用於制動設備的控制裝置的製作方法
2023-06-05 01:59:06 2
專利名稱：用於制動設備的控制裝置的製作方法
技術領域：
本發明涉及一種用於制動設備的控制裝置。
背景技術：
作為常規的技術的示例，專利文獻(日本專利No. 1999-20671A)公開了一種適用 於制動設備的控制裝置，其中在步驟S4(參見該專利文獻的圖6)，判斷真空制動助力器12 是否處於增壓極限狀態。如果該控制裝置判斷助力器12處於增壓極限狀態，則開始增壓控 制(步驟S8-S13)。更具體而言，該控制裝置致動泵112並產生比主缸壓力PM高出壓差AP 的液壓並在制動操作期間將供應所產生的液壓到制動缸50。因此，該控制裝置將增壓梯度 (斜度)控制為恆定，而不論助力器12是處於增壓極限狀態之前或之後的時間段。增壓梯 度指示制動缸壓力PB的變化與時間的比率的梯度。(上述參考標號和符號在圖6或該專利 文獻即日本專利No. 1999-20671A中的圖1中示出)。 該專利文獻所示的常規的控制裝置被構造成基於來自助力器壓力開關304的助 力器壓力信號判斷真空制動助力器12是否處於增壓極限的狀態下。此結構的一個缺點在 於，由於助力器壓力開關304的檢測偏差或助力器12的機械偏差，即使當真空助力器12實 際上尚未達到增壓極限狀態時，泵112也可能誤操作。此類誤操作可導致期望制動性能的 不充分發揮。 因此需要一種適用於制動設備的控制裝置，其不受上述缺點的影響。
發明內容
—種適用於車輛制動設備的控制裝置，車輛制動設備配備有主缸，其用於響應制 動操作部件的操作而建立液壓制動壓力；真空助力器，其通過利用供應來的真空而增大制 動操作部件的操作力並將增大的力輸出到主缸；輪缸，其在主缸供應了液壓制動壓力時向 車輛的車輪施加制動力；壓差控制閥，其設置在連接主缸和輪缸的液壓通道中，用於將輪缸 側液壓控制為比主缸側液壓高出受控的壓差量；液壓泵，其連接到連接主缸和輪缸的液壓 通道，用於在收到來自電動馬達的輸出時獨立於主缸所建立的液壓制動壓力而建立液壓制 動壓力並將所建立的液壓制動壓力供應到輪缸；真空檢測裝置，其用於檢測供應到真空助 力器的真空；以及主缸壓力檢測裝置，其用於檢測主缸壓力。根據本發明的控制裝置包括 真空壓力獲取裝置，其藉助於真空檢測裝置獲取供應到真空助力器的真空；主缸壓力獲取 裝置，其用於藉助於主缸壓力檢測裝置獲取主缸壓力；以及增壓控制裝置，增壓控制裝置建 立增壓壓力作為除響應制動操作部件的操作所建立的主缸壓力之外的附加液壓制動壓力， 並將增壓壓力供應到輪缸。從當主缸壓力獲取裝置所獲取的主缸壓力已達到等於或超過增壓極限壓力的值時，開始對液壓泵和壓差控制閥進行控制使得增壓壓力達到使用目標增壓 增益所獲取的目標增壓壓力，其中增壓極限壓力為與在真空壓力獲取裝置所獲取的真空下 真空助力器的增壓極限相對應的主缸壓力，並且目標增壓增益小於基本增壓增益，基本增 壓增益對應於在直到真空助力器達到增壓極限期間真空助力器的伺服比率。
從以下參照附圖的詳細描述，本發明的前述和另外的特徵和特點將變得更加明 顯，在附圖中 圖1是根據本發明的液壓制動設備的控制裝置的一個實施方式所適用的車輛的 示意圖； 圖2是圖1所示的液壓制動設備的結構的示意圖； 圖3是示出圖l和圖2所示的控制裝置的結構的控制框圖； 圖4是示出圖3所示的控制裝置的增壓控制部分的結構的控制框圖； 圖5是示出真空增壓極限壓力映射圖(初始映射圖)的圖； 圖6是示出在各種真空水平下的制動踏板操作力與主缸壓力之間的關係的圖(映 射圖)； 圖7是示出當制動踏板下壓速度較慢時的壓差增壓增益關係的圖(映射圖)；
圖8是類似於圖7的圖，但示出當制動踏板下壓速度比圖7快時的壓差增壓增益 關係； 圖9是示出當制動踏板下壓速度慢時相對於壓差的壓力增量(計算結果)的圖 (映射圖)； 圖10是類似於圖8的圖(映射圖)，但示出當制動踏板下壓速度快時相對於壓差 的壓力增量(計算結果)； 圖11是要由圖1所示的控制裝置執行的控制程序(增壓控制)的流程圖； 圖12是示出圖11所示的終端處理例程的流程圖； 圖13是示出圖11所示的增壓控制例程的流程圖； 圖14是示出圖13所示的目標增壓增益計算例程的流程圖；以及 圖15是示出操作力與各種壓力水平(主缸壓力，輪缸壓力，
Pst+(Pmc-Pst) XGstd， Pst+(Pmc-Pst) XG"之間的關係的圖，其示出了本發明的操作和效果。
具體實施例方式
下文將參照
本發明的實施方式。根據本發明的控制裝置適用於車輛制動
設備。圖l示出車輛結構的示意圖，其中控制裝置適用於液壓制動設備。圖2示出圖1所
示的液壓制動設備的結構，其中車輛M表示前輪驅動型車輛並且作為驅動源安裝在車輛前
部中的發動機11的驅動力傳輸到前輪(未傳輸到後輪)。然而，用於液壓制動設備的控制
裝置可適用於任何其它類型車輛，比如，例如後輪驅動車輛或四輪驅動型車輛。 車輛M包括發動機11、變速器12、差動齒輪13以及左驅動軸14a和右驅動軸14b。
來自發動機11的驅動力分別經變速器12、差動齒輪13以及左驅動軸14a和右驅動軸14b
5傳輸到左前輪Wfl和右前輪Wfr。發動機ll包括氣流經其進入發動機燃燒室(未示出)的 進氣管lla。節氣門15a設置在進氣管11a中，用於可調節地控制流經管11a的氣流流量。
