WO2023171810A1 - 車両の制動制御装置 - Google Patents

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WO2023171810A1
WO2023171810A1 PCT/JP2023/009431 JP2023009431W WO2023171810A1 WO 2023171810 A1 WO2023171810 A1 WO 2023171810A1 JP 2023009431 W JP2023009431 W JP 2023009431W WO 2023171810 A1 WO2023171810 A1 WO 2023171810A1
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WO
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pressure
wheel
target
brake
fluid
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Application number
PCT/JP2023/009431
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Inventor
俊哉 渡邊
Original Assignee
株式会社アドヴィックス
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T13/00—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems
    • B60T13/10—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release
    • B60T13/12—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release the fluid being liquid
    • B60T13/16—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release the fluid being liquid using pumps directly, i.e. without interposition of accumulators or reservoirs
    • B60T13/18—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release the fluid being liquid using pumps directly, i.e. without interposition of accumulators or reservoirs with control of pump output delivery, e.g. by distributor valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T13/00—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems
    • B60T13/10—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator with power assistance or drive; Brake systems incorporating such transmitting means, e.g. air-pressure brake systems with fluid assistance, drive, or release
    • B60T13/66—Electrical control in fluid-pressure brake systems
    • B60T13/68—Electrical control in fluid-pressure brake systems by electrically-controlled valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/17—Using electrical or electronic regulation means to control braking

Definitions

  • the present disclosure relates to a braking control device for a vehicle.
  • Patent Document 1 describes a hydraulic pressure control unit that incorporates the concept of flow control to achieve both control accuracy and responsiveness of hydraulic pressure control of wheel brakes.
  • the controller determines the target fluid amount for the wheel brakes based on the target fluid pressure, and determines the actual fluid amount for the wheel brakes based on the fluid pressure detected by the brake fluid pressure detection means. Then, a target flow rate for the wheel brakes is determined based on the target fluid amount and the actual fluid amount, and the operation of the hydraulic pressure control unit is controlled based on the target flow rate.
  • the device of Patent Document 2 is composed of two, an upper fluid unit and a lower fluid unit.
  • the brake fluid discharged by the fluid pump is adjusted to a regulating hydraulic pressure (also referred to as "servo pressure").
  • the servo pressure is then transmitted as wheel pressure to the wheel cylinder via the lower fluid unit.
  • the lower fluid unit includes a plurality of solenoid valves to independently control wheel pressure for each wheel for anti-lock brake control, skid prevention control, etc.
  • the solenoid valve acts as resistance, which may delay the increase in wheel pressure.
  • a brake control device improves responsiveness to increase in wheel pressure.
  • An object of the present invention is to provide a braking control device for a vehicle that can improve responsiveness to increase in wheel pressure.
  • the vehicle braking control device (SC) is a pressure regulator that adjusts the wheel pressure (Pw) of a wheel cylinder (CW) using a servo pressure (Pu) generated using an electric motor (MA) as a power source.
  • unit (CA) “a solenoid valve (for example, inlet valve VI) provided in the hydraulic pressure transmission path (HS) from the servo pressure (Pu) to the wheel pressure (Pw),” and “the pressure regulating unit.
  • a controller (EA) that controls the controller (CA).
  • the controller (EA) controls the electromagnetic valve based on the command pressure (Ps) calculated from the required braking amount (Bs) and the wheel pressure (Pw).
  • Ps command pressure
  • Pw wheel pressure
  • the controller (EA) may be configured based on the deviation (hRs) between the indicated fluid amount (Rs) calculated from the indicated pressure (Ps) and the actual fluid amount (Rw) calculated from the wheel pressure (Pw). Then, the predicted flow rate (Qy) passing through the electromagnetic valve (VI) is calculated, and the pressure loss (Pd) is calculated based on the predicted flow rate (Qy).
  • the target pressure Pt is determined in consideration of the pressure loss Pd caused by the electromagnetic valve, so that the increasing responsiveness of the wheel pressure Pw is improved.
  • FIG. 1 is a schematic diagram for explaining the overall configuration of a vehicle JV equipped with a brake control device SC according to the present invention. It is a schematic diagram for explaining the example of composition of upper brake unit SA. It is a schematic diagram for explaining the example of composition of lower brake unit SB.
  • FIG. 3 is a flowchart for explaining a processing example of pressure regulation control. It is a block diagram for explaining calculation of target pressure Pt.
  • FIG. 2 is a block diagram for explaining drive control of a pressure regulating valve UA. It is a block diagram for explaining drive control of electric motor MA.
  • the side near the master cylinder CM (the side far from the wheel cylinder CW) is called the “upper part”
  • the side near the wheel cylinder CW (the side far from the master cylinder CM)
  • the side near the wheel cylinder CW (the side far from the master cylinder CM)
  • the side closer to the wheel cylinder CW (the side far from the master cylinder CM)
  • the side closer to the discharge parts of the fluid pumps QA and QB is called the "upstream side”
  • the near side (the side away from the discharge part) is called the "downstream side.”
  • the upper actuator YA of the upper braking unit SA (also referred to as the "upper fluid unit”)
  • the lower actuator YB of the lower braking unit SB (also referred to as the "lower fluid unit")
  • the wheel cylinder CW are connected to a fluid path (communication path HS).
  • various components (UA, etc.) are connected through fluid paths.
  • the "fluid path” is a path for moving the brake fluid BF, and includes piping, a flow path in an actuator, a hose, and the like.
  • the communication path HS, return path HK, return path HL, reservoir path HR, input path HN, servo path HV, pressure reduction path HG, etc. are fluid paths.
  • ⁇ Vehicle JV equipped with braking control device SC The overall configuration of a vehicle JV equipped with a brake control device SC according to the present invention will be described with reference to the schematic diagram of FIG.
  • control to automatically decelerate and stop the vehicle (referred to as “automatic braking control") is executed on behalf of the driver or in assistance of the driver via the braking control device SC.
  • the vehicle is equipped with a driving support device DS.
  • the driving support device DS includes a distance sensor OB and a control unit ED for the driving support device (also referred to as a “driving support controller”).
  • the distance sensor OB determines the distance Ob (relative distance) between the own vehicle JV and objects in front of the own vehicle JV (other vehicles, fixed objects, people, bicycles, stop lines, signs, signals, etc.). It is detected and input to the driving support controller ED.
  • the driving support controller ED calculates a required deceleration Gs for automatically stopping the vehicle JV based on the relative distance Ob.
  • the required deceleration Gs is a target value of vehicle deceleration for executing automatic braking control.
  • the requested deceleration Gs is output to the communication bus BS.
  • the braking device SX includes a brake caliper CP, a friction member MS (for example, a brake pad), and a rotating member KT (for example, a brake disc).
  • the brake caliper CP is provided with a wheel cylinder CW.
  • the friction member MS is pressed against the rotating member KT fixed to each wheel WH by the hydraulic pressure Pw (referred to as "wheel pressure") in the wheel cylinder CW.
  • Pw hydraulic pressure
  • “Frictional braking force Fm” is a braking force generated by wheel pressure Pw.
  • the vehicle JV is equipped with a brake operation member BP and a steering operation member SH.
  • the brake operation member BP eg, brake pedal
  • the steering operation member SH for example, a steering wheel
  • the vehicle JV is equipped with various sensors (BA, etc.) listed below. Detection signals (Ba, etc.) from these sensors are input to controllers EA and EB and used for various controls.
  • a brake operation amount sensor BA is provided that detects an operation amount Ba (referred to as "brake operation amount") of the brake operation member BP.
  • an operation displacement sensor SP that detects the operation displacement Sp of the brake operation member BP is provided.
  • a simulator pressure sensor PZ that detects the hydraulic pressure Pz (referred to as "simulator pressure”) of the stroke simulator SS is employed.
  • the brake operation amount Ba is a general term for signals representing the driver's braking intention
  • the brake operation amount sensor BA is a general term for sensors that detect the brake operation amount Ba.
  • the braking operation amount Ba is input to the upper controller EA.
  • a wheel speed sensor VW is provided to detect the rotational speed (wheel speed) Vw of the wheel WH.
  • Wheel speed Vw is input to lower controller EB.
  • the lower controller EB calculates the vehicle speed Vx based on the wheel speed Vw. Further, the lower controller EB executes anti-lock brake control to prevent the wheels WH from locking and traction control to prevent the driving wheels WH from spinning based on the wheel speed Vw and the vehicle body speed Vx.
  • a steering operation amount sensor SK is provided that detects an operation amount Sk (a steering operation amount, for example, a steering angle) of the steering operation member SH.
  • the vehicle JV (particularly the vehicle body) is provided with a yaw rate sensor YR that detects the yaw rate Yr, a longitudinal acceleration sensor GX that detects the longitudinal acceleration Gx, and a lateral acceleration sensor GY that detects the lateral acceleration Gy.
  • These sensor signals are input to the lower controller EB.
  • the lower controller EB executes electronic stability control (ESC) that suppresses oversteer and understeer and stabilizes the yawing behavior of the vehicle JV.
  • ESC electronic stability control
  • the vehicle JV is equipped with a brake control device SC.
  • the brake control device SC employs a front and rear type (also referred to as "Type II") as two brake systems.
  • the actual wheel pressure Pw is adjusted by the brake control device SC.
  • the brake control device SC is composed of two brake units SA and SB.
  • the upper braking unit SA includes an upper actuator YA (upper fluid unit) and an upper controller EA (upper control unit). Upper actuator YA is controlled by upper controller EA.
  • a lower brake unit SB is arranged between the upper brake unit SA and the wheel cylinder CW.
  • the lower braking unit SB includes a lower actuator YB (lower fluid unit) and a lower controller EB (lower control unit). Lower actuator YB is controlled by lower controller EB.
  • the upper braking unit SA (especially the upper controller EA), the lower braking unit SB (especially the lower controller EB), and the driving support device DS (especially the driving support controller ED) are connected to the communication bus BS.
  • the "communication bus BS" has a network structure in which a plurality of controllers (control units) hang from a communication line.
  • a communication bus BS allows signal transmission between a plurality of controllers (EA, EB, ED, etc.). That is, the plurality of controllers can transmit signals (detected values, calculated values, control flags, etc.) to the communication bus BS, and can receive signals from the communication bus BS.
  • the upper brake unit SA generates a supply pressure Pm in response to operation of a brake operation member BP (brake pedal).
  • the supply pressure Pm is finally supplied to the wheel cylinder CW via the communication path HS (fluid path) and the lower braking unit SB.
  • the upper braking unit SA includes an upper actuator YA and an upper controller EA.
  • the upper actuator YA includes an apply unit AP, a pressure adjustment unit CA, and an input unit NR.
  • the apply unit AP In response to the operation of the brake operation member BP, the supply pressure Pm is output from the apply unit AP.
  • the apply unit AP includes a tandem master cylinder CM, and primary and secondary master pistons NM and NS.
  • Primary and secondary master pistons NM and NS are inserted into the tandem master cylinder CM.
  • the interior of the master cylinder CM is divided into four hydraulic chambers Rmf, Rmr, Ru, and Ro by two master pistons NM and NS.
  • the interior of the master cylinder CM is partitioned into a servo chamber Ru and a reaction force chamber Ro by the flange Tu of the master piston NM.
  • the master chamber Rm and the servo chamber Ru are arranged to face each other with the collar Tu in between.
  • the master pistons NM and NS When not braking, the master pistons NM and NS are at the most retracted position (that is, the position where the volume of the master chamber Rm is maximum). In this state, the master chamber Rm of the master cylinder CM is in communication with the master reservoir RV. Braking fluid BF is stored inside a master reservoir RV (also referred to as an "atmospheric pressure reservoir").
  • a master reservoir RV also referred to as an "atmospheric pressure reservoir”
  • the brake operation member BP When the brake operation member BP is operated, the master pistons NM and NS are moved in the forward direction Ha (the direction in which the volume of the master chamber Rm decreases). Due to this movement, communication between the master chamber Rm and the master reservoir RV is cut off.
  • the pressure adjustment unit CA supplies the servo pressure Pu to the servo chamber Ru of the apply unit AP.
  • the pressure regulating unit CA includes an upper electric motor MA, an upper fluid pump QA, and a pressure regulating valve UA.
  • An upper fluid pump QA (also simply referred to as a "fluid pump”) is driven by an upper electric motor MA (also simply referred to as an "electric motor”).
  • the suction section and the discharge section are connected by a reflux path HK (fluid path).
  • the suction part of the fluid pump QA is also connected to the master reservoir RV via the reservoir path HR.
  • a check valve is provided at the discharge portion of the fluid pump QA.
  • a normally open pressure regulating valve UA is provided in the reflux path HK.
  • the pressure regulating valve UA is a linear electromagnetic valve whose opening amount is continuously controlled based on the energization state (for example, the supply current Ia).
  • the pressure regulating valve UA is also called a "differential pressure valve” because it regulates the hydraulic pressure difference (differential pressure) between its upstream side and its downstream side.
  • the pressure regulating valve UA When the amount of current Ia (supplied current) to the pressure regulating valve UA is increased, the circulating flow KN (the flow of the brake fluid BF circulating in the recirculation path HK) is throttled by the pressure regulating valve UA. In other words, the pressure regulating valve UA narrows the flow path of the return flow path HK, and the orifice effect of the pressure regulating valve UA is exerted. As a result, the hydraulic pressure Pu on the upstream side of the pressure regulating valve UA is increased from "0".
  • a hydraulic pressure difference (differential pressure) between the upstream hydraulic pressure Pu (servo pressure) and the downstream hydraulic pressure (atmospheric pressure) is generated with respect to the pressure regulating valve UA.
  • the differential pressure is regulated by the current Ia supplied to the pressure regulating valve UA.
  • the reflux passage HK is located between the discharge part of the fluid pump QA (specifically, the downstream part of the check valve) and the pressure regulating valve UA, and is connected to the servo chamber Ru via the servo passage HV (fluid passage). connected to. Therefore, the servo pressure Pu is introduced (supplied) into the servo chamber Ru. As the servo pressure Pu increases, the master pistons NM and NS are pressed in the forward direction Ha, and the hydraulic pressures Pmf and Pmr (front and rear wheel supply pressures) in the front and rear wheel master chambers Rmf and Rmr are increased.
  • the input unit NR includes an input cylinder CN, an input piston NN, an introduction valve VA, a release valve VB, a stroke simulator SS, and a simulator hydraulic sensor PZ.
  • the input cylinder CN is fixed to the master cylinder CM.
  • An input piston NN is inserted into the input cylinder CN.
  • the input piston NN is mechanically connected to the brake operation member BP (brake pedal) via a clevis (U-shaped link) so as to be interlocked with the brake operation member BP.
  • the end face of the input piston NN and the end face of the primary piston NM have a gap Ks (also referred to as "separation displacement").
  • Regeneration cooperative control is realized by adjusting the separation distance Ks by the servo pressure Pu.
  • the input chamber Rn of the input unit NR is connected to the reaction force chamber Ro of the apply unit AP via an input path HN (fluid path).
  • the input path HN is provided with a normally closed type introduction valve VA.
  • the input path HN is connected to the master reservoir RV via the reservoir path HR between the introduction valve VA and the reaction force chamber Ro.
  • a normally open open valve VB is provided in the reservoir path HR.
  • the introduction valve VA and the release valve VB are on-off type solenoid valves.
  • a stroke simulator SS (also simply referred to as a "simulator") is connected to an input path HN between the introduction valve VA and the reaction force chamber Ro.
  • the introduction valve VA When power is not supplied to the introduction valve VA and the release valve VB, the introduction valve VA is closed and the release valve VB is opened. By closing the introduction valve VA, the input chamber Rn is sealed and fluid-locked. Thereby, the master pistons NM and NS are displaced integrally with the brake operation member BP. Further, by opening the release valve VB, the simulator SS is communicated with the master reservoir RV. When power is supplied to the introduction valve VA and the release valve VB, the introduction valve VA is opened and the release valve VB is closed. Thereby, the master pistons NM and NS can be displaced separately from the brake operation member BP.
  • the operating force Fp of the brake operating member BP is generated by the simulator SS.
  • a simulator pressure sensor PZ is provided in the input path HN between the introduction valve VA and the reaction force chamber Ro so as to detect the hydraulic pressure Pz (simulator pressure) in the simulator SS.
  • the simulator pressure Pz is also the internal pressure of the input chamber Rn, it is also a state quantity representing the operating force Fp of the brake operating member BP.
  • the state in which the master pistons NM, NS and the brake operation member BP are displaced separately (when the electromagnetic valves VA, VB are energized) is called the "first mode (or by-wire mode)".
  • the brake control device SC functions as a brake-by-wire type device (that is, a device that can generate frictional braking force Fm independently in response to the driver's braking operation). Therefore, in the first mode, the wheel pressure Pw is generated independently of the operation of the brake operation member BP.
  • a state in which the master pistons NM, NS and the brake operation member BP are displaced together (when the electromagnetic valves VA, VB are not energized) is called a "second mode (or manual mode)."
  • the wheel pressure Pw is linked to the driver's braking operation.
  • one of the first mode (by-wire mode) and the second mode (manual mode) is selected depending on whether or not power is supplied to the introduction valve VA and the release valve VB.
  • Upper actuator YA is controlled by upper controller EA.
