When the pressure increase threshold value is exceeded, the pressure increasing mode is shifted to the holding mode, and when the actual pressure exceeds the pressure reducing threshold set higher than the target pressure, the pressure shifting mode is shifted to the pressure reducing mode. As the pressure falls below the depressurization threshold, the depressurization mode is shifted to the holding mode.
ところで実圧を基準とした従来の制御モードの切換えによれば、図１６に関連して説明したような課題が生じるのであるが、目標流量の符号および絶対値に基づく制御モードの切換えによれば、図４（ａ）で示すように、実圧および目標液圧の高低に直接かかわることなく、リニアに実圧を変化させることができ、制御精度および応答性を両立させることが可能となるのである。 By the way, according to the switching of the conventional control mode based on the actual pressure, the problem described with reference to FIG. 16 occurs. However, according to the switching of the control mode based on the sign and the absolute value of the target flow rate. As shown in FIG. 4A, the actual pressure can be linearly changed without directly affecting the actual pressure and the target hydraulic pressure, and both control accuracy and responsiveness can be achieved. is there.
図２において、制御電流演算部３８は、前記液圧制御ユニット目標制御量設定部３５の弁流量演算手段４６で得られた目標弁流量ならびに前記目標差圧演算手段３６で得られた目標差圧に基づいて前記レギュレータ弁７、入口弁９もしくは出口弁１４の目標電流のフィードフォワード（Ｆ／Ｆ）項を演算する目標電流Ｆ／Ｆ項演算手段４８と、前記目標差圧演算手段３６で得られた目標差圧から前記実差圧演算手段３３で得られた実差圧を減算する加え合わせ点４９と、該加え合わせ点４９で得られた差圧偏差に基づいて目標電流のフィードバック（Ｆ／Ｂ）項を演算する目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段５０と、前記目標電流Ｆ／Ｆ項演算手段４８で得られたＦ／Ｆ項に前記目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段５０で得られたＦ／Ｂ項を加算する加え合わせ点５１とで構成されており、加え合わせ点５１から前記レギュレータ弁７、入口弁９もしくは出口弁１４の目標電流が出力される。 In FIG. 2, the control current calculation unit 38 includes a target valve flow rate obtained by the valve flow rate calculation unit 46 of the hydraulic pressure control unit target control amount setting unit 35 and a target differential pressure obtained by the target differential pressure calculation unit 36. Obtained by the target current F / F term computing means 48 for computing the feedforward (F / F) term of the target current of the regulator valve 7, the inlet valve 9 or the outlet valve 14, and the target differential pressure computing means 36. An addition point 49 for subtracting the actual differential pressure obtained by the actual differential pressure calculation means 33 from the obtained target differential pressure, and feedback of the target current (F) based on the differential pressure deviation obtained at the addition point 49 / B) is obtained by the target current F / B term computing means 50 to the target current F / B term computing means 50 for computing the term and the F / F term obtained by the target current F / F term computing means 48. Add F / B terms to add It is composed of the point 51, from said summing point 51 plus the regulator valve 7, the target current of the inlet valve 9 or the outlet valve 14 is outputted.
ところでリニアソレノイド弁である前記レギュレータ弁７、入口弁９もしくは出口弁１４をリニア制御するための制御電流は、一般的には、図５（ｃ）で示すように代表的な弁流量に対応した差圧−電流特性のテーブル検索によって得るようにしているのであるが、リニアソレノイド弁の特性は流量に対して変化するものであり、また応答性はＦ／Ｆ制御に大きく影響される。そこで前記目標電流Ｆ／Ｆ項演算手段４８は、弁流量演算手段４６で得られた目標弁流量を用い、予め設定していた差圧−流量−電流の特性マップに従って制御電流を得るようにしており、レギュレータ弁７および入口弁９では、図５（ａ）で示すように、一定差圧では流量が増大するのに応じて電流が小さくなる差圧−流量−電流の特性マップに従って目標電流Ｆ／Ｆ項演算手段４８で制御電流が得られ、出口弁１４では、図５（ｂ）で示すように、一定差圧では流量が増大するのに応じて電流が大きくなる差圧−流量−電流の特性マップに従って目標電流Ｆ／Ｆ項演算手段４８で制御電流が得られる。 Incidentally, the control current for linearly controlling the regulator valve 7, the inlet valve 9 or the outlet valve 14 which is a linear solenoid valve generally corresponds to a typical valve flow rate as shown in FIG. Although it is obtained by a table search of the differential pressure-current characteristic, the characteristic of the linear solenoid valve changes with respect to the flow rate, and the responsiveness is greatly influenced by the F / F control. Therefore, the target current F / F term calculation means 48 uses the target valve flow rate obtained by the valve flow rate calculation means 46 to obtain a control current according to a preset differential pressure-flow rate-current characteristic map. In the regulator valve 7 and the inlet valve 9, as shown in FIG. 5A, the target current F according to the differential pressure-flow rate-current characteristic map in which the current decreases as the flow rate increases at a constant differential pressure. The control current is obtained by the / F term computing means 48, and the outlet valve 14 has a differential pressure-flow rate-current in which the current increases as the flow rate increases at a constant differential pressure, as shown in FIG. 5B. The control current is obtained by the target current F / F term calculation means 48 in accordance with the characteristic map.
