JP5428201B2 - Electric boost type hydraulic brake device - Google Patents
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Description
本発明は、ブレーキ操作力に応動するマスターシリンダからのマスターシリンダ液圧を電動式ブレーキ倍力装置により助勢してブレーキ操作を軽快に行い得るようにした電動倍力式液圧ブレーキ装置に関するものである。 TECHNICAL FIELD The present invention relates to an electric boost type hydraulic brake device that can easily perform a brake operation by assisting a master cylinder hydraulic pressure from a master cylinder that responds to a brake operation force by an electric brake booster. is there.
電動倍力式液圧ブレーキ装置の電動式ブレーキ倍力装置としては従来から様々なものが提案されているが、例えば特許文献１に記載のように、ブレーキ操作を検知して電動機によりマスターシリンダ液圧増圧方向に押し込まれるブーストピストンでマスターシリンダ液圧を助勢するよう構成するのが一般的である。
そして電動倍力式液圧ブレーキ装置は、かように助勢されたマスターシリンダ液圧に応じて制御されるブレーキ液圧により車輪を制動する配管構成となす。
The electric boost type hydraulic brake device has a piping configuration that brakes the wheel by the brake hydraulic pressure controlled in accordance with the master cylinder hydraulic pressure thus assisted.
しかし従来の電動倍力式液圧ブレーキ装置にあっては、電動式ブレーキ倍力装置がブレーキ操作力に応じたマスターシリンダ液圧の助勢を継続的に行うものであるため、
ブレーキ操作力による制動中、常に電動式ブレーキ倍力装置の電動機にブレーキ操作力対応の電流を供給し続けることとなり、電動式ブレーキ倍力装置（電動機）の消費電力が多くなるという問題があった。
However, in the conventional electric boost hydraulic brake device, the electric brake booster continuously assists the master cylinder hydraulic pressure according to the brake operation force.
During braking with the brake operating force, the electric current corresponding to the brake operating force is continuously supplied to the electric motor of the electric brake booster, and there is a problem that the electric power consumption of the electric brake booster (electric motor) increases. .
つまり液圧ブレーキ装置は、制動中に車輪がロックした時、マスターシリンダ液圧に応じたブレーキ液圧をアンチスキッド制御ユニットにより低下させて該車輪の制動ロックを防止し、制動距離が路面摩擦係数ごとの最短距離となるよう構成することが多く、電動倍力式液圧ブレーキ装置もその例外ではない。
このアンチスキッド制御中は、運転者がブレーキペダル踏力（ブレーキ操作力）を保っていても、ブレーキ液圧を上記のごとく低下させるべきであることを考慮すると、その上流側におけるマスターシリンダ液圧がブレーキ液圧に対して高すぎることを意味する。
That is, when a wheel is locked during braking, the hydraulic brake device reduces the brake fluid pressure corresponding to the master cylinder hydraulic pressure by the anti-skid control unit to prevent the wheel from being locked, and the braking distance is the road surface friction coefficient. In most cases, the electric brake type hydraulic brake device is not an exception.
During this anti-skid control, considering that the brake fluid pressure should be reduced as described above even if the driver maintains the brake pedal depression force (brake operating force), the master cylinder fluid pressure on the upstream side is reduced. It means that it is too high for the brake fluid pressure.
しかし従来の電動倍力式液圧ブレーキ装置にあっては前記のごとく、電動式ブレーキ倍力装置がブレーキ操作力に応じたマスターシリンダ液圧の助勢を継続的に行うものであるため、
アンチスキッド制御中も常に電動式ブレーキ倍力装置の電動機にブレーキ操作力対応の電流を供給し続け、マスターシリンダ液圧を不要に高くしていることとなり、その分だけ電動式ブレーキ倍力装置（電動機）の電力が無駄に消費され、消費電力が多くなるという問題があった。
However, in the conventional electric boost type hydraulic brake device, as described above, the electric brake booster device continuously assists the master cylinder hydraulic pressure according to the brake operation force.
Even during anti-skid control, the electric brake booster is always supplied with electric current corresponding to the brake operating force, and the master cylinder hydraulic pressure is increased unnecessarily, and the electric brake booster ( There is a problem that the electric power of the electric motor) is wasted and the power consumption increases.
図9により付言するに、この図は、運転者がブレーキペダル踏力（ブレーキ操作力）Fを図示のように時系列変化させてtGで示すような車両減速度を要求するブレーキ操作を行った場合の動作タイムチャートである。
従来は、図9の瞬時t1〜t6におけるアンチスキッド制御中も倍力用電動機にブレーキペダル踏力F（ブレーキ操作力）対応の電流Iを破線で示すように供給し続け、マスターシリンダ液圧Pmを破線で示すように不要に高くしていて、その分だけ電動式ブレーキ倍力装置（電動機）の電力が無駄に消費され、消費電力が多くなる。
As shown in FIG. 9, this figure shows the case where the driver performs a brake operation requiring a vehicle deceleration as indicated by tG by changing the brake pedal depression force (brake operation force) F in time series as shown in the figure. It is an operation | movement time chart of.
Conventionally, during anti-skid control at instants t1 to t6 in FIG. 9, the current I corresponding to the brake pedal depression force F (brake operating force) is continuously supplied to the booster motor as indicated by the broken line, and the master cylinder hydraulic pressure Pm is As shown by the broken line, the electric brake booster (electric motor) is unnecessarily high, and the electric power of the electric brake booster (electric motor) is unnecessarily consumed and the power consumption increases.
本発明は、上述のごとくアンチスキッド制御中はブレーキ液圧が低下されているため、マスターシリンダ液圧をブレーキ操作力相当の高い値にする必要がないとの事実認識に基づき、
この間、電動式ブレーキ倍力装置への電力供給を低下させて電力の無駄な消費を抑制し、これにより消費電力に関する上記の問題を解消可能な電動倍力式液圧ブレーキ装置を提案することを目的とする。
The present invention is based on the fact that it is not necessary to set the master cylinder hydraulic pressure to a high value corresponding to the brake operation force because the brake hydraulic pressure is reduced during the anti-skid control as described above.
During this time, the electric power supply to the electric brake booster is reduced to suppress wasteful consumption of electric power, thereby proposing an electric boost type hydraulic brake device that can solve the above-mentioned problems related to power consumption. Objective.
この目的のため本発明による電動倍力式液圧ブレーキ装置は、請求項１に記載のごとく、
ブレーキ操作力に応動して押し込まれることでマスターシリンダ液圧を出力する主ピストンと、電動機によりストロークされるブーストピストンとを相互にストローク可能に嵌合して具え、前記ブーストピストンを前記電動機で前記主ピストンの押し込みストロークに追従する方向へ変位させることにより前記マスターシリンダ液圧を助勢する倍力作用を生起させるようにした電動式ブレーキ倍力装置付きマスターシリンダを具え、
前記マスターシリンダ液圧に応じたブレーキ液圧により車輪を制動し、
該車輪の制動ロック時に、前記ブレーキ液圧をアンチスキッド制御ユニットにより低下させて該制動ロックを防止するようにした電動倍力式液圧ブレーキ装置において、
前記主ピストンの押し込み方向と逆方向への前記ブーストピストンのストロークを、これら主ピストンおよびブーストピストン間に介在させた弾性手段に抗し制限範囲内で行わせることによりブレーキペダル踏力の変化を補償するよう構成し、
前記アンチスキッド制御ユニットの作動中、前記電動式ブレーキ倍力装置の助勢力を低下させるよう構成し、
該電動式ブレーキ倍力装置の助勢力低下量は、
前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生起させるブーストピストンストロークに伴うブレーキペダル踏力変化を補償するのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークが前記制限範囲以上である場合、この制限範囲のブーストピストンストロークによって得られるマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量とし、
前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生起させるブーストピストンストロークに伴うブレーキペダル踏力変化を補償するのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークが前記制限範囲未満である場合、前記前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下に必要なブーストピストンストロークによって得られるマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量としたことを特徴とするものである。
For this purpose, an electric boost type hydraulic brake device according to the present invention is as described in claim 1,
A main piston that outputs a master cylinder hydraulic pressure by being pushed in response to a brake operation force and a boost piston that is stroked by an electric motor are fitted to each other so as to be able to stroke each other, and the boost piston is Comprising a master cylinder with an electric brake booster that causes a boosting action to assist the master cylinder hydraulic pressure by displacing in a direction to follow the pushing stroke of the main piston ;
Brake the wheel by the brake fluid pressure according to the master cylinder pressure,
In the electric boost type hydraulic brake device in which the brake fluid pressure is reduced by an anti-skid control unit to prevent the brake lock at the time of braking lock of the wheel,
The stroke of the boost piston in the direction opposite to the pushing direction of the main piston is compensated for the change in the brake pedal depression force by causing the stroke of the boost piston to be performed within a limited range against the elastic means interposed between the main piston and the boost piston. Configured as
Wherein during operation of the anti-skid control unit, the assist force of the electric brake booster configured to cause low made,
The amount of decrease in assisting force of the electric brake booster is
The pedal stroke for compensating the pedal force change required to compensate for the brake pedal force change accompanying the boost piston stroke that causes the master cylinder fluid pressure drop to the master cylinder fluid pressure value at which the front and rear wheels simultaneously brake and lock is above the above limit range. In some cases, the assisting force reduction amount that causes the master cylinder hydraulic pressure drop obtained by the boost piston stroke in this limit range,
The pedal stroke for compensating the pedal force change required to compensate for the brake pedal force change accompanying the boost piston stroke causing the master cylinder fluid pressure drop to the master cylinder fluid pressure value at which the front and rear wheels simultaneously lock and lock is less than the above limit range. In some cases, the amount of assisting force is reduced to produce a master cylinder hydraulic pressure drop that is obtained by a boost piston stroke required to reduce the master cylinder hydraulic pressure to a master cylinder hydraulic pressure value at which the front and rear wheels simultaneously lock and brake. To do.
