JP5030751B2 - Brake device for vehicle - Google Patents

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    • B60T8/40—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition comprising an additional fluid circuit including fluid pressurising means for modifying the pressure of the braking fluid, e.g. including wheel driven pumps for detecting a speed condition, or pumps which are controlled by means independent of the braking system
    • B60T8/4072—Systems in which a driver input signal is used as a control signal for the additional fluid circuit which is normally used for braking
    • B60T8/4081—Systems with stroke simulating devices for driver input

Description

本発明は、電動モータでピストンを作動させることでブレーキ液圧を発生する電動液圧発生手段と、前記電動モータの作動を制御する電動モータ制御手段とを備え、前記電動モータ制御手段は、運転者のブレーキ操作量に応じたブレーキ液圧を前記電動液圧発生手段に発生させるための前記電動モータの目標回転角を算出し、前記電動モータの実回転角が前記目標回転角に一致するようにフィードバック制御する車両用ブレーキ装置に関する。   The present invention comprises an electric hydraulic pressure generating means for generating a brake hydraulic pressure by operating a piston with an electric motor, and an electric motor control means for controlling the operation of the electric motor, wherein the electric motor control means A target rotation angle of the electric motor for causing the electric hydraulic pressure generating means to generate a brake hydraulic pressure corresponding to a brake operation amount of the user is calculated, so that an actual rotation angle of the electric motor matches the target rotation angle. The present invention relates to a vehicle brake device that performs feedback control.

運転者の制動操作を電気信号に変換して電気的液圧発生手段（スレーブシリンダ）を作動させ、このスレーブシリンダが発生するブレーキ液圧でホイールシリンダを作動させる、いわゆるＢＢＷ（ブレーキ・バイ・ワイヤ）式ブレーキ装置が、下記特許文献１により公知である。
特開平２００７−２３０４３５号公報 A so-called BBW (brake-by-wire) that converts a driver's braking operation into an electric signal, operates an electric hydraulic pressure generating means (slave cylinder), and operates a wheel cylinder with a brake hydraulic pressure generated by the slave cylinder. ) Type brake device is known from US Pat.
Japanese Patent Laid-Open No. 2007-230435

ところで、上記従来のＢＢＷ式ブレーキ装置は、マスタシリンダが発生するブレーキ液圧を第１の液圧センサで検出するとともに、スレーブシリンダが発生するブレーキ液圧を第２の液圧センサで検出し、第２の液圧センサで検出したブレーキ液圧が、第１のブレーキ液圧センサで検出したブレーキ液圧に応じた値になるように、スレーブシリンダの電動モータの作動をフィードバック制御している。   By the way, the conventional BBW brake device detects the brake hydraulic pressure generated by the master cylinder with the first hydraulic pressure sensor, and detects the brake hydraulic pressure generated by the slave cylinder with the second hydraulic pressure sensor. The operation of the electric motor of the slave cylinder is feedback-controlled so that the brake fluid pressure detected by the second fluid pressure sensor becomes a value corresponding to the brake fluid pressure detected by the first brake fluid pressure sensor.

このように、ブレーキ液圧を用いてスレーブシリンダの電動モータの作動をフィードバック制御する場合、マスタシリンダやスレーブシリンダがブレーキ液圧を発生してから、そのブレーキ液圧が液圧センサによって検出されるまでに時間遅れが発生するため、スレーブシリンダの制御応答性が低下する問題がある。   As described above, when the operation of the electric motor of the slave cylinder is feedback controlled using the brake hydraulic pressure, the brake hydraulic pressure is detected by the hydraulic pressure sensor after the master cylinder or the slave cylinder generates the brake hydraulic pressure. There is a problem that the control responsiveness of the slave cylinder deteriorates because a time delay occurs until the time.

これを解消するために、運転者のブレーキ操作量を例えばブレーキペダルのストロークセンサで検出し、このブレーキペダルのストロークに対応するブレーキ液圧をスレーブシリンダに発生させるのに必要な電動モータの回転角を算出し、この回転角が得られるように電動モータの作動を制御することが考えられる。   In order to solve this problem, the amount of brake operation of the driver is detected by, for example, a brake pedal stroke sensor, and the rotation angle of the electric motor necessary to generate a brake hydraulic pressure corresponding to the brake pedal stroke in the slave cylinder. It is conceivable to control the operation of the electric motor so that this rotation angle is obtained.

しかしながら、電動モータの実回転角が目標回転角になるようにフィードバック制御する場合、ブレーキキャリパの剛性の変化やブレーキパッドの摩耗のような経年変化により、電動モータの回転角とスレーブシリンダが実際に発生するブレーキ液圧との関係が次第に変化してしまう可能性がある。   However, when feedback control is performed so that the actual rotation angle of the electric motor becomes the target rotation angle, the rotation angle of the electric motor and the slave cylinder are actually changed due to secular changes such as changes in brake caliper rigidity and brake pad wear. There is a possibility that the relationship with the generated brake fluid pressure gradually changes.

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、電動液圧発生手段が発生するブレーキ液圧を電動モータの回転角フィードバックで制御する場合に、前記回転角と発生するブレーキ液圧との関係を一定に維持すること目的とする。   The present invention has been made in view of the circumstances described above, and the relationship between the rotation angle and the generated brake hydraulic pressure when the brake hydraulic pressure generated by the electric hydraulic pressure generating means is controlled by the rotation angle feedback of the electric motor. The purpose is to maintain a constant value.

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、電動モータでピストンを作動させることでブレーキ液圧を発生する電動液圧発生手段と、前記電動モータの作動を制御する電動モータ制御手段とを備え、前記電動モータ制御手段は、運転者のブレーキ操作量に応じたブレーキ液圧を前記電動液圧発生手段に発生させるための前記電動モータの目標回転角を算出し、前記電動モータの実回転角が前記目標回転角に一致するようにフィードバック制御する車両用ブレーキ装置であって、前記電動モータ制御手段は、前記電動液圧発生手段に発生させるべき目標ブレーキ液圧と、前記電動液圧発生手段が発生した実ブレーキ液圧との偏差に基づいて液圧補正量を算出し、この液圧補正量によって前記電動モータの目標回転角を補正する補正手段を備え、その補正された目標回転角に基づいて前記電動モータを駆動してブレーキ液圧を発生させ、運転者がブレーキ操作を行わないとき、各車輪に対して個別にブレーキ液圧を供給可能なブレーキ液圧制御装置を備え、前記補正手段は、前記ブレーキ液圧制御装置に設けられた液圧センサの出力を用いて前記電動モータの目標回転角を補正することを特徴とする車両用ブレーキ装置が提案される。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, an electric hydraulic pressure generating means for generating a brake hydraulic pressure by operating a piston with an electric motor, and an operation of the electric motor are controlled. Electric motor control means, and the electric motor control means calculates a target rotation angle of the electric motor for causing the electric hydraulic pressure generation means to generate a brake hydraulic pressure corresponding to a brake operation amount of a driver, The vehicle brake device performs feedback control so that an actual rotation angle of the electric motor matches the target rotation angle, wherein the electric motor control means includes a target brake hydraulic pressure to be generated by the electric hydraulic pressure generation means and The hydraulic pressure correction amount is calculated based on the deviation from the actual brake hydraulic pressure generated by the electric hydraulic pressure generating means, and the target rotation angle of the electric motor is corrected based on the hydraulic pressure correction amount. That a correction means, to generate a brake fluid pressure by driving the electric motor based on the target rotational angle which is the corrected, when the driver does not perform a braking operation, the brake fluid pressure separately to each wheel A brake fluid pressure control device capable of supplying the brake fluid pressure is provided, and the correction means corrects a target rotation angle of the electric motor using an output of a fluid pressure sensor provided in the brake fluid pressure control device. A vehicle brake device is proposed .