このようにブレーキ液圧検出手段２３で検出された液圧ならびに目標車輪ブレーキ圧設定手段３０で設定される目標液圧の差と、目標流量演算部３４で得られた目標流量とに基づいてレギュレータ弁７、入口弁９もしくは出口弁１４の制御電流が定められ、その制御電流でレギュレータ弁７、入口弁９もしくは出口弁１４がリニア制御されることになる。 Thus, the regulator is based on the difference between the hydraulic pressure detected by the brake hydraulic pressure detecting means 23 and the target hydraulic pressure set by the target wheel brake pressure setting means 30 and the target flow rate obtained by the target flow rate calculation unit 34. The control current of the valve 7, the inlet valve 9 or the outlet valve 14 is determined, and the regulator valve 7, the inlet valve 9 or the outlet valve 14 is linearly controlled by the control current.
ここで傾きが変化するランプ応答をたとえばレギュレータ弁７の開閉によって制御する場合、従来の代表的な弁流量に基づく制御電流によるものでは、図６（ｂ）で示すように、目標圧に対して実圧を適切に変化させ得ると言い難いが、前記目標弁流量の変化に応じて制御電流を変化させるようにすると、図６（ａ）で示すように、目標圧に対して実圧を適切に変化させることが可能であり、制御性能が向上することになる。 Here, when the ramp response in which the inclination changes is controlled by, for example, opening and closing the regulator valve 7, the conventional control current based on the valve flow rate, as shown in FIG. Although it is difficult to say that the actual pressure can be changed appropriately, if the control current is changed in accordance with the change in the target valve flow rate, the actual pressure is appropriately set with respect to the target pressure as shown in FIG. Therefore, the control performance can be improved.
図２において、前記目標回転数演算手段３７は、前記液圧制御ユニット目標制御量設定部３５における目標吐出量演算手段４７で得られたポンプ１８の目標吐出量に基づいて電動モータ１７の目標回転数を演算するものであり、前記駆動デューティ演算部３９は、前記目標回転数演算手段３７で得られた目標回転数に基づいて前記電動モータ１７の目標駆動電圧のフィードフォワード（Ｆ／Ｆ）項を演算する目標モータ電圧Ｆ／Ｆ項演算手段５２と、前記目標回転数演算手段３７で得られた目標回転数から実際の電動モータ１７の回転数である実モータ回転数を減算する加え合わせ点５３と、該加え合わせ点５３で得られた回転数偏差に基づいて前記電動モータ１７の目標駆動電圧のフィードバック（Ｆ／Ｂ）項を演算する目標モータ電圧Ｆ／Ｂ項演算手段５４と、前記目標モータ電圧Ｆ／Ｆ項演算手段５２で得られたＦ／Ｆ項に前記目標モータ電圧Ｆ／Ｂ項演算手段５３で得られたＦ／Ｂ項を加算する加え合わせ点５５と、該加え合わせ点５５で得られた駆動電圧に基づいて駆動デューティを演算する駆動デューティ演算手段５６とで構成されており、電動モータ１７が、前記駆動デューティ演算手段５６で得られた駆動デューティで制御される。 In FIG. 2, the target rotational speed calculation means 37 is based on the target discharge amount of the pump 18 obtained by the target discharge amount calculation means 47 in the hydraulic pressure control unit target control amount setting unit 35. The drive duty calculator 39 is a feedforward (F / F) term of the target drive voltage of the electric motor 17 based on the target speed obtained by the target speed calculator 37. The target motor voltage F / F term calculating means 52 for calculating the target motor speed, and the addition point for subtracting the actual motor rotational speed, which is the actual rotational speed of the electric motor 17, from the target rotational speed obtained by the target rotational speed calculating means 37 53 and a target motor voltage F for calculating a feedback (F / B) term of the target drive voltage of the electric motor 17 based on the rotational speed deviation obtained at the addition point 53. In addition to adding the F / B term obtained by the target motor voltage F / B term computing means 53 to the F / F term obtained by the B term computing means 54 and the target motor voltage F / F term computing means 52 The driving duty calculating unit 56 calculates a driving duty based on the driving voltage obtained at the adding point 55, and the electric motor 17 is obtained by the driving duty calculating unit 56. Controlled by the drive duty.