用於此車輛M中的節氣門15a為電子控制型節氣門並且不是經金屬絲機械地連接 到加速器踏板16的類型。換言之，在收到來自發動機控制ECU 17的指令信號時通過馬達 15b的致動來控制節氣門15a打開或關閉。節氣門開度由節氣門開度傳感器15c檢測，並且 檢測到的信號被發送到發動機控制ECU 17，用於反饋控制。基本上，發動機控制ECU17接 收對應於加速器踏板下壓量的信號，該下壓量由加速器下壓度檢測傳感器16a檢測並發送 指令信號到馬達15b。來自ECU 17的指令信號對應於節氣門15a響應踏板下壓量的開度。 此外，發動機控制ECU 17接收指示發動機狀態的信號且ECU 17確定對應於節氣門開度的 指令值。在確定該指令值時已考慮所檢測到的發動機狀態。 變速器12為自動變速器，其通過變速將來自發動機11的驅動力輸出到驅動側車 輪(在此實施方式中為車輪Wfl、Wfr)。變速器12包括多個前進檔，例如，四個前進檔和一 個倒檔。變速器12基於車輛負荷和車速在駕駛者所選擇的檔位範圍內執行變速換檔。
車輛M配備有用於制動(停止)車輛的液壓制動設備(制動設備)A。液壓制動 設備A包括在各車輪處的輪缸WCf 1、 WCfr、 WCrl和WCrr (圖2)、制動踏板21 (制動操作部 件)、真空助力器22、主缸23、儲液罐24、制動致動器25 (液壓自動生成裝置)和用於制動 設備的制動控制ECU 26 (控制裝置)。 各輪缸WCf 1 、 WCfr、 WCrl和WCrr限制各對應車輪Wf 1 、 Wfr、 Wrl和Wrr的旋轉且 各缸設置在各制動卡鉗CLfl、 CLfr、 CLrl和CLrr中。當基本液壓(第一液壓)、輔助液壓 (第二液壓)或受控液壓(第三液壓)供應到各車輪制動缸WCf 1、 WCfr、 WCrl和WCrr時， 布置在各輪缸中的各活塞(圖中未示出)在缸中移動以推動一對制動塊(摩擦材料)，從而 從兩側迫壓與各車輪Wfl、Wfr、Wrl和Wrr —體旋轉的各盤式轉子(旋轉部件)DRfl、DRfr、 DRrl和DRrr以停止車輪的旋轉。圖2所示的輪缸為盤式車輪制動缸，但也可採用鼓式車輪 制動缸。 通過利用來自發動機11 (真空壓力供應裝置)的真空壓力，真空助力器22通過響 應踏板操作力而增大由下壓制動踏板21所產生的操作力以協助制動操作來建立輔助液壓 (動力活塞的力產生的壓力)。所建立的輔助液壓供應到車輪制動缸WCfl、 WCfr、 WCrl和 WCrr，以在各車輪Wfl、Wfr、Wrl和Wrr處產生第二摩擦制動力。 更具體而言，真空制動助力器22包括動力缸22a或殼體、布置在動力缸22a中並 在其中往復運動的動力活塞22b、布置在動力缸22a中動力活塞22b與動力缸22a之間的隔 膜22c、真空室22d、以及大氣壓力室22e。動力活塞22b和隔膜22c布置在動力缸22a中並 將缸22a的內部分隔為真空室22d和大氣壓力室22e。真空室22d經用於供應來自發動機 的真空的連接管22f與發動機進氣管lla流體連通。大氣壓力室22e選擇性地敞開於大氣 以引導空氣到大氣室22e中。當大氣壓力室22e敞開於空氣時，由於腔室22d與腔室22e 之間的壓差(真空壓力與大氣壓力之間的壓差)，動力活塞22b移動到當在圖2中看去時 的左邊，以推動連接到動力活塞22b的推桿22g。然後，主缸23中的活塞又移動到當在圖2 中看去時的左邊以實現制動增大操作。止回閥22fl(參見圖l)設置在連接管22f中，以允 許流體僅沿著一個方向(從真空室22d側到發動機進氣管lla側)流動並限制流體沿著另 一方向(從進氣管側到真空室側)流動。
6
液壓制動設備A(圖1)包括真空傳感器22f2(真空檢測裝置)，其用於檢測發動 機11的進氣管11a中的真空壓力水平，即連接管22f中的真空。傳感器22f2發送指示所 檢測到的真空壓力的信號到制動控制ECU 26。 主缸23供應液壓(基本液壓+輔助液壓)到各車輪制動缸WCf 1、 WCfr、 WCrl和 WCrr。換言之，主缸23輸入制動操作力(駕駛者施加的踏板下壓力)和由踏板操作導致的 真空助力器22的動力活塞22b力的總力。該總力為踏板下壓力和被真空助力器增大的增 大制動操作力的合力。主缸23通過將輸入的力轉換為液壓來輸出液壓(基本液壓和輔助 液壓)。基本液壓為制動踏板21下壓力建立的壓力分量，而輔助液壓為通過制動助力器22 的動力活塞2b的運動產生的力建立的壓力分量。第一摩擦制動力由基本液壓在車輪Wfl、 Wfr、Wrl禾口 Wrr處產生。 儲液罐24中儲存制動流體以供應流體到主缸23。 制動致動器25布置在主缸23與各輪缸WCf 1、WCfr、WCrl和WCrr之間的制動流體 通道中，並供應獨立於制動踏板下壓建立的控制液壓到輪缸WCfl、 WCfr、 WCrl和WCrr。第 三摩擦制動力由制動致動器25所建立的控制液壓在對應的車輪Wf 1、 Wfr、 Wrl和Wrr處產生。 將參照圖2更詳細地說明制動致動器25。制動致動器25由多個獨立操作的液壓 迴路(制動系統)形成。更具體而言，制動致動器25包括第一制動迴路25a和第二制動回 路25b，各迴路形成有對角線管線系統。換言之，第一制動迴路25a將主缸23的第一液壓室 23a在左後輪Wrl的左後輪缸WCrl以及在右前輪Wfr的右前輪缸WCfr液壓連接，以制動對 角地定位的兩個車輪。另一制動迴路25b將主缸23的第二液壓室23b與在左前輪Wfl的 左前輪缸WCfl以及在右後輪Wrr的右後輪缸WCrr液壓連接，以制動其他對角地定位的兩 個車輪。 第一制動迴路(第一制動系統)25a包括壓差控制閥41、左後輪壓力控制部42、右 前輪壓力控制部43和第一降壓部44。 壓差控制閥41為布置在主缸23與左後輪壓力控制部42的上遊側和右前輪壓力 控制部43的上遊側之間的常開型線性電磁閥。此壓差控制閥41由制動控制ECU 26控制 打開/關閉。圖2所示的狀態表示非壓差狀態(未產生壓差)。當壓差控制閥41通電以封 閉主缸23與輪缸WCrl和WCfr之間的連通(產生壓差狀態)時，在輪缸側的液壓可保持比 主缸壓力高出預定的受控壓差。可響應來自製動控制ECU 26的控制電流調節此預定的受 控壓差值。因此，可建立受控的液壓制動壓力，其對應於具有通過驅動泵44a(和54a)產生 的增壓的受控壓差。 