上記した本発明の電動倍力式液圧ブレーキ装置によれば、
主ピストンの押し込み方向と逆方向へのブーストピストンのストロークを、これら両ピストン間に介在させた弾性手段に抗し制限範囲内で行わせることによりブレーキペダル踏力の変化を補償するよう構成し、
マスターシリンダ液圧に応じたブレーキ液圧により制動されている車輪が制動ロックを生じたことでアンチスキッド制御ユニットが、ブレーキ液圧を低下させて当該車輪の制動ロックを防止するよう作動しているアンチスキッド制御中、マスターシリンダ液圧に対する電動式ブレーキ倍力装置の助勢力を低下させ、このときの助勢力低下量を以下のように定めるため、
つまり、前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生起させるブーストピストンストロークに伴うブレーキペダル踏力変化を補償するのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークが前記制限範囲以上である場合、この制限範囲のブーストピストンストロークによって得られるマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量とし、
前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生起させるブーストピストンストロークに伴うブレーキペダル踏力変化を補償するのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークが前記制限範囲未満である場合、前記前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下に必要なブーストピストンストロークによって得られるマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量とするため、
アンチスキッド制御中、マスターシリンダ液圧をブレーキ操作力相当の高い値にする必要がないのに、マスターシリンダ液圧をこの高い値にすべく電動式ブレーキ倍力装置へ無駄に電力が供給されて、電力消費が大きくなるという前記の問題を解消することができると共に、この作用効果をブレーキ操作力の変化無しに達成することができる。
According to the electric boost type hydraulic brake device of the present invention described above,
The stroke of the boost piston in the direction opposite to the pushing direction of the main piston is configured to compensate for the change in the brake pedal depression force by making it within the limit range against the elastic means interposed between these two pistons,
The anti-skid control unit is operating to reduce the brake fluid pressure and prevent the brake from being locked by the brake being locked on the wheel braked by the brake fluid pressure corresponding to the master cylinder fluid pressure. during anti-skid control, the assisting force of the electric brake booster to the master cylinder fluid pressure so low made, to determine the assisting force reduction amount of this time as follows,
In other words, the pedal stroke for compensating the pedal force change necessary to compensate for the brake pedal pedal force change accompanying the boost piston stroke that causes the master cylinder hydraulic pressure drop to the master cylinder hydraulic pressure value at which the front and rear wheels simultaneously lock and lock is within the above limit range. If this is the case, the assisting force reduction amount that causes the master cylinder hydraulic pressure drop obtained by the boost piston stroke in this limit range,
The pedal stroke for compensating the pedal force change required to compensate for the brake pedal force change accompanying the boost piston stroke causing the master cylinder fluid pressure drop to the master cylinder fluid pressure value at which the front and rear wheels simultaneously lock and lock is less than the above limit range. in some cases, the front and rear wheels at the same time braking lock assisting force reduction amount to cause the master cylinder fluid pressure decrease obtained by the boost piston stroke required to master cylinder fluid pressure drop to the master cylinder fluid pressure to the to order,
During anti-skid control, it is not necessary to set the master cylinder hydraulic pressure to a high value corresponding to the brake operating force, but power is supplied to the electric brake booster to make the master cylinder hydraulic pressure high. In addition to solving the above-mentioned problem of increased power consumption, this effect can be achieved without a change in brake operation force.
以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
図１は、本発明のー実施例になる電動倍力式液圧ブレーキ装置のシステム図で、
本実施例においては、車両のブレーキ液圧系を、左前輪および右後輪用のブレーキ液圧系と、右前輪および左後輪用のブレーキ液圧系との2系統に分離させた、Ｘ配管式液圧ブレーキ装置として電動倍力式液圧ブレーキ装置を構成し、
更にこれら2系統のブレーキ液圧を、運転者によるブレーキ操作力によるだけでなく、これから切り離して個別に電子制御可能となるよう構成する。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
FIG. 1 is a system diagram of an electric boost type hydraulic brake device according to an embodiment of the present invention.
In this embodiment, the brake fluid pressure system of the vehicle is separated into two systems: a brake fluid pressure system for the left front wheel and the right rear wheel, and a brake fluid pressure system for the right front wheel and the left rear wheel. An electric boost type hydraulic brake device is constructed as a piping type hydraulic brake device,
Furthermore, the brake fluid pressures of these two systems are configured not only by the brake operation force by the driver but also separately and can be electronically controlled separately.
図１において1は、運転者が希望する車両の要求減速度に応じて踏み込むブレーキペダルで、
図1の電動倍力式液圧ブレーキ装置は、該ブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）に応動するマスターシリンダ2を具える。
このマスターシリンダ2は、ブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）に連動して図の左方へ押し込まれる方向へストロークする主ピストン3を具え、この主ピストン3が押し込みストローク時に図示せざるレリーフポートを閉じて、リザーバタンク4からのブレーキ液を媒体とするマスターシリンダ液圧Pmを、フリーピストン5の両側におけるシリンダ室6,7内に発生させるものとする。
In FIG. 1, 1 is a brake pedal that is depressed according to the required deceleration of the vehicle desired by the driver.
The electric boost type hydraulic brake device of FIG. 1 includes a
This
シリンダ室6,7内に発生するマスターシリンダ液圧Pmはそれぞれ、フリーピストン5の存在によって常に同じ圧力値を呈し、これらシリンダ室6,7内に発生したマスターシリンダ液圧Pmを、個々のブレーキ液圧系8,9に出力する。
The master cylinder hydraulic pressure Pm generated in the
マスターシリンダ2には電動式ブレーキ倍力装置11を内蔵し、この電動式ブレーキ倍力装置11をブーストピストン12と、ボールナット13と、電動機14とで構成する。
ブーストピストン12は筒状ピストンとし、その中心孔内に前記の主ピストン3を摺動自在に嵌合し、ブーストピストン12の外周をマスターシリンダ2内に回転不能にして摺動自在に嵌合させる。
The
The
ボールナット13は軸線方向位置を固定してブーストピストン12の外周にボール15を介し螺合させ、ボールナット13が回転するとき、その回転方向に応じた方向へブーストピストン12をストロークさせ得るようにする。
電動機14は、ボールナット13を回転させ得るためのもので、マスターシリンダ2内に固設する。
主ピストン3およびブーストピストン12の接近方向相対ストロークが制限範囲Sに限られるよう、主ピストン3に大径段差部3aを設定して、この大径段差部3aと、ブーストピストン12の対応端面との間に、後述の用をなす弾性手段としての踏力補償バネ16を介在させる。
The
The
A large-diameter step 3a is set in the main piston 3 so that the relative stroke in the approach direction of the main piston 3 and the
上記した電動式ブレーキ倍力装置11の作用を以下に説明する。
ブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）に連動して主ピストン3が図1の左方（押し込まれる方向）へストロークすることでシリンダ室6,7内にマスターシリンダ液圧Pmを発生させるとき、
かかるブレーキ操作を検知して電動機14が、ブーストピストン12をマスターシリンダ液圧増圧方向（図1の左方）に押し込むべくボールナット13を回転させる。
The operation of the above-described electric brake booster 11 will be described below.
When the master cylinder hydraulic pressure Pm is generated in the
Upon detecting such a brake operation, the
ブーストピストン12はかかるストローク時に、リザーバタンク4と通じた図示せざるレリーフポートを閉じた後にシリンダ室6の容積減少を惹起し、これによりマスターシリンダ液圧Pmを助勢する。
よって、要求するマスターシリンダ液圧Pmをブレーキペダル1の小さな踏力（ブレーキ操作力）により発生させることができ、軽快なブレーキ操作を実現することができる。
During this stroke, the
Therefore, the required master cylinder hydraulic pressure Pm can be generated by a small depressing force (brake operating force) of the brake pedal 1, and a light brake operation can be realized.