  • the upper controller EA is composed of a microprocessor MP and a drive circuit DR.
  • the upper controller EA is connected to a communication bus BS so that signals (detected values, calculated values, control flags, etc.) can be shared with other controllers (EB, ED, etc.).
  • a braking operation amount Ba is input to the upper controller EA.
  • the brake operation amount Ba is a general term for state quantities representing the operation amount of the brake operation member BP.
  • a detection signal Sp (operation displacement) of the operation displacement sensor SP and a detection signal Pz (simulator pressure) of the simulator pressure sensor PZ are directly input from the braking operation amount sensor BA to the upper controller EA.
  • the supply pressure Pm, wheel pressure Pw, required deceleration Gs, etc. are input to the upper controller EA via the communication bus BS.
  • "Supply pressure Pm" is the output pressure of the upper actuator YA.
  • the supply pressure Pm is detected by a supply pressure sensor PM provided in the lower actuator YB, and is transmitted from the lower controller EB.
  • the wheel pressure Pw is detected by a wheel pressure sensor PW provided in the lower actuator YB, and is transmitted from the lower controller EB.
  • the wheel pressure Pw may be estimated by the upper controller EA.
  • the required deceleration Gs is a target value for automatic braking control, is calculated by the driving support controller ED, and is transmitted from the driving support controller ED.
  • a pressure regulation control algorithm is programmed into the upper controller EA (particularly the microprocessor MP).
  • Pressure adjustment control is control for adjusting the supply pressure Pm (ultimately the wheel pressure Pw).
  • the pressure regulation control is executed based on the braking operation amount Ba (operation displacement Sp, simulator pressure Pz), the required deceleration Gs, and the supply pressure Pm.
  • the braking operation amount Ba and the required deceleration Gs are collectively referred to as the "braking required amount Bs.”
  • the required braking amount Bs is an input signal for instructing (requesting) the generation of the supply pressure Pm (as a result, the wheel pressure Pw to be generated by the brake control device SC).
  • the drive circuit DR drives the electric motor MA that constitutes the upper actuator YA and various electromagnetic valves (UA, etc.).
  • the drive circuit DR includes an H-bridge circuit using switching elements (eg, MOS-FET) to drive the electric motor MA.
  • the drive circuit DR is also equipped with switching elements to drive various electromagnetic valves (UA, etc.).
  • the drive circuit DR includes a motor current sensor (not shown) that detects a current Im supplied to the electric motor MA (referred to as "motor current"), and a motor current sensor (not shown) that detects a current Ia supplied to the pressure regulating valve UA (referred to as "pressure regulating valve current").
  • a pressure regulating valve current sensor (not shown) is included to detect the current.
  • electric motor MA is provided with a rotation angle sensor (not shown) that detects rotation angle Ka (referred to as “motor rotation angle”) of its rotor. Then, the motor rotation speed Na is calculated based on the motor rotation angle Ka.
  • a target current It (target value) corresponding to the supply current Ia (actual value) is calculated based on the braking request amount Bs (Ba, Gs, etc.) of the vehicle.
  • the pressure regulating valve UA is controlled so that the supply current Ia (pressure regulating valve current) approaches and matches the target current It.
  • the upper controller EA calculates a target rotational speed Nt (target value) corresponding to the motor rotational speed Na (actual value) based on the required braking amount Bs.
  • the motor current Im is controlled so that the actual rotational speed Na approaches and matches the target rotational speed Nt.
  • a drive signal Ma for controlling the electric motor MA and drive signals Ua, Va, Vb for controlling the various electromagnetic valves UA, VA, VB are calculated. Then, the switching elements of the drive circuit DR are driven according to the drive signal (Ma, etc.), and the electric motor MA and the solenoid valves UA, VA, and VB are controlled.
  • the lower braking unit SB is a general-purpose unit (device) for performing anti-lock brake control, traction control, skid prevention control, etc.
  • the wheel pressure Pw of each wheel cylinder CW is adjusted independently, so these are also collectively referred to as "each-wheel independent control.”
  • the lower braking unit SB includes a lower actuator YB and a lower controller EB.
  • the lower actuator YB is provided between the upper actuator YA and the wheel cylinder CW in the communication path HS.
  • the lower actuator YB includes a supply pressure sensor PM, a wheel pressure sensor PW, a control valve UB, a lower fluid pump QB, a lower electric motor MB, a pressure regulating reservoir RB, an inlet valve VI, and an outlet valve VO.
  • the control valve UB is a normally open linear solenoid valve (differential pressure valve) like the pressure regulating valve UA.
  • the control valve UB allows the wheel pressure Pw to be increased individually for the front and rear wheel systems from the supply pressure Pm.
  • the front wheel and rear wheel supply pressure sensors PMf and PMr detect the actual hydraulic pressures Pmf and Pmr (front and rear wheel supply pressures) supplied from the upper actuator YA (especially the front and rear wheel master chambers Rmf and Rmr). ) is provided to detect.
  • a wheel pressure sensor PW is provided to detect wheel pressure Pw, which is the actual hydraulic pressure of each wheel cylinder CW.
  • Wheel pressure Pw is the output of lower actuator YB.
  • the wheel pressure sensor PW is built into the lower actuator YB.
  • the wheel pressure Pw signal is directly input to the lower controller EB and output to the communication bus BS.
  • the lower actuator YB is provided with at least one wheel pressure sensor PW, and the rest may be omitted. Alternatively, all wheel pressure sensors PW may be omitted. In this configuration, as the wheel pressure Pw used for pressure regulation control, an estimated value calculated from the supply pressure Pm or the target pressure Pt is used.
  • the lower fluid pump QB is driven by the lower electric motor MB.
  • the brake fluid BF is sucked in from the upper part of the control valve UB by the lower fluid pump QB (also simply referred to as the "fluid pump”). It is discharged to the lower part of the control valve UB.
  • the communication path HS and the return path HL have a circulating flow KL of the brake fluid BF (i.e., a circulating flow KLf of the brake fluid BF including the fluid pump QB, the control valve UB, and the pressure regulating reservoir RB).
  • KLr (indicated by the dashed arrow) occurs.
  • the hydraulic pressure Pq (referred to as "adjustment pressure") at the lower part of the control valve UB is reduced due to the orifice effect at that time. is increased from the hydraulic pressure Pm (supply pressure) above the control valve UB.
  • the hydraulic pressure difference (differential pressure) between the downstream hydraulic pressure Pm (supply pressure) and the upstream hydraulic pressure Pq (adjustment pressure) with respect to the control valve UB is adjusted by.
  • the adjustment pressure Pq is greater than or equal to the supply pressure Pm (that is, "Pq ⁇ Pm").
  • the mechanism for generating the adjustment pressure Pq in the lower actuator YB is the same as the mechanism for generating the servo pressure Pu in the upper actuator YA.
  • the front wheel and rear wheel connecting paths HSf and HSr are branched into two, respectively, and connected to the front wheel and rear wheel cylinders CWf and CWr.
  • a normally open inlet valve VI and a normally closed outlet valve VO are provided for each wheel cylinder CW so that each wheel pressure Pw can be adjusted individually.
  • the inlet valve VI is provided in the branched communication path HS (that is, on the side closer to the wheel cylinder CW with respect to the branched portion of the communication path HS).
  • the communication path HS is connected to the pressure regulating reservoir RB via the pressure reduction path HG (fluid path) at the lower part of the inlet valve VI (the portion of the communication path HS on the side closer to the wheel cylinder CW).
  • An outlet valve VO is arranged in the pressure reduction path HG.
  • On-off type solenoid valves are employed as the inlet valve VI and outlet valve VO.
  • the inlet valve VI is opened and the outlet valve VO is closed.
  • wheel pressure Pw is equal to adjustment pressure Pq.
  • the wheel pressure Pw is adjusted independently for each wheel cylinder CW.
  • the inlet valve VI is closed and the outlet valve VO is opened.
  • the brake fluid BF is prevented from flowing into the wheel cylinder CW, and the brake fluid BF in the wheel cylinder CW flows out to the pressure regulating reservoir RB, so that the wheel pressure Pw is reduced.
  • the inlet valve VI is opened and the outlet valve VO is closed.
  • the brake fluid BF is prevented from flowing into the pressure regulating reservoir RB, and the regulating pressure Pq from the pressure regulating valve UB is supplied to the wheel cylinder CW, so that the wheel pressure Pw is increased.
  • the upper limit of increase in wheel pressure Pw is adjustment pressure Pq.
  • both the inlet valve VI and the outlet valve VO are closed. Since the wheel cylinder CW is fluidly sealed, the wheel pressure Pw is maintained constant.
  • the lower actuator YB is controlled by the lower controller EB.
  • the lower controller EB includes a microprocessor MP and a drive circuit DR.
  • the lower controller EB is connected to the communication bus BS, so that the upper controller EA and the lower controller EB can share signals via the communication bus BS.
  • Wheel speed Vw, steering operation amount Sk, yaw rate Yr, longitudinal acceleration Gx, and lateral acceleration Gy are input to the lower controller EB (particularly the microprocessor MP).
  • the lower controller EB calculates the vehicle speed Vx based on the wheel speed Vw.
  • the lower controller EB performs independent control for each wheel. Specifically, the independent control of each wheel includes anti-lock brake control (ABS control) that suppresses locking of the wheels WH, traction control that suppresses the slipping of the drive wheels, and stabilization of the vehicle direction by suppressing understeer and oversteer.
  • ABS control anti-lock brake control
  • ESC Electronic stability control
  • the lower electric motor MB and various electromagnetic valves (UB, etc.) that constitute the lower actuator YB are driven by the lower controller EB.
  • the drive circuit DR of the lower controller EB includes an H-bridge circuit using switching elements (eg, MOS-FET) to drive the lower electric motor MB. Further, the drive circuit DR is equipped with switching elements to drive various electromagnetic valves (UB, etc.). Based on a control algorithm programmed in the microprocessor MP, a drive signal Ub for the control valve UB, a drive signal Vi for the inlet valve VI, a drive signal Vo for the outlet valve VO, and a drive signal Mb for the lower electric motor MB are calculated.
  • the lower electric motor MB and the solenoid valves UB, VI, and VO are controlled by the drive circuit DR based on the drive signal (Ub, etc.).
  • the pressure regulation control process will be described with reference to the flowchart in FIG. 4.
  • the pressure regulation control is control of the supply pressure Pm (as a result, the wheel pressure Pw) based on the braking request amount Bs (Ba, Gs, etc.) of the vehicle.
  • the pressure regulation control algorithm is programmed into the microprocessor MP of the upper controller EA.
  • the supply pressure sensor PM is built into the lower actuator YB.
  • the upper controller EA obtains the supply pressure Pm from the lower controller EB through the communication bus BS.
  • the rear wheel supply pressure sensor PMr is omitted, and only the front wheel supply pressure sensor PMf is provided as the supply pressure sensor PM. Therefore, only the front wheel supply pressure Pmf is adopted as the signal of the supply pressure Pm.
  • step S110 power is supplied to the introduction valve VA and the release valve VB by the upper controller EA.
  • the normally-closed introduction valve VA is opened, the normally-opened release valve VB is closed, and the first mode in which the master pistons NM, NS and the brake operating member BP can be displaced separately is selected. be done.
  • the supply pressure Pm namely, the wheel pressure Pw
  • the operating force Fp of the brake operating member BP is generated by the stroke simulator SS.
  • step S120 various signals (Ba, etc.) are read.
  • the braking operation amount Ba (Sp, Pz, etc.) is detected by the braking operation amount BA (SP, PZ, etc.) and input to the upper controller EA.
  • the requested deceleration Gs is obtained from the driving support controller ED via the communication bus BS.
  • the supply pressure Pm and the wheel pressure Pw are obtained from the lower controller EB via the communication bus BS.
  • the required braking amount Bs is calculated based on the braking operation amount Ba and the required deceleration Gs. For example, the braking operation amount Ba and the required deceleration Gs are compared in the dimension of vehicle deceleration, and the larger one of them is determined as the required braking amount Bs.
  • step S140 the command pressure Ps is calculated based on the braking request amount Bs and the preset calculation map Zps.
  • "Instruction pressure Ps" is a target value corresponding to supply pressure Pm, and is an intermediate target value for calculating target pressure Pt, which is the final target value.
  • the command pressure Ps is calculated to increase as the required braking amount Bs increases according to the calculation map Zps.
  • target pressure Pt is calculated based on command pressure Ps.
  • "Target pressure Pt" is the final target value corresponding to supply pressure Pm (resultingly, wheel pressure Pw).
  • the servo pressure Pu from the upper braking unit SA is transmitted as the wheel pressure Pw to the wheel cylinder CW via the lower braking unit SB, the braking is applied from the upper braking unit SA to the wheel cylinder CW.
  • a movement of the fluid BF ie, a flow of the brake fluid BF
  • power is not supplied to the normally open electromagnetic valves UB and VI provided in the lower actuator YB, and these valves are opened. The opening amount of the solenoid valves UB and VI is limited.
  • the solenoid valves UB and VI act as resistances, resulting in energy loss.
  • the hydraulic pressure decreases at the lower portions of the solenoid valves UB and VI (i.e., on the wheel cylinder CW side) relative to the upper portions (i.e., on the upper braking unit SA side).
  • This fluid pressure drop is called "pressure loss Pd.”
  • the pressure loss Pd occurs due to energy loss when the brake fluid BF passes through the electromagnetic valves UB and VI.
  • step S160 the upper controller EA controls the upper actuator YA (particularly the pressure regulating unit CA) so that the supply pressure Pm (actual value) approaches and matches the target pressure Pt (target value).
  • upper electric motor MA is driven, and brake fluid BF is discharged from upper fluid pump QA.
  • a circulation flow KN also referred to as an "upper circulation flow” of the brake fluid BF is generated in the reflux path HK.
  • the pressure regulating valve UA is driven and the circulation flow KN is throttled, thereby generating the servo pressure Pu.
  • the pressure regulating valve UA is controlled by feedback control based on the supply pressure Pm so that the supply pressure Pm approaches the target pressure Pt. Note that since the drive of the lower actuator YB is stopped, the wheel pressure Pw matches the supply pressure Pm.
  • the designated fluid volume Rs and the actual fluid volume Rw are calculated based on the command pressure Ps, the wheel pressure Pw, and a preset calculation map Zpr.
  • the command pressure Ps is an intermediate target value calculated based on the braking request amount Bs for the vehicle. Specifically, the command pressure Ps is determined to increase as the required braking amount Bs increases.
  • the wheel pressure Pw is a detection value of the wheel pressure sensor PW. Alternatively, the wheel pressure Pw may be an estimated value.
  • the wheel pressure Pw depends on the amount (volume, also simply referred to as "fluid amount") of the brake fluid BF flowing into the wheel cylinder CW.
  • the relationship between the inflow amount (fluid amount) of the brake fluid BF and the wheel pressure Pw is based on the rigidity of the braking device SX (for example, the rigidity of the brake caliper CP, brake pad MS, etc.).
  • the relationship between the liquid volume and the hydraulic pressure is preset as a calculation map Zpr. Then, in the fluid volume conversion block PR, the command pressure Ps is converted into the command fluid volume Rs, and the wheel pressure Pw is converted into the actual fluid volume Rw, respectively, according to the calculation map Zpr.
  • the indicated liquid amount Rs is the liquid amount necessary to achieve the indicated pressure Ps. Further, the actual liquid amount Rw is the amount of liquid that has already flowed into the wheel cylinder CW in order to generate the wheel pressure Pw (actual value or estimated value). Therefore, the indicated liquid amount Rs is the target value of the liquid amount calculated based on the specified pressure Ps, and the actual liquid amount Rw is the actual value of the liquid amount calculated based on the wheel pressure Pw.
  • the “instruction amount deviation hRs” is a target value of the amount of fluid that should flow into the wheel cylinder CW in the future in order to achieve the instruction pressure Ps.
  • the predicted flow rate Qy is calculated based on the instruction amount deviation hRs.
  • the "predicted flow rate Qy” is a value that predicts the flow rate of the brake fluid BF passing through the electromagnetic valves UB and VI (the amount of fluid passing per unit time).
  • the pressure loss Pd occurring in the electromagnetic valves UB and VI is calculated based on the predicted flow rate Qy.
  • the solenoid valves UB, VI are considered as synthetic orifices.
  • the flow coefficient C changes depending on the viscosity of the brake fluid BF
  • the flow coefficient C corresponding to the temperature Tb of the brake fluid BF may be employed in calculating the pressure loss Pd.
  • the lower the temperature Tb of the brake fluid BF the lower the viscosity, so the pressure loss Pd is determined to be larger as the temperature Tb is lower.
  • the temperature Tb is detected by a liquid temperature sensor (not shown). Alternatively, it may be estimated based on the detected value of an outside temperature sensor (not shown).
  • the calculation process for target pressure Pt will be summarized.
  • the flow rate Qy (predicted flow rate) of the brake fluid BF passing through the control valve UB and the inlet valve VI based on the "indicated pressure Ps calculated based on the braking request amount Bs" and the "actual wheel pressure Pw" is calculated. This is based on the fact that since the opening area A when considering the solenoid valves UB and VI as orifices is known, the pressure loss Pd can be calculated based on the predicted flow rate Qy.