左後輪壓力控制部42控制供應到左後輪缸WCrl的制動壓力並包括增壓閥42a，其 為兩埠、兩位置開關型常開電磁開/關閥，以及降壓閥42b，其為兩埠、兩位置開關型常 閉電磁開/關閥。增壓閥42a布置在壓差控制閥41與左後輪缸WCrl之間，以響應來自製 動控制ECU26的指令信號而建立或中斷壓差控制閥41與輪缸WCrl之間的流體連通。降壓 閥42b布置在輪缸WCrl與調壓儲池44c之間，以響應來自製動控制ECU 26的指令信號而 建立或中斷輪缸WCrl與調壓儲池44c之間的流體連通。相應地，可控制左後輪缸WCrl中 的壓力增加、保持或下降。 右前液壓控制部43控制供應到右前輪缸WCfr的制動壓力並包括增壓閥43a和降壓閥43b。這些閥43a和43b由制動控制ECU 26控制，以增加、保持或降低右前輪缸WCfr 中的壓力。 第一降壓部44包括泵44a(油泵)、用於泵44a的馬達44b、以及調壓儲池44c。泵 44a泵吸調壓儲池44c中的制動流體並將流體供應到壓差控制閥41與增壓閥42a和43a之 間的流體通道。泵44a由馬達44b驅動，該馬達44b響應來自製動控制ECU 26的指令而被 驅動。 調壓儲池44c臨時儲存經降壓閥42b和43b從輪缸WCrl和WCfr返回的制動流體。 調壓儲池44c與主缸23直接連通，並且主缸23當儲存44c中的流體在預定液位以下時供 應制動流體到儲池44c，且當其中的流體處於預定液位時停止供應。 壓差狀態可由壓差控制閥41建立。當泵44a被驅動以執行車輛穩定性控制、牽引 控制或其它制動控制時，來自主缸23的制動流體可經調壓儲池44c供應到增壓閥42a和 43a的上遊側。 第二制動迴路(第二制動系統)25b包括壓差控制閥51、左前輪液壓控制部52、右 後輪液壓控制部53和第二降壓部54。 壓差控制閥51為常開型線性電磁閥，其布置在主缸23與左前輪壓力控制部52的 上遊側和右後輪壓力控制部53的上遊側之間。此壓差控制閥51由制動控制ECU 26控制， 以保持車輪制動缸WCfl和WCrr中的制動壓力比主缸23側中高出預定的壓差。
左前輪壓力控制部52和右後輪壓力控制部53控制供應到左前輪缸WCf 1和右後 輪缸WCrr的制動壓力，且各控制部52、 53包括增壓閥52a、 53a和降壓閥52b、 53b，與左後控 制部42和右前控制部43相似。增壓閥52a、53a和降壓閥52b、53b響應來自製動控制ECU 26的指令信號而建立或中斷壓差控制閥51與輪缸WCfl和WCrr之間的流體連通。因此，可 控制左前輪缸WCfl和右後輪缸WCrr中的液壓增加、保持或降低。 第二降壓部54包括泵54a (油泵)、用於泵54a的馬達44b (通常與第一降壓部44 一起使用)、以及調壓儲池54c。泵54a泵吸調壓儲池54c中的制動流體並供應流體到壓差 控制閥51與增壓閥52a和53a之間的流體通道。泵54a由馬達44b驅動，該馬達44b響應 來自製動控制ECU 26的指令而被驅動。 根據制動致動器25的結構，在正常制動操作下，所有電磁閥均未通電(圖2所示 的狀態)且制動壓力產生並供應到各輪缸WCfl、WCfr、WCrl和WCrr。此制動壓力為響應制 動踏板下壓力的基本液壓和輔助液壓的總和。此處應當注意的是，後綴fl、 fr、rl和rr表 示車輪相對於車體的左前、右前、左後和右後位置。 當制動致動器25驅動馬達44b且相應驅動泵44a和54a，並且同時對壓差控制閥 41和51通電時，控制液壓制動壓力加上來自主缸23的液壓(基本液壓+輔助液壓)供應 到各輪缸WC"。後綴"""表示fl、fr、rl和rr中任一者，且"f 1"為左前的縮寫，"fr"為 右前的縮寫，"rl"為左後的縮寫以及"rr"為右後的縮寫。 此外，制動致動器25控制增壓閥42a、43a、52a和53a以及降壓閥42b、43b、52b和 53b，以獨立調節車輪制動缸WC * 1壬何一個中的制動壓力，並且相應地，可實現許多車輛行 為控制，比如，在收到來自製動控制ECU 26的指令後的防滑控制、前/後輪制動分配控制、 車輛穩定性控制(不足轉向限制控制，過度轉向限制控制)、牽引控制、車間距離控制。
制動致動器25還包括用於檢測主缸23壓力的壓力傳感器25al (主缸壓力檢測裝置)。該傳感器檢測主缸壓力並將檢測信號發送到制動控制ECU 26。在本發明的此實施方 式中，壓力傳感器25al布置在第一制動迴路25a中壓差控制閥41與主缸23之間的流體通 道中，然而，主缸壓力傳感器可設置在第二制動迴路25b中的流體通道中。
液壓制動裝置A包括制動踏板行程傳感器21a(制動操作狀態檢測裝置)，其用於 檢測如圖1和圖2所示的制動踏板21的行程量。踏板行程傳感器檢測制動踏板的行程量 並發送檢測信號到制動控制ECU 26。制動踏板21的行程量對應於制動踏板21的操作狀 態。制動踏板傳感器21a對應於制動操作狀態檢測裝置。 如圖1所示，液壓制動設備A包括車輪速度傳感器Sfl、Sfr、Srl和Srr，其分別安 裝在對應的車輪Wfl、 Wfr、 Wrl和Wrr附近。車輪速度傳感器S "檢測各車輪W "的轉速 並發送具有對應於該轉速的頻率的脈衝信號到制動控制ECU 26。 制動控制ECU 26包括微處理器(未示出)，且該微處理器包括使用總線(未示出) 與其連接的輸入/輸出接口、 CPU、 RAM和ROM(都未示出)。CPU根據圖11至圖14所示的 流程圖執行程序，其中當供應到真空助力器22的真空不足以執行預定的制動力時，CPU控 制制動致動器25補償該不足並對應於制動踏板下壓力供應目標制動壓力到輪缸WC"。