なお、かかる倍力作用中シリンダ室6内の液圧助勢分が主ピストン3の内端面に作用してブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）を増大させようとするが、
この間ブーストピストン12が主ピストン3に対し遠ざかる方向（図1の左方）へ相対ストロークすることから、
踏力補償バネ16が主ピストン3に付与している弾性反力を低下され、液圧助勢分によるブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）増大を相殺して、ブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）を不変に保つ踏力補償機能を得ることができる。
While the boosting action is applied, the hydraulic pressure assist in the
During this time, the
The elastic reaction force applied to the main piston 3 by the pedal
ちなみに、ブーストピストン12が主ピストン3に対し逆に接近する方向（図1の右方）へ相対ストロークして、シリンダ室6の容積減少によりシリンダ室6内のマスターシリンダ液圧Pmを低下させる場合においても、以下のようにして所定の踏力補償機能を得ることができる。
かかるシリンダ室6内の液圧低下は主ピストン3を介してブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）を低下させようとするが、
この間ブーストピストン12が主ピストン3に対し接近する方向（図1の右方）へ相対ストロークすることから、踏力補償バネ16が主ピストン3に付与している弾性反力を増大され、シリンダ室6内の液圧低下によるブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）低下を相殺して、ブレーキペダル1の踏力（ブレーキ操作力）を不変に保つ踏力補償機能を得ることができる。
By the way, when the
Such a decrease in the hydraulic pressure in the
During this time, the
マスターシリンダ室6に係わるブレーキ液圧系8は、右前輪および左後輪用のブレーキ液圧系とし、マスターシリンダ室7に係わるブレーキ液圧系9は、左前輪および右後輪用のブレーキ液圧系とする。
このため後者のブレーキ液圧系9は、左前輪21FLのホイールシリンダ22FLおよび右後輪21RRのホイールシリンダ22RRに接続し、前者のブレーキ液圧系8は、図示せざる右前輪ホイールシリンダおよび左後輪ホイールシリンダに接続する。
The brake
For this reason, the latter brake
これら両ブレーキ液圧系8,9と、これらに係わるホイールシリンダとの接続に際しては、アンチスキッド制御ユニット23を介して当該接続を行う。
アンチスキッド制御ユニット13は、両ブレーキ液圧系8,9用のアンチスキッド制御部を同様な構成とし、ブレーキ液圧系9に関するアンチスキッド制御部につき以下、代表的に説明する。
When the brake
The
アンチスキッド制御ユニット13内のアンチスキッド制御部は、マスターシリンダ液圧Pmに応じて左前輪ホイールシリンダ22FLおよび右後輪ホイールシリンダ22RRへのブレーキ液圧Pw（便宜上、両輪のブレーキ液圧を同じ符号Pwで示す）を個々に電子制御するものとする。
ブレーキ液圧系9に遮断弁24を挿置し、これを、ソレノイドON時に閉じる常開電磁弁とする。
遮断弁24よりも下流においてブレーキ液圧系9を、左前輪ホイールシリンダ22FLに至るブレーキ液圧系9FLと、右後輪ホイールシリンダ22RRに至るブレーキ液圧系9RRとに分岐させる。
The anti-skid control unit in the
A shut-off
Downstream of the
左前輪ブレーキ液圧系9FLおよび右後輪ブレーキ液圧系9RRにそれぞれ増圧弁25FL,25RRを挿置し、これら増圧弁25FL,25RRを、ソレノイドON時に閉じる常開電磁弁とする。
左前輪ブレーキ液圧系9FLおよび右後輪ブレーキ液圧系9RRには更に、増圧弁25FL,25RRに対し並列となるよう逆止弁26FL,26RRを接続し、
これら逆止弁26FL,26RRは対応するホイールシリンダ22FL, 22RRへのブレーキ液流を阻止する向きに配置する。
The pressure increasing valves 25FL and 25RR are inserted into the left front wheel brake hydraulic pressure system 9FL and the right rear wheel brake hydraulic pressure system 9RR, respectively, and these pressure increasing valves 25FL and 25RR are normally open solenoid valves that are closed when the solenoid is ON.
Further, check valves 26FL and 26RR are connected to the left front wheel brake hydraulic system 9FL and the right rear wheel brake hydraulic system 9RR so as to be parallel to the pressure increasing valves 25FL and 25RR.
These check valves 26FL and 26RR are arranged in a direction to prevent the brake fluid flow to the corresponding wheel cylinders 22FL and 22RR.
増圧弁25FL,25RRよりも下流側における左前輪ブレーキ液圧系9FLおよび右後輪ブレーキ液圧系9RRの箇所はそれぞれ、減圧弁27FL,27RRを介して共通なリザーバ28に通じさせ、これら減圧弁27FL,27RRを、ソレノイドON時に開く常閉電磁弁とする。
遮断弁24の下流側におけるブレーキ液圧系9の箇所と、上記リザーバ28との間を管路29に接続し、この管路29中に、遮断弁24の側から順に逆止弁31〜33を挿置し、これら逆止弁31〜33はそれぞれ、リザーバ28へのブレーキ液流を阻止する向きに配置する。
The positions of the left front wheel brake hydraulic system 9FL and the right rear wheel brake hydraulic system 9RR on the downstream side of the booster valves 25FL, 25RR are connected to the
Between the location of the brake
遮断弁24の上流側におけるブレーキ液圧系9の箇所は、吸入弁34を介して、逆止弁32,33間における管路29の箇所に通じさせ、この吸入弁34を、ソレノイドON時に開く常閉電磁弁とする。
そして、逆止弁31,32間における管路29の箇所に、専用のモータ35で駆動されるポンプ36を接続して設ける。
The location of the brake
A
上記したアンチスキッド制御ユニット23のアンチスキッド制御作用は周知であり、その詳細な説明を省略するが、概略を説明すると以下の通りである。
マスターシリンダ液圧Pmをそのまま用いて左前輪21FLおよび右後輪21RRを制動する場合は、遮断弁24をOFFにより開通させておき、吸入弁34をOFFにより遮断しておく。
この場合、ブレーキ液圧系9のマスターシリンダ液圧Pmが、分岐したブレーキ液圧系9FL,9RRから、増圧弁25FL,25RR（OFFで開状態）を経て左前輪ホイールシリンダ22FLおよび右後輪ホイールシリンダ22RRに達し、左前輪21FLおよび右後輪21RRを制動することができる。
The anti-skid control action of the above-described
When braking the left front wheel 21FL and the right rear wheel 21RR using the master cylinder hydraulic pressure Pm as it is, the shut-off
In this case, the master cylinder hydraulic pressure Pm of the brake
この間、車輪が制動ロックしなければ（スリップ率が、最大摩擦係数に対応した理想スリップ率を超えていなければ）、減圧弁27FL,27RRがOFFにより閉状態にされていることから、増圧弁25FL,25RRのOFF（開状態）と減圧弁27FL,27RRのOFF（閉状態）とでアンチスキッド制御が行われず、
マスターシリンダ液圧Pmがそのままブレーキ液圧Pwとして対応するホイールシリンダ22FL, 22RRに達し、左前輪21FLおよび右後輪21RRの制動に供される。
During this time, if the wheel is not brake-locked (if the slip ratio does not exceed the ideal slip ratio corresponding to the maximum friction coefficient), the pressure reducing valves 27FL and 27RR are closed by being turned off. , 25RR OFF (open state) and pressure reducing valve 27FL, 27RR OFF (closed state), anti-skid control is not performed,
The master cylinder hydraulic pressure Pm directly reaches the corresponding wheel cylinders 22FL, 22RR as the brake hydraulic pressure Pw, and is used for braking the left front wheel 21FL and the right rear wheel 21RR.
車輪が制動ロックすると（スリップ率が、最大摩擦係数に対応した理想スリップ率を超えると）、先ず増圧弁25FL,25RRがONにより閉状態にされ、減圧弁27FL,27RRのOFF（閉状態）と相まってアンチスキッド制御が開始され、マスターシリンダ液圧Pmの上昇に関係なくブレーキ液圧Pwがこの時の値に保圧される。
かかるブレーキ液圧Pwの保圧によっても車輪スリップ率が増大する時、車輪の制動ロックが確実なものであるとの認定により、今度は減圧弁27FL,27RRもONして開状態に切り替え、この減圧弁27FL,27RRを経てブレーキ液圧Pwを減圧するアンチスキッド制御の開始により車輪の回転を回復させる（スリップ率を最大摩擦係数に対応した理想スリップ率に向かわせる）。
When the wheel is brake locked (when the slip ratio exceeds the ideal slip ratio corresponding to the maximum friction coefficient), the booster valves 25FL and 25RR are first closed by turning on the pressure reducing valves 27FL and 27RR (OFF). In combination, the anti-skid control is started, and the brake fluid pressure Pw is maintained at the value at this time regardless of the increase in the master cylinder fluid pressure Pm.
When the wheel slip ratio also increases due to the holding pressure of the brake fluid pressure Pw, it is recognized that the braking lock of the wheel is reliable, and this time, the pressure reducing valves 27FL and 27RR are also turned on and switched to the open state. The rotation of the wheel is recovered by starting anti-skid control for reducing the brake fluid pressure Pw through the pressure reducing valves 27FL and 27RR (the slip ratio is set to the ideal slip ratio corresponding to the maximum friction coefficient).
なお減圧弁27FL,27RRによる減圧分はリザーバ28に蓄圧され、車輪の回転回復後に減圧弁27FL,27RRのOFF（閉状態）と増圧弁25FL,25RRのOFF（開状態）とで行われるブレーキ液圧Pwの再増圧に供される。
よって、上記したアンチスキッドサイクルが繰り返され、車輪のスリップ率が最大摩擦係数に対応した理想スリップ率に保たれるよう（制動距離が最短になるよう）ブレーキ液圧Pwを制御しつつ車輪の制動ロックを防止することができる。
The pressure reduced by the pressure reducing valves 27FL and 27RR is accumulated in the
Therefore, the anti-skid cycle described above is repeated, and the braking of the wheel is controlled while controlling the brake hydraulic pressure Pw so that the slip ratio of the wheel is maintained at the ideal slip ratio corresponding to the maximum friction coefficient (the braking distance is minimized). Locking can be prevented.