ところで、上述のように流量の概念を導入した液圧制御によって応答性および高精度の両立が可能となるのであるが、目標液圧そのものが振動を含んでいる場合には、図７で示すように、高応答性であることが逆に振動を助長させる場合がある。特に、入口弁９，１０および出口弁１４，１５で構成される切換弁手段２５，２６を用いて増、減圧を行う場合には、入口弁９，１０および出口弁１４，１５を交互に切り換えて開閉するので振動を助長し易くなる。そこで、そのような目標液圧の振動を検出した場合には、制御電流演算部３８の目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段５０での演算におけるＦ／Ｂゲインを変化させることにより、効果的に振動を低減することができる。 By the way, both the responsiveness and the high accuracy can be achieved by the hydraulic pressure control in which the concept of the flow rate is introduced as described above. However, when the target hydraulic pressure itself includes vibration, as shown in FIG. On the other hand, there is a case where the high responsiveness promotes vibration. In particular, when the pressure increase / decrease is performed using the switching valve means 25 and 26 including the inlet valves 9 and 10 and the outlet valves 14 and 15, the inlet valves 9 and 10 and the outlet valves 14 and 15 are alternately switched. Because it opens and closes, it becomes easy to promote vibration. Therefore, when such a vibration of the target hydraulic pressure is detected, the vibration can be effectively reduced by changing the F / B gain in the calculation in the target current F / B term calculation means 50 of the control current calculation unit 38. Can be reduced.
すなわち目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段５０での演算におけるＦ／Ｂゲインは、計時部４０での計時結果に応じて変化するものであり、該計時部４０は、前記液圧制御ユニット目標制御量設定部３５における制御モード演算手段４５からの信号に応じてカウントする増圧タイマ５７および減圧タイマ５８と、増圧タイマ５７および減圧タイマ５８のカウント値をハイセレクトするハイセレクト手段５９とを備える。 That is, the F / B gain in the calculation by the target current F / B term calculation means 50 changes according to the time measurement result in the time measuring unit 40, and the time measuring unit 40 is configured to control the target control amount of the hydraulic pressure control unit. The setting unit 35 includes a pressure increase timer 57 and a pressure reduction timer 58 that count in accordance with a signal from the control mode calculation means 45, and a high selection means 59 that highly selects the count values of the pressure increase timer 57 and the pressure reduction timer 58.
前記増圧タイマ５７は、増圧モードから前記減圧モードまたは前記保持モードへの移行時にカウント値を「０」にクリアする以外のときにカウントアップするようにしてカウント値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬ＿Ｚを得るものであり、また前記減圧タイマ５８は、前記減圧モードから前記増圧モードまたは前記保持モードへの移行時にカウント値を「０」にクリアする以外のときにカウントアップするようにしてカウント値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬ＿Ｇを得るものであり、それらのカウント値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬ＿Ｚ，ＴＭ＿ＭＤＣＡＬ＿Ｇのハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬがハイセレクト手段５９で得られる。 The pressure-increasing timer 57 obtains a count value TM_MDCAL_Z by counting up at a time other than clearing the count value to “0” when shifting from the pressure-increasing mode to the pressure-reducing mode or the holding mode. The decompression timer 58 obtains the count value TM_MDCAL_G by counting up at a time other than clearing the count value to “0” when shifting from the decompression mode to the boosting mode or the holding mode. The high select means TM_MDCAL of the count values TM_MDCAL_Z and TM_MDCAL_G is obtained by the high select means 59.
而して、図８で示すように、前記ハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬが大きいときにはハンチングを生じておらず、ハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬが小さいときにはハンチングを生じていると判断することができる。 Thus, as shown in FIG. 8, it can be determined that hunting has not occurred when the high select value TM_MDCAL is large, and hunting has occurred when the high select value TM_MDCAL is small.
そこで制御電流演算部３８の目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段５０には計時部４０のハイセレクト手段５９からハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬが入力されており、目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段５０では、図９で示すように、Ｆ／Ｂゲインが前記ハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬが大きくなるにつれて大きくなるように変化する。すなわちハンチングを生じそうになるとＦ／Ｂゲインを大きくすることでレギュレータ弁７、入口弁９，１０もしくは出口弁１４，１５の制御量を大きくし、それにより振動を助長させることなく制御することが可能となる。しかも前記Ｆ／Ｂゲインは、ハンチングの有無に応じて切り換えられるのではなく、ハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬの変化に伴って連続的に変化するものであるので、スムーズな制御を実現することができ、ロバスト性も向上することになる。 Therefore, the high current value TM_MDCAL is input from the high selection means 59 of the timekeeping section 40 to the target current F / B term calculation means 50 of the control current calculation section 38. In the target current F / B term calculation means 50, FIG. As shown, the F / B gain changes so as to increase as the high select value TM_MDCAL increases. In other words, when hunting is likely to occur, the control amount of the regulator valve 7, the inlet valves 9, 10 or the outlet valves 14, 15 is increased by increasing the F / B gain, thereby enabling control without promoting vibration. It becomes possible. Moreover, the F / B gain is not switched according to the presence or absence of hunting, but continuously changes as the high select value TM_MDCAL changes, so that smooth control can be realized and robust. Will also improve.