  • the pressure loss Pd is determined to increase as the predicted flow rate Qy increases (specifically, in proportion to the square of the predicted flow rate Qy).
  • the target pressure Pt is calculated by adding the predicted pressure loss Pd to the command pressure Ps.
  • a hydraulic pressure Pd corresponding to the pressure loss is estimated in advance as the target pressure Pt. Therefore, when the required braking amount Bs increases rapidly (that is, when the predicted flow rate Qy is large), a response delay in wheel pressure Pw (that is, a delay in pressure increase) is suppressed.
  • ⁇ Drive control of pressure regulating valve UA> With reference to the block diagram of FIG. 6, an example of the process for drive control of the pressure regulating valve UA (particularly the process of step S160) will be described. This process is executed by the upper controller EA.
  • Drive control of the pressure regulating valve UA is configured by an instruction current calculation block IS, a hydraulic pressure deviation calculation block PH, a compensation current calculation block IH, and a current feedback control block IF.
  • the instruction current Is is calculated based on the target pressure Pt and a preset calculation map Zis.
  • the "instruction current Is" is a target value corresponding to the supply current Ia (actual value) of the pressure regulating valve UA, which is necessary for achieving the target pressure Pt.
  • the instruction current Is is determined to increase as the target pressure Pt increases.
  • the command current calculation block IS corresponds to feedforward control based on the target pressure Pt.
  • the compensation current Ih is calculated based on the hydraulic pressure deviation hP and a preset calculation map Zih.
  • the instruction current Is is calculated in accordance with the target pressure Pt, an error may occur between the target pressure Pt and the supply pressure Pm.
  • “Compensation current Ih” is for compensating for (reducing) this error.
  • the compensation current Ih is determined to increase according to the calculation map Zih as the hydraulic pressure deviation hP increases. Specifically, when the target pressure Pt is larger than the supply pressure Pm and the hydraulic pressure deviation hP has a positive sign, a positive compensation current Ih is determined so that the instruction current Is is increased.
  • a negative compensation current Ih is determined so that the instruction current Is is decreased.
  • a dead zone is provided in the calculation map Zih.
  • the compensation current calculation block IH corresponds to feedback control based on the supply pressure Pm.
  • "Target current It” is the final target value of the current supplied to the pressure regulating valve UA. That is, the target current It is determined as the sum of the instruction current Is, which is a feedforward term, and the compensation current Ih, which is a feedback term. Therefore, drive control of the pressure regulating valve UA is configured by feedforward control (processing of the instruction current calculation block IS) and feedback control (processing of the compensation current calculation block IH) in the hydraulic pressure.
  • the drive signal Ua is calculated based on the target current It (target value) and the supply current Ia (actual value) so that the supply current Ia approaches and matches the target current It. Ru.
  • the supply current Ia is detected by a pressure regulating valve current sensor IA provided in the drive circuit DR.
  • the drive signal Ua is determined so that the supply current Ia increases.
  • the drive signal Ua is determined so that the supply current Ia decreases. That is, in the current feedback control block IF, feedback control regarding current is executed. Therefore, the drive control of the pressure regulating valve UA includes feedback control related to current in addition to feedback control related to hydraulic pressure.
  • ⁇ Drive control of electric motor MA> With reference to the block diagram of FIG. 7, an example of the process for controlling the drive of the upper electric motor MA (particularly the process of step S160) will be described. This process is executed by the upper controller EA. Electric motor MA is controlled based on the flow rate of brake fluid BF so that its power consumption is reduced. The drive control of the electric motor MA is performed by a liquid volume conversion block PR, a target volume deviation calculation block RTH, a commanded flow rate calculation block QS, a compensation flow rate calculation block QH, a target flow rate calculation block QT, a target rotation speed calculation block NT, and a rotation speed. It is composed of a feedback control block NF.
  • the target liquid amount Rt and the actual liquid amount Rw are calculated based on the target pressure Pt and the wheel pressure Pw.
  • the target pressure Pt is converted into the target fluid volume Rt based on the preset calculation map Zpr
  • the wheel pressure Pw is converted into the actual fluid volume Rw. converted.
  • the target fluid amount Rt is the fluid amount (volume of the brake fluid BF to be transferred to the wheel cylinder CW) necessary to achieve the target pressure Pt.
  • the actual liquid amount Rw is the amount of liquid that has already flowed into the wheel cylinder CW in order to generate the wheel pressure Pw.
  • the target liquid amount Rt is expected to include a liquid pressure portion Pd corresponding to pressure loss. Therefore, the "target amount deviation hRt" is a target value of the amount of fluid (volume) that should flow into the wheel cylinder CW in the future in order to achieve the target pressure Pt in which the pressure loss Pd is taken into consideration.
  • the commanded flow rate calculation block QS corresponds to feedforward control in flow rate control.
  • the compensation flow rate calculation block QH corresponds to feedback control in flow rate control.
  • the target flow rate Qt is calculated based on the command flow rate Qs and the compensation flow rate Qh.
  • “Target flow rate Qt” is the final target value of the flow rate required to achieve the target pressure Pt.
  • the flow rate control is configured by feedforward control (processing of the instructed flow rate calculation block QS) and feedback control (processing of the compensation flow rate calculation block QH).
  • the target rotation speed Nt of the electric motor MA is calculated based on the target flow rate Qt.
  • “Target rotation speed Nt” is a target value corresponding to rotation speed Na (actual value) of electric motor MA. Specifically, the target rotation speed Nt is determined to increase as the target flow rate Qt increases, based on the discharge amount of the fluid pump QA (the volume of the brake fluid BF discharged per rotation). Ru.
  • the minimum flow rate of the pressure regulating valve UA and the minimum rotation speed of the electric motor MA are taken into consideration.
  • the “minimum flow rate” is the minimum required flow rate for the pressure regulating valve UA to adjust the servo pressure Pu, and is set in advance.
  • the "minimum rotation speed” is the minimum value of the rotation speed at which the electric motor MA can continue to rotate stably.
  • a lower limit rotation speed nt (predetermined value set in advance) is provided for the target rotation speed Nt. Therefore, when the target rotational speed Nt calculated based on the target flow rate Qt is equal to or higher than the lower limit rotational speed nt, the restriction by the lower limit rotational speed nt is not performed, and the calculated target rotational speed Nt is used as is.
  • the target rotational speed Nt calculated based on the target flow rate Qt is less than the lower limit rotational speed nt
  • a drive signal Ma is calculated.
  • the actual rotation speed Na is calculated based on a detection value Ka (rotation angle) of a rotation angle sensor KA provided in the electric motor MA.
  • Ka rotation angle
  • the motor rotation angle Ka is time differentiated to determine the motor rotation speed Na.
  • the drive signal Ma is determined so that the actual rotation speed Na increases.
  • the drive signal Ma is determined so that the actual rotational speed Na decreases. That is, in the rotation speed feedback control block NF, feedback control related to the motor rotation speed is executed.
  • the wheel pressure Pw is detected by the wheel pressure sensor PW, the wheel pressure Pw may be estimated. In this configuration, all of the wheel pressure sensors PW are omitted. Hereinafter, a method for estimating the wheel pressure Pw will be explained. In order to estimate the wheel pressure Pw, in addition to the above configuration, an estimated fluid amount calculation block RE and a fluid pressure conversion block RP are provided.
  • [ ] represents the calculation cycle
  • "n-1" represents the previous calculation value
  • "n” represents the current calculation value, respectively.
  • the current value Pw[n] of the wheel pressure Pw is calculated based on the current value Re[n] of the estimated fluid amount Re.
  • the relationship between the hydraulic pressure and the liquid amount is preset as a calculation map Zrp.
  • the fluid pressure conversion block RP converts the estimated fluid amount Re into a wheel pressure Pw based on the calculation map Zrp. Note that the calculation map Zpr and the calculation map Zrp have an inverse relationship (that is, an inverse function relationship in which the X axis and the Y axis are swapped).
  • the rotation speed Na of the electric motor MA is controlled based on the target flow rate Qt calculated from the target pressure Pt. That is, in controlling the electric motor MA, a necessary and minimum flow rate is determined from the viewpoint of the flow rate of the brake fluid BF, and the electric motor MA is controlled based on it. Therefore, the power consumed by electric motor MA can be suppressed.
  • a target flow rate Qt is calculated based on the target pressure Pt and the wheel pressure Pw. Then, in the calculation cycle, the current value Pw[n] of the wheel pressure Pw is estimated based on the previous value Qt[n-1] of the target flow rate Qt.
  • the estimation calculation omits the wheel pressure sensor PW, thereby simplifying the apparatus.
  • the target flow rate Qt is calculated based on the target pressure Pt and the wheel pressure Pw, and the current value Pw[n of the wheel pressure Pw is calculated based on the previous value Qt[n-1] of the target flow rate Qt. ] was estimated.
  • the actual flow rate Qw corresponding to the target flow rate Qt is calculated based on the supply pressure Pm, and the current value Pw[n ] may be estimated.
  • the previous value Qw[n-1] of the actual flow rate Qw calculated from the supply pressure Pm is time-integrated to obtain the current value Re[ of the estimated liquid volume Re. n] is calculated.
  • the current value Pw[n] of the wheel pressure Pw is calculated based on the current value Re[n] of the estimated fluid amount Re.
  • the servo pressure Pu may be adopted instead of the supply pressure Pm.
  • a servo pressure sensor is provided to detect servo pressure Pu (hydraulic pressure in servo chamber Ru).
  • the previous value Qw[n-1] of the actual flow rate Qw calculated from the servo pressure Pu is time-integrated to calculate the current value Re[n] of the estimated liquid volume Re.
  • the current value Pw[n] of the wheel pressure Pw is estimated based on the current value Re[n] of the estimated fluid amount Re.
  • the lower braking unit SB (particularly the lower actuator YB) was able to increase the supply pressure Pm.
  • the lower actuator YB may be configured to be able to maintain or reduce the supply pressure Pm, but not to increase the supply pressure Pm.
  • the control valve UB is omitted from the configuration of FIG. Therefore, the only resistance in the lower actuator YB is the inlet valve VI, and the pressure loss Pd is generated only by the inlet valve VI. Note that since the anti-lock brake control controls the wheel pressure Pw to be equal to or lower than the supply pressure Pm, the control valve UB is not necessary for its execution.
  • the upper brake unit SA in particular, the pressure adjustment unit CA of the upper actuator YA
  • the wheel pressure Pw is increased. Therefore, even in a configuration in which the control valve UB is omitted, the above-mentioned independent control of each wheel can be carried out just as well as in a configuration in which the control valve UB is provided.
  • front and rear brake systems were used as the two brake systems.
  • a diagonal type also referred to as "X type" may be adopted as the two braking systems.
  • one of the two master chambers Rm is connected to the left front wheel cylinder and the right rear wheel cylinder, and the other of the two master chambers Rm is connected to the right front wheel cylinder and the left rear wheel cylinder. Connected to the rear wheel cylinder.
  • the pressure regulating unit CA is exemplified as one that regulates the servo pressure Pu by throttling the circulating flow KN of the brake fluid BF discharged by the fluid pump QA with the pressure regulating valve UA (a so-called reflux type configuration). It was done.
  • the pressure accumulated in the accumulator may be regulated by a linear electromagnetic valve (so-called accumulator type configuration).
  • the volume within the cylinder may be increased or decreased by a piston directly driven by an electric motor to adjust the servo pressure Pu (so-called electric cylinder type configuration). Since the output of the electric motor is proportional to the supply current, it is possible to perform feedforward control based on the target pressure Pt and feedback control based on the supply pressure Pm, similarly to the pressure regulating valve UA.
  • the master chamber Rm may be connected to the front wheel cylinder CWf, and the pressure regulating unit CA may be directly connected to the rear wheel cylinder CWr.
  • the master cylinder CM outputs the front wheel supply pressure Pmf to the front wheel cylinder CWf as the front wheel pressure Pwf.
  • the servo pressure Pu is output from the pressure regulating unit CA to the rear wheel cylinder CWr as the rear wheel supply pressure Pmr.
  • the pressure receiving area rm (master area) of the master chamber Rm and the pressure receiving area ru (servo area) of the servo chamber Ru are set to be equal.
  • the master area rm and the servo area ru do not have to be equal.
  • the brake control device SC includes a "pressure adjustment unit CA that adjusts the wheel pressure Pw of the wheel cylinder CW using the servo pressure Pu generated using the electric motor MA as a power source” and a “pressure adjustment unit CA that adjusts the wheel pressure Pw of the wheel cylinder CW using the servo pressure Pu generated using the electric motor MA as the power source” and "a pressure adjustment unit CA that adjusts the wheel pressure Pw of the wheel cylinder CW using the servo pressure Pu generated using the electric motor MA as the power source” and "a pressure adjustment unit CA that adjusts the wheel pressure Pw of the wheel cylinder CW using the servo pressure Pu generated using the electric motor MA as the power source” ⁇ Solenoid valves UB, VI'' provided in a hydraulic pressure transmission path (for example, communication path HS)'' and ⁇ a controller EA that controls the pressure regulating unit CA'' are provided.
  • the solenoid valve VI inlet valve
  • the solenoid valve UB control valve
  • the brake fluid BF flows from the upper brake unit SA toward the wheel cylinder CW. At this time, the flow path of the brake fluid BF is narrowed by the solenoid valves UB and VI. Therefore, the electromagnetic valves UB and VI act as resistance to the flow of the brake fluid BF, and pressure loss Pd (reduction in hydraulic pressure due to energy loss) occurs.
  • [ ] indicates the position of the solenoid valve.
  • a decrease in hydraulic pressure ie, pressure loss Pd
  • the control valve UB is omitted
  • the servo pressure Pu is transmitted to the wheel in the order of "Pu ⁇ Pm ⁇ [VI] ⁇ Pw". It is transmitted to cylinder CW. Hydraulic pressure drop occurs only at inlet valve VI.
  • the servo pressure Pu is as follows: "Pu ⁇ [UB] ⁇ Pq ⁇ [VI] ⁇ Pw" is transmitted to the wheel cylinder CW in this order. Similar to (1) above, the hydraulic pressure decrease occurs at the control valve UB and the inlet valve VI.
  • the servo pressure Pu is supplied in the order of "Pu ⁇ [VI] ⁇ Pw" is transmitted to the wheel cylinder CW. Similar to (2) above, the hydraulic pressure decrease occurs only at the inlet valve VI.
  • the controller EA calculates the pressure loss Pd in the electromagnetic valve (VI, etc.) of the lower actuator YB. Specifically, the command pressure Ps is calculated from the required braking amount Bs. Pressure loss Pd is calculated based on command pressure Ps and wheel pressure Pw. The target pressure Pt is determined by adding the pressure loss Pd to the command pressure Ps. That is, the component of pressure loss Pd is taken into consideration with respect to the command pressure Ps, and the sum of the command pressure Ps and pressure loss Pd is determined as the target pressure Pt. Pressure regulation unit CA is controlled based on this target pressure Pt.
  • the pressure loss Pd is calculated by the following method.
  • the indicated fluid amount Rs (the volume of the brake fluid BF that needs to be moved in order to achieve the indicated pressure Ps) is calculated from the indicated pressure Ps.
  • the actual fluid amount Rw (the volume of the brake fluid BF that has already been moved to generate the wheel pressure Pw) is calculated from the wheel pressure Pw.
  • a deviation hRs between the indicated fluid amount Rs and the actual fluid amount Rw (which is the indicated amount deviation, and is the volume of the brake fluid BF that needs to be moved in order to increase the wheel pressure Pw to the indicated pressure Ps) is calculated.
  • this is time differentiated to determine the predicted flow rate Qy.
  • the predicted flow rate Qy is the amount of brake fluid BF moved per unit time necessary for the wheel pressure Pw to reach the command pressure Ps.
  • the pressure loss Pd is determined based on the predicted flow rate Qy so that it increases as the predicted flow rate Qy increases (see equation (1)).
  • a solenoid valve (at least an inlet valve VI ) is placed.
  • the control valve UB and the inlet valve VI correspond to the solenoid valve, and in a configuration in which the control valve UB is omitted, only the inlet valve VI corresponds to the solenoid valve. Even when the solenoid valve is fully open, the opening amount is not large enough. Therefore, when the flow velocity of the brake fluid BF is high to a certain extent, the solenoid valve acts as a resistance that obstructs the flow of the brake fluid BF, and pressure loss Pd may occur.
  • the influence of the pressure loss Pd is expected on the adjustment (ie, pressure regulation control) of the servo pressure Pu output from the pressure regulation unit CA. Therefore, a delay in increasing the wheel pressure Pw is avoided, and its pressure increase responsiveness is improved.
  • the circulating flow KN discharged by the fluid pump QA driven by the electric motor MA is adjusted to the servo pressure Pu by the pressure regulating valve UA.
  • a target current It is calculated based on the target pressure Pt, and the supply current Ia of the pressure regulating valve UA is controlled based on this target current It.
  • the controller EA calculates a target rotation speed Nt based on the target pressure Pt, and performs control so that the actual rotation speed Na of the electric motor MA matches the target rotation speed Nt. Since the target rotational speed Nt is determined as the minimum value necessary for pressure regulation control, in addition to the effect of improving the responsiveness of the wheel pressure Pw, power saving of the electric motor MA is achieved.