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記電動モータ制御手段は、運転者のブレーキ操作量を前記目標ブレーキ液圧に変換する変換手段を備えることを特徴とする車両用ブレーキ装置が提案される。 According to the invention described in claim 2 , in addition to the configuration of claim 1 , the electric motor control means includes a conversion means for converting a brake operation amount of a driver into the target brake hydraulic pressure. A vehicular brake device is proposed.

尚、実施の形態のスレーブシリンダ２３は本発明の電動液圧発生手段に対応し、実施の形態のＶＳＡ装置２４は本発明のブレーキ液圧制御装置に対応し、実施の形態の後部ピストン３８Ａおよび前部ピストン３８Ｂは本発明のピストンに対応し、実施の形態のストローク−液圧変換手段Ｍ１は本発明の変換手段に対応し、実施の形態の液圧補正量算出手段Ｍ５は本発明の補正手段に対応し、実施の形態の電子制御ユニットＵは本発明の電動モータ制御手段に対応する。   The slave cylinder 23 of the embodiment corresponds to the electric hydraulic pressure generating means of the present invention, the VSA device 24 of the embodiment corresponds to the brake hydraulic pressure control device of the present invention, and the rear piston 38A of the embodiment and The front piston 38B corresponds to the piston of the present invention, the stroke-hydraulic pressure converting means M1 of the embodiment corresponds to the converting means of the present invention, and the hydraulic pressure correction amount calculating means M5 of the embodiment is corrected according to the present invention. Corresponding to the means, the electronic control unit U of the embodiment corresponds to the electric motor control means of the present invention.

請求項１の構成によれば、電動液圧発生手段の電動モータでピストンを作動させて運転者のブレーキ操作量に応じたブレーキ液圧を発生させるべく、電動液圧発生手段の電動モータの目標回転角を算出し、その目標回転角に電動モータの実回転角が一致するようにフィードバック制御するので、液圧センサがブレーキ液圧を検出するタイムラグを補償してスレーブシリンダの制御応答性を高めることができる。この場合、ブレーキキャリパの剛性の変化やブレーキパッドの摩耗のような経年変化により、電動モータの回転角とスレーブシリンダが実際に発生するブレーキ液圧との関係が変化するが、補正手段が、電動液圧発生手段に発生させるべき目標ブレーキ液圧と、電動液圧発生手段が発生した実ブレーキ液圧との偏差に基づいて電動モータの目標回転角を補正し、その補正された目標回転角に基づいて電動モータを駆動してブレーキ液圧を発生させるので、前記回転角と実ブレーキ液圧との関係を一定に維持することができる。しかも運転者がブレーキ操作を行わないときに各車輪に個別にブレーキ液圧を供給するブレーキ液圧制御装置に設けられた液圧センサを利用し、その液圧センサの出力を用いて電動モータの目標回転角を補正するので、特別の液圧センサを設ける必要をなくして部品点数の削減を図ることができる。 According to the configuration of the first aspect, the target of the electric motor of the electric hydraulic pressure generating means is to generate the brake hydraulic pressure corresponding to the brake operation amount of the driver by operating the piston by the electric motor of the electric hydraulic pressure generating means. Since the rotation angle is calculated and feedback control is performed so that the actual rotation angle of the electric motor matches the target rotation angle, the hydraulic pressure sensor compensates for the time lag for detecting the brake hydraulic pressure and improves the control response of the slave cylinder. be able to. In this case, the relationship between the rotation angle of the electric motor and the brake hydraulic pressure that is actually generated by the slave cylinder changes due to changes in the rigidity of the brake caliper and wear of the brake pads. The target rotational angle of the electric motor is corrected based on the deviation between the target brake hydraulic pressure to be generated by the hydraulic pressure generating means and the actual brake hydraulic pressure generated by the electric hydraulic pressure generating means, and the corrected target rotational angle is obtained. Based on this, the electric motor is driven to generate the brake fluid pressure, so that the relationship between the rotation angle and the actual brake fluid pressure can be maintained constant. In addition, when the driver does not perform the brake operation, the hydraulic pressure sensor provided in the brake hydraulic pressure control device that supplies the brake hydraulic pressure to each wheel individually is used, and the output of the electric pressure sensor is used to output the electric motor. Since the target rotation angle is corrected, it is not necessary to provide a special hydraulic pressure sensor, and the number of parts can be reduced.

以下、本発明の実施の形態を添付の図面に基づいて説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

図１〜図４は本発明の実施の形態を示すもので、図１は車両用ブレーキ装置の正常時の液圧回路図、図２は図１に対応する異常時の液圧回路図、図３は制御系のブロック図、図４は電子制御ユニットの回路構成を示す図である。   1 to 4 show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a vehicle brake device in a normal state, and FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram in an abnormal state corresponding to FIG. 3 is a block diagram of the control system, and FIG. 4 is a diagram showing a circuit configuration of the electronic control unit.

図１に示すように、タンデム型のマスタシリンダ１１は、運転者がブレーキペダル１２を踏む踏力に応じたブレーキ液圧を出力する二つの液圧室１３Ａ，１３Ｂを備えており、一方の液圧室１３Ａは液路Ｐａ，Ｐｂ，Ｐｃ，Ｐｄ，Ｐｅ（第１系統）を介して例えば左前輪および右後輪のディスクブレーキ装置１４，１５のホイールシリンダ１６，１７に接続されるとともに、他方の液圧室１３Ｂは液路Ｑａ，Ｑｂ，Ｑｃ，Ｑｄ，Ｑｅ（第２系統）を介して例えば右前輪および左後輪のディスクブレーキ装置１８，１９のホイールシリンダ２０，２１に接続される。   As shown in FIG. 1, the tandem master cylinder 11 includes two hydraulic chambers 13A and 13B that output brake hydraulic pressure in accordance with the pedaling force of the driver stepping on the brake pedal 12, and one hydraulic pressure is provided. The chamber 13A is connected to the wheel cylinders 16 and 17 of the disc brake devices 14 and 15 of, for example, the left front wheel and the right rear wheel via liquid passages Pa, Pb, Pc, Pd, and Pe (first system). The hydraulic chamber 13B is connected to the wheel cylinders 20 and 21 of the disc brake devices 18 and 19 of the right front wheel and the left rear wheel, for example, via the fluid paths Qa, Qb, Qc, Qd, and Qe (second system).