制動控制ECU 26為用於控制液壓制動設備A的控制裝置。在圖3中，制動控制ECU 26包括真空獲取部(真空獲取裝置)26a，其用於基於來自真空傳感器(Vcc傳感器)22f2 的檢測信號獲得供應到真空助力器22的真空壓力；主缸壓力獲取部(主缸壓力獲取裝 置)26b，其用於基於主缸壓力傳感器(M/C壓力傳感器)25al獲得主缸23中的液壓；以及 第一存儲部(第一存儲裝置)26c，其將真空增壓極限壓力映射圖存儲於其中，該映射圖指 示各自從發動機供應到真空助力器22的隨機指示的真空壓力水平與在各真空級別下的對 應於主缸壓力的增壓極限壓力之間的關係，該增壓極限壓力對應於真空助力器22在該真 空水平的增壓極限。 預先存儲在第一存儲部26c中的真空增壓極限壓力映射圖為如圖5所示的初始設 定映射圖。該初始設定映射圖指示設計值並且可通過模擬或預先的實際實驗工作獲得。此 映射圖可從操作力Fl在如圖6所示的各種真空水平相對於主缸壓力Pmc的關係獲得。
當制動踏板操作力Fl (踏板下壓力)增加到一定值時，真空助力器22的大氣壓力 室22e中的壓力達到大氣水平。此後，即使制動踏板21保持下壓以引導外部空氣到大氣腔 室22e內，也將在真空室22d與大氣室22e之間產生任何進一步的壓差。相應地，在動力活 塞22b未產生進一步的增大力F2。換言之，真空助力器22輸出總力(Fl+F2 :制動踏板操作 力Fl和在動力活塞22b產生的增大力F2)直到大氣室22e中的壓力增加而達到大氣壓力 水平為止。在大氣腔室22e中的壓力達到大氣壓力後，真空助力器22輸出在腔室22e的大 氣壓力水平下的增大力F2和增加的新踏板操作力Fl。大氣壓力室22e中的壓力達到大氣 壓力水平的點為真空助力器22的增壓極限。換言之，增壓極限意味真空助力器22已達到 增大功能極限並將不再用作助力器。根據與腔室22e中的大氣壓力與腔室22d中的真空壓 力之間的壓差相關聯的真空確定此極限。 相應地，通過在隨機選擇的真空下改變踏板操作力Fl，可通過獲得對應於真空助 力器22的增壓極限的主缸壓力而計算出在每個隨機選擇的真空水平的增壓極限壓力。例 如，在圖6所示的映射圖中，假設隨機選擇的真空水平為Pnn(該真空水平用來確定根據此 實施例的制動設備的目標制動壓力)，增壓極限壓力變成Pmc(n)，並且當真空水平被隨機選擇為Pn3時，該Pn3為小於P皿的值，增壓極限壓力為Pmc (3)。此外，當隨機選擇的真 空為小於Pn3的Pn2時，增壓極限為Pmc (2)，並且當真空為小於Pn2的Pnl時，增壓極限為 Pmc(l)。當真空為零時，踏板操作力變成主缸壓力，並且因此在每個隨機選擇的踏板操作力 Fl不存在增壓極限且不存在增大操作。 因此，計算出的真空水平和在該真空水平的增壓極限可互相關聯，並且相應地，從 因而關聯的多個數據(真空及其增壓極限壓力)，可獲得如圖5所示的示出真空與增壓極限 壓力之間關係的映射圖。增壓極限壓力意味著如下的主缸壓力所述主缸壓力對應於通過 在隨機選擇的真空水平改變踏板操作力Fl時的真空助力器22的增壓極限。
回到圖3，制動控制ECU 26還包括判斷用增壓極限壓力計算部26d。判斷用增壓 極限壓力計算部26d計算通過在真空獲取部26a獲得的真空以及存儲在第一存儲部26c中 的真空增壓極限壓力關係映射圖獲得的增壓極限壓力，並使用計算出的增壓極限壓力作為 增壓極限壓力，以基於主缸壓力判斷是否應當啟動增壓控制。 此外，制動控制ECU 26包括增壓控制部26e (增壓控制裝置)，當在主缸壓力獲取 部26b獲得的主缸壓力等於或超過在判斷用增壓極限壓力計算部26d計算出的增壓極限壓 力時，該增壓控制部26e執行增壓控制，其中通過驅動泵44a和45a除主缸壓力外還根據制 動踏板操作將目標制動壓力供應到輪缸WC "。 如圖4所示，增壓控制部26e包括增壓開始壓力獲取部26f 、壓差計算部26g、第二 存儲部26h、目標增壓增益計算部26i、目標增壓計算部26j、目標電流值計算部26k、泵驅動 控制部261和壓差控制閥驅動部26m。 增壓開始壓力獲取部26f通過輸入在判斷用增壓極限壓力計算部26d計算出的判 斷用增壓極限壓力來獲得增壓開始壓力Pst。壓差計算部26g計算壓差APl(Pmc-Pst)，其 為在主缸壓力獲取部26b獲得的主缸壓力Pmc與在增壓開始壓力獲取部26f獲得增壓開始 壓力Pst之間的壓差。 第二存儲部26h存儲用於指示壓差API與增壓增益G之間的關係的映射圖或算 式(壓差增壓增益映射圖)。該壓差增壓增益映射圖預先存儲在第二存儲部26h中。圖7 示出壓差AP1與倍率G之間的壓差。在此關係中，壓差AP1越大，增壓增益G就設定得越 大。最大增壓增益值被設定為對應於基本增壓增益值Gstd的值。基本增壓增益Gstd在圖 7中用虛線表示且不論壓差API的值如何都是恆定值。基本增壓增益Gstd表示一種增益， 其為在直到助力器達到增壓極限期間真空助力器22的伺服比率。該伺服比率為真空助力 器22的輸出相對於制動踏板下壓力的比率。換言之，基本壓力和輔助壓力的總壓力相對於 基本壓力的比率。增壓增益是用於從壓差AP1計算壓力增量(增壓量)的比率(增益)。 壓力增量為要增加到的增壓開始壓力Pst的壓力量以將應當已被真空助力器22增大的制 動壓力供應到輪缸"。此壓力增量可通過數學公式(1)算出
壓力增量=(Pmc-Pst) XG (1) 其中，輪缸壓力可通過將壓力增量加上增壓開始壓力Pst獲得，其通過公式(2)表
示如下 輪缸壓力=Pst+(Pmc-Pst) XG (2) 圖7示出一個實例。當壓差AP1在零到AP11的範圍內時，增益G代表G1的值， 並且當壓差API在AP11到AP12的範圍內時，增益G表示值G2。當壓差API在AP12