  • the wheel pressure Pw is estimated based on any one of the target pressure Pt, the supply pressure Pm, and the servo pressure Pu. Specifically, in each calculation cycle, the current value Pw[n] of the wheel pressure Pw is estimated based on the previous value Qt[n-1] of the target flow rate Qt calculated from the target pressure Pt. Alternatively, the current value Pw[n] of the wheel pressure Pw is estimated based on the previous value Qw[n-1] of the actual flow rate Qw calculated from the supply pressure Pm or the servo pressure Pu. By estimating the wheel pressure Pw, the wheel pressure sensor PW becomes unnecessary. As a result, the overall configuration of the device is simplified.
  • Pressure loss Pd occurs when a sudden increase in wheel pressure Pw is required (i.e., when the braking demand amount Bs suddenly increases).
  • the request amount Bs may be increased only when the request amount Bs is increased. Therefore, when the wheel pressure Pw is maintained or reduced (that is, when the required braking amount Bs is maintained constant and when the required braking amount Bs is decreased), the calculation of the pressure loss Pd is not performed, and the pressure loss Pd is not calculated.
  • the loss Pd is determined to be "0". At this time, the target pressure Pt is calculated to be equal to the command pressure Ps.
  • a restriction may be added to the calculation of the pressure loss Pd that "the time increase amount dB of the braking request amount Bs must be equal to or greater than a predetermined value db." That is, when the increase amount dB of the required braking amount Bs per unit time is greater than or equal to the predetermined value db, the target pressure Pt is calculated by adding the pressure loss Pd to the command pressure Ps. However, if the time increase amount dB is less than the predetermined value db, the pressure loss Pd is set to "0" and the target pressure Pt is determined to be equal to the command pressure Ps.
  • the "predetermined value db" is a preset constant.

Landscapes

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Abstract

制動制御装置は、電気モータを動力源にして発生されるサーボ圧Ｐｕによってホイールシリンダのホイール圧Ｐｗを調整する調圧ユニットと、サーボ圧Ｐｕからホイール圧Ｐｗまでの液圧伝達経路に設けられる電磁弁と、調圧ユニットを制御するコントローラと、を備える。コントローラは、制動要求量Ｂｓから算出される指示圧Ｐｓとホイール圧Ｐｗとに基づいて電磁弁での圧力損失Ｐｄを演算する。そして、コントローラは、指示圧Ｐｓに圧力損失Ｐｄを加えて目標圧Ｐｔを決定し、目標圧Ｐｔに基づいて調圧ユニットを制御する。

Description

車両の制動制御装置
　本開示は、車両の制動制御装置に関する。
　特許文献１には、流量制御の概念を取り入れて車輪ブレーキの液圧制御の制御精度、及び、応答性を両立させる液圧制御ユニットについて記載されている。特許文献１では、コントローラは、目標液圧に基づいて車輪ブレーキの目標液量を求めるとともに、ブレーキ液圧検出手段で検出された液圧に基づいて車輪ブレーキの実液量を求める。そして、目標液量、及び、実液量に基づいて車輪ブレーキの目標流量を求め、目標流量に基づいて液圧制御ユニットの作動が制御される。
　ところで、出願人は、特許文献２に記載されるような制動制御装置を開発している。特許文献２の装置は、上部、下部流体ユニットの２つで構成される。上部流体ユニットでは、流体ポンプが吐出する制動液が調整液圧（「サーボ圧」ともいう）に調節される。そして、サーボ圧は、下部流体ユニットを経由して、ホイールシリンダにホイール圧として伝達される。下部流体ユニットには、アンチロックブレーキ制御、横滑り防止制御等でホイール圧を各輪独立で制御するために、複数の電磁弁が含まれている。上部流体ユニットから、サーボ圧がホイール圧として伝達される際には、電磁弁が抵抗となり、ホイール圧の増加が遅れることがある。制動制御装置には、これに対処し、ホイール圧の増加応答性の向上が望まれている。
特開２００８－２９６７０４号公報 特開２０１９－０５９２９４号公報
　本発明の目的は、車両の制動制御装置において、ホイール圧の増加応答性が向上され得るものを提供することである。
　本発明に係る車両の制動制御装置（ＳＣ）は、「電気モータ（ＭＡ）を動力源にして発生されるサーボ圧（Ｐｕ）によってホイールシリンダ（ＣＷ）のホイール圧（Ｐｗ）を調整する調圧ユニット（ＣＡ）」と、「前記サーボ圧（Ｐｕ）から前記ホイール圧（Ｐｗ）までの液圧伝達経路（ＨＳ）に設けられる電磁弁（例えば、インレット弁ＶＩ）」と、「前記調圧ユニット（ＣＡ）を制御するコントローラ（ＥＡ）」と、を備える。
　本発明に係る車両の制動制御装置（ＳＣ）では、前記コントローラ（ＥＡ）は、制動要求量（Ｂｓ）から算出される指示圧（Ｐｓ）と前記ホイール圧（Ｐｗ）とに基づいて前記電磁弁（例えば、インレット弁ＶＩ）での圧力損失（Ｐｄ）を演算し、前記指示圧（Ｐｓ）に前記圧力損失（Ｐｄ）を加えて目標圧（Ｐｔ＝Ｐｓ＋Ｐｄ）を決定し、前記目標圧（Ｐｔ）に基づいて前記調圧ユニット（ＣＡ）を制御する。例えば、前記コントローラ（ＥＡ）は、前記指示圧（Ｐｓ）から算出される指示液量（Ｒｓ）と前記ホイール圧（Ｐｗ）から算出される実液量（Ｒｗ）との偏差（ｈＲｓ）に基づいて、前記電磁弁（ＶＩ）を通過する予測流量（Ｑｙ）を演算し、前記予測流量（Ｑｙ）に基づいて前記圧力損失（Ｐｄ）を演算する。上記構成によれば、電磁弁による圧力損失Ｐｄが考慮されて、目標圧Ｐｔが決定されるので、ホイール圧Ｐｗの増加応答性が向上される。
本発明に係る制動制御装置ＳＣを搭載する車両ＪＶの全体構成を説明するための概略図である。 上部制動ユニットＳＡの構成例を説明するための概略図である。 下部制動ユニットＳＢの構成例を説明するための概略図である。 調圧制御の処理例を説明するためのフロー図である。 目標圧Ｐｔの演算を説明するためのブロック図である。 調圧弁ＵＡの駆動制御を説明するためのブロック図である。 電気モータＭＡの駆動制御を説明するためのブロック図である。
＜構成部材等の記号、及び、記号末尾の添字＞
　以下の説明において、「ＣＷ」等の如く、同一記号を付された構成部材、演算処理、信号、特性、及び、値は、同一機能のものである。各車輪に係る記号末尾に付された添字「ｆ」、「ｒ」は、それが前後輪の何れの系統に関するものであるかを示す包括記号である。例えば、各車輪に設けられたホイールシリンダＣＷにおいて、「前輪ホイールシリンダＣＷｆ」、「後輪ホイールシリンダＣＷｒ」と表記される。更に、記号末尾の添字「ｆ」、「ｒ」は省略され得る。添字「ｆ」、「ｒ」が省略された場合には、各記号は総称を表す。例えば、「ＣＷ」は、車両の前後車輪に設けられたホイールシリンダの総称である。
　マスタシリンダＣＭからホイールシリンダＣＷに至るまでの流体路において、マスタシリンダＣＭに近い側（ホイールシリンダＣＷから遠い側）が「上部」と称呼され、ホイールシリンダＣＷに近い側（マスタシリンダＣＭから遠い側）が「下部」と称呼される。また、制動液ＢＦの循環流ＫＮ、ＫＬにおいて、流体ポンプＱＡ、ＱＢの吐出部に近い側（吸入部から離れた側）が「上流側」と称呼され、流体ポンプＱＡ、ＱＢの吸入部に近い側（吐出部から離れた側）が「下流側」と称呼される。
　上部制動ユニットＳＡの上部アクチュエータＹＡ（「上部流体ユニット」ともいう）、下部制動ユニットＳＢの下部アクチュエータＹＢ（「下部流体ユニット」ともいう）、及び、ホイールシリンダＣＷは、流体路（連絡路ＨＳ）にて接続される。更に、上部、下部アクチュエータＹＡ、ＹＢでは、各種構成要素（ＵＡ等）が流体路にて接続される。ここで、「流体路」は、制動液ＢＦを移動するための経路であり、配管、アクチュエータ内の流路、ホース等が該当する。以下の説明において、連絡路ＨＳ、還流路ＨＫ、戻し路ＨＬ、リザーバ路ＨＲ、入力路ＨＮ、サーボ路ＨＶ、減圧路ＨＧ等は流体路である。
＜制動制御装置ＳＣを搭載した車両ＪＶ＞
　図１の概略図を参照して、本発明に係る制動制御装置ＳＣを搭載した車両ＪＶの全体構成について説明する。車両ＪＶには、運転者に代わって、或いは、運転者を補助して、制動制御装置ＳＣを介して、車両を自動的に減速し停止させる制御（「自動制動制御」という）が実行されるよう、運転支援装置ＤＳが備えられる。運転支援装置ＤＳは、距離センサＯＢ、及び、運転支援装置用の制御ユニットＥＤ（「運転支援コントローラ」ともいう）にて構成される。距離センサＯＢによって、自車両ＪＶの前方に存在する物体（他車両、固定物、人、自転車、停止線、標識、信号、等）と、自車両ＪＶとの間の距離Ｏｂ（相対距離）が検出され、運転支援コントローラＥＤに入力される。運転支援コントローラＥＤでは、相対距離Ｏｂに基づいて、車両ＪＶを自動停止させるための要求減速度Ｇｓが演算される。要求減速度Ｇｓは、自動制動制御を実行するための車両減速度の目標値である。要求減速度Ｇｓは、通信バスＢＳに出力される。
　車両ＪＶには、前輪、後輪制動装置ＳＸｆ、ＳＸｒ（＝ＳＸ）が備えられる。制動装置ＳＸは、ブレーキキャリパＣＰ、摩擦部材ＭＳ（例えば、ブレーキパッド）、及び、回転部材ＫＴ（例えば、ブレーキディスク）にて構成される。ブレーキキャリパＣＰには、ホイールシリンダＣＷが設けられる。ホイールシリンダＣＷ内の液圧Ｐｗ（「ホイール圧」という）によって、摩擦部材ＭＳが、各車輪ＷＨに固定された回転部材ＫＴに押し付けられる。これにより、車輪ＷＨには摩擦制動力Ｆｍが発生される。「摩擦制動力Ｆｍ」は、ホイール圧Ｐｗによって発生される制動力である。
　車両ＪＶには、制動操作部材ＢＰ、及び、操舵操作部材ＳＨが備えられる。制動操作部材ＢＰ（例えば、ブレーキペダル）は、運転者が車両ＪＶを減速するために操作する部材である。操舵操作部材ＳＨ（例えば、ステアリングホイール）は、運転者が車両ＪＶを旋回させるために操作する部材である。
　車両ＪＶには、以下に列挙される各種センサ（ＢＡ等）が備えられる。これらのセンサの検出信号（Ｂａ等）は、コントローラＥＡ、ＥＢに入力され、各種の制御に用いられる。
－　制動操作部材ＢＰの操作量Ｂａ（「制動操作量」という）を検出する制動操作量センサＢＡが設けられる。例えば、制動操作量センサＢＡとして、制動操作部材ＢＰの操作変位Ｓｐを検出する操作変位センサＳＰが設けられる。加えて、ストロークシミュレータＳＳの液圧Ｐｚ（「シミュレータ圧」という）を検出するシミュレータ圧センサＰＺが採用される。制動制御装置ＳＣにおいては、制動操作量Ｂａは、運転者の制動意志を表す信号の総称であり、制動操作量センサＢＡは、制動操作量Ｂａを検出するセンサの総称である。制動操作量Ｂａは、上部コントローラＥＡに入力される。
－　車輪ＷＨの回転速度（車輪速度）Ｖｗを検出する車輪速度センサＶＷが設けられる。車輪速度Ｖｗは、下部コントローラＥＢに入力される。そして、下部コントローラＥＢでは、車輪速度Ｖｗに基づいて、車体速度Ｖｘが演算される。更に、下部コントローラＥＢでは、車輪速度Ｖｗ、及び、車体速度Ｖｘに基づいて、車輪ＷＨのロックを防止するアンチロックブレーキ制御、及び、駆動車輪ＷＨの空転を防止するトラクション制御が実行される。
－　操舵操作部材ＳＨの操作量Ｓｋ（操舵操作量であって、例えば、操舵角）を検出する操舵操作量センサＳＫが設けられる。車両ＪＶ（特に、車体）について、ヨーレイトＹｒを検出するヨーレイトセンサＹＲ、前後加速度Ｇｘを検出する前後加速度センサＧＸ、及び、横加速度Ｇｙを検出する横加速度センサＧＹが設けられる。これらのセンサ信号は、下部コントローラＥＢに入力される。そして、下部コントローラＥＢでは、オーバステア及びアンダステアを抑制し、車両ＪＶのヨーイング挙動を安定化する横滑り防止制御（ＥＳＣ：Electronic　Stability　Control）が実行される。
　車両ＪＶには、制動制御装置ＳＣが備えられる。制動制御装置ＳＣでは、２系統の制動系統として、前後型（「ＩＩ型」ともいう）のものが採用される。制動制御装置ＳＣによって、実際のホイール圧Ｐｗが調整される。