液路Ｐａ，Ｐｂ間に常開型電磁弁である遮断弁２２Ａが配置され、液路Ｑａ，Ｑｂ間に常開型電磁弁である遮断弁２２Ｂが配置され、液路Ｐｂ，Ｑｂと液路Ｐｃ，Ｑｃとの間にスレーブシリンダ２３が配置され、液路Ｐｃ，Ｑｃと液路Ｐｄ，Ｐｅ；Ｑｄ，Ｑｅとの間にＶＳＡ（ビークル・スタビリティ・アシスト）装置２４が配置される。   A shutoff valve 22A, which is a normally open solenoid valve, is disposed between the fluid paths Pa, Pb, and a shutoff valve 22B, which is a normally open solenoid valve, is disposed between the fluid paths Qa, Qb, and the fluid paths Pb, Qb and the fluid path. A slave cylinder 23 is disposed between Pc and Qc, and a VSA (vehicle stability assist) device 24 is disposed between the liquid paths Pc and Qc and the liquid paths Pd and Pe; Qd and Qe.

液路Ｑａから分岐する液路Ｒａ，Ｒｂには、常閉型電磁弁である反力許可弁２５を介してストロークシミュレータ２６が接続される。ストロークシミュレータ２６は、シリンダ２７にスプリング２８で付勢されたピストン２９を摺動自在に嵌合させたもので、ピストン２９の反スプリング２８側に形成された液圧室３０が液路Ｒｂに連通する。   A stroke simulator 26 is connected to the liquid paths Ra and Rb branched from the liquid path Qa via a reaction force permission valve 25 which is a normally closed solenoid valve. The stroke simulator 26 is a cylinder 27 slidably fitted with a piston 29 urged by a spring 28, and a hydraulic chamber 30 formed on the side opposite to the spring 28 of the piston 29 communicates with a liquid path Rb. To do.

スレーブシリンダ２３のアクチュエータ３１は、電動モータ３２の出力軸に設けた駆動ベベルギヤ３３と、駆動ベベルギヤ３３に噛合する従動ベベルギヤ３４と、従動ベベルギヤ３４により作動するボールねじ機構３５とを備える。   The actuator 31 of the slave cylinder 23 includes a drive bevel gear 33 provided on the output shaft of the electric motor 32, a driven bevel gear 34 that meshes with the drive bevel gear 33, and a ball screw mechanism 35 that is operated by the driven bevel gear 34.

スレーブシリンダ２３のシリンダ本体３６の後部および前部に、それぞれリターンスプリング３７Ａ，３７Ｂで後退方向に付勢された後部ピストン３８Ａおよび前部ピストン３８Ｂが摺動自在に配置されており、後部ピストン３８Ａおよび前部ピストン３８Ｂの前面にそれぞれ後部液圧室３９Ａおよび前部液圧室３９Ｂが区画される。   A rear piston 38A and a front piston 38B, which are urged in a backward direction by return springs 37A and 37B, are slidably disposed on the rear and front portions of the cylinder body 36 of the slave cylinder 23, respectively. A rear hydraulic chamber 39A and a front hydraulic chamber 39B are defined on the front surface of the front piston 38B.

後部液圧室３９Ａは入力ポート４０Ａを介して液路Ｐｂに連通するとともに、出力ポート４１Ａを介して液路Ｐｃに連通し、また前部液圧室３９Ｂは入力ポート４０Ｂを介して液路Ｑｂに連通するとともに、出力ポート４１Ｂを介して液路Ｑｃに連通する。   The rear hydraulic chamber 39A communicates with the fluid path Pb via the input port 40A, communicates with the fluid path Pc via the output port 41A, and the front hydraulic chamber 39B communicates with the fluid path Qb via the input port 40B. And the fluid channel Qc via the output port 41B.

しかして、図１において、電動モータ３２を一方向に駆動すると、駆動ベベルギヤ３３、従動ベベルギヤ３４およびボールねじ機構３５を介して後部および前部ピストン３８Ａ，３８Ｂが前進し、液路Ｐｂ，Ｑｂに連なる入力ポート４０Ａ，４０Ｂが閉塞された瞬間に後部および前部液圧室３９Ａ，３９Ｂにブレーキ液圧を発生させ、そのブレーキ液圧を出力ポート４１Ａ，４１Ｂを介して液路Ｐｃ，Ｑｃに出力することができる。   In FIG. 1, when the electric motor 32 is driven in one direction, the rear and front pistons 38A and 38B move forward through the drive bevel gear 33, the driven bevel gear 34, and the ball screw mechanism 35, and enter the liquid paths Pb and Qb. Brake fluid pressure is generated in the rear and front fluid pressure chambers 39A and 39B at the moment when the continuous input ports 40A and 40B are closed, and the brake fluid pressure is output to the fluid paths Pc and Qc via the output ports 41A and 41B. can do.

ＶＳＡ装置２４の構造は周知のもので、左前輪および右後輪のディスクブレーキ装置１４，１５の第１系統を制御する第１ブレーキアクチュエータ５１Ａと、右前輪および左後輪のディスクブレーキ装置１８，１９の第２系統を制御する第２ブレーキアクチュエータ５１Ｂとに同じ構造のものが設けられる。   The structure of the VSA device 24 is well known. The first brake actuator 51A for controlling the first system of the disc brake devices 14 and 15 for the left front wheel and the right rear wheel, the disc brake device 18 for the right front wheel and the left rear wheel, A second brake actuator 51B that controls the 19 second system is provided with the same structure.

以下、その代表として左前輪および右後輪のディスクブレーキ装置１４，１５の第１系統の第１ブレーキアクチュエータ５１Ａについて説明する。   Hereinafter, as a representative example, the first brake actuator 51A of the first system of the disc brake devices 14 and 15 for the left front wheel and the right rear wheel will be described.