10至AP13的範圍內時，增益G表示G3的值。此外，當壓差AP1等於或超過AP13時，增益 G變成基本增壓增益Gstd。值G1被設定為基本增壓增益Gstd的四分之一，並且相應地，值 G2為值Gstd的一半且值G3為值Gstd的四分之三。各增益G的值具有以下關係G1 < G2 < G3 < Gstd。在圖7中，水平軸線表示壓差API且豎直軸線表示增壓增益G。
此外，圖8示出用於在制動踏板21下壓速度較高——換言之，下壓速度等於或高 於預定值——的狀態下壓差與增壓增益之間的關係的映射圖。圖7示出在制動踏板下壓速 度低於預定值的狀態下用於壓差與增壓增益之間的關係的映射圖。制動踏板下壓速度與主 缸壓力的增壓速度有很好的相關性。 如圖8所示，增壓增益G表示在圖7所示的映射圖中相同的壓差值下的較大值。 當壓差AP1在零到AP11的範圍內時，增益G顯示大於G1的G2的值，並且當壓差AP1在 AP11到AP12的範圍內時，增益G表示大於G2的G3的值。當壓差AP1在AP12至lJ AP13 的範圍內時，增益G表示大於G3的Gstd的值。此外，當壓差AP1等於或超過AP13時，增 益G保持基本增壓增益Gstd。在圖8中，水平軸線表示壓差AP1且豎直軸線表示增壓增益 G。 如已說明，當制動踏板下壓速度低時(圖7)，增壓增益G在該壓差達到基本增壓 增益值Gstd的壓差AP1被設定為AP13。另一方面，當制動踏板下壓速度快時，增壓增益 G在該壓差達到基本增壓增益值Gstd的壓差AP1為小於值AP13的AP12。相應地，如稍 後將說明，與當踏板下壓速度較慢時的情形相比，當制動踏板下壓速度快時，目標增壓增益 G大被設定為快速返回到基本增壓增益Gstd。 目標增壓增益計算部26i基於在壓差計算部26g計算出的壓差API和壓差增壓 增益映射圖計算對應於在壓差計算部26g計算出的壓差AP1的目標增壓增益G、例如， 如圖7所示，當壓差AP1在零到AP11的範圍內時，目標增壓增益G^顯示G1的值，並且當 壓差AP1在AP11到AP12的範圍內時，目標增壓增益G^表示G2的值。當壓差AP1在 AP12到AP13的範圍內時，目標增壓增益G^表示G3的值。此外，當壓差AP1等於或超過 AP13時，目標增壓增益G"變成基本增壓增益Gstd。 目標增壓計算部26 j基於在目標增壓增益計算部26i計算出的目標增壓增益G ^ 和在壓差計算部26g計算出的壓差API計算目標增壓壓力Past \目標增壓壓力Past^ 為用於增壓壓力的控制目標值且增壓壓力等於壓力增量，並且可通過以下數學公式(3)獲 得目標增壓壓力Past、 目標增壓壓力Past *= (Pmc-Pst) XG*= API XG* (3) 圖9示出壓差API與目標增壓壓力Past * (壓力增量)之間的關係(計算結果)。 在圖9中，示出了計算結果在恆定為基本增壓增益Gstd的目標增壓增益G^下的計算結 果f(Gstd);在恆定為G3的值的目標增壓增益G^下的計算結果f(G3);在恆定為G2的值的 目標增壓增益G^下的計算結果f(G2);以及在恆定為G1的值的目標增壓增益G^下的計算 結果f(Gl)。這些結果在圖9中分別用虛線示出。結果f(Gl)、f(G2)和f(G3)的斜度(梯 度)為結果線f(Gstd)的四分之一、一半和四分之三。 此外，圖9示出壓差AP1與通過圖7所示的壓力增壓增益映射圖(計算結果 f(Gm即))計算出的目標增壓壓力Past^ (壓力增量)之間的關係。此結果f(Gm即)在圖9 中用實線示出。當壓差AP1在零到AP11的範圍內時，目標增壓增益G^為G1的值且此範
11圍(壓差API為零到AP11)內的計算結果f(Gm即)具有與計算結果f(Gl)相同的斜度。 當壓差AP1在AP11和AP12的值之間時，目標增壓增益G^為G2的值且此範圍內的計算 結果f(Gm即)具有與計算結果f(G2)相同的斜度。當壓差AP1在AP12和AP13的值之 間時，目標增壓增益GW為G3的值且此範圍內的計算結果f(Gm即)具有與計算結果f(G3) 相同的斜度。當壓差AP1超過AP13的值時，目標增壓增益G^為Gstd的值且計算結果 f(Gm即)具有與計算結果f(Gstd)相同的斜度。計算結果是連續表示的而不會互相間斷。 與目標增壓增益G^相對於壓差AP1恆定的情形相比，目標增壓增益G^可如圖9所示相對 於壓差AP1變化。因此，可通過在增壓控制啟動之後立即降低目標增壓增益G^來降低目 標增壓壓力Past 、從而在增壓控制操作時限制壓力增加。 此外，圖IO示出壓差API與通過圖8所示的壓力增壓增益映射圖計算出的目標 增壓壓力Past * (壓力增量)之間的關係(計算結果f (Gm即))。此結果f (Gm即)在圖10 中用實線表示。當壓差AP1在零到AP11的範圍內時，目標增壓增益G^為G2的值且此範 圍(壓差API為零到AP11)內的計算結果f(Gm即)具有與計算結果f(G2)相同的斜度。 當壓差AP1在AP11和AP12之間時，目標增壓增益G^為G3的值且此範圍內的計算結果 f (Gm即)具有與計算結果f (G3)相同的斜度。當壓差API超過AP12的值時，目標增壓增 益G^為Gstd的值且計算結果f(Gm即)具有與計算結果f(Gstd)相同的斜度。計算結果被 連續表示而不會互相間斷。 與目標增壓增益G^相對於壓差AP1恆定的情形相比，目標增壓增益Gl皮設定為 可相對於壓差AP1變化。相應地，可通過在增壓控制啟動後立即最小化目標增壓增益G^ 來最小化目標增壓壓力Past 、從而在增壓控制操作時限制壓力增加。除此之外，與當踏板 下壓速度慢時的情形相比，當制動踏板下壓速度快時，目標增壓增益G"皮設定為快速返回 基本增壓增益Gstd。 再參照圖4，目標電流值計算部26k響應在目標增壓壓力計算部26 j計算出的目標
增壓壓力Past 1十算要供應到壓差控制閥41 (和/或51)的螺線管的電流值1。目標增壓