ところで液圧制御時の作動音および振動に対してはポンプ１８を駆動する電動モータ１７の回転数の影響が大きい。そこで作動音を小さくするために、電動モータ１７の回転数を下げることが一般的に行われているが、電動モータ１７の回転数を下げると作動音は小さくなるものの、図１０（ｂ）で示すように、加圧応答性が低下してしまう。しかるに目標回転数演算手段３７が、ポンプ１８の目標吐出量に基づいて電動モータ１７の目標回転数を演算するものであり、その目標回転数に基づいて前記駆動デューティ演算部３９が電動モータ１７の駆動デューティを演算することで電動モータ１７の回転数が制御されるので、図１０（ａ）で示すように、作動音を小さくして静粛性を保持しつつ応答性を高めることができる。しかもポンプ１８の吐出量を最適化することで液圧制御の精度向上にも寄与することができる。 By the way, the effect of the rotation speed of the electric motor 17 that drives the pump 18 is large on the operation sound and vibration during the hydraulic pressure control. Therefore, in order to reduce the operating noise, the rotation speed of the electric motor 17 is generally lowered. However, if the rotating speed of the electric motor 17 is decreased, the operating noise is reduced, but in FIG. As shown, the pressure response is reduced. However, the target rotation speed calculation means 37 calculates the target rotation speed of the electric motor 17 based on the target discharge amount of the pump 18, and the drive duty calculation unit 39 of the electric motor 17 based on the target rotation speed. Since the rotational speed of the electric motor 17 is controlled by calculating the drive duty, as shown in FIG. 10A, it is possible to increase the responsiveness while reducing the operating noise and maintaining the quietness. In addition, by optimizing the discharge amount of the pump 18, it is possible to contribute to improving the accuracy of hydraulic pressure control.
またレギュレータ弁７で自己昇圧制御を行う場合に、制御精度を高めるために液圧によるフィードバックを行う際には、応答性および外乱に対するタフネス向上のためにはＦ／Ｂゲインを大きくしてレギュレータ弁７の制御量を大きくすることが要求される。しかるに前記自己昇圧は、ポンプ１８から吐出された液圧をレギュレータ弁７で調圧することでなされるものであり、制御初期にポンプ１８からの吐出量がまだ所定値に達していない状態では、レギュレータ弁７側でのフィードバックによっても昇圧が改善されることはなく、逆に、そのような状態で図１１（ｂ）で示すように、Ｆ／Ｂゲインを大きくすると、大きな液圧偏差で過剰なＦ／Ｂゲインが演算されてしまい、ポンプ１８の吐出量が所定値に達したときにはオーバーシュートしてしまうので、Ｆ／Ｂゲインを大きくすることができない。そこで、図２で示すように、駆動デューティ演算部３９の加え合わせ点５３で得られる回転数偏差（目標回転数演算手段３７で得られた目標回転数−実モータ回転数）が制御電流演算部３８の目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段４８に入力され、目標電流Ｆ／Ｂ項演算手段４８では、図１２で示すように前記回転数偏差が大きいときには小さいときに比べて小さくなるようにＦ／Ｂゲインが変化する。これにより、レギュレータ弁７のＦ／Ｂゲインすなわちレギュレータ弁７の制御量が、不必要な部分では図１１（ａ）で示すように小さくなり、ポンプ１７の吐出量が所定値に達してもオーバーシュートを生じることが抑止されることになる。 In addition, when performing self-boosting control with the regulator valve 7, when performing feedback by hydraulic pressure to increase control accuracy, the regulator valve is increased by increasing the F / B gain in order to improve responsiveness and toughness against disturbance. 7 is required to be increased. However, the self-boosting is performed by adjusting the hydraulic pressure discharged from the pump 18 by the regulator valve 7, and in a state where the discharge amount from the pump 18 has not yet reached a predetermined value at the initial stage of control, the regulator The pressure increase is not improved by feedback on the valve 7 side. Conversely, when the F / B gain is increased in such a state as shown in FIG. Since the F / B gain is calculated and overshoot occurs when the discharge amount of the pump 18 reaches a predetermined value, the F / B gain cannot be increased. Therefore, as shown in FIG. 2, the rotational speed deviation (target rotational speed obtained by the target rotational speed computing means 37−actual motor rotational speed) obtained at the addition point 53 of the drive duty computing section 39 is the control current computing section. 38, the target current F / B term calculation means 48 is inputted to the target current F / B term calculation means 48 so that when the rotational speed deviation is large as shown in FIG. B gain changes. As a result, the F / B gain of the regulator valve 7, that is, the control amount of the regulator valve 7 becomes small as shown in FIG. 11A in an unnecessary portion, and even if the discharge amount of the pump 17 reaches a predetermined value Producing shoots will be suppressed.