第１ブレーキアクチュエータ５１Ａは、上流側に位置するスレーブシリンダ２３の出力ポート４１Ａに連なる液路Ｐｃと、下流側に位置する左前輪および右後輪のホイールシリンダ１６，１７にそれぞれ連なる液路Ｐｄ，Ｐｅとの間に配置される。   The first brake actuator 51A includes a fluid path Pc that communicates with the output port 41A of the slave cylinder 23 located on the upstream side, and a fluid path Pd that communicates with the wheel cylinders 16 and 17 for the left front wheel and the right rear wheel located on the downstream side. It arrange | positions between Pe.

第１ブレーキアクチュエータ５１Ａは左前輪および右後輪のホイールシリンダ１６，１７に対して共通の液路５２および液路５３を備えており、液路Ｐｃおよび液路５２間に配置された可変開度の常開ソレノイドバルブよりなるレギュレータバルブ５４と、このレギュレータバルブ５４に対して並列に配置されて液路Ｐｃ側から液路５２側へのブレーキ液の流通を許容するチェックバルブ５５と、液路５２および液路Ｐｅ間に配置された可変開度の常開型ソレノイドバルブよりなるインバルブ５６と、このインバルブ５６に対して並列に配置されて液路Ｐｅ側から液路５２側へのブレーキ液の流通を許容するチェックバルブ５７と、液路５２および液路Ｐｄ間に配置された可変開度の常開型ソレノイドバルブよりなるインバルブ５８と、このインバルブ５８に対して並列に配置されて液路Ｐｄ側から液路５２側へのブレーキ液の流通を許容するチェックバルブ５９と、液路Ｐｅおよび液路５３間に配置された可変開度の常閉型ソレノイドバルブよりなるアウトバルブ６０と、液路Ｐｄおよび液路５３間に配置された可変開度の常閉型ソレノイドバルブよりなるアウトバルブ６１と、液路５３に接続されたリザーバ６２と、液路５３および液路５２間に配置されて液路５３側から液路５２側へのブレーキ液の流通を許容するチェックバルブ６３と、このチェックバルブ６３および液路５２間に配置されて液路５３側から液路５２側へブレーキ液を供給するポンプ６４と、このポンプ６４を駆動する電動モータ６５と、チェックバルブ６３およびポンプ６４の中間位置と液路Ｐｃとの間に配置された常閉型ソレノイドバルブよりなるサクションバルブ６６とを備える。   The first brake actuator 51A has a common fluid path 52 and a fluid path 53 for the left front wheel and right rear wheel wheel cylinders 16 and 17, and a variable opening disposed between the fluid path Pc and the fluid path 52. A regulator valve 54 consisting of a normally open solenoid valve, a check valve 55 arranged in parallel to the regulator valve 54 and allowing the brake fluid to flow from the liquid passage Pc side to the liquid passage 52 side, and a liquid passage 52 And an in-valve 56 composed of a normally-open solenoid valve having a variable opening disposed between the liquid passage Pe and a brake fluid flowing from the liquid passage Pe side to the liquid passage 52 side in parallel with the in-valve 56. A check valve 57 that allows for this, an in-valve 58 that is a normally open solenoid valve with a variable opening disposed between the liquid passage 52 and the liquid passage Pd, A check valve 59 that is arranged in parallel with the fluid valve 58 and permits the flow of the brake fluid from the fluid path Pd side to the fluid path 52 side, and a variable opening constant that is disposed between the fluid path Pe and the fluid path 53. An out valve 60 comprising a closed solenoid valve; an out valve 61 comprising a normally closed solenoid valve having a variable opening disposed between the liquid passage Pd and the liquid passage 53; a reservoir 62 connected to the liquid passage 53; A check valve 63 disposed between the liquid passage 53 and the liquid passage 52 to allow the brake fluid to flow from the liquid passage 53 side to the liquid passage 52 side, and a check valve 63 disposed between the check valve 63 and the liquid passage 52. A pump 64 that supplies brake fluid from the 53 side to the fluid path 52 side, an electric motor 65 that drives the pump 64, and between the check valve 63 and the intermediate position of the pump 64 and the fluid path Pc And a suction valve 66 consisting arranged normally closed solenoid valve.

尚、前記電動モータ６５は、第１、第２ブレーキアクチュエータ５１Ａ，５１Ｂのポンプ６４，６４に対して共用化されているが、各々のポンプ６４，６４に対して専用の電動モータ６５，６５を設けることも可能である。   The electric motor 65 is shared with the pumps 64 and 64 of the first and second brake actuators 51A and 51B. However, dedicated electric motors 65 and 65 are provided for the pumps 64 and 64, respectively. It is also possible to provide it.

ＶＳＡ装置２４の入口側の液路Ｐｃ，Ｑｃにスレーブシリンダ２３が発生するブレーキ液圧を検出する液圧センサＳａ，Ｓａが設けられ、ブレーキペダル１２にペダルストローク、つまり運転者のブレーキ操作量を検出するストロークセンサＳｂが設けられ、四輪のそれぞれに車輪速センサＳｃ…が設けられ、スレーブシリンダ２３の電動モータ３２に回転角センサＳｄが設けられる。   Fluid pressure sensors Sa and Sa for detecting the brake fluid pressure generated by the slave cylinder 23 are provided in the fluid passages Pc and Qc on the inlet side of the VSA device 24, and the pedal stroke, that is, the brake operation amount of the driver, is provided to the brake pedal 12. A stroke sensor Sb for detection is provided, a wheel speed sensor Sc is provided for each of the four wheels, and a rotation angle sensor Sd is provided for the electric motor 32 of the slave cylinder 23.

図３は、図１で説明したブレーキ装置の制御系のブロック図であって、前記液圧センサＳａ，Ｓａ、ストロークセンサＳｂ、車輪速センサＳｃ…および回転角センサＳｄからの信号が入力される電子制御ユニットＵは、遮断弁２２Ａ，２２Ｂ、ＶＳＡ装置２４、反力許可弁２５および電動モータ３２の作動を制御する。   FIG. 3 is a block diagram of the control system of the brake device described in FIG. 1, and signals from the hydraulic pressure sensors Sa and Sa, the stroke sensor Sb, the wheel speed sensor Sc... And the rotation angle sensor Sd are input. The electronic control unit U controls the operation of the cutoff valves 22A and 22B, the VSA device 24, the reaction force permission valve 25, and the electric motor 32.

図４に示すように、電子制御ユニットＵは、ストローク−液圧変換手段Ｍ１と、液圧−回転角変換手段Ｍ２と、実液圧推定手段Ｍ３と、減算手段Ｍ４と、液圧補正量算出手段Ｍ５と、加算手段Ｍ６と、減算手段Ｍ７と、モータ制御手段Ｍ８とを備える。   As shown in FIG. 4, the electronic control unit U includes a stroke-hydraulic pressure conversion means M1, a hydraulic pressure-rotation angle conversion means M2, an actual hydraulic pressure estimation means M3, a subtraction means M4, and a hydraulic pressure correction amount calculation. Means M5, addition means M6, subtraction means M7, and motor control means M8 are provided.