壓力Past w與螺線管電流值l之間的關係存儲在制動控制ECU 26中的R0M中。基於存儲
關係判定對應於目標增壓壓力Past^勺螺線管電流值1。 泵驅動控制部261輸出驅動信號到馬達44b以驅動泵44a、54a。 壓差控制閥驅動控制部26m控制壓差控制閥41 (和/或51)使得增壓壓力變成在
目標增壓壓力計算部26 j計算出的目標增壓壓力Past \因此，各輪缸WC "獲得比增壓開
始壓力Pst高出目標增壓壓力Past 1勺制動壓力。 此處要注意的是，目標電流值計算部26k可構造成響應在目標增壓壓力計算部 26j計算出的目標增壓壓力Past 1十算要供應到用於泵44a和54a的馬達44b的電流值1。 在此情況下，泵驅動控制部261控制馬達44b使得增壓壓力變成在目標增壓壓力計算部26 j 計算出的目標增壓壓力Past 、且壓差控制閥驅動控制部26m控制壓差控制閥41 (和/或 51)處於關閉位置。 接下來，將參照圖11至圖14所示的流程圖說明液壓制動設備A的操作。
在圖11中，制動控制ECU 26在車輛的點火開關(未示出)轉到"開"期間的每隔 預定的短時間周期(例如，10毫秒)執行對應於該流程圖的程序。制動ECU 26從主缸壓力 傳感器25al接收指示主缸壓力的主缸壓力信號(步驟102)，並且然後從真空壓力傳感器22f2接收指示真空壓力的真空壓力信號(步驟104)。然後制動控制ECU 26計算增壓極限 壓力作為在步驟104獲得的真空壓力下獲得的判斷用增壓極限壓力和存儲在第一存儲部 26c中的真空增壓極限壓力映射圖(步驟106)。 然後，制動控制ECU 26判斷真空助力器22是否處於增壓可操作狀態(步驟108)。 具體而言，當在步驟106中獲得的主缸壓力等於或超過在步驟106計算出的判斷用增壓極 限壓力時，制動控制ECU 26判斷助力器22未處於增壓可操作狀態(判斷"是")。然而，當 在步驟106中獲得的主缸壓力小於在步驟106中計算出的判斷用增壓極限壓力時，制動控 制ECU 26判斷助力器22處於增壓可操作狀態(判斷"否")。增壓可操作狀態意味著真空 助力器22可藉助於供應到助力器內的真空執行增大操作。 當真空助力器22處於增壓可操作狀態時，制動控制ECU 26在步驟108判斷"否" 並在步驟IIO執行終端處理。更具體而言，制動控制ECU26根據在圖12中的流程圖中示 出的終端處理的子例程執行增壓控制(增壓控制)的終端處理。在此子例程處理中，輸出 信號以將壓差控制閥41 (和/或51)的螺線管變為"關"，並從而在步驟202切斷壓差控制 閥41 (和/或51)。在步驟204，馬達44b接收信號以將馬達變為"關"並相應地停止驅動 泵44a(和/或54)。終端處理例程執行終止一段時間。終端處理例程的這種終止也使如 圖11所示的增壓控制例程的執行終止一段時間。圖12所示的終端處理例程用作增壓控 制的終端處理，且除此之外，還用作從制動踏板21下壓開始一直到增壓極限時間的正常制 動處理。"正常制動處理"意味著制動壓力按原樣從主缸23供應到輪缸WC"，壓差控制閥 41 (和/或51)打開使得在壓差控制閥41的上遊側和下遊側之間未產生液壓壓差。
另一方面，當真空助力器22未處於增壓可操作狀態時，制動控制ECU 26在步驟 108判斷"是"並在步驟112執行增壓控制(增壓控制裝置)。增壓控制為這樣的控制，即其 中在主缸壓力獲取部(26b，步驟102)獲得的主缸壓力變成等於或超過增壓極限壓力—— 其為對應於真空助力器22的增壓極限的主缸壓力——後，制動控制ECU 26驅動泵44a、 54a並同時控制壓差控制閥41 (和/或51)以建立增壓壓力作為制動壓力並因此除響應制 動踏板下壓力所建立的主缸壓力外還供應增壓壓力到輪缸WC"。制動控制ECU 26驅動泵 44a、54a並控制壓差控制閥41 (和/或51)，以使用在目標增壓增益G ^獲得的目標增壓壓 力Past^獲得增壓壓力，目標增壓增益G"j、於基本增壓增益Gstd，即真空助力器22的到目 前為止的伺服比率。 更具體而言，制動控制ECU 26沿圖13的流程圖所示的增壓子例程執行增壓控制。 制動控制ECU 26讀入在步驟106預先計算出的判斷用增壓極限壓力並在步驟302獲得作 為增壓極限壓力(增壓開始壓力獲取裝置)。制動控制ECU 26在步驟304計算(壓差計 算裝置)對應於已預先在步驟102獲得當前主缸壓力Pmc的壓差AP1。制動控制ECU 26 通過從在步驟102獲得的主缸壓力Pmc減去在步驟302獲得的增壓開始壓力Pst計算壓差 A PI (A PI = Pmc-Pst)。 接下來，制動控制ECU 26在步驟306基於在步驟304計算出的壓差A PI和存儲 在第二存儲部26h中的壓差增壓增益映射圖來計算對應於在步驟304計算出的壓差API 的目標增壓增益G^ (目標增壓增益計算裝置)。制動控制ECU 26根據圖14的流程圖所示 的目標增壓增益計算子例程執行目標增壓增益計算處理。在兩種情形下使用壓差增壓增益 映射圖計算目標增壓增益，一種情形為制動踏板下壓速度(主缸的增壓速度)較慢，而另一