なお図1の電動倍力式液圧ブレーキ装置は、マスターシリンダ液圧Pmを元圧とせずにポンプ36からの吐出ブレーキ液を媒体としてブレーキ液圧Pwを電子制御することもできる。
この場合、遮断弁24をONにより遮断し、吸入弁34をOFFにより遮断しておき、ポンプ36からの吐出ブレーキ液をブレーキ液圧系9FL,9RRにより増圧弁25FL,25RR（OFFで開状態）を経て左前輪ホイールシリンダ22FLおよび右後輪ホイールシリンダ22RRに向かわせ、ブレーキ液圧Pwを発生させる。
The electric boost type hydraulic brake device of FIG. 1 can also electronically control the brake hydraulic pressure Pw using the discharged brake fluid from the
In this case, shut off the
一方で、マスターシリンダ液圧Pmを検出する圧力センサ41を設け、ブレーキ液圧Pwが当該センサ41で検出したマスターシリンダ液圧Pｍに一致するよう、前記したアンチスキッド制御時と同様な増圧弁25FL,25RRのOFF,ON制御と減圧弁27FL,27RRのOFF,ON制御とによりブレーキ液圧Pwを電子制御下に増減圧する。
よって、ブレーキ液圧Pwがマスターシリンダ液圧Pmと同じになるよう制御され、マスターシリンダ液圧Pmをそのままブレーキ液圧Pwとしてホイールシリンダ22FL,22RRへ供給する場合と同様に左前輪21FLおよび右後輪21RRを制動することができる。
On the other hand, a
Therefore, the brake hydraulic pressure Pw is controlled to be the same as the master cylinder hydraulic pressure Pm, and the master cylinder hydraulic pressure Pm is used as it is as the brake hydraulic pressure Pw to the wheel cylinders 22FL, 22RR. The wheel 21RR can be braked.
この制動中に車輪がロックすると、前記したと同様な増圧弁25FL,25RRのOFF,ONと減圧弁27FL,27RRのOFF,ONとを介したアンチスキッド制御によりブレーキ液圧Pwを、マスターシリンダ液圧Pmの上昇に関係なく保圧したり、減圧したり、再増圧して、車輪のスリップ率が最大摩擦係数に対応した理想スリップ率に保たれるよう（制動距離が最短になるよう）な態様で車輪の制動ロックを防止することができる。 If the wheel is locked during this braking, the brake fluid pressure Pw is controlled by the anti-skid control via OFF / ON of the pressure increasing valves 25FL, 25RR and OFF / ON of the pressure reducing valves 27FL, 27RR as described above. A mode in which the wheel slip ratio is maintained at an ideal slip ratio corresponding to the maximum friction coefficient (the braking distance is minimized) by maintaining the pressure regardless of the increase in the pressure Pm, reducing the pressure, or increasing the pressure again. Thus, it is possible to prevent the wheel from being locked.
ところで本実施例においては、電動式ブレーキ倍力装置11の消費電流を節約するため、特に以下の構成とする。
この目的のため図1に示すごとく、マスターシリンダ液圧Pmを検出する前記圧力センサ41の他に、
車輪速Vw（全車輪の車輪速を便宜上同じVwで示した）を検出する車輪速センサ42FL,42RR（実際はアンチスキッド制御ユニット23に既存するから、それを用いる）と、
電動機14の回転位置（ボールナット13の回転によるブーストピストン12のストローク位置）を検出するレゾルバ43と、
電動機14への供給電流（消費電流）Iを検出する電流センサ44と、
ブレーキペダル1のストロークを検出するブレーキストロークセンサ45とを設ける。
By the way, in this embodiment, in order to save current consumption of the electric brake booster 11, the following configuration is particularly adopted.
For this purpose, as shown in FIG. 1, in addition to the
Wheel speed sensors 42FL and 42RR for detecting the wheel speed Vw (the wheel speeds of all wheels are indicated by the same Vw for convenience) (in fact, they are used in the anti-skid control unit 23), and
A
A
A
図1の電動式ブレーキ倍力装置は、図示せざるコントローラを具え、このコントローラは上記した各センサからの信号をもとに図2に示す制御プログラムを実行して、以下のように電動式ブレーキ倍力装置11の消費電流を節約する。
ステップＳ11においては、アンチスキッド制御ユニット23による前記したアンチスキッド制御（ブレーキ液圧Pwの減圧）が開始されたか否かをチェックし、アンチスキッド制御（ブレーキ液圧Pwの減圧）が開始されていなければ、
本発明が狙いとする電動式ブレーキ倍力装置11の消費電流節約制御を行い得ないから、ステップＳ22において、センサ45で検出したブレーキペダルストロークに応じたブレーキ倍力作用が得られるよう通常通りに電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iを決定し、ステップＳ21においてこの電流Iを電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）に供給する。
The electric brake booster shown in FIG. 1 includes a controller (not shown). The controller executes the control program shown in FIG. 2 based on the signals from the above-described sensors, and the electric brake as follows. The current consumption of the booster 11 is saved.
In step S11, it is checked whether or not the anti-skid control (reduction of the brake fluid pressure Pw) by the
Since the current consumption saving control of the electric brake booster 11 targeted by the present invention cannot be performed, in step S22, the brake boosting action corresponding to the brake pedal stroke detected by the
ステップＳ11でアンチスキッド制御（ブレーキ液圧Pwの減圧）が開始されたと判定するとき、制御をステップＳ12に進め、以下のようにして、本発明が狙いとする電動式ブレーキ倍力装置11の消費電流節約制御を行う。
つまり先ずステップＳ12において、当該アンチスキッド制御（ブレーキ液圧Pwの減圧）の開始時におけるマスターシリンダ液圧Pmおよび電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）の消費電流Iをそれぞれ、アンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0およびアンチスキッド制御（減圧）開始時ブースタ供給電流I0として記憶する。
When it is determined in step S11 that the anti-skid control (reduction of the brake fluid pressure Pw) has started, the control proceeds to step S12, and the consumption of the electric brake booster 11 targeted by the present invention is as follows. Perform current saving control.
That is, first, in step S12, the master cylinder hydraulic pressure Pm and the current consumption I of the electric brake booster 11 (electric motor 14) at the start of the anti-skid control (reduction of the brake hydraulic pressure Pw) are respectively controlled by anti-skid control ( Decompression) Stored as start master cylinder hydraulic pressure P0 and anti-skid control (decompression) start-up booster supply current I0.
次のステップＳ13においては、路面摩擦係数μを算出する。
この算出に当たっては、車輪速Vwをもとにアンチスキッド制御で行われていると同様な要領で車輪スリップ率SLipを演算し、この車輪スリップ率SLipと、路面摩擦係数μとの関係を表す、図3に例示したごときμ−SLipマップ（予め実験などにより求めておく）をもとに、上記演算した車輪スリップ率SLipから、路面摩擦係数μをマップ検索し、これをアンチスキッド制御（減圧）開始時路面摩擦係数μ0とする。
In the next step S13, a road surface friction coefficient μ is calculated.
In this calculation, the wheel slip rate SLip is calculated in the same manner as that performed by the anti-skid control based on the wheel speed Vw, and the relationship between the wheel slip rate SLip and the road surface friction coefficient μ is expressed. Based on the μ-SLip map shown in FIG. 3 (preliminarily obtained through experiments), the road surface friction coefficient μ is searched from the calculated wheel slip ratio SLip, and this is anti-skid controlled (decompression). The starting road surface friction coefficient is μ0.
次のステップＳ14においては、減速度が変化しない範囲で最大限可能なマスターシリンダ液圧低下幅である減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPを以下のようにして算出する。
先ず、ステップＳ13で求めたアンチスキッド制御（減圧）開始時路面摩擦係数μ0において得られるμ0時減速度を発生させるのに必要な図4に二点鎖線で示すμ0時減速度発生用前後輪制動力特性と、同図に実線で示す実車の前後輪制動力配分特性との交点における後輪制動力を求める。
In the next step S14, the deceleration invariable master cylinder pressure reduction allowable range ΔP, which is the maximum possible master cylinder hydraulic pressure decrease range within a range in which the deceleration does not change, is calculated as follows.
First, the front and rear wheel control for generating a deceleration at 0 is shown by a two-dot chain line in FIG. 4 which is necessary to generate the deceleration at 0 when the anti-skid control (decompression) start surface friction coefficient obtained at Step S13 is obtained. The rear wheel braking force at the intersection of the power characteristics and the front and rear wheel braking force distribution characteristics of the actual vehicle indicated by the solid line in FIG.
そして、当該交点における後輪制動力から、図4に一点鎖線で示す前後輪同時ロック前後輪制動力特性をもとに、前後輪が同時ロックする態様でμ0時減速度を発生させるのに必要なマスターシリンダ液圧（μ0時減速度用前後輪同時ロックマスターシリンダ液圧）P'を求める。
従って、当該μ0時減速度用前後輪同時ロックマスターシリンダ液圧）P'は、アンチスキッド制御（減圧）開始時路面摩擦係数μ0において得られるμ0時減速度を発生させるのに必要なマスターシリンダ液圧の限界値を意味し、
マスターシリンダ液圧Pmが当該μ0時減速度用前後輪同時ロックマスターシリンダ液圧P'よりも低くなると、車両の減速度が低下する。
From the rear wheel braking force at the intersection, it is necessary to generate a deceleration at μ0 in a manner in which the front and rear wheels are simultaneously locked based on the front and rear wheel simultaneous locking front and rear wheel braking force characteristics shown by the dashed line in FIG. Determine the master cylinder hydraulic pressure (μ0 deceleration front and rear wheel simultaneous lock master cylinder hydraulic pressure) P '.