電動モータ１７の回転数は上述のように自在に変化するのであるが、実際に電動モータ１７の回転数を任意に変化させるためには、電動モータ１７の駆動および制動の両方を制御しなければならない。特に、制動側はＨブリッジ等で正負の制御を行うことによっても実現可能であるが、図１３で示すような電気回路によるブレーキのみでも大きな効果がある。すなわち電動モータ１７の両端子には、バッテリ６０およびスイッチ６１から成る直列回路が接続されるとともに、電動モータ１７の両端子間をショートさせるための常開型のスイッチ６２が前記直列回路と並列に接続されており、電動モータ１７の作動時には、図１３（ａ）で示すように、スイッチ６１を導通するとともにスイッチ６２を遮断し、電動モータ１７の制動時には、図１３（ｂ）で示すように、スイッチ６１を遮断するとともにスイッチ６２を導通してモータブレーキ状態を得るようにすればよい。 Although the rotational speed of the electric motor 17 is freely changed as described above, in order to actually change the rotational speed of the electric motor 17 arbitrarily, both driving and braking of the electric motor 17 must be controlled. Don't be. In particular, the braking side can also be realized by performing positive / negative control with an H bridge or the like, but even a brake by an electric circuit as shown in FIG. 13 has a great effect. That is, a series circuit composed of a battery 60 and a switch 61 is connected to both terminals of the electric motor 17, and a normally open switch 62 for short-circuiting both terminals of the electric motor 17 is in parallel with the series circuit. When the electric motor 17 is operated, as shown in FIG. 13A, the switch 61 is turned on and the switch 62 is turned off, and when the electric motor 17 is braked, as shown in FIG. 13B. The switch 61 is cut off and the switch 62 is turned on to obtain the motor brake state.
このようにモータブレーキ量を制御することなしに、オン・オフを切換えるようにすることは簡単な回路追加で実現可能あり、そのオン・オフを図１４で示す制御手順によって切換えることで減速側の効果的な制御を実現することができる。 In this way, switching on / off without controlling the motor brake amount can be realized by adding a simple circuit, and switching on / off by the control procedure shown in FIG. Effective control can be realized.
図１４のステップＳ１では、電動モータ１７の駆動制御モードが終了モードであるか否かを判断する。ここで電動モータ１７の駆動モードとしては「停止」、「駆動」および「終了」が設定されており、「終了」は、駆動要求はないものの慣性で電動モータ１７が回転している状態である。而してステップＳ１で、終了モードであることを確認したときにはステップＳ２に進んでブレーキオンの状態とする。 In step S1 of FIG. 14, it is determined whether or not the drive control mode of the electric motor 17 is the end mode. Here, “stop”, “drive”, and “end” are set as drive modes of the electric motor 17, and “end” is a state in which the electric motor 17 is rotating with inertia although there is no drive request. . Thus, when it is confirmed in step S1 that the mode is the end mode, the routine proceeds to step S2 where the brake is turned on.
ステップＳ１において終了モードではないと判断したときには、ステップＳ３に進み、電動モータ１７の駆動制御モードが駆動モードであるか否かを判断し、駆動モードであるときには、ステップＳ４において目標モータ電圧が一定値以下であるか否かを判断し、一定以下であったときにはステップＳ５においてモータ回転数偏差（目標回転数−実回転数）が一定値以下であるか否かを判断し、一定値以下であったときには、ステップＳ５からステップＳ２に進んでブレーキオンの状態とする。尚、本実施例では、図１５からも明らかなように、電動モータ１７の駆動制御モードが駆動モードであり且つ目標モータ電圧がゼロであり且つまたモータ回転数偏差（目標回転数−実回転数）が一定値以下であるときにブレーキオンの状態とされており、従って、前記ステップＳ４で判断される目標モータ電圧の閾値（前記一定値）は、少なくともゼロを含むものである。 When it is determined in step S1 that it is not the end mode, the process proceeds to step S3, where it is determined whether or not the drive control mode of the electric motor 17 is the drive mode. If it is the drive mode, the target motor voltage is constant in step S4. It is determined whether or not the value is less than or equal to a certain value. If the value is less than or equal to a certain value, it is determined in step S5 whether or not the motor rotational speed deviation (target rotational speed−actual rotational speed) is smaller than a certain value. If there is, the process proceeds from step S5 to step S2 to set the brake on. In this embodiment, as is apparent from FIG. 15, the drive control mode of the electric motor 17 is the drive mode, the target motor voltage is zero, and the motor rotational speed deviation (target rotational speed−actual rotational speed). ) Is below a certain value, the brake is on. Therefore, the threshold value of the target motor voltage (the certain value) determined in step S4 includes at least zero.
またステップＳ３において、電動モータ１７の駆動モードが駆動モードではなく、停止モードであると判断したときには、ステップＳ３からステップＳ６に進んでブレーキオフの状態とし、駆動モードではあるが目標モータ電圧が一定値を超える状態であるとステップＳ４で判断したとき、ならびに駆動モードで目標モータ電圧が一定値以下ではあるもののモータ回転数偏差が一定値を超えるとステップＳ５で判断したときには、ステップＳ６でブレーキオフの状態とする。 In step S3, when it is determined that the drive mode of the electric motor 17 is not the drive mode but the stop mode, the process proceeds from step S3 to step S6, where the brake is turned off and the target motor voltage is constant although in the drive mode. If it is determined in step S4 that the value exceeds the value, and if it is determined in step S5 that the motor rotational speed deviation exceeds a certain value while the target motor voltage is not more than a certain value in the drive mode, the brake is turned off in step S6. State.