　制動制御装置ＳＣは、２つの制動ユニットＳＡ、ＳＢにて構成される。上部制動ユニットＳＡは、上部アクチュエータＹＡ（上部流体ユニット）、及び、上部コントローラＥＡ（上部制御ユニット）にて構成される。上部アクチュエータＹＡは、上部コントローラＥＡによって制御される。上部制動ユニットＳＡとホイールシリンダＣＷとの間には、下部制動ユニットＳＢが配置される。下部制動ユニットＳＢは、下部アクチュエータＹＢ（下部流体ユニット）、及び、下部コントローラＥＢ（下部制御ユニット）にて構成される。下部アクチュエータＹＢは、下部コントローラＥＢによって制御される。
　上部制動ユニットＳＡ（特に、上部コントローラＥＡ）、下部制動ユニットＳＢ（特に、下部コントローラＥＢ）、及び、運転支援装置ＤＳ（特に、運転支援コントローラＥＤ）は通信バスＢＳに接続されている。「通信バスＢＳ」は、通信線に複数のコントローラ（制御ユニット）がぶら下がるネットワーク構造を有している。通信バスＢＳによって、複数のコントローラ（ＥＡ、ＥＢ、ＥＤ等）の間で信号伝達が行われる。つまり、複数のコントローラは、通信バスＢＳに信号（検出値、演算値、制御フラグ等）を送信することができるとともに、通信バスＢＳから信号を受信することができる。
＜上部制動ユニットＳＡ＞
　図２の概略図を参照して、制動制御装置ＳＣの上部制動ユニットＳＡの構成例について説明する。上部制動ユニットＳＡは、制動操作部材ＢＰ（ブレーキペダル）の操作に応じて、供給圧Ｐｍを発生する。供給圧Ｐｍは、連絡路ＨＳ（流体路）、及び、下部制動ユニットＳＢを介して、最終的には、ホイールシリンダＣＷに供給される。上部制動ユニットＳＡは、上部アクチュエータＹＡ、及び、上部コントローラＥＡにて構成される。
≪上部アクチュエータＹＡ≫
　上部アクチュエータＹＡは、アプライユニットＡＰ、調圧ユニットＣＡ、及び、入力ユニットＮＲにて構成される。
［アプライユニットＡＰ］
　制動操作部材ＢＰの操作に応じて、アプライユニットＡＰから供給圧Ｐｍが出力される。アプライユニットＡＰは、タンデム型のマスタシリンダＣＭ、及び、プライマリ、セカンダリマスタピストンＮＭ、ＮＳにて構成される。
　タンデム型マスタシリンダＣＭには、プライマリ、セカンダリマスタピストンＮＭ、ＮＳが挿入される。マスタシリンダＣＭの内部は、２つのマスタピストンＮＭ、ＮＳによって、４つの液圧室Ｒｍｆ、Ｒｍｒ、Ｒｕ、Ｒｏに区画される。前輪、後輪マスタ室Ｒｍｆ、Ｒｍｒ（＝Ｒｍ）は、マスタシリンダＣＭの一方側底部、及び、マスタピストンＮＭ、ＮＳによって区画される。更に、マスタシリンダＣＭの内部は、マスタピストンＮＭのつば部Ｔｕによって、サーボ室Ｒｕと反力室Ｒｏとに仕切られる。マスタ室Ｒｍとサーボ室Ｒｕとは、つば部Ｔｕを挟んで、相対するように配置される。これらの液圧室Ｒｍｆ、Ｒｍｒ、Ｒｕ、Ｒｏは、シール部材ＳＬによって封止されている。従って、マスタピストンＮＭ、ＮＳが移動される際には、シール部材ＳＬとその摺動面との間で摩擦力が発生する。なお、マスタ室Ｒｍの受圧面積ｒｍとサーボ室Ｒｕの受圧面積ｒｕとは等しくされる。
　非制動時には、マスタピストンＮＭ、ＮＳは、最も後退した位置（即ち、マスタ室Ｒｍの体積が最大になる位置）にある。該状態では、マスタシリンダＣＭのマスタ室Ｒｍは、マスタリザーバＲＶに連通している。マスタリザーバＲＶ（「大気圧リザーバ」ともいう）の内部に制動液ＢＦが貯蔵される。制動操作部材ＢＰが操作されると、マスタピストンＮＭ、ＮＳが前進方向Ｈａ（マスタ室Ｒｍの体積が減少する方向）に移動される。該移動により、マスタ室ＲｍとマスタリザーバＲＶとの連通は遮断される。そして、マスタピストンＮＭ、ＮＳが、更に、前進方向Ｈａに移動されると、前輪、後輪供給圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒ（＝Ｐｍ）が「０（大気圧）」から増加される。これにより、マスタシリンダＣＭのマスタ室Ｒｍから、供給圧Ｐｍに加圧された制動液ＢＦが出力（圧送）される。供給圧Ｐｍは、マスタ室Ｒｍの液圧であるため、「マスタ圧」とも称呼される。
［調圧ユニットＣＡ］
　調圧ユニットＣＡによって、アプライユニットＡＰのサーボ室Ｒｕに対して、サーボ圧Ｐｕが供給される。調圧ユニットＣＡは、上部電気モータＭＡ、上部流体ポンプＱＡ、及び、調圧弁ＵＡにて構成される。
　上部電気モータＭＡ（単に、「電気モータ」ともいう）によって、上部流体ポンプＱＡ（単に、「流体ポンプ」ともいう）が駆動される。流体ポンプＱＡにおいて、吸入部と吐出部とは、還流路ＨＫ（流体路）によって接続される。また、流体ポンプＱＡの吸入部は、リザーバ路ＨＲを介して、マスタリザーバＲＶとも接続される。流体ポンプＱＡの吐出部には、逆止弁が設けられる。
　還流路ＨＫには、常開型の調圧弁ＵＡが設けられる。調圧弁ＵＡは、通電状態（例えば、供給電流Ｉａ）に基づいて開弁量が連続的に制御されるリニア型の電磁弁である。調圧弁ＵＡは、その上流側と下流側との液圧差（差圧）を調整するので、「差圧弁」とも称呼される。
　電気モータＭＡが駆動され、流体ポンプＱＡから制動液ＢＦが吐出されると、還流路ＨＫには、制動液ＢＦの循環流ＫＮ（破線矢印で示す）が発生される。調圧弁ＵＡが全開状態にある場合（調圧弁ＵＡは常開型であるため、非通電時）には、還流路ＨＫにおいて、流体ポンプＱＡの吐出部と調圧弁ＵＡとの間の液圧Ｐｕ（「サーボ圧」という）は、「０（大気圧）」である。調圧弁ＵＡへの通電量Ｉａ（供給電流）が増加されると、調圧弁ＵＡによって循環流ＫＮ（還流路ＨＫ内で循環する制動液ＢＦの流れ）が絞られる。換言すれば、調圧弁ＵＡによって、還流路ＨＫの流路が狭められて、調圧弁ＵＡによるオリフィス効果が発揮される。これにより、調圧弁ＵＡの上流側の液圧Ｐｕが「０」から増加される。つまり、循環流ＫＮにおいて、調圧弁ＵＡに対して、上流側の液圧Ｐｕ（サーボ圧）と下流側の液圧（大気圧）との液圧差（差圧）が発生される。該差圧は、調圧弁ＵＡへの供給電流Ｉａによって調節される。
　還流路ＨＫは、流体ポンプＱＡの吐出部（詳細には、逆止弁の下流側部位）と調圧弁ＵＡとの間の部位にて、サーボ路ＨＶ（流体路）を介して、サーボ室Ｒｕに接続される。従って、サーボ圧Ｐｕは、サーボ室Ｒｕに導入（供給）される。サーボ圧Ｐｕの増加によって、マスタピストンＮＭ、ＮＳが前進方向Ｈａに押圧され、前輪、後輪マスタ室Ｒｍｆ、Ｒｍｒ内の液圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒ（前輪、後輪供給圧）が増加される。
　前輪、後輪マスタ室Ｒｍｆ、Ｒｍｒ（＝Ｒｍ）には、前輪、後輪連絡路ＨＳｆ、ＨＳｒ（＝ＨＳ）が接続される。前輪、後輪連絡路ＨＳｆ、ＨＳｒは、下部制動ユニットＳＢ（特に、下部アクチュエータＹＢ）を経由して、前輪、後輪ホイールシリンダＣＷｆ、ＣＷｒ（＝ＣＷ）に接続される。従って、前輪、後輪供給圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒは、上部制動ユニットＳＡから前輪、後輪ホイールシリンダＣＷｆ、ＣＷｒに対して供給される。ここで、前輪供給圧Ｐｍｆと後輪供給圧Ｐｍｒとは等しい（即ち、「Ｐｍｆ＝Ｐｍｒ」）。
［入力ユニットＮＲ］
　入力ユニットＮＲによって、回生協調制御を実現するよう、制動操作部材ＢＰは操作されるが、ホイール圧Ｐｗが発生しない状態が生み出される。「回生協調制御」は、制動時に、車両ＪＶが有する運動エネルギを、モータ／ジェネレータ（非図示）によって、効率良く電気エネルギに回収できるよう、摩擦制動力Ｆｍ（ホイール圧Ｐｗによる制動力）と回生制動力Ｆｇ（モータ／ジェネレータによる制動力）とを協働させるものである。入力ユニットＮＲは、入力シリンダＣＮ、入力ピストンＮＮ、導入弁ＶＡ、開放弁ＶＢ、ストロークシミュレータＳＳ、及び、シミュレータ液圧センサＰＺにて構成される。
　入力シリンダＣＮは、マスタシリンダＣＭに固定される。入力シリンダＣＮには、入力ピストンＮＮが挿入される。入力ピストンＮＮは、制動操作部材ＢＰ（ブレーキペダル）に連動するよう、クレビス（Ｕ字リンク）を介して、制動操作部材ＢＰに機械的に接続される。入力ピストンＮＮの端面とプライマリピストンＮＭの端面とは隙間Ｋｓ（「離間変位」ともいう）を有している。離間距離Ｋｓがサーボ圧Ｐｕによって調節されることで、回生協調制御が実現される。
　入力ユニットＮＲの入力室Ｒｎは、入力路ＨＮ（流体路）を介して、アプライユニットＡＰの反力室Ｒｏに接続される。入力路ＨＮには、常閉型の導入弁ＶＡが設けられる。入力路ＨＮは、導入弁ＶＡと反力室Ｒｏとの間にて、リザーバ路ＨＲを介して、マスタリザーバＲＶに接続される。リザーバ路ＨＲには、常開型の開放弁ＶＢが設けられる。導入弁ＶＡ、及び、開放弁ＶＢは、オン・オフ型の電磁弁である。導入弁ＶＡと反力室Ｒｏとの間で、ストロークシミュレータＳＳ（単に、「シミュレータ」ともいう）が、入力路ＨＮに接続される。
　導入弁ＶＡ、及び、開放弁ＶＢに電力供給（給電）が行われない場合には、導入弁ＶＡは閉弁され、開放弁ＶＢは開弁される。導入弁ＶＡの閉弁により、入力室Ｒｎは封止され、流体ロックされる。これにより、マスタピストンＮＭ、ＮＳは、制動操作部材ＢＰと一体で変位する。また、開放弁ＶＢの開弁により、シミュレータＳＳは、マスタリザーバＲＶに連通される。導入弁ＶＡ、及び、開放弁ＶＢに電力供給（給電）が行われる場合には、導入弁ＶＡは開弁され、開放弁ＶＢは閉弁される。これにより、マスタピストンＮＭ、ＮＳは、制動操作部材ＢＰとは別体で変位することが可能である。このとき、入力室ＲｎはストロークシミュレータＳＳに接続されるので、制動操作部材ＢＰの操作力ＦｐはシミュレータＳＳによって発生される。シミュレータＳＳ内の液圧Ｐｚ（シミュレータ圧）を検出するよう、入力路ＨＮには、導入弁ＶＡと反力室Ｒｏとの間で、シミュレータ圧センサＰＺが設けられる。なお、シミュレータ圧Ｐｚは、入力室Ｒｎの内圧でもあるため、制動操作部材ＢＰの操作力Ｆｐを表す状態量でもある。
　マスタピストンＮＭ、ＮＳと制動操作部材ＢＰとが別体で変位する状態（電磁弁ＶＡ、ＶＢの通電時）が「第１モード（又は、バイワイヤモード）」と称呼される。第１モードでは、制動制御装置ＳＣはブレーキバイワイヤ型の装置（即ち、運転者の制動操作に対して、摩擦制動力Ｆｍが独立で発生可能な装置）として機能する。このため、第１モードでは、ホイール圧Ｐｗは、制動操作部材ＢＰの操作とは独立で発生される。一方、マスタピストンＮＭ、ＮＳと制動操作部材ＢＰとが一体で変位する状態（電磁弁ＶＡ、ＶＢの非通電時）が「第２モード（又は、マニュアルモード）」と称呼される。第２モードでは、ホイール圧Ｐｗは運転者の制動操作に連動する。入力ユニットＮＲでは、導入弁ＶＡ、及び、開放弁ＶＢへの給電の有無によって、第１モード（バイワイヤモード）、及び、第２モード（マニュアルモード）のうちの一方の作動モードが選択される。
≪上部コントローラＥＡ≫
　上部コントローラＥＡによって、上部アクチュエータＹＡが制御される。上部コントローラＥＡは、マイクロプロセッサＭＰ、及び、駆動回路ＤＲにて構成される。上部コントローラＥＡは、他のコントローラ（ＥＢ、ＥＤ等）との間で信号（検出値、演算値、制御フラグ等）を共有できるよう、通信バスＢＳに接続されている。
　上部コントローラＥＡには、制動操作量Ｂａが入力される。制動操作量Ｂａは、制動操作部材ＢＰの操作量を表す状態量の総称である。制動操作量Ｂａとして、操作変位センサＳＰの検出信号Ｓｐ（操作変位）、及び、シミュレータ圧センサＰＺの検出信号Ｐｚ（シミュレータ圧）が、制動操作量センサＢＡから上部コントローラＥＡに直接入力される。また、上部コントローラＥＡには、通信バスＢＳを介して、供給圧Ｐｍ、ホイール圧Ｐｗ、要求減速度Ｇｓ等が入力される。「供給圧Ｐｍ」は、上部アクチュエータＹＡの出力圧である。供給圧Ｐｍは、下部アクチュエータＹＢに設けられる供給圧センサＰＭによって検出され、下部コントローラＥＢから送信される。ホイール圧Ｐｗは、下部アクチュエータＹＢに設けられるホイール圧センサＰＷによって検出され、下部コントローラＥＢから送信される。或いは、ホイール圧Ｐｗは、上部コントローラＥＡにて推定されてもよい。要求減速度Ｇｓは、自動制動制御の目標値であり、運転支援コントローラＥＤにて演算され、運転支援コントローラＥＤから送信される。
　上部コントローラＥＡ（特に、マイクロプロセッサＭＰ）には、調圧制御のアルゴリズムがプログラムされている。「調圧制御」は、供給圧Ｐｍ（最終的にはホイール圧Ｐｗ）を調節するための制御である。調圧制御は、制動操作量Ｂａ（操作変位Ｓｐ、シミュレータ圧Ｐｚ）、要求減速度Ｇｓ、及び、供給圧Ｐｍに基づいて実行される。ここで、制動操作量Ｂａ、及び、要求減速度Ｇｓが、「制動要求量Ｂｓ」と総称される。制動要求量Ｂｓは、供給圧Ｐｍの発生（結果、制動制御装置ＳＣで発生されるべきホイール圧Ｐｗ）を指示（要求）するための入力信号である。
　調圧制御のアルゴリズムに基づいて、駆動回路ＤＲによって、上部アクチュエータＹＡを構成する電気モータＭＡ、及び、各種電磁弁（ＵＡ等）が駆動される。駆動回路ＤＲには、電気モータＭＡを駆動するよう、スイッチング素子（例えば、ＭＯＳ－ＦＥＴ）にてＨブリッジ回路が構成される。また、駆動回路ＤＲには、各種電磁弁（ＵＡ等）を駆動するよう、スイッチング素子が備えられる。加えて、駆動回路ＤＲには、電気モータＭＡへの供給電流Ｉｍ（「モータ電流」という）を検出するモータ電流センサ（非図示）、及び、調圧弁ＵＡへの供給電流Ｉａ（「調圧弁電流」という）を検出する調圧弁電流センサ（非図示）が含まれる。なお、電気モータＭＡには、その回転子（ロータ）の回転角Ｋａ（「モータ回転角」という）を検出する回転角センサ（非図示）が設けられる。そして、モータ回転角Ｋａに基づいて、モータ回転数Ｎａが演算される。
　上部コントローラＥＡでは、車両の制動要求量Ｂｓ（Ｂａ、Ｇｓ等）に基づいて、供給電流Ｉａ（実際値）に対応する目標電流Ｉｔ（目標値）が演算される。そして、調圧弁ＵＡの制御では、供給電流Ｉａ（調圧弁電流）が、目標電流Ｉｔに近付き、一致するように制御される。また、上部コントローラＥＡでは、制動要求量Ｂｓに基づいて、モータ回転数Ｎａ（実際値）に対応する目標回転数Ｎｔ（目標値）が演算される。そして、電気モータＭＡの制御では、実際の回転数Ｎａが、目標回転数Ｎｔに近付き、一致するように、モータ電流Ｉｍが制御される。具体的には、「Ｎｔ＞Ｎａ」であれば、モータ回転数Ｎａが増加するようにモータ電流Ｉｍが増加され、「Ｎｔ＜Ｎａ」であれば、モータ回転数Ｎａが減少するようにモータ電流Ｉｍが減少される。これらの制御アルゴリズムに基づいて、電気モータＭＡを制御するための駆動信号Ｍａ、及び、各種電磁弁ＵＡ、ＶＡ、ＶＢを制御するための駆動信号Ｕａ、Ｖａ、Ｖｂが演算される。そして、駆動信号（Ｍａ等）に応じて、駆動回路ＤＲのスイッチング素子が駆動され、電気モータＭＡ、及び、電磁弁ＵＡ、ＶＡ、ＶＢが制御される。
＜下部制動ユニットＳＢ＞