Therefore, the μ0 hour deceleration front and rear wheel simultaneous lock master cylinder fluid pressure) P ′ is the master cylinder fluid necessary to generate the μ0 deceleration obtained at the road surface friction coefficient μ0 at the start of anti-skid control (decompression). Means the pressure limit,
When the master cylinder hydraulic pressure Pm becomes lower than the μ0 deceleration front and rear wheel simultaneous lock master cylinder hydraulic pressure P ′, the deceleration of the vehicle decreases.
一方、ステップＳ12で求めたアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0は、図4に一点鎖線で示す前後輪同時ロック前後輪制動力特性上に表示すると、「マスターシリンダ液圧P0時制動力」の点として示すようなものとなり、
減速度が変化しない範囲で最大限可能なマスターシリンダ液圧低下幅である減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPは、アンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、上記μ0時減速度用前後輪同時ロックマスターシリンダ液圧P'を差し引いて求めることができる。
On the other hand, when the anti-skid control (decompression) start master cylinder hydraulic pressure P0 obtained in step S12 is displayed on the front and rear wheel simultaneous locking front and rear wheel braking force characteristics shown by the one-dot chain line in FIG. As shown in terms of power
The master cylinder pressure reduction allowance ΔP for deceleration invariable, which is the maximum possible master cylinder hydraulic pressure drop within the range where the deceleration does not change, decreases from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) at the above μ0. This can be obtained by subtracting the front and rear wheel simultaneous lock master cylinder hydraulic pressure P ′ for speed.
次のステップＳ15においては、減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPだけマスターシリンダ液圧Pmを低下させるべくブーストピストン12を図1の右方へストロークさせた時における踏力変化を無くすのに必要な踏力補償用ペダルストロークΔLを算出する。
この算出に際しては、図5に実線で例示するようなブーストピストンストロークSTbとマスターシリンダ液圧Pmとの関係を表したSTb−Pm特性と、同図に一点鎖線で例示するようなブレーキペダルストロークSTpとブレーキペダル踏力Fとの関係を表したSTp−F特性とを用いる。
In the next step S15, it is necessary to eliminate the pedal force change when the
In this calculation, the STb-Pm characteristic representing the relationship between the boost piston stroke STb and the master cylinder hydraulic pressure Pm as exemplified by the solid line in FIG. 5 and the brake pedal stroke STp as exemplified by the alternate long and short dash line in FIG. And STp-F characteristics representing the relationship between the brake pedal depression force F.
先ず、STb−Pm特性をもとに、アンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、μ0時減速度用前後輪同時ロックマスターシリンダ液圧P'へのマスターシリンダ液圧低下ΔPによるブレーキペダル踏力Fの変化ΔFを求める。
次にSTp−F特性から、上記のブレーキペダル踏力変化ΔFを無くすのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークΔLを求める。
First, based on STb-Pm characteristics, the master cylinder hydraulic pressure drop ΔP from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) to the front and rear wheel simultaneous lock master cylinder hydraulic pressure P 'for deceleration at 0 The change ΔF of the brake pedal depression force F is obtained.
Next, from the STp-F characteristic, the pedal stroke ΔL for compensating the pedal force change necessary for eliminating the brake pedal force change ΔF is obtained.
次のステップＳ16においては、図1のレゾルバ43で検出した電動機14の回転位置からボールナット13の回転位置、つまり、ブーストピストン12のストローク位置を割り出し、電動式ブレーキ倍力装置11内における主ピストン3およびブーストピストン12間の軸線方向ギャップ（相互接近方向制限範囲：踏力変化補償ギャップ）Sを算出する。
次いでステップＳ17において、踏力変化補償用ペダルストロークΔLが主ピストン3およびブーストピストン12間の踏力変化補償ギャップS以上であるか否かを、つまり、マスターシリンダ液圧低下ΔPに必要なブーストピストン12のストローク量が踏力変化補償ギャップS以上であるか否かをチェックする。
In the next step S16, the rotation position of the
Next, at step S17, it is determined whether or not the pedal force change compensation pedal stroke ΔL is greater than or equal to the pedal force change compensation gap S between the main piston 3 and the
図5に示すように、踏力変化補償用ペダルストロークΔLが踏力変化補償ギャップS以上である（マスターシリンダ液圧低下ΔPに必要なブーストピストン12のストローク量が踏力変化補償ギャップS以上である）場合、
ブーストピストン12が踏力補償バネ16を圧縮し切って、踏力補償バネ16による前記した踏力補償を期待できず、上記のマスターシリンダ液圧低下ΔPをそのまま実行すると、ブレーキペダル踏力が変化して違和感となる。
As shown in FIG. 5, when the pedaling force change compensation ΔL is greater than or equal to the pedaling force change compensation gap S (the stroke amount of the
If the
そこで、ステップＳ17において踏力変化補償用ペダルストロークΔLが踏力変化補償ギャップS以上である（マスターシリンダ液圧低下ΔPに必要なブーストピストン12のストローク量が踏力変化補償ギャップS以上である）と判定する場合、制御をステップＳ18に進める。
このステップＳ18においては、ブーストピストン12が踏力補償ギャップSだけストロークした場合のマスターシリンダ液圧変化（低下）幅ΔPoを算出する。
この算出に際しては、図5のSTp−F特性から、踏力補償ギャップS分で補償できる踏力変化量Δfを求め、かかる踏力変化量Δfのマスターシリンダ液圧変化量換算値を上記のマスターシリンダ液圧変化（低下）幅ΔPoと定める。
Therefore, in step S17, it is determined that the pedal force change compensation pedal stroke ΔL is greater than or equal to the pedal force change compensation gap S (the stroke amount of the
In this step S18, a master cylinder hydraulic pressure change (decrease) width ΔPo when the
In this calculation, the pedal force change amount Δf that can be compensated by the pedal force compensation gap S is obtained from the STp-F characteristic of FIG. 5, and the master cylinder hydraulic pressure change converted value of the pedal force change amount Δf is calculated as the master cylinder hydraulic pressure. The change (decrease) width ΔPo is determined.
次のステップＳ19においては、マスターシリンダ液圧Pmと、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iとの関係を表す図6に例示した予定のマップをもとに、
マスターシリンダ液圧Pmをアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から上記のマスターシリンダ液圧変化（低下）幅ΔPoだけ低下させるのに必要な電流低下幅Δiを求め、
マスターシリンダ液圧Pmを（P0−ΔPo）＝Po'（図5も参照）へ低下させる電流i'を、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iと定める。
そしてステップＳ21で、この電流Iを電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）に供給する。
In the next step S19, based on the planned map illustrated in FIG. 6 showing the relationship between the master cylinder hydraulic pressure Pm and the supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14),
Obtain the current decrease width Δi necessary to decrease the master cylinder hydraulic pressure Pm from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of the anti-skid control (decompression) by the master cylinder hydraulic pressure change (decrease) width ΔPo,
The current i ′ for reducing the master cylinder hydraulic pressure Pm to (P0−ΔPo) = Po ′ (see also FIG. 5) is determined as the supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14).
In step S21, the current I is supplied to the electric brake booster 11 (electric motor 14).
減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPが図5におけるように大きくなく、これにより決まる踏力変化補償用ペダルストロークΔLが小さくて、図2のステップＳ17で踏力変化補償用ペダルストロークΔLが主ピストン3およびブーストピストン12間の踏力変化補償ギャップS未満であると判定する場合は、つまり、マスターシリンダ液圧低下ΔPに必要なブーストピストン12のストローク量が踏力変化補償ギャップS未満である場合は、制御をステップＳ20に進めて以下のように電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）の節電制御を行う。
The deceleration invariable master cylinder pressure reduction allowable range ΔP is not large as shown in FIG. 5, the pedaling force change compensation stroke ΔL determined by this is small, and the pedaling force change compensation pedal stroke ΔL is changed to the main piston 3 in step S17 of FIG. If it is determined that the pedal force change compensation gap S between the
上記のように、減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPが図5におけるように大きくなく、踏力変化補償用ペダルストロークΔLが主ピストン3およびブーストピストン12間の踏力変化補償ギャップS未満である場合、
マスターシリンダ液圧低下ΔPに必要なブーストピストン12のストローク量が踏力変化補償ギャップS未満であって、ブーストピストン12が踏力補償バネ16を圧縮し切ることがなくて、踏力補償バネ16による前記した踏力補償機能が得られるため、上記のマスターシリンダ液圧低下ΔPをそのまま実行しても、ブレーキペダル踏力が変化することがなくて違和感を生じない。
As described above, when the deceleration-invariant master cylinder allowable pressure reduction ΔP is not large as in FIG. 5 and the pedal force change compensation pedal stroke ΔL is less than the pedal force change compensation gap S between the main piston 3 and the
The stroke amount of the
よって、ステップＳ17で踏力変化補償用ペダルストロークΔLが踏力変化補償ギャップS未満である（マスターシリンダ液圧低下ΔPに必要なブーストピストン12のストローク量が踏力変化補償ギャップS未満である）と判定する場合、
ステップＳ20において、マスターシリンダ液圧Pmと、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iとの関係を表す図6に例示した予定のマップをもとに、
マスターシリンダ液圧Pmをアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から上記のマスターシリンダ液圧変化（低下）幅ΔPだけ低下させるのに必要な電流低下幅ΔIを求め、
マスターシリンダ液圧Pmを（P0−ΔP）＝P'へ低下させる電流I'を、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iと定める。
そしてステップＳ21で、この電流Iを電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）に供給する。
Therefore, it is determined in step S17 that the pedal force change compensation pedal stroke ΔL is less than the pedal force change compensation gap S (the stroke amount of the
In step S20, based on the planned map illustrated in FIG. 6 representing the relationship between the master cylinder hydraulic pressure Pm and the supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14).