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。   Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above configuration will be described.

ストローク−液圧変換手段Ｍ１は、ストロークセンサＳｂで検出したブレーキペダル１２のストロークを、スレーブシリンダ２３に発生させるべきブレーキ液圧（目標ブレーキ液圧）に変換する。スレーブシリンダ２３に発生させるべきブレーキ液圧は、基本的にブレーキペダル１２のストロークの増加に応じて増加する。   The stroke-hydraulic pressure converting means M1 converts the stroke of the brake pedal 12 detected by the stroke sensor Sb into a brake hydraulic pressure (target brake hydraulic pressure) to be generated in the slave cylinder 23. The brake fluid pressure to be generated in the slave cylinder 23 basically increases with an increase in the stroke of the brake pedal 12.

液圧−回転角変換手段Ｍ２は、スレーブシリンダ２３の電動モータ３２の回転角とスレーブシリンダ２３の後部および前部ピストン３８Ａ，３８Ｂのストロークとが所定の対応関係にあることから、ストローク−液圧変換手段Ｍ１で変換したブレーキ液圧を、スレーブシリンダ２３の電動モータ３２の回転角（目標回転角）に変換する。その変換特性は、ブレーキ液圧の増加に応じて、目標回転角の増加率が次第に小さくなるように設定される。   Since the rotation angle of the electric motor 32 of the slave cylinder 23 and the strokes of the rear and front pistons 38A and 38B of the slave cylinder 23 are in a predetermined correspondence relationship, the hydraulic pressure-rotation angle conversion means M2 The brake fluid pressure converted by the conversion means M1 is converted into the rotation angle (target rotation angle) of the electric motor 32 of the slave cylinder 23. The conversion characteristic is set so that the increase rate of the target rotation angle gradually decreases as the brake fluid pressure increases.

実液圧推定手段Ｍ３は、液圧センサＳａ，Ｓａの出力に、液路Ｐｃ，Ｑｃにおけるブレーキ液圧の立ち上がり遅れを補償するための一次遅れフィルタ処理を施すことで、スレーブシリンダ２３が発生する実ブレーキ液圧を推定する。   The actual hydraulic pressure estimation means M3 applies a first-order lag filtering process to compensate for the brake hydraulic pressure rising delay in the fluid passages Pc and Qc to the outputs of the hydraulic pressure sensors Sa and Sa, thereby generating the slave cylinder 23. Estimate actual brake fluid pressure.

減算手段Ｍ４は、ストローク−液圧変換手段Ｍ１が出力する目標ブレーキ液圧から、実液圧推定手段Ｍ３が出力する実ブレーキ液圧を減算し、その偏差を出力する。   The subtracting means M4 subtracts the actual brake hydraulic pressure output from the actual hydraulic pressure estimating means M3 from the target brake hydraulic pressure output from the stroke-hydraulic pressure converting means M1, and outputs the deviation.

液圧補正量算出手段Ｍ５は、減算手段Ｍ４が出力する目標ブレーキ液圧と実ブレーキ液圧との偏差に基づいて、電動モータ３２の回転角に換算した液圧補正量を算出する。前記偏差はブレーキキャリパの剛性の変化やブレーキパッドの摩耗のような経年変化により発生するものであり、前記液圧補正量は前記経年変化による目標ブレーキ液圧と実ブレーキ液圧との偏差を補償するように設定される。この液圧補正量を算出するとき、液圧補正量算出手段Ｍ５は電動モータ３２の作動遅れを補償するための一次遅れフィルタ処理を併せて実行する。   The hydraulic pressure correction amount calculating means M5 calculates the hydraulic pressure correction amount converted into the rotation angle of the electric motor 32 based on the deviation between the target brake hydraulic pressure output from the subtracting means M4 and the actual brake hydraulic pressure. The deviation is caused by a secular change such as a change in rigidity of the brake caliper or wear of the brake pad, and the hydraulic pressure correction amount compensates for a deviation between the target brake hydraulic pressure and the actual brake hydraulic pressure due to the secular change. Set to do. When calculating the hydraulic pressure correction amount, the hydraulic pressure correction amount calculating means M5 also executes a primary delay filter process for compensating for the operation delay of the electric motor 32.

加算手段Ｍ６は、液圧−回転角変換手段Ｍ２が出力する電動モータ３２の目標回転角に、液圧補正量算出手段Ｍ５が出力する電動モータ３２の回転角に換算した液圧補正量を加算し、その加算値を出力する。加算手段Ｍ６が出力する前記加算値は、電動モータ３２の最終的な目標回転角となる。   The adding means M6 adds the hydraulic pressure correction amount converted to the rotational angle of the electric motor 32 output from the hydraulic pressure correction amount calculating means M5 to the target rotational angle of the electric motor 32 output from the hydraulic pressure-rotation angle converting means M2. Then, the added value is output. The added value output from the adding means M6 is the final target rotation angle of the electric motor 32.

減算手段Ｍ７は、加算手段Ｍ６が出力する前記加算値、つまり電動モータ３２の最終的な目標回転角を、回転角センサＳｄで検出した電動モータ３２の実回転角から減算し、その偏差を出力する。   The subtracting means M7 subtracts the added value output from the adding means M6, that is, the final target rotation angle of the electric motor 32 from the actual rotation angle of the electric motor 32 detected by the rotation angle sensor Sd, and outputs the deviation. To do.

モータ制御手段Ｍ８は、減算手段Ｍ７が出力する偏差が０に収束するように、電動モータ３２の作動をフィードバック制御する。   The motor control means M8 feedback-controls the operation of the electric motor 32 so that the deviation output from the subtraction means M7 converges to zero.

次に、図１に示す油圧回路の具体的な作用を説明する。   Next, the specific operation of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 will be described.

システムが正常に機能する正常時には、常開型電磁弁よりなる遮断弁２２Ａ，２２Ｂが消磁されて開弁し、常閉型電磁弁よりなる反力許可弁２５が励磁されて開弁する。この状態でブレーキペダル１２に設けたストロークセンサＳｂが運転者によるブレーキペダル１２の踏み込みを検出すると、スレーブシリンダ２３のアクチュエータ３１が作動して後部および前部ピストン３８Ａ，３８Ｂが前進することで、後部および前部液圧室３９Ａ，３９Ｂにブレーキ液圧が発生する。このブレーキ液圧はＶＳＡ装置２４の開弁したインバルブ５６，５６；５８，５８を介してディスクブレーキ装置１４，１５，１８，１９のホイールシリンダ１６，１７，２０，２１に伝達され、各車輪を制動する。   When the system functions normally, the shutoff valves 22A and 22B made of normally open solenoid valves are demagnetized and opened, and the reaction force permission valve 25 made of normally closed solenoid valves is excited and opened. In this state, when the stroke sensor Sb provided on the brake pedal 12 detects the depression of the brake pedal 12 by the driver, the actuator 31 of the slave cylinder 23 is actuated to advance the rear and front pistons 38A and 38B. In addition, brake fluid pressure is generated in the front fluid pressure chambers 39A and 39B. This brake fluid pressure is transmitted to the wheel cylinders 16, 17, 20, and 21 of the disc brake devices 14, 15, 18, and 19 via the opened in valves 56, 56; Braking.