このような制御手順によれば、電動モータ１７は、図１８で示すように、終了モードのときにブレーキオンの状態となるだけでなく、駆動モードであっても、目標モータ電圧が一定値以下（図１５に示す実施例では「ゼロ」であり）、かつモータ回転数偏差が一定値以下のとき（すなわち電動モータ１７の実回転数が所定値を超えて目標回転数を上回ったとき）にもブレーキオンの状態となり、減速応答性が向上することになる。 According to such a control procedure, as shown in FIG. 18, the electric motor 17 is not only in a brake-on state in the end mode, but also in the drive mode, the target motor voltage is below a certain value. (In the embodiment shown in FIG. 15, it is “zero”) , and when the motor rotation speed deviation is not more than a certain value (that is, when the actual rotation speed of the electric motor 17 exceeds a predetermined value and exceeds the target rotation speed). Will also be in the brake-on state, and the deceleration response will be improved.
次にこの実施例の作用について説明すると、コントローラＣは、目標車輪ブレーキ圧設定手段３０で設定される目標液圧に基づいて目標液量演算手段３１で得た左前輪用ディスクブレーキＢＡおよび右後輪用ディスクブレーキＢＢを含む各車輪のディスクブレーキの目標液量と、ブレーキ液圧検出手段２３，２４で検出された液圧に基づいて実液量演算手段３２で得た各ディスクブレーキＢＡ，ＢＢ…の実液量とに基づいて目標流量演算部３４で各ディスクブレーキＢＡ，ＢＢ…の目標流量を求め、その目標流量に基づいて液圧制御ユニット５の作動を制御するので、各ディスクブレーキＢＡ，ＢＢ…の液圧制御の制御精度および応答性を高めることができる。すなわち各ディスクブレーキＢＡ，ＢＢ…の液圧制御において必要な応答特性はランプ応答であり、ランプ応答中は各ディスクブレーキＢＡ，ＢＢ…に対するブレーキ液の入出力は連続のはずであり、そのような連続したブレーキ液の入出力を基本にした制御を行うことで、制御精度および応答性を高めることができる。 Next, the operation of this embodiment will be described. The controller C determines the left front wheel disc brake BA and the right rear obtained by the target fluid amount calculation means 31 based on the target fluid pressure set by the target wheel brake pressure setting means 30. Each disc brake BA, BB obtained by the actual fluid amount calculation means 32 based on the target fluid amount of the disc brake of each wheel including the wheel disc brake BB and the fluid pressure detected by the brake fluid pressure detection means 23, 24 The target flow rate calculation unit 34 obtains the target flow rate of each disc brake BA, BB... Based on the actual fluid amount and controls the operation of the hydraulic pressure control unit 5 based on the target flow rate. , BB... Can be improved in control accuracy and responsiveness. That is, the response characteristic required for the hydraulic pressure control of each disc brake BA, BB ... is a ramp response, and during the ramp response, the brake fluid input / output to each disc brake BA, BB ... should be continuous. By performing control based on continuous brake fluid input and output, control accuracy and responsiveness can be improved.
またコントローラＣは、目標流量演算部３４で得られた目標流量の符号および絶対値に基づいて、増圧モード、減圧モードおよび保持モードを切換えるようにして液圧制御ユニット５の作動を制御するので、実圧および目標液圧の高低に直接かかわることなく、リニアに実圧を変化させることができ、制御精度および応答性を両立させることが可能となる。 Further, the controller C controls the operation of the hydraulic pressure control unit 5 so as to switch the pressure increasing mode, the pressure reducing mode, and the holding mode based on the sign and absolute value of the target flow rate obtained by the target flow rate calculation unit 34. The actual pressure can be linearly changed without directly affecting the actual pressure and the target hydraulic pressure, and both control accuracy and responsiveness can be achieved.
しかも液圧制御ユニット５においてリニアソレノイド弁であるレギュレータ弁７、入口弁９，１０および出口弁１４，１５の印加電流を、ブレーキ液圧検出手段２３，２４で検出された液圧ならびに目標車輪ブレーキ圧設定手段３０で設定される目標液圧の差と、前記目標流量演算部３４で得られた目標流量とに基づいて制御するので、流量に対してレギュレータ弁７、入口弁９，１０および出口弁１４，１５の特性が変化するのに対応して制御電流を得ることにより、制御性能を高めることができる。 Moreover, in the hydraulic pressure control unit 5, the current applied to the regulator valve 7, the inlet valves 9, 10 and the outlet valves 14, 15, which are linear solenoid valves, is applied to the hydraulic pressure detected by the brake hydraulic pressure detection means 23, 24 and the target wheel brake. Since the control is performed based on the difference between the target hydraulic pressures set by the pressure setting means 30 and the target flow rate obtained by the target flow rate calculation unit 34, the regulator valve 7, the inlet valves 9, 10 and the outlet for the flow rate. Control performance can be enhanced by obtaining a control current in response to changes in the characteristics of the valves 14 and 15.