Obtain the current reduction width ΔI required to reduce the master cylinder hydraulic pressure Pm from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) by the above master cylinder hydraulic pressure change (decrease) width ΔP,
The current I ′ that reduces the master cylinder hydraulic pressure Pm to (P0−ΔP) = P ′ is determined as the supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14).
In step S21, the current I is supplied to the electric brake booster 11 (electric motor 14).
図2〜6につき上述した電動式ブレーキ倍力装置11の消費電流節約制御によれば、
図9に示すごとく瞬時t1に前輪がアンチスキッド制御(ABS)を開始され、瞬時t2に後輪がアンチスキッド制御(ABS)を開始され、瞬時t3にアンチスキッド制御(ABS)によるブレーキ液圧Pwの減圧が開始され、瞬時t4にブレーキペダル1の戻し操作が開始され、瞬時t5にアンチスキッド制御(ABS)によるブレーキ液圧Pwの減圧が終了し、瞬時t6にアンチスキッド制御ユニット23が非作動にされた場合につき説明すると、
アンチスキッド制御(ABS)によるブレーキ液圧Pwの減圧が開始された瞬時t3から、アンチスキッド制御(ABS)によるブレーキ液圧Pwの減圧が終了する瞬時t5までの間、
当該ブレーキ液圧Pwの減圧に呼応してマスターシリンダ液圧Pmを、アンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、車両減速度およびブレーキペダル踏力が変化しない範囲で最大限、Po'またはP'へと低下させるべく、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iをマスターシリンダ液圧P0対応のI0からi'またはI'へと低下させて、電動式ブレーキ倍力装置11によるマスターシリンダ液圧助勢力を低下させるため、
アンチスキッド制御中、マスターシリンダ液圧Pmをブレーキ操作力相当の高い値にする必要がないのに、マスターシリンダ液圧Pmをこの高い値にすべく電動式ブレーキ倍力装置11へ無駄に電力が供給されて、その電力消費が大きくなるという問題を解消することができる。
According to the consumption current saving control of the electric brake booster 11 described above with reference to FIGS.
As shown in FIG. 9, the front wheel starts antiskid control (ABS) at instant t1, the rear wheel starts antiskid control (ABS) at instant t2, and the brake fluid pressure Pw by antiskid control (ABS) at instant t3. Depressurization of the brake pedal 1 starts at instant t4, the depressurization of the brake fluid pressure Pw by anti-skid control (ABS) ends at instant t5, and the
From the instant t3 when the brake fluid pressure Pw was reduced by anti-skid control (ABS) to the moment t5 when the brake fluid pressure Pw was reduced by anti-skid control (ABS),
In response to the decrease in the brake fluid pressure Pw, the master cylinder fluid pressure Pm is maximized from the master cylinder fluid pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) to the extent that the vehicle deceleration and brake pedal force do not change. Alternatively, to reduce to P ', the supply current I to the electric brake booster 11 (motor 14) is reduced from I0 corresponding to the master cylinder hydraulic pressure P0 to i' or I ', and the electric brake booster To reduce the master cylinder hydraulic pressure assisting force by the force device 11,
During anti-skid control, it is not necessary to set the master cylinder hydraulic pressure Pm to a high value equivalent to the brake operating force, but power is wasted to the electric brake booster 11 to increase the master cylinder hydraulic pressure Pm to this high value. It is possible to solve the problem that the power consumption is increased.
しかも、電動式ブレーキ倍力装置11によるマスターシリンダ液圧助勢力低下量（電動式ブレーキ倍力装置11への供給電流Iの低下量ΔiまたはΔIによるマスターシリンダ液圧低下量ΔPoまたはΔP）を、車両減速度およびブレーキペダル踏力が変化しない範囲で最も大きな低下量としたため、
図9の瞬時t3〜t5間における実減速度Gブレーキペダル踏力Fの時系列変化から明らかなように、車両減速度Gの変化やブレーキ操作力Fの変化を生じないようにしつつ、電動式ブレーキ倍力装置11の節電効果を最も高くすることができる。
In addition, the master cylinder hydraulic pressure assisting force decrease amount by the electric brake booster 11 (master cylinder hydraulic pressure decrease amount ΔPo or ΔP due to the decrease amount Δi or ΔI of the supply current I to the electric brake booster device 11), Because it is the largest reduction amount in the range where the vehicle deceleration and brake pedal force do not change,
As is clear from the time-series changes in the actual deceleration G brake pedal depression force F between the instants t3 and t5 in Fig. 9, the electric brake is applied while preventing changes in the vehicle deceleration G and brake operating force F. The power saving effect of the booster 11 can be maximized.
また上記の目的のため車両減速度およびブレーキ操作力が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量（電動式ブレーキ倍力装置11への供給電流Iの低下量ΔiまたはΔIによるマスターシリンダ液圧低下量ΔPoまたはΔP）を求めるに際し、
まず、車両減速度が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量（マスターシリンダ液圧低下量ΔP）を求め、
これがブレーキ操作力を変化させなければ当該低下量を、車両減速度およびブレーキ操作力が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量（電動式ブレーキ倍力装置11への供給電流Iの低下量ΔIによるマスターシリンダ液圧低下量ΔP）とし、
車両減速度が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量（マスターシリンダ液圧低下量ΔP）だとブレーキ操作力が変化す場合は、当該低下量に代えて、ブレーキ操作力が変化しない範囲で最大のマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量を、車両減速度およびブレーキ操作力が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量（電動式ブレーキ倍力装置11への供給電流Iの低下量Δiによるマスターシリンダ液圧低下量ΔPo）としたため、
車両減速度およびブレーキ操作力が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量を簡単な順次の演算により確実に求めることができ、演算負荷を減ずることができる。
Further, for the above purpose, the maximum reduction amount of the assisting force of the electric brake booster 11 (the reduction amount Δi of the supply current I to the electric brake booster 11 or the When determining the master cylinder hydraulic pressure drop ΔPo or ΔP due to ΔI)
First, the maximum assisting force reduction amount (master cylinder hydraulic pressure reduction amount ΔP) of the electric brake booster 11 is calculated within a range in which the vehicle deceleration does not change,
If this does not change the brake operation force, the reduction amount is the maximum reduction amount of the assisting force of the electric brake booster 11 within the range in which the vehicle deceleration and the brake operation force do not change (to the electric brake booster 11). Master cylinder hydraulic pressure drop ΔP due to supply current I drop ΔI)
If the brake operating force changes if the assisting force reduction amount (master cylinder hydraulic pressure reduction amount ΔP) of the electric brake booster 11 is the maximum within the range in which the vehicle deceleration does not change, the braking force is changed instead of the reduction amount. The amount of decrease in the assisting force that causes the maximum decrease in the hydraulic pressure of the master cylinder within the range where the operating force does not change is the amount of decrease in the assisting force of the electric brake booster 11 that is the maximum within the range where the vehicle deceleration and the brake operating force do not change ( Because the master cylinder hydraulic pressure decrease amount ΔPo due to the decrease amount Δi of the supply current I to the electric brake booster 11)
In the range where the vehicle deceleration and the brake operating force do not change, the maximum assisting force reduction amount of the electric brake booster 11 can be reliably obtained by simple sequential calculation, and the calculation load can be reduced.
なお、車両減速度が変化しない範囲で最大の電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下量（マスターシリンダ液圧低下量ΔP）は、
現在の路面摩擦係数μ0のもとで前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量としたため、
あらゆる路面摩擦係数μのもとで、上記の作用効果を確実に達成することができて、広範囲の走行条件で電動式ブレーキ倍力装置11の上記節電効果を享受し得る。
In addition, the maximum assisting force reduction amount (master cylinder hydraulic pressure reduction amount ΔP) of the electric brake booster 11 within a range where the vehicle deceleration does not change is
Because it is the amount of reduction in the assisting force that causes a decrease in the master cylinder hydraulic pressure to the master cylinder hydraulic pressure value at which the front and rear wheels simultaneously brake and lock under the current road surface friction coefficient μ0,
The above-described effects can be reliably achieved under any road surface friction coefficient μ, and the power-saving effect of the electric brake booster 11 can be enjoyed over a wide range of driving conditions.
さらに、路面摩擦係数μを求めるに際し、図3に例示する車輪スリップ率SLipと路面摩擦係数μとの関係をもとに、車輪スリップ率演算値SLipからマップ検索するため、
路面摩擦係数μを簡単、且つ、正確に求めることができ、演算負荷を減ずることができる。
Further, when obtaining the road surface friction coefficient μ, based on the relationship between the wheel slip ratio SLip and the road surface friction coefficient μ illustrated in FIG.
The road surface friction coefficient μ can be obtained easily and accurately, and the calculation load can be reduced.