　図３の概略図を参照して、制動制御装置ＳＣの下部制動ユニットＳＢの構成例について説明する。下部制動ユニットＳＢは、アンチロックブレーキ制御、トラクション制御、横滑り防止制御等を実行するための汎用のユニット（装置）である。アンチロックブレーキ制御、トラクション制御、横滑り防止制御等では、各ホイールシリンダＣＷのホイール圧Ｐｗが独立で調整されるので、これらは「各輪独立制御」とも総称される。
　下部制動ユニットＳＢには、上部制動ユニットＳＡから、前輪、後輪供給圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒ（＝Ｐｍ）が供給される。そして、下部制動ユニットＳＢにて、前輪、後輪供給圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒが調整（増減）され、最終的には、前輪、後輪ホイールシリンダＣＷｆ、ＣＷｒの液圧Ｐｗｆ、Ｐｗｒ（前輪、後輪ホイール圧）として出力される。下部制動ユニットＳＢは、下部アクチュエータＹＢ、及び、下部コントローラＥＢにて構成される。
≪下部アクチュエータＹＢ≫
　下部アクチュエータＹＢは、連絡路ＨＳにおいて、上部アクチュエータＹＡとホイールシリンダＣＷとの間に設けられる。下部アクチュエータＹＢは、供給圧センサＰＭ、ホイール圧センサＰＷ、制御弁ＵＢ、下部流体ポンプＱＢ、下部電気モータＭＢ、調圧リザーバＲＢ、インレット弁ＶＩ、及び、アウトレット弁ＶＯにて構成される。
　前輪、後輪制御弁ＵＢｆ、ＵＢｒ（＝ＵＢ）が、前輪、後輪連絡路ＨＳｆ、ＨＳｒ（＝ＨＳ）に設けられる。制御弁ＵＢは、調圧弁ＵＡと同様に、常開型のリニア電磁弁（差圧弁）である。制御弁ＵＢによって、ホイール圧Ｐｗは、供給圧Ｐｍから、前後車輪系統で個別に増加されることが可能である。
　前輪、後輪供給圧センサＰＭｆ、ＰＭｒ（＝ＰＭ）が、上部アクチュエータＹＡ（特に、前輪、後輪マスタ室Ｒｍｆ、Ｒｍｒ）から供給される実際の液圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒ（前輪、後輪供給圧）を検出するために設けられる。供給圧センサＰＭは、「マスタ圧センサ」とも称呼され、下部アクチュエータＹＢに内蔵される。前輪、後輪供給圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒ（＝Ｐｍ）の信号は、下部コントローラＥＢに直接入力され、通信バスＢＳに出力される。なお、前輪供給圧Ｐｍｆと後輪供給圧Ｐｍｒとは実質的には同じであるため、前輪、後輪供給圧センサＰＭｆ、ＰＭｒのうちの何れか一方は省略されてもよい。例えば、後輪供給圧センサＰＭｒが省略される構成では、前輪供給圧センサＰＭｆによって前輪供給圧Ｐｍｆのみが検出される。
　ホイール圧センサＰＷが、各ホイールシリンダＣＷの実際の液圧であるホイール圧Ｐｗを検出するために設けられる。ホイール圧Ｐｗは、下部アクチュエータＹＢの出力である。ホイール圧センサＰＷは下部アクチュエータＹＢに内蔵される。ホイール圧Ｐｗの信号は、下部コントローラＥＢに直接入力され、通信バスＢＳに出力される。アンチロックブレーキ制御等が実行されていない場合、静的には、供給圧Ｐｍとホイール圧Ｐｗとは等しくなる。このため、下部アクチュエータＹＢには、少なくとも１つのホイール圧センサＰＷが設けられ、残りは省略されてもよい。或いは、全てのホイール圧センサＰＷが省略されてもよい。該構成では、調圧制御に用いられるホイール圧Ｐｗは、供給圧Ｐｍ、若しくは、目標圧Ｐｔから算出される推定値が使用される。
　前輪、後輪戻し路ＨＬｆ、ＨＬｒ（＝ＨＬ）によって、前輪、後輪制御弁ＵＢｆ、ＵＢｒの上部（上部アクチュエータＹＡに近い側の連絡路ＨＳの部位）と、前輪、後輪制御弁ＵＢｆ、ＵＢｒの下部（ホイールシリンダＣＷに近い側の連絡路ＨＳの部位）とが接続される。前輪、後輪戻し路ＨＬｆ、ＨＬｒには、前輪、後輪下部流体ポンプＱＢｆ、ＱＢｒ（＝ＱＢ）、及び、前輪、後輪調圧リザーバＲＢｆ、ＲＢｒ（＝ＲＢ）が設けられる。下部流体ポンプＱＢは、下部電気モータＭＢによって駆動される。
　下部電気モータＭＢ（単に、「電気モータ」ともいう）が駆動されると、下部流体ポンプＱＢ（単に、「流体ポンプ」ともいう）によって、制動液ＢＦが、制御弁ＵＢの上部から吸い込まれ、制御弁ＵＢの下部に吐出される。これにより、連絡路ＨＳ、及び、戻し路ＨＬには、流体ポンプＱＢ、制御弁ＵＢ、及び、調圧リザーバＲＢを含んだ、制動液ＢＦの循環流ＫＬ（即ち、前輪、後輪循環流ＫＬｆ、ＫＬｒであり、破線矢印で示す）が発生する。制御弁ＵＢによって、連絡路ＨＳの流路が狭められ、制動液ＢＦの循環流ＫＬが絞られると、その際のオリフィス効果によって、制御弁ＵＢの下部の液圧Ｐｑ（「調整圧」という）が、制御弁ＵＢの上部の液圧Ｐｍ（供給圧）から増加される。換言すれば、循環流ＫＬにおいて、制御弁ＵＢに対して、下流側の液圧Ｐｍ（供給圧）と上流側の液圧Ｐｑ（調整圧）との液圧差（差圧）が、制御弁ＵＢによって調整される。なお、供給圧Ｐｍと調整圧Ｐｑとの大小関係では、調整圧Ｐｑは供給圧Ｐｍ以上である（即ち、「Ｐｑ≧Ｐｍ」）。以上で説明したように、下部アクチュエータＹＢでの調整圧Ｐｑの発生メカニズムは、上部アクチュエータＹＡでのサーボ圧Ｐｕの発生メカニズムと同じである。
　下部アクチュエータＹＢの内部にて、前輪、後輪連絡路ＨＳｆ、ＨＳｒは、夫々、２つに分岐されて、前輪、後輪ホイールシリンダＣＷｆ、ＣＷｒに接続される。各ホイール圧Ｐｗを個別に調節できるよう、ホイールシリンダＣＷ毎に、常開型のインレット弁ＶＩ、及び、常閉型のアウトレット弁ＶＯが設けられる。具体的には、インレット弁ＶＩは、分岐された連絡路ＨＳ（即ち、連絡路ＨＳの分岐部に対してホイールシリンダＣＷに近い側）に設けられる。連絡路ＨＳは、インレット弁ＶＩの下部（ホイールシリンダＣＷに近い側の連絡路ＨＳの部位）にて、減圧路ＨＧ（流体路）を介して、調圧リザーバＲＢに接続される。そして、減圧路ＨＧには、アウトレット弁ＶＯが配置される。インレット弁ＶＩ、及び、アウトレット弁ＶＯとして、オン・オフ型の電磁弁が採用される。インレット弁ＶＩ、及び、アウトレット弁ＶＯによって、ホイール圧Ｐｗは、各車輪で調整圧Ｐｑ（又は、供給圧Ｐｍ）から個別に減少されることが可能である。これにより、各輪独立制御（アンチロックブレーキ制御、横滑り防止制御等）が実行される。
　インレット弁ＶＩ、及び、アウトレット弁ＶＯに給電が行われず、それらの作動が停止している場合には、インレット弁ＶＩは開弁され、アウトレット弁ＶＯは閉弁される。この状態では、ホイール圧Ｐｗは、調整圧Ｐｑに等しい。インレット弁ＶＩ、及び、アウトレット弁ＶＯの駆動によって、ホイール圧Ｐｗが、ホイールシリンダＣＷ毎に独立して調整される。ホイール圧Ｐｗを減少するためには、インレット弁ＶＩが閉弁され、アウトレット弁ＶＯが開弁される。ホイールシリンダＣＷへの制動液ＢＦの流入が阻止されるとともに、ホイールシリンダＣＷ内の制動液ＢＦが調圧リザーバＲＢに流出するので、ホイール圧Ｐｗは減少される。ホイール圧Ｐｗを増加するためには、インレット弁ＶＩが開弁され、アウトレット弁ＶＯが閉弁される。制動液ＢＦの調圧リザーバＲＢへの流出が阻止され、調圧弁ＵＢからの調整圧ＰｑがホイールシリンダＣＷに供給されるので、ホイール圧Ｐｗが増加される。ここで、ホイール圧Ｐｗの増加の上限は調整圧Ｐｑである。ホイール圧Ｐｗを保持するためには、インレット弁ＶＩ、及び、アウトレット弁ＶＯが共に閉弁される。ホイールシリンダＣＷは流体的に封止されるので、ホイール圧Ｐｗが一定に維持される。
≪下部コントローラＥＢ≫
　下部コントローラＥＢによって、下部アクチュエータＹＢが制御される。下部コントローラＥＢは、上部コントローラＥＡと同様に、マイクロプロセッサＭＰ、及び、駆動回路ＤＲにて構成される。下部コントローラＥＢは、通信バスＢＳに接続されるので、上部コントローラＥＡと下部コントローラＥＢとは、通信バスＢＳを介して信号を共有することができる。
　下部コントローラＥＢ（特に、マイクロプロセッサＭＰ）には、車輪速度Ｖｗ、操舵操作量Ｓｋ、ヨーレイトＹｒ、前後加速度Ｇｘ、及び、横加速度Ｇｙが入力される。下部コントローラＥＢにて、車輪速度Ｖｗに基づいて、車体速度Ｖｘが演算される。下部コントローラＥＢでは、各輪独立制御が実行される。具体的には、各輪独立制御として、車輪ＷＨのロックを抑制するアンチロックブレーキ制御（ＡＢＳ制御）、駆動車輪の空転を抑制するトラクション制御、及び、アンダステアやオーバステアを抑制して車両の方向安定性を向上する横滑り防止制御（ＥＳＣ）が実行される。
　下部コントローラＥＢによって、下部アクチュエータＹＢを構成する下部電気モータＭＢ、及び、各種電磁弁（ＵＢ等）が駆動される。下部コントローラＥＢの駆動回路ＤＲには、下部電気モータＭＢを駆動するよう、スイッチング素子（例えば、ＭＯＳ－ＦＥＴ）にてＨブリッジ回路が構成される。また、駆動回路ＤＲには、各種電磁弁（ＵＢ等）を駆動するよう、スイッチング素子が備えられる。マイクロプロセッサＭＰにプログラムされた制御アルゴリズムに基づいて、制御弁ＵＢの駆動信号Ｕｂ、インレット弁ＶＩの駆動信号Ｖｉ、アウトレット弁ＶＯの駆動信号Ｖｏ、下部電気モータＭＢの駆動信号Ｍｂが演算される。そして、駆動信号（Ｕｂ等）に基づいて、駆動回路ＤＲによって、下部電気モータＭＢ、及び、電磁弁ＵＢ、ＶＩ、ＶＯが制御される。
＜調圧制御の処理＞
　図４のフロー図を参照して、調圧制御の処理について説明する。調圧制御は、車両の制動要求量Ｂｓ（Ｂａ、Ｇｓ等）に基づく供給圧Ｐｍ（結果、ホイール圧Ｐｗ）の制御である。調圧制御のアルゴリズムは、上部コントローラＥＡのマイクロプロセッサＭＰにプログラムされている。
　処理例の説明では、以下のことが想定されている。
－調圧制御では、下部アクチュエータＹＢは駆動されず、上部アクチュエータＹＡのみが駆動される。従って、ホイール圧Ｐｗは、上部アクチュエータＹＡのみによって調整されるので、ホイール圧Ｐｗと供給圧Ｐｍとは静的（定常的）には一致する（即ち、「Ｐｍ＝Ｐｗ」）。但し、動的には、下部アクチュエータＹＢ内の制御弁ＵＢ、及び、インレット弁ＶＩでの圧力損失Ｐｄが生じるので、ホイール圧Ｐｗは供給圧Ｐｍよりも小さい（即ち、「Ｐｍ＞Ｐｗ」）。
－上部アクチュエータＹＡでは、マスタ室Ｒｍの受圧面積ｒｍ（「マスタ面積」ともいう）とサーボ室Ｒｕの受圧面積ｒｕ（「サーボ面積」ともいう）とが等しく設定される。従って、「ｒｍ＝ｒｕ」であり、静的な状態では、「Ｐｍ＝Ｐｕ」である（ここで、シール部材ＳＬの摩擦抵抗は無視している）。
－供給圧センサＰＭは、下部アクチュエータＹＢに内蔵される。上部コントローラＥＡは、供給圧Ｐｍを、通信バスＢＳを通して、下部コントローラＥＢから取得する。
－下部アクチュエータＹＢでは、後輪供給圧センサＰＭｒが省略され、供給圧センサＰＭとして、前輪供給圧センサＰＭｆのみが設けられる。従って、供給圧Ｐｍの信号として、前輪供給圧Ｐｍｆのみが採用される。
　ステップＳ１１０にて、上部コントローラＥＡによって、導入弁ＶＡ、及び、開放弁ＶＢに電力供給が行われる。これにより、常閉型の導入弁ＶＡが開弁され、常開型の開放弁ＶＢが閉弁され、マスタピストンＮＭ、ＮＳと制動操作部材ＢＰとが別体で変位可能な第１モードが選択される。第１モードでは、供給圧Ｐｍ（即ち、ホイール圧Ｐｗ）は、制動操作部材ＢＰの操作とは独立で調整される。このとき、制動操作部材ＢＰの操作力Ｆｐは、ストロークシミュレータＳＳによって発生される。
　ステップＳ１２０にて、各種信号（Ｂａ等）が読み込まれる。制動操作量Ｂａ（Ｓｐ、Ｐｚ等）は、制動操作量ＢＡ（ＳＰ、ＰＺ等）によって検出され、上部コントローラＥＡに入力される。要求減速度Ｇｓは、通信バスＢＳを介して、運転支援コントローラＥＤから取得される。供給圧Ｐｍ、及び、ホイール圧Ｐｗは、通信バスＢＳを介して、下部コントローラＥＢから取得される。
　ステップＳ１３０にて、制動操作量Ｂａ、及び、要求減速度Ｇｓに基づいて、制動要求量Ｂｓが演算される。例えば、制動操作量Ｂａ、及び、要求減速度Ｇｓが、車両減速度の次元で比較され、それらのうちで大きい方が制動要求量Ｂｓとして決定される。制動要求量Ｂｓは、制動制御装置ＳＣに要求される供給圧Ｐｍ（＝Ｐｗ）についての指示値である。
　ステップＳ１４０にて、制動要求量Ｂｓ、及び、予め設定された演算マップＺｐｓに基づいて、指示圧Ｐｓが演算される。「指示圧Ｐｓ」は、供給圧Ｐｍに対応する目標値であり、最終的な目標値である目標圧Ｐｔを演算するための中間的な目標値である。指示圧Ｐｓは、演算マップＺｐｓに応じて、制動要求量Ｂｓの増加に従い、増加するように演算される。
　ステップＳ１５０にて、指示圧Ｐｓに基づいて、目標圧Ｐｔが演算される。「目標圧Ｐｔ」は、供給圧Ｐｍ（結果、ホイール圧Ｐｗ）に対応する最終的な目標値である。調圧制御では、上部制動ユニットＳＡからのサーボ圧Ｐｕが、下部制動ユニットＳＢを介して、ホイールシリンダＣＷのホイール圧Ｐｗとして伝達される際には、上部制動ユニットＳＡからホイールシリンダＣＷへの制動液ＢＦの移動（即ち、制動液ＢＦの流れ）が生じる。このとき、下部アクチュエータＹＢに設けられる常開型の電磁弁ＵＢ、ＶＩには給電が行われず、これらは開弁されている。電磁弁ＵＢ、ＶＩの開弁量には限りがある。電磁弁ＵＢ、ＶＩが全開状態であっても、制動液ＢＦの流路（即ち、連絡路ＨＳ）は狭められ、制動液ＢＦは流れ難くなっている。つまり、電磁弁ＵＢ、ＶＩが抵抗となるため、エネルギ損失が生じる。これにより、電磁弁ＵＢ、ＶＩの下部（即ち、ホイールシリンダＣＷの側）では、上部（即ち、上部制動ユニットＳＡの側）に対して、液圧が低下する。この液圧低下が、「圧力損失Ｐｄ」と称呼される。換言すれば、圧力損失Ｐｄは、制動液ＢＦが、電磁弁ＵＢ、ＶＩを通過する際のエネルギ損失に起因して発生する。ステップＳ１５０では、指示圧Ｐｓに対して、圧力損失Ｐｄが見込まれて、目標圧Ｐｔが演算される。具体的には、指示圧Ｐｓと圧力損失Ｐｄとの和が、目標圧Ｐｔとして決定される（即ち、「Ｐｔ＝Ｐｓ＋Ｐｄ」）。なお、圧力損失Ｐｄの演算方法については後述する。
　ステップＳ１６０にて、供給圧Ｐｍ（実際値）が目標圧Ｐｔ（目標値）に近付き、一致するように、上部コントローラＥＡによって、上部アクチュエータＹＡ（特に、調圧ユニットＣＡ）が制御される。具体的には、上部電気モータＭＡが駆動され、上部流体ポンプＱＡから制動液ＢＦが吐出される。これにより、還流路ＨＫに制動液ＢＦの循環流ＫＮ（「上部循環流」ともいう）が発生される。そして、調圧弁ＵＡが駆動され、循環流ＫＮが絞られることによって、サーボ圧Ｐｕが発生される。上部アクチュエータＹＡの駆動では、供給圧Ｐｍが目標圧Ｐｔに近付くよう、供給圧Ｐｍに基づくフィードバック制御によって、調圧弁ＵＡが制御される。なお、下部アクチュエータＹＢの駆動は停止されているので、ホイール圧Ｐｗは、供給圧Ｐｍに一致する。
＜目標圧Ｐｔの演算処理＞