13種情形為踏板下壓速度較快。 制動控制ECU 26在圖14中的步驟14計算主缸的增壓速度。可獲得主缸的增壓速 度作為值APmc，其為從當前獲得的主缸壓力Pmc減去預先獲得主缸壓力Pmc。在步驟404， 制動控制ECU 26當主缸的增壓速度小於預定值Dpmch時判斷制動踏板下壓速度慢，而當主 缸的增壓速度大於預定值Dpmch時判斷制動踏板下壓速度快。 當判斷制動踏板下壓速度慢時，制動控制ECU 26在步驟404判斷"是"並使用圖7 中的壓差增壓增益映射圖計算目標增壓增益G、當壓差AP1在零到AP11之間的範圍內 時，制動控制ECU 26在步驟406判斷"是"並計算值Gl作為目標增壓增益G * (步驟408)， 而當壓差AP1處於AP11和AP12之間的範圍內時，制動控制ECU 26在步驟406判斷"否" 且在步驟410判斷"是"並計算值G2作為目標增壓增益G^ (步驟412)。當壓差AP1處於 AP12禾P AP13之間的範圍內時，制動控制ECU 26分別在步驟406、410和414判斷"否"、 "否"和"是"並計算值G3作為目標增壓增益G^ (步驟416)。當壓差AP1超過AP13時， 制動控制ECU 26在步驟406、410和414全部判斷"否"，並計算值Gstd作為目標增壓增益 G* (步驟418)。 當判斷制動踏板下壓速度快時，制動控制ECU 26在步驟404判斷"否"並使用圖8 中的壓差增壓增益映射圖計算目標增壓增益G、當壓差AP1處於零與AP11之間的範圍 內，制動控制ECU 26在步驟420判斷"是"並計算值G2作為目標增壓增益G^ (步驟422)， 而當壓差AP1處於AP11與AP12之間的範圍內時，制動控制ECU 26在步驟420判斷"否" 而在步驟424判斷"是"並計算值G3作為目標增壓增益G^ (步驟426)。當壓差AP1超過 A P12的值時，制動控制ECU 26在步驟420和424全部判斷"否"，並計算值Gstd作為目標 增壓增益G^ (步驟428)。 接下來，在步驟308中，制動控制ECU 26基於在步驟306獲得的目標增壓增益G ^ 和在步驟304計算出的壓差API利用數學公式(3)計算對應於當前主缸壓力Pmc的目標 增壓壓力Past * (目標增壓壓力計算裝置)。 然後，制動控制ECU 26響應所確定的目標增壓壓力Past ^而確定要供應到壓差控 制閥41(和/或51)的螺線管的電流值1(圖13中的步驟310)。由於目標增壓壓力Past^ 與螺線管電流值1之間的關係被存儲在制動控制ECU 26的ROM中，所以基於該關係確定 對應於目標增壓壓力Pastl勺螺線管電流值l。接下來，制動控制ECU 26供應壓差控制閥 41 (和/或51)的螺線管的確定的螺線管電流值1，從而控制閥41 (和/或51)(控制壓差) (步驟312)。 在控制壓差控制閥後，制動控制ECU 26輸出信號到馬達44b以使其變為"開"(步 驟314)。然後泵44a(和/或54a)從調壓儲池44c (和/或54c)泵吸操作流體，以供應所 泵吸的流體到各輪缸WC"。結果，比主缸壓力高出目標增壓壓力Past^勺制動壓力被供應 到輪缸WC"。制動增壓例程終止一段時間，並且相應地，圖ll所示的增壓控制例程終止一 段時間。 如以上所說明，根據本發明的實施方式，當在主缸壓力獲取部(26b，步驟102)獲 得的主缸壓力變成等於或超過增壓極限壓力——其為與在真空壓力獲取裝置(26a，步驟 104)所獲取的真空下真空助力器22的增壓極限相對應的主缸壓力——後，增壓控制裝置 (26e，圖11中的流程圖)驅動泵44a、54a並同時控制壓差控制閥41(和/或51)，以建立增壓壓力作為制動壓力並將增壓壓力作為響應制動踏板下壓力所建立的主缸壓力外的附 加壓力供應到輪缸WC "。增壓控制裝置26驅動泵44a、54a並控制壓差控制閥41 (和/或 51)，以使用在目標增壓增益G^所獲得的目標增壓壓力PastW獲得增壓壓力，目標增壓增益 G "j、於基本增壓增益Gstd，即真空助力器22的到目前為止的伺服比率。
在所獲得的已超過增壓極限壓力的主缸壓力附近，或換言之，緊接著增壓控制的 啟動後，可通過限制目標增壓增益G If目標增壓壓力Past 1艮制為小，這使得限制由增壓 控制導致的壓力增加。因此，雖然制動操作部件(制動踏板21)操作(在車輛停止操作期 間)，但即使增壓控制在真空助力器22達到實際增壓極限之前啟動，也可使用小於如下增 壓增益(基本增壓增益Gstd)的增壓增益啟動增壓控制該增壓增益為真空助力器達到實 際增壓極限之前的增壓增益。 在增壓控制的常規的方法中，通過將在啟動時的增壓開始壓力Pst與主缸壓力 Pmc之間的壓差AP1乘以為增壓控制啟動之前的值的增壓增益，制動致動器25在增壓控制 啟動後立即建立為壓力增量或增壓壓力量的液壓。將所建立的液壓加到增壓開始壓力Pst 上。相應地，如果增壓開始壓力Pst為與實際增壓極限壓力相同的值，則增壓開始後的壓差 API為基於實際增壓極限壓力的壓差。因此，可通過將用壓差乘以相同的增壓極限壓力獲 得的壓力加上增壓開始壓力Pst獲得期望的輪缸壓力(用點劃線在圖15中示出)。相反， 如果增壓控制在真空助力器22達到實際增壓極限之前啟動，則增壓開始壓力Pst小於實際 增壓極限壓力，且因此緊接著增壓控制啟動之後的壓差AP1變成大於如圖15所示基於實 際增壓極限壓力的壓差。因此，通過將用壓差乘以相同的增壓增益獲得的壓力加上增壓開 始壓力Pst獲得大於期望壓力的輪缸壓力(用虛線在圖15中示出)。 下文將說明為何緊接著增壓控制啟動之後的壓差API變成大於基於實際增壓極 限壓力的壓差的原因。基本增壓增益Gstd為真空助力器處於增壓可操作狀態期間的伺服 比率。利用此關係，即使真空助力器未處於增壓可操作狀態，也可通過將用制動踏板21下 壓建立的主缸壓力部分(壓差API)乘以基本增壓增益Gstd加上增壓開始壓力獲得期望 的輪缸壓力。然而，如圖15所示，當增壓控制在真空助力器22達到實際增壓極限之前啟動 時，部分增壓壓力被增加到壓差API中，因為真空助力器產生的部分增壓壓力包括在主缸 壓力內增加到由制動下壓力在增壓控制啟動後立即產生的壓力。 然而，根據本發明的實施方式，使用比緊接著增壓控制啟動後在達到增壓極限 (基本增壓增益Gstd)之前的增壓增益小的增益(在目標增壓增益計算部26i計算出的目 標增壓增益G"執行增壓控制。因此，與相對於壓差AP1恆定的目標增壓增益G^相比， 可通過限制目標增壓增益的增益值G ^將目標增壓壓力Past 1呆持為小，從而將由增壓控制 導致的壓力增大限制為更小的值(用細實線在圖15中示出)。 相應地，如果真空傳感器22f2、主缸壓力傳感器25al或真空助力器22的製造偏差 造成增壓控制在真空助力器22實際達到增壓極限之前錯誤地啟動，則可將由增壓控制導 致的壓力增量限制在比由常規增壓控制導致的壓力增量小的值，常規增壓控制導致的壓力 增量在增壓控制開始時就已經變大。這可最低限度地減小偏差對傳感器和助力器精確執行 制動操作的影響，以獲得任何期望的制動性能。