なお上記した実施例では、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）の消費電流Iをモニタしながら、この消費電流Iが前記したマスターシリンダ液圧の低下ΔPoおよびΔPに対応したものになるよう、電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下を行うよう構成したが、
この代わりに、マスターシリンダ液圧Pmをモニタしながら、このマスターシリンダ液圧Pmが前記したマスターシリンダ液圧の低下ΔPoおよびΔPに対応したものになるよう、電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下を行うような構成にしたり、
ブーストピストン12のストロークSTbをモニタしながら、このブーストピストンストロークSTbが前記したマスターシリンダ液圧の低下ΔPoおよびΔPに対応したものになるよう、電動式ブレーキ倍力装置11の助勢力低下を行うような構成にすることができる。
In the above-described embodiment, while monitoring the current consumption I of the electric brake booster 11 (electric motor 14), the current consumption I corresponds to the master cylinder hydraulic pressure drops ΔPo and ΔP described above. , Configured to reduce the assisting force of the electric brake booster 11,
Instead, while monitoring the master cylinder hydraulic pressure Pm, the assisting force of the electric brake booster 11 is adjusted so that the master cylinder hydraulic pressure Pm corresponds to the decrease ΔPo and ΔP of the master cylinder hydraulic pressure described above. It can be configured to reduce,
While monitoring the stroke STb of the
前者の場合、節電制御プログラムを図7に示すごときものとし、後者の場合、節電制御プログラムを図8に示すごときものとする。
これら図7,8は、図2の代わりに実行する節電制御プログラムであるが、図2におけると同様なステップには同一符号を付して示し、その説明を省略した。
In the former case, the power saving control program is as shown in FIG. 7, and in the latter case, the power saving control program is as shown in FIG.
7 and 8 are power-saving control programs executed in place of FIG. 2, but steps similar to those in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
図7の節電制御プログラムは、図2におけるステップＳ19をステップＳ31に置換し、ステップＳ20をステップＳ32に置換したものである。
ステップＳ31においては、マスターシリンダ液圧Pmをアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、ステップＳ18で求めたマスターシリンダ液圧変化（低下）幅ΔPoだけ低下させて、Po'＝ P0−ΔPoに一致させるフィードバック制御により電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iを決定する。
またステップＳ32においては、マスターシリンダ液圧Pmをアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、ステップＳ14で求めた減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPだけ低下させて、P'＝ P0−ΔPに一致させるフィードバック制御により電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iを決定する。
ステップＳ31またはステップＳ32で求めた電流Iを、ステップＳ21において電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）へ出力する。
The power saving control program in FIG. 7 is obtained by replacing step S19 in FIG. 2 with step S31 and replacing step S20 with step S32.
In step S31, the master cylinder hydraulic pressure Pm is decreased from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) by the master cylinder hydraulic pressure change (decrease) width ΔPo obtained in step S18, and Po ′ = P0 The supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14) is determined by feedback control to match −ΔPo.
In step S32, the master cylinder hydraulic pressure Pm is reduced from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of the anti-skid control (decompression) by the deceleration invariable master cylinder pressure reduction allowable range ΔP obtained in step S14, and P ′ = The supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14) is determined by feedback control that matches P0−ΔP.
The current I obtained in step S31 or step S32 is output to the electric brake booster 11 (electric motor 14) in step S21.
かかる節電制御によっても、図9に示すごとく、アンチスキッド制御(ブレーキ液圧Pwの減圧)開始瞬時t3から減圧終了瞬時t5までの間、ブレーキ液圧Pwの減圧に呼応してマスターシリンダ液圧Pmを、アンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、車両減速度およびブレーキペダル踏力が変化しない範囲で最大限、Po'またはP'へと低下させるべく、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iを低下させて電動式ブレーキ倍力装置11によるマスターシリンダ液圧助勢力を低下させることになるため、
アンチスキッド制御中、マスターシリンダ液圧Pmをブレーキ操作力相当の高い値にする必要がないのに、マスターシリンダ液圧Pmをこの高い値にすべく電動式ブレーキ倍力装置11へ無駄に電力が供給されて、その電力消費が大きくなるという問題を解消することができる。
Even with such power saving control, as shown in FIG. 9, the master cylinder hydraulic pressure Pm in response to the reduction of the brake hydraulic pressure Pw from the anti-skid control (depression of the brake hydraulic pressure Pw) start instant t3 to the instant of reduced pressure end t5. The electric brake booster 11 is used to reduce the pressure from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) to Po 'or P' as much as possible without changing the vehicle deceleration and the brake pedal depression force. Since the supply current I to (the electric motor 14) is reduced and the master cylinder hydraulic pressure assisting force by the electric brake booster 11 is reduced,
During anti-skid control, it is not necessary to set the master cylinder hydraulic pressure Pm to a high value equivalent to the brake operating force, but power is wasted to the electric brake booster 11 to increase the master cylinder hydraulic pressure Pm to this high value. It is possible to solve the problem that the power consumption is increased.
しかも、電動式ブレーキ倍力装置11によるマスターシリンダ液圧助勢力低下量（マスターシリンダ液圧低下量ΔPoまたはΔP）を、車両減速度およびブレーキペダル踏力が変化しない範囲で最も大きな低下量としたため、
図9の瞬時t3〜t5間における実減速度Gブレーキペダル踏力Fの時系列変化から明らかなように、車両減速度Gの変化やブレーキ操作力Fの変化を生じないようにしつつ、電動式ブレーキ倍力装置11の節電効果を最も高くすることができる。
In addition, the amount of decrease in the master cylinder hydraulic pressure assisting force (master cylinder hydraulic pressure decrease amount ΔPo or ΔP) by the electric brake booster 11 is the largest decrease amount within the range in which the vehicle deceleration and the brake pedal depression force do not change.
As is clear from the time-series changes in the actual deceleration G brake pedal depression force F between the instants t3 and t5 in Fig. 9, the electric brake is applied while preventing changes in the vehicle deceleration G and brake operating force F. The power saving effect of the booster 11 can be maximized.
図8の節電制御プログラムは、図2のステップＳ12およびステップＳ13間にステップＳ41を追加し、図2におけるステップＳ19をステップＳ42に置換し、ステップＳ20をステップＳ43に置換したものである。
ステップＳ41においては、アンチスキッド制御（ブレーキ液圧Pwの減圧）の開始時におけるブースタピストンストローク位置STb（図1のレゾルバ43の検出値から演算する）を、アンチスキッド制御（減圧）開始時ブースタピストンストローク位置X0（図5参照）として記憶する。
The power saving control program in FIG. 8 is obtained by adding step S41 between step S12 and step S13 in FIG. 2, replacing step S19 in FIG. 2 with step S42, and replacing step S20 with step S43.
In step S41, the booster piston stroke position STb (calculated from the detected value of the
ステップＳ42においては、図5のSTb−Pm特性をもとに、マスターシリンダ液圧Pmをアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、ステップＳ18で求めたマスターシリンダ液圧変化（低下）幅ΔPoだけ低下させてPo'とするのに必要なブーストピストンストローク変化量ΔXoを求め、
ブーストピストンストローク位置STbを（X0−ΔXo）＝Xo'にするための電流i'（図6に示されている）を、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iと定める。
In step S42, based on the STb-Pm characteristic of FIG. 5, the master cylinder hydraulic pressure Pm is determined from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression), and the master cylinder hydraulic pressure change (decrease) obtained in step S18. ) Calculate the boost piston stroke change amount ΔXo required to reduce the width ΔPo to Po ′,
The current i ′ (shown in FIG. 6) for setting the boost piston stroke position STb to (X0−ΔXo) = Xo ′ is determined as the supply current I to the electric brake booster 11 (motor 14). .
ステップＳ43においては、図5のSTb−Pm特性をもとに、マスターシリンダ液圧Pmをアンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、ステップＳ14で求めた減速度不変用マスターシリンダ減圧許容幅ΔPだけ低下させてP'とするのに必要なブーストピストンストローク変化量ΔXを求め、
ブーストピストンストローク位置STbを（X0−ΔX）＝X'にするための電流I'（図6に示されている）を、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iと定める。
ステップＳ42またはステップＳ43で求めた電流Iを、ステップＳ21において電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）へ出力する。
In step S43, based on the STb-Pm characteristic of FIG. 5, the master cylinder hydraulic pressure Pm is determined from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression), and the deceleration-invariant master cylinder pressure reduction determined in step S14. The boost piston stroke change amount ΔX required to reduce the allowable width ΔP to P ′ is obtained,
The current I ′ (shown in FIG. 6) for setting the boost piston stroke position STb to (X0−ΔX) = X ′ is determined as the supply current I to the electric brake booster 11 (electric motor 14). .
The current I obtained in step S42 or step S43 is output to the electric brake booster 11 (electric motor 14) in step S21.
かかる節電制御によっても、図9に示すごとく、アンチスキッド制御(ブレーキ液圧Pwの減圧)開始瞬時t3から減圧終了瞬時t5までの間、ブレーキ液圧Pwの減圧に呼応してマスターシリンダ液圧Pmを、アンチスキッド制御（減圧）開始時マスターシリンダ液圧P0から、車両減速度およびブレーキペダル踏力が変化しない範囲で最大限、Po'またはP'へと低下させるべく、電動式ブレーキ倍力装置11（電動機14）への供給電流Iを低下させて電動式ブレーキ倍力装置11によるマスターシリンダ液圧助勢力を低下させることになるため、
アンチスキッド制御中、マスターシリンダ液圧Pmをブレーキ操作力相当の高い値にする必要がないのに、マスターシリンダ液圧Pmをこの高い値にすべく電動式ブレーキ倍力装置11へ無駄に電力が供給されて、その電力消費が大きくなるという問題を解消することができる。
Even with such power saving control, as shown in FIG. 9, the master cylinder hydraulic pressure Pm in response to the reduction of the brake hydraulic pressure Pw from the anti-skid control (depression of the brake hydraulic pressure Pw) start instant t3 to the instant of reduced pressure end t5. The electric brake booster 11 is used to reduce the pressure from the master cylinder hydraulic pressure P0 at the start of anti-skid control (decompression) to Po 'or P' as much as possible without changing the vehicle deceleration and the brake pedal depression force. Since the supply current I to (the electric motor 14) is reduced and the master cylinder hydraulic pressure assisting force by the electric brake booster 11 is reduced,
During anti-skid control, it is not necessary to set the master cylinder hydraulic pressure Pm to a high value equivalent to the brake operating force, but power is wasted to the electric brake booster 11 to increase the master cylinder hydraulic pressure Pm to this high value. It is possible to solve the problem that the power consumption is increased.