またコントローラＣは、目標流量演算部３４で得られた目標流量に基づいてポンプ１８の目標吐出量を求める目標吐出量演算手段４７と、該目標吐出量演算手段４７で得られた目標吐出量に基づいて前記ポンプ１８を駆動する電動モータ１７の目標回転数を求める目標回転数演算手段３７を含むものであり、目標回転数演算手段３７で得られた目標回転数に基づいて電動モータ１７を制御するので、液圧制御時の応答性および静粛性を高めるとともに、液圧制御精度の更なる向上を図ることができる。 Further, the controller C has a target discharge amount calculating means 47 for obtaining a target discharge amount of the pump 18 based on the target flow rate obtained by the target flow rate calculating section 34, and a target discharge amount obtained by the target discharge amount calculating means 47. Based on the target rotational speed calculation means 37 for obtaining the target rotational speed of the electric motor 17 that drives the pump 18 based on the target rotational speed obtained by the target rotational speed calculation means 37, the electric motor 17 is controlled. Therefore, the responsiveness and quietness at the time of hydraulic pressure control can be improved, and further improvement of the hydraulic pressure control accuracy can be achieved.
またコントローラＣは、増圧モードから前記減圧モードまたは前記保持モードへの移行時にカウント値を「０」にクリアする以外のときにカウントアップする増圧タイマ５７と、前記減圧モードから前記増圧モードまたは前記保持モードへの移行時にカウント値を「０」にクリアする以外のときにカウントアップする減圧タイマ５８とを含んでおり、増圧タイマ５７および減圧タイマ５８のカウント値をハイセレクト手段５９でハイセレクトしたハイセレクト値ＴＭ＿ＭＤＣＡＬが大きくなるにつれて液圧制御ユニット５におけるレギュレータ弁７、入口弁９，１０もしくは出口弁１４，１５の制御量を大きくするので、制御ハンチングの発生を防止することができる。 Further, the controller C includes a pressure increase timer 57 that counts up when the count value is not cleared to “0” at the time of transition from the pressure increase mode to the pressure decrease mode or the hold mode, and the pressure increase mode to the pressure increase mode. Or a decompression timer 58 that counts up when the count value is not cleared to “0” when shifting to the holding mode, and the count values of the boost timer 57 and the decompression timer 58 are set by the high-select means 59. Since the control amount of the regulator valve 7, the inlet valves 9, 10 or the outlet valves 14, 15 in the hydraulic pressure control unit 5 is increased as the high selected value TM_MDCAL is increased, the occurrence of control hunting can be prevented. .
またコントローラＣは、モータ回転数検出手段２９で検出される実モータ回転数が目標回転数演算手段３７で演算される目標回転数となるように電動モータ１７を制御するのであるが、回転数偏差（目標回転数−実モータ回転数）が大きいときには小さいときに比べて小さくなるようにレギュレータ弁７を制御するためのＦ／Ｂゲインが変化する。これにより、レギュレータ弁７のＦ／Ｂゲインすなわち制御量を不必要な部分で小さくなるようにして、制御初期にポンプ１７の吐出量が所定値に達してもオーバーシュートを生じることが抑止することができ、回転数偏差（目標回転数−実モータ回転数）が小さいときにはＦ／Ｂゲインを大きくしてレギュレータ弁７の制御量を大きくし、それにより応答性や外乱に対するタフネスを高めることができる。 The controller C controls the electric motor 17 so that the actual motor rotation speed detected by the motor rotation speed detection means 29 becomes the target rotation speed calculated by the target rotation speed calculation means 37. When (target rotational speed−actual motor rotational speed) is large, the F / B gain for controlling the regulator valve 7 changes so as to be smaller than when it is small. Accordingly, the F / B gain Sunawa Chi control of the regulator valve 7 so as to become smaller in unnecessary portions, discharge amount control initial pump 17 suppression can cause overshoot reaches a predetermined value When the rotational speed deviation (target rotational speed−actual motor rotational speed) is small, the F / B gain is increased to increase the control amount of the regulator valve 7, thereby improving the responsiveness and toughness against disturbance. Can do.