　図５のブロック図を参照して、目標圧Ｐｔの演算処理（特に、ステップＳ１５０の処理）について説明する。上述したように、ホイール圧Ｐｗが増加される場合には、制動液ＢＦは上部アクチュエータＹＡからホイールシリンダＣＷに向けて流れる。このとき、下部アクチュエータＹＢを構成する電磁弁ＵＢ、ＶＩにより流路が狭められているので、制動液ＢＦは流れ難くなる。電磁弁ＵＢ、ＶＩが抵抗となるため、ホイール圧Ｐｗは、供給圧Ｐｍから減少する。このように、下部アクチュエータＹＢでは圧力損失Ｐｄが生じるが、目標圧Ｐｔは、この圧力損失Ｐｄの影響が考慮された目標値である。目標圧Ｐｔの演算処理は、液量換算ブロックＰＲ、指示量偏差演算ブロックＲＳＨ、予測流量演算ブロックＱＹ、及び、圧力損失演算ブロックＰＤにて構成される。
　液量換算ブロックＰＲでは、指示圧Ｐｓ、ホイール圧Ｐｗ、及び、予め設定された演算マップＺｐｒに基づいて、指示液量Ｒｓ、及び、実液量Ｒｗが演算される。ここで、指示圧Ｐｓは、車両に対する制動要求量Ｂｓに基づいて演算される中間の目標値である。詳細には、指示圧Ｐｓは、制動要求量Ｂｓが大きいほど、大きくなるように決定される。また、ホイール圧Ｐｗは、ホイール圧センサＰＷの検出値である。或いは、ホイール圧Ｐｗは、推定値であってもよい。ホイール圧Ｐｗは、ホイールシリンダＣＷに流入する制動液ＢＦの量（体積であり、単に、「液量」ともいう）に依存する。そして、制動液ＢＦの流入量（液量）とホイール圧Ｐｗとの関係は、制動装置ＳＸの剛性（例えば、ブレーキキャリパＣＰ、ブレーキパッドＭＳ等の剛性）に基づく。
　液量換算ブロックＰＲには、液圧に対する液量の関係が、演算マップＺｐｒとして予め設定されている。そして、液量換算ブロックＰＲでは、演算マップＺｐｒに従い、指示圧Ｐｓが指示液量Ｒｓに、ホイール圧Ｐｗが実液量Ｒｗに、夫々換算される。指示液量Ｒｓは、指示圧Ｐｓを達成するために必要な液量である。また、実液量Ｒｗは、ホイール圧Ｐｗ（実際値又は推定値）を発生させるために、既にホイールシリンダＣＷに流入された液量である。従って、指示液量Ｒｓは、指示圧Ｐｓに基づいて演算された液量の目標値であり、実液量Ｒｗは、ホイール圧Ｐｗに基づいて演算された液量の実際値である。
　指示量偏差演算ブロックＲＳＨでは、指示液量Ｒｓと実液量Ｒｗとの偏差ｈＲｓ（「指示量偏差」という）が演算される。具体的には、指示液量Ｒｓから実液量Ｒｗが減算されて、指示量偏差ｈＲｓが決定される（即ち、「ｈＲｓ＝Ｒｓ－Ｒｗ」）。「指示量偏差ｈＲｓ」は、指示圧Ｐｓを達成するために、今後、ホイールシリンダＣＷに流入されるべき液量の目標値である。
　予測流量演算ブロックＱＹにて、指示量偏差ｈＲｓに基づいて、予測流量Ｑｙが演算される。「予測流量Ｑｙ」は、電磁弁ＵＢ、ＶＩを通過する制動液ＢＦの流量（単位時間当たりの通過液量）を予測した値である。具体的には、予測流量演算ブロックＱＹでは、指示量偏差ｈＲｓが時間微分されて、予測流量Ｑｙ（予測値）が決定される（即ち、「Ｑｙ＝ｄ（ｈＲｓ）／ｄｔ」）。
　圧力損失演算ブロックＰＤでは、予測流量Ｑｙに基づいて、電磁弁ＵＢ、ＶＩにて生じる圧力損失Ｐｄが演算される。具体的には、電磁弁ＵＢ、ＶＩが、合成オリフィスとして考慮される。そして、合成オリフィスの流量係数Ｃ、及び、オリフィス面積Ａを用いて、以下の式（１）にて、圧力損失Ｐｄが決定される。
　　Ｐｄ＝｛Ｑｙ／（Ｃ・Ａ）｝＾２　　　…式（１）
　式（１）に従って、圧力損失Ｐｄは、予測流量Ｑｙが大きいほど、大きくなるように演算される。
　目標圧Ｐｔは、指示圧Ｐｓ、及び、圧力損失Ｐｄに基づいて演算される。具体的には、圧力損失Ｐｄの影響が補償されるよう、指示圧Ｐｓに圧力損失Ｐｄが加算されて、目標圧Ｐｔが決定される（即ち、「Ｐｔ＝Ｐｓ＋Ｐｄ」）。なお、流量係数Ｃは、制動液ＢＦの粘性によって変化するため、圧力損失Ｐｄの演算では、制動液ＢＦの温度Ｔｂに対応した流量係数Ｃが採用されてもよい。具体的には、制動液ＢＦの温度Ｔｂが低いほど、粘性は低下するので、圧力損失Ｐｄは、温度Ｔｂが低いほど、大きくなるように決定される。ここで、温度Ｔｂは、液温センサ（非図示）によって検出される。或いは、外気温センサ（非図示）の検出値に基づいて推定されてもよい。
　目標圧Ｐｔの演算処理についてまとめる。「制動要求量Ｂｓに基づいて演算される指示圧Ｐｓ」と「実際のホイール圧Ｐｗ」とに基づいて、制御弁ＵＢ、及び、インレット弁ＶＩを通過する制動液ＢＦの流量Ｑｙ（予測流量）が演算される。これは、電磁弁ＵＢ、ＶＩをオリフィスとして考えた場合の開口面積Ａは既知であるため、予測流量Ｑｙに基づいて圧力損失Ｐｄが演算可能であることに基づく。圧力損失Ｐｄは、予測流量Ｑｙの増加に従って（詳細には、予測流量Ｑｙの自乗に比例して）、大きくなるように決定される。指示圧Ｐｓに、予測される圧力損失Ｐｄを加えることで、目標圧Ｐｔが演算される。つまり、目標圧Ｐｔには、圧力損失に相当する分の液圧Ｐｄが予め見込まれている。このため、制動要求量Ｂｓが急増される場合（即ち、予測流量Ｑｙが大の場合）に、ホイール圧Ｐｗの応答遅れ（即ち、増圧の遅れ）が抑制される。
　圧力損失Ｐｄは、制動要求量Ｂｓが増加されることにより、液圧（Ｐｕ、Ｐｍ、Ｐｗ等）が増加される場合（「増圧時」という）に課題となる。従って、圧力損失Ｐｄに基づく目標圧Ｐｔの演算は、増圧時に限って実行されるとよい。例えば、制動要求量Ｂｓが一定に維持され、液圧（Ｐｕ、Ｐｍ、Ｐｗ等）が一定である場合（「定常状態」という）には、指示圧Ｐｓとホイール圧Ｐｗとは等しくなるので、予測流量Ｑｙは「０」である。従って、圧力損失Ｐｄは生じないため、「Ｐｄ＝０」が決定される。また、制動要求量Ｂｓが減少され、液圧（Ｐｕ、Ｐｍ、Ｐｗ等）が減少される場合（「減圧時」という）には、指示圧Ｐｓはホイール圧Ｐｗよりも小さいので、圧力損失Ｐｄは負の値に演算されるが、「Ｐｄ＝０」として決定される。
＜調圧弁ＵＡの駆動制御＞
　図６のブロック図を参照して、調圧弁ＵＡの駆動制御の処理例（特に、ステップＳ１６０の処理）について説明する。該処理は、上部コントローラＥＡによって実行される。調圧弁ＵＡによって、サーボ圧Ｐｕが調節され、最終的には、供給圧Ｐｍ（＝Ｐｗ）が調節される。調圧弁ＵＡの駆動制御は、指示電流演算ブロックＩＳ、液圧偏差演算ブロックＰＨ、補償電流演算ブロックＩＨ、及び、電流フィードバック制御ブロックＩＦにて構成される。
　指示電流演算ブロックＩＳでは、目標圧Ｐｔ、及び、予め設定された演算マップＺｉｓに基づいて、指示電流Ｉｓが演算される。「指示電流Ｉｓ」は、目標圧Ｐｔが達成されるために必要な、調圧弁ＵＡの供給電流Ｉａ（実際値）に対応する目標値である。演算マップＺｉｓに応じて、目標圧Ｐｔの増加に従って、指示電流Ｉｓが増加するように決定される。指示電流演算ブロックＩＳは、目標圧Ｐｔに基づくフィードフォワード制御に相当する。
　液圧偏差演算ブロックＰＨでは、目標圧Ｐｔと供給圧Ｐｍとの偏差ｈＰ（液圧偏差）が演算される。具体的には、目標圧Ｐｔから供給圧Ｐｍが減算されて、液圧偏差ｈＰが決定される（即ち、「ｈＰ＝Ｐｔ－Ｐｍ」）。
　補償電流演算ブロックＩＨでは、液圧偏差ｈＰ、及び、予め設定された演算マップＺｉｈに基づいて、補償電流Ｉｈが演算される。指示電流Ｉｓは、目標圧Ｐｔに対応して演算されるが、目標圧Ｐｔと供給圧Ｐｍとの間に誤差が生じる場合がある。「補償電流Ｉｈ」は、この誤差を補償（減少）するためのものである。補償電流Ｉｈは、演算マップＺｉｈに応じて、液圧偏差ｈＰの増加に従って、増加するように決定される。詳細には、目標圧Ｐｔが供給圧Ｐｍよりも大きく、液圧偏差ｈＰが正符号の場合には、指示電流Ｉｓが増加されるよう、正符号の補償電流Ｉｈが決定される。一方、目標圧Ｐｔが供給圧Ｐｍよりも小さく、液圧偏差ｈＰが負符号の場合には、指示電流Ｉｓが減少されるよう、負符号の補償電流Ｉｈが決定される。ここで、演算マップＺｉｈには、不感帯が設けられる。また、補償電流演算ブロックＩＨは、供給圧Ｐｍに基づくフィードバック制御に相当する。
　指示電流Ｉｓに対して、補償電流Ｉｈが加えられて、目標電流Ｉｔが演算される（即ち、「Ｉｔ＝Ｉｓ＋Ｉｈ」）。「目標電流Ｉｔ」は、調圧弁ＵＡに供給される電流の最終的な目標値である。つまり、目標電流Ｉｔは、フィードフォワード項である指示電流Ｉｓとフィードバック項である補償電流Ｉｈとの和として決定される。従って、調圧弁ＵＡの駆動制御は、液圧において、フィードフォワード制御（指示電流演算ブロックＩＳの処理）、及び、フィードバック制御（補償電流演算ブロックＩＨの処理）によって構成される。
　電流フィードバック制御ブロックＩＦでは、目標電流Ｉｔ（目標値）、及び、供給電流Ｉａ（実際値）に基づいて、供給電流Ｉａが、目標電流Ｉｔに近付き、一致するように、駆動信号Ｕａが演算される。ここで、供給電流Ｉａは、駆動回路ＤＲに設けられた調圧弁電流センサＩＡによって検出される。電流フィードバック制御ブロックＩＦでは、「Ｉｔ＞Ｉａ」であれば、供給電流Ｉａが増加するように駆動信号Ｕａが決定される。一方、「Ｉｔ＜Ｉａ」であれば、供給電流Ｉａが減少するように駆動信号Ｕａが決定される。つまり、電流フィードバック制御ブロックＩＦでは、電流に係るフィードバック制御が実行される。従って、調圧弁ＵＡの駆動制御では、液圧に係るフィードバック制御に加え、電流に係るフィードバック制御が備えられる。
＜電気モータＭＡの駆動制御＞
　図７のブロック図を参照して、上部電気モータＭＡの駆動制御の処理例（特に、ステップＳ１６０の処理）について説明する。該処理は、上部コントローラＥＡによって実行される。電気モータＭＡは、その消費電力が低減されるよう、制動液ＢＦの流量に基づいて制御される。電気モータＭＡの駆動制御は、液量換算ブロックＰＲ、目標量偏差演算ブロックＲＴＨ、指示流量演算ブロックＱＳ、補償流量演算ブロックＱＨ、目標流量演算ブロックＱＴ、目標回転数演算ブロックＮＴ、及び、回転数フィードバック制御ブロックＮＦにて構成される。
　液量換算ブロックＰＲにて、目標圧Ｐｔ、及び、ホイール圧Ｐｗに基づいて、目標液量Ｒｔ、及び、実液量Ｒｗが演算される。図５を参照して説明したように、液量換算ブロックＰＲでは、予め設定された演算マップＺｐｒに基づいて、目標圧Ｐｔが目標液量Ｒｔに換算され、ホイール圧Ｐｗが実液量Ｒｗに換算される。ここで、目標液量Ｒｔは、目標圧Ｐｔを達成するために必要な液量（ホイールシリンダＣＷに移動されるべき制動液ＢＦの体積）である。また、実液量Ｒｗは、ホイール圧Ｐｗを発生させるために、既にホイールシリンダＣＷに流入された液量である。
　目標量偏差演算ブロックＲＴＨにて、目標液量Ｒｔと実液量Ｒｗとの偏差ｈＲｔ（「目標量偏差」という）が演算される。具体的には、目標液量Ｒｔから実液量Ｒｗが減算されて、目標量偏差ｈＲｔが決定される（即ち、「ｈＲｔ＝Ｒｔ－Ｒｗ」）。目標液量Ｒｔには、圧力損失に相当する液圧分Ｐｄが見込まれている。このため、「目標量偏差ｈＲｔ」は、圧力損失Ｐｄが考慮された目標圧Ｐｔを達成するために、今後、ホイールシリンダＣＷに流入されるべき液量（体積）の目標値である。
　指示流量演算ブロックＱＳにて、目標液量Ｒｔに基づいて、指示流量Ｑｓが演算される。具体的には、目標液量Ｒｔが時間微分されて、指示流量Ｑｓが決定される（即ち、「Ｑｓ＝ｄＲｔ／ｄｔ」）。指示流量演算ブロックＱＳは、流量制御におけるフィードフォワード制御に相当する。
　補償流量演算ブロックＱＨにて、目標量偏差ｈＲｔに基づいて、補償流量Ｑｈが演算される。具体的には、目標量偏差ｈＲｔが時間微分されて、補償流量Ｑｈが決定される（即ち、「Ｑｈ＝ｄ（ｈＲｔ）／ｄｔ」）。補償流量演算ブロックＱＨは、流量制御におけるフィードバック制御に相当する。
　目標流量演算ブロックＱＴにて、指示流量Ｑｓ、及び、補償流量Ｑｈに基づいて、目標流量Ｑｔが演算される。「目標流量Ｑｔ」は、目標圧Ｐｔを達成するために必要な流量の最終的な目標値である。具体的には、指示流量Ｑｓと補償流量Ｑｈとが合算されて、目標流量Ｑｔが決定される（即ち、「Ｑｔ＝Ｑｓ＋Ｑｈ」）。つまり、目標流量Ｑｔは、フィードフォワード項に相当する指示流量Ｑｓとフィードバック項に相当する補償流量Ｑｈとの和として演算される。換言すれば、流量制御は、フィードフォワード制御（指示流量演算ブロックＱＳの処理）、及び、フィードバック制御（補償流量演算ブロックＱＨの処理）にて構成される。
　目標回転数演算ブロックＮＴにて、目標流量Ｑｔに基づいて、電気モータＭＡの目標回転数Ｎｔが演算される。「目標回転数Ｎｔ」は、電気モータＭＡの回転数Ｎａ（実際値）に対応する目標値である。具体的には、流体ポンプＱＡの吐出量（１回転毎に排出される制動液ＢＦの体積）に基づいて、目標回転数Ｎｔは、目標流量Ｑｔの増加に応じて、大きくなるように決定される。目標回転数Ｎｔの決定には、調圧弁ＵＡの最低流量、及び、電気モータＭＡの最低回転数が考慮される。「最低流量」は、調圧弁ＵＡがサーボ圧Ｐｕを調整するために、最低限必要な流量であり、予め設定されている。また、「最低回転数」は、電気モータＭＡが安定して回転し続けられる回転数の最小値である。これらのことが考慮されて、目標回転数Ｎｔには、下限回転数ｎｔ（予め設定された所定値）が設けられる。従って、目標流量Ｑｔに基づいて演算された目標回転数Ｎｔが下限回転数ｎｔ以上の場合には、下限回転数ｎｔによる制限は行われず、演算された目標回転数Ｎｔがそのまま用いられる。一方、目標流量Ｑｔに基づいて演算された目標回転数Ｎｔが下限回転数ｎｔ未満である場合には、目標回転数Ｎｔは下限回転数ｎｔに決定される（即ち、「Ｎｔ＝ｎｔ」）。
　回転数フィードバック制御ブロックＮＦにて、目標回転数Ｎｔ（目標値）、及び、実回転数Ｎａ（実際値）に基づいて、実回転数Ｎａが、目標回転数Ｎｔに近付き、一致するように、駆動信号Ｍａが演算される。ここで、実回転数Ｎａは、電気モータＭＡに設けられた回転角センサＫＡの検出値Ｋａ（回転角）に基づいて演算される。具体的には、モータ回転角Ｋａが時間微分されて、モータ回転数Ｎａが決定される。回転数フィードバック制御ブロックＮＦでは、「Ｎｔ＞Ｎａ」であれば、実回転数Ｎａが増加するように駆動信号Ｍａが決定される。一方、「Ｎｔ＜Ｎａ」であれば、実回転数Ｎａが減少するように駆動信号Ｍａが決定される。つまり、回転数フィードバック制御ブロックＮＦでは、モータ回転数に係るフィードバック制御が実行される。
　ホイール圧Ｐｗは、ホイール圧センサＰＷによって検出されるが、ホイール圧Ｐｗは推定されてもよい。該構成では、ホイール圧センサＰＷの全ては省略される。以下、ホイール圧Ｐｗの推定方法について説明する。ホイール圧Ｐｗを推定するために、上記構成に加え、推定液量演算ブロックＲＥ、及び、液圧換算ブロックＲＰが設けられる。
　推定液量演算ブロックＲＥにて、目標流量Ｑｔに基づいて、推定液量Ｒｅが演算される。具体的には、演算周期において、目標流量Ｑｔの前回値Ｑｔ［ｎ－１］が時間積分されて、推定液量Ｒｅの今回値Ｒｅ［ｎ］が決定される（即ち、「Ｒｅ［ｎ］＝∫Ｑｔ［ｎ－１］・ｄｔ」）。ここで、［
　］は演算周期を表し、「ｎ－１」が前回の演算値を、「ｎ」が今回の演算値を、夫々表示する。