スレーブシリンダ２３の後部および前部ピストン３８Ａ，３８Ｂが僅かに前進すると、液路Ｐｂ，Ｑｂと後部および前部液圧室３９Ａ，３９Ｂとの連通が遮断されるため、マスタシリンダ１１が発生したブレーキ液圧はディスクブレーキ装置１４，１５，１８，１９に伝達されることはない。このとき、マスタシリンダ１１の他方の液圧室１３Ｂが発生したブレーキ液圧は開弁した反力許可弁２５を介してストロークシミュレータ２６の液圧室３０に伝達され、そのピストン２９をスプリング２８に抗して移動させることで、ブレーキペダル１２のストロークを許容するとともに擬似的なペダル反力を発生させて運転者の違和感を解消することができる。   When the rear and front pistons 38A and 38B of the slave cylinder 23 are slightly advanced, the communication between the fluid passages Pb and Qb and the rear and front hydraulic chambers 39A and 39B is cut off, so that the brake generated by the master cylinder 11 occurs. The hydraulic pressure is not transmitted to the disc brake devices 14, 15, 18, 19. At this time, the brake hydraulic pressure generated in the other hydraulic chamber 13B of the master cylinder 11 is transmitted to the hydraulic chamber 30 of the stroke simulator 26 via the opened reaction force permission valve 25, and the piston 29 is transferred to the spring 28. By moving it against, the stroke of the brake pedal 12 can be allowed and a pseudo pedal reaction force can be generated to eliminate the driver's uncomfortable feeling.

このとき、図４で説明したように、運転者のブレーキペダル１２の操作量であるストロークセンサＳｂの出力に応じたブレーキ液圧をスレーブシリンダ２３に発生させるべく、スレーブシリンダ２３の電動モータ３２の目標回転角を算出し、その目標回転角に電動モータ３２の実回転角が一致するようにフィードバック制御するので、液圧センサがブレーキ液圧を検出するタイムラグを補償してスレーブシリンダ２３の制御応答性を高めることができる。   At this time, as described with reference to FIG. 4, the electric motor 32 of the slave cylinder 23 is configured to generate the brake hydraulic pressure in accordance with the output of the stroke sensor Sb that is the operation amount of the brake pedal 12 of the driver. Since the target rotation angle is calculated and feedback control is performed so that the actual rotation angle of the electric motor 32 matches the target rotation angle, the control response of the slave cylinder 23 is compensated by compensating for the time lag at which the hydraulic pressure sensor detects the brake hydraulic pressure. Can increase the sex.

またブレーキキャリパの剛性の変化やブレーキパッドの摩耗のような経年変化により、電動モータ３２の回転角とスレーブシリンダ２３が実際に発生するブレーキ液圧との関係が変化するが、液圧補正量算出手段Ｍ５が目標ブレーキ液圧と実ブレーキ液圧との偏差に基づいて電動モータ３２の目標回転角を補正するので、前記回転角と実ブレーキ液圧との関係を一定に維持し、スレーブシリンダ２３が発生するブレーキ液圧を精度良く制御することができる。   Also, the relationship between the rotation angle of the electric motor 32 and the brake hydraulic pressure actually generated by the slave cylinder 23 changes due to changes in the rigidity of the brake caliper and wear of the brake pads. Since the means M5 corrects the target rotation angle of the electric motor 32 based on the deviation between the target brake fluid pressure and the actual brake fluid pressure, the relationship between the rotation angle and the actual brake fluid pressure is kept constant, and the slave cylinder 23 It is possible to accurately control the brake fluid pressure at which is generated.

また運転者がブレーキ操作を行わないときに各車輪に個別にブレーキ液圧を供給するＶＳＡ装置２４に設けられた液圧センサＳａ，Ｓａを利用し、その液圧センサＳａ，Ｓａの出力を用いて電動モータ３２の目標回転角を補正するので、特別の液圧センサを設ける必要をなくして部品点数の削減を図ることができる。   Further, when the driver does not perform the brake operation, the hydraulic pressure sensors Sa and Sa provided in the VSA device 24 for supplying the brake hydraulic pressure to each wheel individually are used, and the outputs of the hydraulic pressure sensors Sa and Sa are used. Since the target rotation angle of the electric motor 32 is corrected, it is not necessary to provide a special hydraulic pressure sensor, and the number of parts can be reduced.

次に、ＶＳＡ装置２４の作用を説明する。   Next, the operation of the VSA device 24 will be described.

運転者が制動を行うべくブレーキペダル１１を踏んだときには、電動モータ６５が作動を停止し、レギュレータバルブ５４，５４が消磁して開弁し、サクションバルブ６６，６６が消磁して閉弁し、インバルブ５６，５６；５８，５８が消磁して開弁し、アウトバルブ６０，６０；６１，６１が消磁して閉弁する。従って、作動中のスレーブシリンダ２３の出力ポート４１Ａ，４１Ｂから出力されたブレーキ液圧は、レギュレータバルブ５４，５４から開弁状態にあるインバルブ５６，５６；５８，５８を経てホイールシリンダ１６，１７，２０，２１に供給され、四輪を制動することができる。   When the driver steps on the brake pedal 11 to perform braking, the electric motor 65 stops operating, the regulator valves 54 and 54 are demagnetized and opened, the suction valves 66 and 66 are demagnetized and closed, The in valves 56, 56; 58, 58 are demagnetized and opened, and the out valves 60, 60; 61, 61 are demagnetized and closed. Accordingly, the brake fluid pressure output from the output ports 41A and 41B of the slave cylinder 23 in operation passes from the regulator valves 54 and 54 to the in-valves 56 and 56; 20 and 21 can brake the four wheels.