しかも、電動式ブレーキ倍力装置11によるマスターシリンダ液圧助勢力低下量（マスターシリンダ液圧低下量ΔPoまたはΔP）を、車両減速度およびブレーキペダル踏力が変化しない範囲で最も大きな低下量としたため、
図9の瞬時t3〜t5間における実減速度Gブレーキペダル踏力Fの時系列変化から明らかなように、車両減速度Gの変化やブレーキ操作力Fの変化を生じないようにしつつ、電動式ブレーキ倍力装置11の節電効果を最も高くすることができる。
In addition, the amount of decrease in the master cylinder hydraulic pressure assisting force (master cylinder hydraulic pressure decrease amount ΔPo or ΔP) by the electric brake booster 11 is the largest decrease amount within the range in which the vehicle deceleration and the brake pedal depression force do not change.
As is clear from the time-series changes in the actual deceleration G brake pedal depression force F between the instants t3 and t5 in Fig. 9, the electric brake is applied while preventing changes in the vehicle deceleration G and brake operating force F. The power saving effect of the booster 11 can be maximized.
１ ブレーキペダル
２ マスターシリンダ
３ 主ピストン
４ リザーバタンク
５ フリーピストン
8,9 ブレーキ液圧系
11 電動式ブレーキ倍力装置
12 ブーストピストン
13 ボールナット
14 電動機
15 ボール
16 踏力補償バネ
S 踏力補償ギャップ
21FL 左前輪
22FL 左前輪ホイールシリンダ
21RR 右後輪
22RR 右後輪ホイールシリンダ
23 アンチスキッド制御ユニット
24 遮断弁
25FL,25RR 増圧弁
27FL,27RR 減圧弁
28 リザーバ
34 吸入弁
36 ポンプ
41 圧力センサ
42FL,42RR 車輪速センサ
43 レゾルバ
44 電流センサ
45 ブレーキストロークセンサ
1
8,9 Brake hydraulic system
11 Electric brake booster
12 Boost piston
13 Ball nut
14 Electric motor
15 balls
16 Treading force compensation spring
S Treading force compensation gap
21FL left front wheel
22FL left front wheel wheel cylinder
21RR Right rear wheel
22RR right rear wheel wheel cylinder
23 Anti-skid control unit
24 Shut-off valve
25FL, 25RR Booster valve
27FL, 27RR Pressure reducing valve
28 Reservoir
34 Suction valve
36 Pump
41 Pressure sensor
42FL, 42RR Wheel speed sensor
43 Resolver
44 Current sensor
45 Brake stroke sensor
Claims (6)
前記マスターシリンダ液圧に応じたブレーキ液圧により車輪を制動し、
該車輪の制動ロック時に、前記ブレーキ液圧をアンチスキッド制御ユニットにより低下させて該制動ロックを防止するようにした電動倍力式液圧ブレーキ装置において、
前記主ピストンの押し込み方向と逆方向への前記ブーストピストンのストロークを、これら主ピストンおよびブーストピストン間に介在させた弾性手段に抗し制限範囲内で行わせることによりブレーキペダル踏力の変化を補償するよう構成し、
前記アンチスキッド制御ユニットの作動中、前記電動式ブレーキ倍力装置の助勢力を低下させるよう構成し、
該電動式ブレーキ倍力装置の助勢力低下量は、
前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生起させるブーストピストンストロークに伴うブレーキペダル踏力変化を補償するのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークが前記制限範囲以上である場合、この制限範囲のブーストピストンストロークによって得られるマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量とし、
前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生起させるブーストピストンストロークに伴うブレーキペダル踏力変化を補償するのに必要な踏力変化補償用ペダルストロークが前記制限範囲未満である場合、前記前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下に必要なブーストピストンストロークによって得られるマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量としたことを特徴とする電動倍力式液圧ブレーキ装置。 A main piston that outputs a master cylinder hydraulic pressure by being pushed in response to a brake operation force and a boost piston that is stroked by an electric motor are fitted to each other so as to be able to stroke each other, and the boost piston is Comprising a master cylinder with an electric brake booster that causes a boosting action to assist the master cylinder hydraulic pressure by displacing in a direction to follow the pushing stroke of the main piston ;
Brake the wheel by the brake fluid pressure according to the master cylinder pressure,
In the electric boost type hydraulic brake device in which the brake fluid pressure is reduced by an anti-skid control unit to prevent the brake lock at the time of braking lock of the wheel,
The stroke of the boost piston in the direction opposite to the pushing direction of the main piston is compensated for the change in the brake pedal depression force by causing the stroke of the boost piston to be performed within a limited range against the elastic means interposed between the main piston and the boost piston. Configured as
Wherein during operation of the anti-skid control unit, the assist force of the electric brake booster configured to cause low made,
The amount of decrease in assisting force of the electric brake booster is
The pedal stroke for compensating the pedal force change required to compensate for the brake pedal force change accompanying the boost piston stroke that causes the master cylinder fluid pressure drop to the master cylinder fluid pressure value at which the front and rear wheels simultaneously brake and lock is above the above limit range. In some cases, the assisting force reduction amount that causes the master cylinder hydraulic pressure drop obtained by the boost piston stroke in this limit range,
The pedal stroke for compensating the pedal force change required to compensate for the brake pedal force change accompanying the boost piston stroke causing the master cylinder fluid pressure drop to the master cylinder fluid pressure value at which the front and rear wheels simultaneously lock and lock is less than the above limit range. In some cases, the amount of assisting force is reduced to produce a master cylinder hydraulic pressure drop that is obtained by a boost piston stroke required to reduce the master cylinder hydraulic pressure to a master cylinder hydraulic pressure value at which the front and rear wheels simultaneously lock and brake. Electric boost type hydraulic brake device.
前記電動式ブレーキ倍力装置の助勢力低下量は、現在の路面摩擦係数のもとで前後輪が同時に制動ロックするマスターシリンダ液圧値へのマスターシリンダ液圧低下を生じさせる助勢力低下量であることを特徴とする電動倍力式液圧ブレーキ装置。 In the electric boost type hydraulic brake device according to claim 1,
The amount of decrease in assisting force of the electric brake booster is the amount of decrease in assisting force that causes a decrease in the master cylinder fluid pressure to the master cylinder fluid pressure value at which the front and rear wheels simultaneously brake and lock based on the current road surface friction coefficient. An electric boost type hydraulic brake device.
前記路面摩擦係数は、予め求めておいた、車輪スリップ率と路面摩擦係数との関係をもとに、車輪スリップ率演算値から求めるものであることを特徴とする電動倍力式液圧ブレーキ装置。 In the electric boost type hydraulic brake device according to claim 2,
The electric boost type hydraulic brake device is characterized in that the road surface friction coefficient is obtained from a wheel slip ratio calculation value based on a relationship between a wheel slip ratio and a road surface friction coefficient that has been obtained in advance. .
前記マスターシリンダ液圧をモニタしながら、該マスターシリンダ液圧が前記マスターシリンダ液圧の低下に対応したものになるよう、前記電動式ブレーキ倍力装置の助勢力低下を行うものであることを特徴とする電動倍力式液圧ブレーキ装置。 In the electric boost type hydraulic brake device according to claim 2 or 3 ,
While monitoring the master cylinder hydraulic pressure, the assisting force of the electric brake booster is reduced so that the master cylinder hydraulic pressure corresponds to the decrease in the master cylinder hydraulic pressure. Electric boost type hydraulic brake device.
前記ブーストピストンのストロークをモニタしながら、該ブーストピストンのストロークが前記マスターシリンダ液圧の低下に対応したものになるよう、前記電動式ブレーキ倍力装置の助勢力低下を行うものであることを特徴とする電動倍力式液圧ブレーキ装置。 In the electric boost type hydraulic brake device according to claim 2 or 3 ,
While the stroke of the boost piston is monitored, the assisting force of the electric brake booster is reduced so that the stroke of the boost piston corresponds to a decrease in the hydraulic pressure of the master cylinder. Electric boost type hydraulic brake device.
前記電動機の消費電流をモニタしながら、該消費電流が前記マスターシリンダ液圧の低下に対応したものになるよう、前記電動式ブレーキ倍力装置の助勢力低下を行うものであることを特徴とする電動倍力式液圧ブレーキ装置。 In the electric boost type hydraulic brake device according to claim 2 or 3 ,
While the current consumption of the electric motor is monitored, the assisting force of the electric brake booster is reduced so that the current consumption corresponds to the decrease in the hydraulic pressure of the master cylinder. Electric boost type hydraulic brake device.
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