　液圧換算ブロックＲＰにて、推定液量Ｒｅの今回値Ｒｅ［ｎ］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が演算される。液圧換算ブロックＲＰには、液量に対する液圧の関係が、演算マップＺｒｐとして予め設定されている。液圧換算ブロックＲＰでは、演算マップＺｒｐに基づいて、推定液量Ｒｅがホイール圧Ｐｗに換算される。なお、演算マップＺｐｒと演算マップＺｒｐとは逆の関係（即ち、Ｘ軸とＹ軸とが入れ替わった逆関数の関係）にある。
　制動制御装置ＳＣでは、目標圧Ｐｔから演算される目標流量Ｑｔに基づいて、電気モータＭＡの回転数Ｎａが制御される。つまり、電気モータＭＡの制御では、制動液ＢＦの流量の観点において、必要且つ最低限の流量が決定され、それに基づいて、電気モータＭＡが制御される。このため、電気モータＭＡに消費される電力が抑えられる。
　制動制御装置ＳＣでは、目標圧Ｐｔ、及び、ホイール圧Ｐｗに基づいて目標流量Ｑｔが演算される。そして、演算周期において、目標流量Ｑｔの前回値Ｑｔ［ｎ－１］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が推定される。該推定演算により、ホイール圧センサＰＷが省略されるので、装置が簡素化される。
＜他の実施形態＞
　以下、他の実施形態について説明する。他の実施形態においても、上記同様の効果（ホイール圧Ｐｗの応答性向上等）を奏する。
　上述の実施形態では、目標圧Ｐｔ、及び、ホイール圧Ｐｗに基づいて目標流量Ｑｔが演算され、目標流量Ｑｔの前回値Ｑｔ［ｎ－１］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が推定された。これに代えて、供給圧Ｐｍに基づいて、目標流量Ｑｔに対応する実流量Ｑｗが演算され、実流量Ｑｗの前回値Ｑｗ［ｎ－１］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が推定されてもよい。該構成でも、目標流量Ｑｔが採用される場合と同様に、供給圧Ｐｍから算出される実流量Ｑｗの前回値Ｑｗ［ｎ－１］が時間積分されて、推定液量Ｒｅの今回値Ｒｅ［ｎ］が演算される。そして、推定液量Ｒｅの今回値Ｒｅ［ｎ］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が演算される。
　ホイール圧Ｐｗの推定演算において、供給圧Ｐｍに代えて、サーボ圧Ｐｕが採用されてもよい。該構成では、サーボ圧Ｐｕ（サーボ室Ｒｕの液圧）を検出するよう、サーボ圧センサが設けられる。上記同様に、サーボ圧Ｐｕから算出される実流量Ｑｗの前回値Ｑｗ［ｎ－１］が時間積分されて、推定液量Ｒｅの今回値Ｒｅ［ｎ］が演算される。そして、推定液量Ｒｅの今回値Ｒｅ［ｎ］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が推定される。
　上述の実施形態では、下部制動ユニットＳＢ（特に、下部アクチュエータＹＢ）は、供給圧Ｐｍを増加することができた。これに代えて、下部アクチュエータＹＢは、供給圧Ｐｍを保持又は減少することはできるが、供給圧Ｐｍを増加することはできないように構成されてもよい。該構成では、図３の構成から、制御弁ＵＢが省略される。従って、下部アクチュエータＹＢにおける抵抗はインレット弁ＶＩのみであり、圧力損失Ｐｄは、インレット弁ＶＩのみによって発生する。なお、アンチロックブレーキ制御は、ホイール圧Ｐｗを供給圧Ｐｍ以下で制御するため、その実行には、制御弁ＵＢは不要である。また、横滑り防止制御、トラクション制御等で、制動操作部材ＢＰの操作とは独立するホイール圧Ｐｗの増加が必要な場合には、上部制動ユニットＳＡ（特に、上部アクチュエータＹＡの調圧ユニットＣＡ）によって、ホイール圧Ｐｗの増加が行われる。従って、制御弁ＵＢが省略された構成であっても、上記の各輪独立制御は、制御弁ＵＢが備えられる構成に比較して、遜色なく実行される。
　上述の実施形態では、２系統の制動系統として、前後型のものが採用された。これに代えて、２系統の制動系統として、ダイアゴナル型（「Ｘ型」ともいう）のものが採用されてもよい。該構成では、２つのマスタ室Ｒｍのうちの一方が、左前輪ホイールシリンダ、及び、右後輪ホイールシリンダに接続され、２つのマスタ室Ｒｍのうちの他方が、右前輪ホイールシリンダ、及び、左後輪ホイールシリンダに接続される。
　上述の実施形態では、調圧ユニットＣＡとして、流体ポンプＱＡが吐出する制動液ＢＦの循環流ＫＮを調圧弁ＵＡで絞ることによってサーボ圧Ｐｕを調節するもの（所謂、還流型の構成）が例示された。これに代えて、調圧ユニットＣＡでは、アキュムレータに蓄圧された圧力がリニア型電磁弁によって調節されてもよい（所謂、アキュムレータ型の構成）。また、電気モータで直接駆動されるピストンによって、シリンダ内の体積が増減されて、サーボ圧Ｐｕが調整されてもよい（所謂、電動シリンダ型の構成）。電気モータの出力は、供給電流に比例するため、調圧弁ＵＡと同様に、目標圧Ｐｔに基づくフィードフォワード制御、及び、供給圧Ｐｍに基づくフィードバック制御の実行が可能である。
　上述の実施形態では、マスタシリンダＣＭとして、タンデム型のものが例示された。これに代えて、シングル型のマスタシリンダＣＭが採用されてもよい。該構成では、セカンダリマスタピストンＮＳが省略される。そして、１つのマスタ室Ｒｍが、４つのホイールシリンダＣＷに接続される。該構成では、マスタシリンダＣＭから、同一の供給圧Ｐｍｆ、Ｐｍｒ（＝Ｐｍ）が出力される。
　シングル型のマスタシリンダＣＭが採用される構成では、マスタ室Ｒｍが前輪ホイールシリンダＣＷｆに接続され、調圧ユニットＣＡが後輪ホイールシリンダＣＷｒに直接接続されてもよい。該構成では、マスタシリンダＣＭから、前輪供給圧Ｐｍｆが、前輪ホイールシリンダＣＷｆに対して、前輪ホイール圧Ｐｗｆとして出力される。一方、調圧ユニットＣＡから、サーボ圧Ｐｕが、後輪ホイールシリンダＣＷｒに対して、後輪供給圧Ｐｍｒとして出力される。
　上述の実施形態では、アプライユニットＡＰにおいて、マスタ室Ｒｍの受圧面積ｒｍ（マスタ面積）とサーボ室Ｒｕの受圧面積ｒｕ（サーボ面積）とが等しく設定された。マスタ面積ｒｍとサーボ面積ｒｕとは等しくなくてもよい。マスタ面積ｒｍとサーボ面積ｒｕとが異なる構成では、サーボ面積ｒｕとマスタ面積ｒｍとの比率に基づいて、供給圧Ｐｍとサーボ圧Ｐｕとの変換演算が可能である（即ち、「Ｐｍ・ｒｍ＝Ｐｕ・ｒｕ」に基づく換算）。
＜実施形態のまとめ＞
　制動制御装置ＳＣの実施形態についてまとめる。制動制御装置ＳＣには、「電気モータＭＡを動力源にして発生されるサーボ圧ＰｕによってホイールシリンダＣＷのホイール圧Ｐｗを調整する調圧ユニットＣＡ」と、「サーボ圧Ｐｕからホイール圧Ｐｗまでの液圧伝達経路（例えば、連絡路ＨＳ）に設けられる電磁弁ＵＢ、ＶＩ」と、「調圧ユニットＣＡを制御するコントローラＥＡ」と、が備えられる。電磁弁ＶＩ（インレット弁）は、アンチロックブレーキ制御のために、ホイール圧Ｐｗの増加を阻止するために設けられる。また、電磁弁ＵＢ（制御弁）は、横滑り防止制御、トラクション制御のために、ホイール圧Ｐｗを供給圧Ｐｍから増加するために設けられる。
　制動要求量Ｂｓが増加され、液圧Ｐｍ、Ｐｗが増加される場合には、制動液ＢＦは、上部制動ユニットＳＡからホイールシリンダＣＷに向けて流れる。このとき、制動液ＢＦの流路は、電磁弁ＵＢ、ＶＩによって狭められている。このため、電磁弁ＵＢ、ＶＩが、制動液ＢＦの流れに対する抵抗となり、圧力損失Ｐｄ（エネルギ損失による液圧の減少）が発生する。
　以下、例示した４種類の構成の夫々について、サーボ圧Ｐｕからホイール圧Ｐｗに液圧が伝達される経路での圧力損失Ｐｄの発生部位について説明する。説明では、サーボ圧Ｐｕ、及び、ホイール圧Ｐｗが増加される場合が示されている。従って、制動液ＢＦは、調圧ユニットＣＡからホイールシリンダＣＷに向けて移動される。
（１）サーボ圧Ｐｕがピストン（ＮＭ等）を介して伝達され、且つ、制御弁ＵＢが備えられる構成では、調圧ユニットＣＡによって電気的に発生されたサーボ圧Ｐｕは、「Ｐｕ→Ｐｍ→［ＵＢ］→Ｐｑ→［ＶＩ］→Ｐｗ」の順でホイールシリンダＣＷに伝達される。ここで、［　］は、電磁弁の位置を示している。液圧低下（即ち、圧力損失Ｐｄ）は、制御弁ＵＢ、及び、インレット弁ＶＩで発生する。
（２）サーボ圧Ｐｕがピストン（ＮＭ等）を介して伝達され、且つ、制御弁ＵＢが省略される構成では、サーボ圧Ｐｕは、「Ｐｕ→Ｐｍ→［ＶＩ］→Ｐｗ」の順でホイールシリンダＣＷに伝達される。液圧低下は、インレット弁ＶＩのみで発生する。
（３）サーボ圧Ｐｕが、ピストン等を介さず、ホイールシリンダＣＷに直接供給され、且つ、制御弁ＵＢが備えられる構成では、サーボ圧Ｐｕは、「Ｐｕ→［ＵＢ］→Ｐｑ→［ＶＩ］→Ｐｗ」の順でホイールシリンダＣＷに伝達される。上記（１）と同様に、液圧低下は、制御弁ＵＢ、及び、インレット弁ＶＩで発生する。
（４）サーボ圧Ｐｕが、ピストン等を介さず、ホイールシリンダＣＷに直接供給され、且つ、制御弁ＵＢが省略される構成では、サーボ圧Ｐｕは、「Ｐｕ→［ＶＩ］→Ｐｗ」の順でホイールシリンダＣＷに伝達される。上記（２）と同様に、液圧低下は、インレット弁ＶＩのみで発生する。
　コントローラＥＡでは、下部アクチュエータＹＢの電磁弁（ＶＩ等）における圧力損失Ｐｄが演算される。具体的には、制動要求量Ｂｓから指示圧Ｐｓが算出される。指示圧Ｐｓとホイール圧Ｐｗとに基づいて、圧力損失Ｐｄが演算される。指示圧Ｐｓに圧力損失Ｐｄが加えられて、目標圧Ｐｔが決定される。つまり、指示圧Ｐｓに対して圧力損失Ｐｄの成分が考慮されて、指示圧Ｐｓと圧力損失Ｐｄとの和が、目標圧Ｐｔとして決定される。調圧ユニットＣＡは、この目標圧Ｐｔに基づいて制御される。
　詳細には、圧力損失Ｐｄは、以下の方法によって演算される。先ず、指示圧Ｐｓから指示液量Ｒｓ（指示圧Ｐｓを達成するために、移動が必要な制動液ＢＦの体積）が算出される。また、ホイール圧Ｐｗから実液量Ｒｗ（ホイール圧Ｐｗを発生させるために、既に移動された制動液ＢＦの体積）が算出される。指示液量Ｒｓと実液量Ｒｗとの偏差ｈＲｓ（指示量偏差であり、ホイール圧Ｐｗを指示圧Ｐｓまで増加するために、移動が必要な制動液ＢＦの体積）が演算される。そして、指示量偏差ｈＲｓに基づいて、これが時間微分されて、予測流量Ｑｙが決定される。予測流量Ｑｙは、ホイール圧Ｐｗが指示圧Ｐｓに達するために必要な制動液ＢＦの単位時間当たりの移動液量である。圧力損失Ｐｄは、予測流量Ｑｙに基づいて、予測流量Ｑｙが大きいほど、大きくなるように決定される（式（１）を参照）。
　制動制御装置ＳＣでは、サーボ圧Ｐｕからホイール圧Ｐｗに至るまでの液圧の伝達経路（例えば、接続路ＨＳ）には、アンチロックブレーキ制御等を実行するために電磁弁（少なくとも、インレット弁ＶＩ）が配置される。電磁弁には、制御弁ＵＢ、及び、インレット弁ＶＩが該当し、制御弁ＵＢが省略される構成では、インレット弁ＶＩのみが該当する。電磁弁は、全開状態であっても、その開弁量は十分に大きくはない。このため、制動液ＢＦの流速が或る程度大きい場合には、電磁弁が制動液ＢＦの流れを阻害する抵抗として作用し、圧力損失Ｐｄが生じることがある。制動制御装置ＳＣでは、調圧ユニットＣＡから出力されるサーボ圧Ｐｕの調整（即ち、調圧制御）には、圧力損失Ｐｄの影響が見込まれている。このため、ホイール圧Ｐｗの増加遅れが回避され、その増圧応答性が向上される。
　例えば、調圧ユニットＣＡでは、電気モータＭＡによって駆動される流体ポンプＱＡが吐出する循環流ＫＮが、調圧弁ＵＡによって、サーボ圧Ｐｕに調整される。コントローラＥＡでは、目標圧Ｐｔに基づいて目標電流Ｉｔが演算され、この目標電流Ｉｔに基づいて、調圧弁ＵＡの供給電流Ｉａが制御される。更に、コントローラＥＡでは、目標圧Ｐｔに基づいて目標回転数Ｎｔが演算され、電気モータＭＡの実際の回転数Ｎａが、この目標回転数Ｎｔに一致するように制御が行われる。目標回転数Ｎｔが、調圧制御に必要且つ最低限の値として決定されるため、ホイール圧Ｐｗの応答性向上の効果に加え、電気モータＭＡの省電力化が図られる。
　コントローラＥＡでは、目標圧Ｐｔ、供給圧Ｐｍ、及び、サーボ圧Ｐｕのうちの何れか１つに基づいてホイール圧Ｐｗが推定される。具体的には、各演算周期にて、目標圧Ｐｔから算出される目標流量Ｑｔの前回値Ｑｔ［ｎ－１］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が推定される。或いは、供給圧Ｐｍ、又は、サーボ圧Ｐｕから算出される実流量Ｑｗの前回値Ｑｗ［ｎ－１］に基づいて、ホイール圧Ｐｗの今回値Ｐｗ［ｎ］が推定される。ホイール圧Ｐｗが推定されることにより、ホイール圧センサＰＷが不要になる。結果、装置全体の構成が簡素化される。
　圧力損失Ｐｄは、ホイール圧Ｐｗの急増が必要な場合（即ち、制動要求量Ｂｓの急増時）に生じるので、圧力損失Ｐｄの演算（即ち、圧力損失の補償）は増圧時（即ち、制動要求量Ｂｓが増加される場合）に限定して行われてもよい。従って、ホイール圧Ｐｗの保持時、減圧時（即ち、制動要求量Ｂｓが一定に維持される場合、及び、制動要求量Ｂｓが減少される場合）には圧力損失Ｐｄの演算は行われず、圧力損失Ｐｄは「０」に決定される。このとき、目標圧Ｐｔは、指示圧Ｐｓに等しく演算される。
　更に、圧力損失Ｐｄの演算には、「制動要求量Ｂｓの時間増加量ｄＢが所定値ｄｂ以上であること」の制限が加えられてもよい。つまり、制動要求量Ｂｓの単位時間当たりの増加量ｄＢが所定値ｄｂ以上の場合には、指示圧Ｐｓに圧力損失Ｐｄが加算されて目標圧Ｐｔが演算される。しかし、時間増加量ｄＢが所定値ｄｂ未満である場合には、圧力損失Ｐｄは「０」にされ、目標圧Ｐｔは、指示圧Ｐｓに等しくなるように決定される。ここで、「所定値ｄｂ」は、予め設定された定数である。
　

Claims (2)

  1. 　電気モータを動力源にして発生されるサーボ圧によってホイールシリンダのホイール圧を調整する調圧ユニットと、
    　前記サーボ圧から前記ホイール圧までの液圧伝達経路に設けられる電磁弁と、
    　前記調圧ユニットを制御するコントローラと、
    　を備える車両の制動制御装置において、
    　前記コントローラは、
    　制動要求量から算出される指示圧と前記ホイール圧とに基づいて前記電磁弁での圧力損失を演算し、
    　前記指示圧に前記圧力損失を加えて目標圧を決定し、
    　前記目標圧に基づいて前記調圧ユニットを制御する、車両の制動制御装置。
  2. 　請求項１に記載される車両の制動制御装置において、
    　前記コントローラは、前記指示圧から算出される指示液量と前記ホイール圧から算出される実液量との偏差に基づいて、前記電磁弁を通過する予測流量を演算し、前記予測流量に基づいて前記圧力損失を演算する、車両の制動制御装置。
    　
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