運転者がブレーキペダル１１を踏んでいないときには、サクションバルブ６６，６６を励磁して開弁した状態で電動モータ６５でポンプ６４，６４を駆動すると、スレーブシリンダ２３側からサクションバルブ６６，６６を経て吸入されてポンプ６４，６４で加圧されたブレーキ液が、レギュレータバルブ５４，５４およびインバルブ５６，５６；５８，５８に供給される。従って、レギュレータバルブ５４，５４を励磁して開度を調整することで液路５２，５２のブレーキ液圧を調圧するとともに、そのブレーキ液圧を励磁により所定の開度に開弁したインバルブ５６，５６；５８，５８を介してホイールシリンダ１６，１７，２０，２１に選択的に供給することで、運転者がブレーキペダル１１を踏んでいない状態でも、四輪の制動力を個別に制御することができる。   When the driver is not stepping on the brake pedal 11, if the pumps 64, 64 are driven by the electric motor 65 with the suction valves 66, 66 opened while being excited, they pass from the slave cylinder 23 through the suction valves 66, 66. The brake fluid sucked and pressurized by the pumps 64 and 64 is supplied to the regulator valves 54 and 54 and the in valves 56 and 56; 58 and 58. Accordingly, the regulator valves 54, 54 are excited to adjust the opening, thereby adjusting the brake fluid pressure in the fluid passages 52, 52, and the brake valve pressure is opened to a predetermined opening by excitation. 56; By selectively supplying the wheel cylinders 16, 17, 20, and 21 via 58 and 58, the braking force of the four wheels can be individually controlled even when the driver does not step on the brake pedal 11. Can do.

従って、第１、第２ブレーキアクチュエータ５１Ａ，５１Ｂにより四輪の制動力を個別に制御し、旋回内輪の制動力を増加させて旋回性能を高めたり、旋回外輪の制動力を増加させて直進安定性能を高めたりすることができる。   Therefore, the braking force of the four wheels is individually controlled by the first and second brake actuators 51A and 51B, and the braking force of the inner turning wheel is increased to improve the turning performance, or the braking force of the outer turning wheel is increased to stabilize straight running. Performance can be improved.

また衝突を回避するために運転者がブレーキペダル１１を急激に踏んだときには、スレーブシリンダ２３が発生するブレーキ液圧がポンプ６４，６４によって更に増圧され、その増圧されたブレーキ液圧でホイールシリンダ１６，１７，２０，２１に最大限の制動力を発生させる。即ち、レギュレータバルブ５４，５４を励磁して閉弁し、かつサクションバルブ６６，６６を励磁して開弁した状態で電動モータ６５でポンプ６４，６４を駆動すると、スレーブシリンダ２３が発生したブレーキ液圧はサクションバルブ６６，６６を経てポンプ６４，６４に吸入され、そこで更に加圧された状態でインバルブ５６，５６；５８，５８を経てホイールシリンダ１６，１７，２０，２１に供給されることで、運転者のブレーキ操作をアシストして衝突回避のための大きな制動力を発生することができる。   Further, when the driver steps on the brake pedal 11 suddenly to avoid a collision, the brake fluid pressure generated by the slave cylinder 23 is further increased by the pumps 64 and 64, and the wheel is driven by the increased brake fluid pressure. Maximum braking force is generated in the cylinders 16, 17, 20, and 21. That is, when the pumps 64 and 64 are driven by the electric motor 65 with the regulator valves 54 and 54 excited and closed, and the suction valves 66 and 66 excited and opened, the brake fluid generated by the slave cylinder 23 is generated. The pressure is sucked into the pumps 64 and 64 through the suction valves 66 and 66, and is supplied to the wheel cylinders 16, 17, 20 and 21 through the in-valves 56 and 56; Assisting the driver's braking operation can generate a large braking force for avoiding a collision.

また運転者がブレーキペダル１２を踏んでの制動中に、例えば左前輪が低摩擦係数路を踏んでロック傾向になったことを車輪速センサＳｃ…の出力に基づいて検出した場合には、第１ブレーキアクチュエータ５１Ａの一方のインバルブ５８を励磁して閉弁するとともに、一方のアウトバルブ６１を励磁して開弁することで、左前輪のホイールシリンダ１６のブレーキ液圧をリザーバ６２に逃がして所定の圧力まで減圧した後、アウトバルブ６１を消磁して閉弁することで、左前輪のホイールシリンダ１６のブレーキ液圧を保持する。その結果、左前輪のホイールシリンダ１６のロック傾向が解消に向かうと、インバルブ５８を消磁して開弁することで、スレーブシリンダ２３の出力ポート４１Ａからのブレーキ液圧を左前輪のホイールシリンダ１６に供給して所定の圧力まで増圧することで、制動力を増加させる。   When the driver depresses the brake pedal 12 and detects, for example, that the left front wheel is in a locking tendency by stepping on the low friction coefficient road based on the output of the wheel speed sensor Sc. One brake valve 51A of the first brake actuator 51A is energized and closed, and one of the out valves 61 is excited and opened, so that the brake fluid pressure of the wheel cylinder 16 of the left front wheel is released to the reservoir 62 and predetermined. Then, the brake fluid pressure of the wheel cylinder 16 of the left front wheel is maintained by demagnetizing and closing the out valve 61. As a result, when the locking tendency of the wheel cylinder 16 on the left front wheel is resolved, the brake fluid pressure from the output port 41A of the slave cylinder 23 is opened to the wheel cylinder 16 on the left front wheel by demagnetizing the in-valve 58 and opening the valve. The braking force is increased by supplying and increasing the pressure to a predetermined pressure.

この増圧によって左前輪が再びロック傾向になった場合には、前記減圧→保持→増圧を繰り返すことにより、左前輪のロックを抑制しながら制動距離を最小限に抑えるＡＢＳ（アンチロック・ブレーキ・システム）制御を行うことができる。   When the left front wheel becomes locked again due to this pressure increase, by repeating the pressure reduction → holding → pressure increase, the ABS (anti-lock brake) that minimizes the braking distance while suppressing the lock on the left front wheel is repeated.・ System) Control can be performed.

以上、左前輪のホイールシリンダ１６がロック傾向になったときのＡＢＳ制御について説明したが、右後輪のホイールシリンダ１７、右前輪のホイールシリンダ２０、左後輪のホイールシリンダ２１がロック傾向になったときのＡＢＳ制御も同様にして行うことができる。   The ABS control when the left front wheel wheel cylinder 16 tends to lock has been described above. However, the right rear wheel wheel cylinder 17, the right front wheel wheel cylinder 20, and the left rear wheel wheel cylinder 21 tend to lock. The ABS control can be performed in the same manner.

上述したＶＳＡ制御（ＡＢＳ制御を含む）を実行している間、遮断弁２２Ａ，２２Ｂが閉弁状態に維持されることで、ＶＳＡ装置２４の作動による液圧変化がキックバックとなってマスタシリンダ１１からブレーキペダル１２に伝達されるのを防止することができる。   While the above-described VSA control (including ABS control) is being executed, the shutoff valves 22A and 22B are maintained in the closed state, so that the change in hydraulic pressure due to the operation of the VSA device 24 becomes a kickback and the master cylinder. Transmission from the brake pedal 12 to the brake pedal 12 can be prevented.