さらに電動モータ１７の両端子には、バッテリ６０およびスイッチ６１から成る直列回路が接続されるとともに、電動モータ１７の両端子間をショートさせるための常開型のスイッチ６２が前記直列回路と並列に接続されており、コントローラＣは、電動モータ１７の駆動状態にあっても目標モータ電圧が一定値以下（図１５に示す実施例では「ゼロ」であり）、かつ電動モータ１７の実回転数が所定値を超えて目標回転数を上回ったときには、前記スイッチ６２を導通して電動モータ１７の両端子間をショートさせることで電動モータ１７をブレーキオンの状態とするので、簡単な駆動回路で電動モータ１７の減速応答性が向上することになる。 Further, a series circuit composed of a battery 60 and a switch 61 is connected to both terminals of the electric motor 17, and a normally open switch 62 for short-circuiting both terminals of the electric motor 17 is in parallel with the series circuit. The controller C is connected, and even if the electric motor 17 is in a driving state, the target motor voltage is not more than a certain value (in the embodiment shown in FIG. 15, “zero”) , and the actual rotational speed of the electric motor 17 is When the target rotational speed is exceeded by exceeding a predetermined value, the switch 62 is turned on to short-circuit both terminals of the electric motor 17 so that the electric motor 17 is in a brake-on state. The deceleration response of the motor 17 is improved.
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。 Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various design changes can be made without departing from the present invention described in the claims. It is.
５・・・・液圧制御ユニット
１７・・・電動モータ
１８・・・ポンプ
２９・・・モータ回転数検出手段
３７・・・目標回転数設定手段である目標回転数演算手段
６２・・・スイッチ
ＢＡ・・・車輪ブレーキである左前輪用車輪ブレーキ
ＢＢ・・・車輪ブレーキである右後輪用車輪ブレーキ
Ｃ・・・・コントローラ
Ｍ・・・・液圧発生手段であるマスタシリンダ
5 .... Hydraulic pressure control unit 17 ... Electric motor 18 ... Pump 29 ... Motor rotation speed detection means 37 ... Target rotation speed calculation means 62 ... switch which is target rotation speed setting means BA: Wheel brake for left front wheel as wheel brake BB: Wheel brake for right rear wheel as wheel brake C ... Controller M ... Master cylinder as hydraulic pressure generating means
Claims (1)
該コントローラ（Ｃ）が前記常開型電磁弁（７）を液圧に応じてフィードバック制御可能であるものにおいて、
前記電動モータ（１７）の両端子間には該電動モータ（１７）の両端子間をショートさせるための常開型のスイッチ（６２）が設けられ、
前記電動モータ（１７）の回転数を検出するモータ回転数検出手段（２９）と、前記電動モータ（１７）の目標回転数を設定する目標回転数設定手段（３７）とを含む前記コントローラ（Ｃ）が、前記モータ回転数検出手段（２９）で検出された回転数ならびに前記目標回転数設定手段（３７）で設定された目標回転数に基づいて定めた目標電圧で前記電動モータ（１７）を制御するとともに、前記モータ回転数検出手段（２９）で検出された回転数が前記目標回転数設定手段（３７）で設定された目標回転数よりも所定値を超えて上回り且つ前記目標電圧がゼロのときに前記スイッチ（６２）を閉じ、
前記コントローラ（Ｃ）は、前記常開型電磁弁（７）の前記フィードバック制御に用いるフィードバックゲインを、前記目標回転数と前記モータ回転数検出手段（２９）で検出された回転数との偏差が大きくなるほど該フィードバックゲインが小さくなるように設定することを特徴とする車両用ブレーキ液圧制御装置。 Hydraulic pressure generating means (M) for outputting hydraulic pressure in accordance with the brake operation, wheel brakes (BA, BB) operated by the action of hydraulic pressure, the hydraulic pressure generating means (M) and the wheel brakes (BA, BB) between the discharge side and the pump (18) driven by the electric motor (17), and a normally open electromagnetic wave interposed between the discharge side of the pump (18) and the fluid pressure generating means (M). A hydraulic pressure control unit (B ), which has a valve (7) and is arranged between the hydraulic pressure generating means (M) and the wheel brakes (BA, BB) so that the hydraulic pressure of the wheel brakes (BA, BB) can be adjusted. 5) and a brake fluid pressure control device for a vehicle comprising a controller (C) for controlling the operation of the fluid pressure control unit (5) ,
In the controller (C) capable of feedback control of the normally open solenoid valve (7) according to the hydraulic pressure ,
Between the two terminals of the electric motor (17), a normally open switch (62) for short-circuiting both terminals of the electric motor (17) is provided.
The controller (C) including motor rotation speed detection means (29) for detecting the rotation speed of the electric motor (17) and target rotation speed setting means (37) for setting the target rotation speed of the electric motor (17). ) At a target voltage determined based on the rotational speed detected by the motor rotational speed detection means (29) and the target rotational speed set by the target rotational speed setting means (37). controls, the motor rotation speed detection means (29) rotational speed detected exceeds a predetermined value than the target rotational speed set by said target speed setting means (37) at exceeded Ri and the target voltage When the switch is zero, the switch (62) is closed ,
The controller (C) has a feedback gain used for the feedback control of the normally open solenoid valve (7) such that a deviation between the target rotational speed and the rotational speed detected by the motor rotational speed detecting means (29) is obtained. A vehicular brake hydraulic pressure control device, wherein the feedback gain is set to be smaller as the value is larger .
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