さて、電源が失陥すると、図２に示すように、常開型電磁弁よりなる遮断弁２２Ａ，２２Ｂは自動的に開弁し、常閉型電磁弁よりなる反力許可弁２５は自動的に閉弁し、常開型電磁弁よりなるインバルブ５６，５６；５８，５８は自動的に開弁し、常閉型電磁弁よりなるアウトバルブ６０，６０；６１，６１は自動的に閉弁する。この状態では、マスタシリンダ１１の二つの液圧室１３Ａ，１３Ｂにおいて発生したブレーキ液圧は、ストロークシミュレータ２６に吸収されることなく、遮断弁２２Ａ，２２Ｂ、スレーブシリンダ２３の後部および前部液圧室３９Ａ，３９Ｂおよびインバルブ５６，５６；５８，５８を通過して各車輪のディスクブレーキ装置１４，１５，１８，１９のホイールシリンダ１６，１７，２０，２１を作動させ、支障なく制動力を発生させることができる。   When the power supply fails, as shown in FIG. 2, the shut-off valves 22A and 22B made of normally open solenoid valves are automatically opened, and the reaction force permission valve 25 made of normally closed solenoid valves is automatically turned on. The in-valves 56, 56; 58, 58 consisting of normally-open solenoid valves are automatically opened, and the out-valves 60, 60; 61, 61 consisting of normally-closed solenoid valves are automatically closed. To do. In this state, the brake hydraulic pressure generated in the two hydraulic chambers 13A and 13B of the master cylinder 11 is not absorbed by the stroke simulator 26, and the rear and front hydraulic pressures of the shutoff valves 22A and 22B and the slave cylinder 23 are detected. Passing through the chambers 39A, 39B and the in valves 56, 56; 58, 58, the wheel cylinders 16, 17, 20, 21 of the disc brake devices 14, 15, 18, 19 of each wheel are operated to generate braking force without any trouble. Can be made.

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。   The embodiments of the present invention have been described above, but various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.

例えば、実施の形態のブレーキ装置はＶＳＡ装置２４を備えているが、ＶＳＡ装置２４の代わりにＡＢＳ装置を備えていても良い。 For example, although the brake device of the embodiment includes a VSA device 24 may include an ABS device in place of the VSA device 24.

車両用ブレーキ装置の正常時の液圧回路図Hydraulic circuit diagram for a normal brake system for vehicles 図１に対応する異常時の液圧回路図Hydraulic circuit diagram at the time of abnormality corresponding to FIG. 制御系のブロック図Block diagram of control system 電子制御ユニットの回路構成を示す図The figure which shows the circuit composition of the electronic control unit

２３ スレーブシリンダ（電動液圧発生手段）
２４ ＶＳＡ装置（ブレーキ液圧制御装置）
３２ 電動モータ
３８Ａ 後部ピストン（ピストン）
３８Ｂ 前部ピストン（ピストン）
Ｍ１ ストローク−液圧変換手段（変換手段）
Ｍ５ 液圧補正量算出手段（補正手段）
Ｓａ 液圧センサ
Ｕ 電子制御ユニット（電動モータ制御手段） 23 Slave cylinder (electric hydraulic pressure generating means)
24 VSA device (brake hydraulic pressure control device)
32 Electric motor 38A Rear piston (piston)
38B Front piston (piston)
M1 Stroke-hydraulic pressure conversion means (conversion means)
M5 hydraulic pressure correction amount calculation means (correction means)
Sa Hydraulic pressure sensor U Electronic control unit (electric motor control means)

Claims (2)

電動モータ（３２）でピストン（３８Ａ，３８Ｂ）を作動させることでブレーキ液圧を発生する電動液圧発生手段（２３）と、前記電動モータ（３２）の作動を制御する電動モータ制御手段（Ｕ）とを備え、
前記電動モータ制御手段（Ｕ）は、運転者のブレーキ操作量に応じたブレーキ液圧を前記電動液圧発生手段（２３）に発生させるための前記電動モータ（３２）の目標回転角を算出し、前記電動モータ（３２）の実回転角が前記目標回転角に一致するようにフィードバック制御する車両用ブレーキ装置であって、
前記電動モータ制御手段（Ｕ）は、前記電動液圧発生手段（２３）に発生させるべき目標ブレーキ液圧と、前記電動液圧発生手段（２３）が発生した実ブレーキ液圧との偏差に基づいて液圧補正量を算出し、この液圧補正量によって前記電動モータ（３２）の目標回転角を補正する補正手段（Ｍ５）を備え、その補正された目標回転角に基づいて前記電動モータ（３２）を駆動してブレーキ液圧を発生させ、
運転者がブレーキ操作を行わないとき、各車輪に対して個別にブレーキ液圧を供給可能なブレーキ液圧制御装置（２４）を備え、前記補正手段（Ｍ５）は、前記ブレーキ液圧制御装置（２４）に設けられた液圧センサ（Ｓａ）の出力を用いて前記電動モータ（３２）の目標回転角を補正することを特徴とする車両用ブレーキ装置。 Electric hydraulic pressure generating means (23) for generating brake hydraulic pressure by operating the pistons (38A, 38B) with the electric motor (32), and electric motor control means (U) for controlling the operation of the electric motor (32) )
The electric motor control means (U) calculates a target rotation angle of the electric motor (32) for causing the electric hydraulic pressure generation means (23) to generate a brake fluid pressure corresponding to a driver's brake operation amount. , A vehicle brake device that performs feedback control so that an actual rotation angle of the electric motor (32) coincides with the target rotation angle,
The electric motor control means (U) is based on a deviation between a target brake hydraulic pressure to be generated by the electric hydraulic pressure generating means (23) and an actual brake hydraulic pressure generated by the electric hydraulic pressure generating means (23). A correction means (M5) for calculating a hydraulic pressure correction amount and correcting a target rotation angle of the electric motor (32) based on the hydraulic pressure correction amount, and based on the corrected target rotation angle, the electric motor ( 32) is driven to generate brake fluid pressure ,
When the driver does not perform the brake operation, a brake fluid pressure control device (24) capable of supplying brake fluid pressure to each wheel individually is provided, and the correction means (M5) includes the brake fluid pressure control device ( 24. A vehicle brake device that corrects a target rotation angle of the electric motor (32) using an output of a hydraulic pressure sensor (Sa) provided in 24) . 前記電動モータ制御手段（Ｕ）は、運転者のブレーキ操作量を前記目標ブレーキ液圧に変換する変換手段（Ｍ１）を備えることを特徴とする、請求項１に記載の車両用ブレーキ装置。 Before SL electric motor control means (U) is characterized by comprising converting means for converting the amount of the brake operation by the driver to the target brake fluid pressure (M1), a vehicle brake system according to claim 1.
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