WO2] 此外，當所獲得的主缸壓力和增壓極限壓力(增壓開始壓力Pst)之間的壓差API 大時，用於增壓控制裝置(26e，步驟112)中的目標增壓增益Gl皮設定為大。換言之，壓差API越大，目標增壓增益G^就被設定得越大(圖7和圖8)。因此，緊接著增壓控制啟動之 後(緊接著壓差建立之後並從零狀態逐漸變大)將增壓增益設定為小，並響應經過的時間 (響應壓差的增加)，將增壓增益設定為大。這將改善制動操作感，以實現平穩的制動操作。
此外，當制動踏板21的下壓速度與當制動踏板下壓速度慢時的情形相比快時，將 用於增壓控制裝置(26e，步驟112)中的目標增壓增益G^設定為快速返回到基本增壓增益 值(圖7、圖8，以及圖14中的流程圖)。根據此設置，當駕駛者在制動踏板上快速下壓時， 比如，例如在緊急情況下，從增壓開始到達到基本增壓增益時的時間變短，以增加壓力，從 而快速獲得緊急制動所需的制動力。如果制動踏板被快速壓下，則增壓極限可減小。然而， 在這種情況下使增壓增益G提早返回到基本增壓增益Gstd以維持制動力是有益的。
在增大制動裝置(26e和步驟112)中使用的最大目標增壓增益G "皮設定為基本 增壓增益Gstd。然後在增壓增益達到增壓極限後，與當增壓增益未達到極限值的情形相比 可限制不必要的增加。 儘管該實施方式使用相應的映射圖指示了用於計算目標增壓增益Gl勺兩種情 形， 一種情形為制動踏板下壓速度快而另一種情形為制動踏板下壓速度慢。然而，也可使用 三維映射圖指示各制動踏板下壓速度的壓差增壓增益。 根據本發明的實施方式的結構，在所獲得的已超過增壓極限壓力的主缸壓力附 近，或換言之，緊接著增壓控制啟動後，可通過限制目標增壓增益G *的值將目標增壓壓力 Pastl艮制為小，這使得限制由增壓控制導致的壓力增加。因此，在制動踏板操作期間(在 停車操作期間)，即使增壓控制在真空助力器22達到實際增壓極限之前啟動，也可使用小 於基本增壓增益Gstd的增壓增益啟動增壓控制，其為在真空助力器達到實際增壓極限之 前的增壓增益。 根據本發明的實施方式的控制裝置26，當所獲得的主缸壓力Pmc與增壓極限壓力 之間的壓差AP1變得更大時，用於增壓控制裝置(26e，圖13中的流程圖中的步驟306)中 的目標增壓增益G 1皮設定為變得更大。(圖7中的壓差增壓增益映射圖)。
因此，在增壓控制啟動之後(緊接著壓差建立之後並從零狀態逐漸變大)增壓增 益被設定為小，並且響應經過的時間(響應壓差的增加)，增壓增益被設定為大。這將改善 制動操作感，以實現平穩的制動操作。 根據本發明的實施方式的控制裝置26，當制動操作部件21的操作速度快時，用於 增壓控制裝置26e中的目標增壓增益Gl皮設定為快速返回到基本增壓增益Gstd，比當制動 操作部件21的操作速度慢時的情形快。(分別在圖7和圖8中示出的壓差增壓增益映射 圖)。 根據此設置，當駕駛者在制動踏板上快速下壓時，比如，例如在緊急情況下，從增 壓開始到達到基本增壓增益Gstd時的時間變短，以快速增加壓力，從而快速獲得緊急制動 所需的制動力。 根據本發明的實施方式的控制裝置26，用於增壓控制裝置26e中的目標增壓增益 Gl勺最大值被設定為達到基本增壓增益。(分別在圖7和圖8中示出的壓差增壓增益映射 圖)。 用於增壓控制裝置(26e和步驟112)中的最大目標增壓增益G 1皮設定為基本增 壓增益。然後在增壓增益已達到增壓極限後，與當增壓增益未達到極限值的情形相比，可限制不必要的增加。 本發明的原理、優選實施方式和操作模式已在前文的說明書中描述。然而，意圖受 到保護的本發明不應被解釋為限制於所公開的具體實施方式
。此外，應當將本文所述的實 施方式視為說明性的而非限制性的。在不背離本發明的精神的前提下，其他人可作出變更 和修改並採用等同替代。因此，可清楚地理解的是，所有此類變更、修改和等同替代應包含 在本發明權利要求所限定的精神和範圍內，並由權利要求所涵蓋。
權利要求
一種適用於車輛制動設備(A)的控制裝置(26)，所述車輛制動設備(A)配備有主缸(23)，其用於響應制動操作部件(21)的操作而建立液壓制動壓力；真空助力器(22)，其通過利用供應來的真空而增大所述制動操作部件的操作力並將增大的力輸出到所述主缸；輪缸(WC＊＊)，其在所述主缸供應了所述液壓制動壓力時向車輛(M)的車輪(W＊＊)施加制動力；壓差控制閥(41，51)，其設置在連接所述主缸和所述輪缸的液壓通道(25a，25b)中，用於將輪缸側液壓控制為比主缸側液壓高出受控的壓差量；液壓泵(44a，54a)，其連接到連接所述主缸和所述輪缸的所述液壓通道(25a，25b)，用於在收到來自電動馬達的輸出時獨立於所述主缸所建立的液壓制動壓力而建立液壓制動壓力並將所建立的液壓制動壓力供應到所述輪缸；真空檢測裝置(22f2)，其用於檢測供應到所述真空助力器(22)的真空；以及主缸壓力檢測裝置(25a1)，其用於檢測主缸壓力，所述控制裝置(26)包括真空壓力獲取裝置(26a，步驟104)，其藉助於所述真空檢測裝置獲取供應到所述真空助力器的真空；主缸壓力獲取裝置(26b，步驟102)，其用於藉助於所述主缸壓力檢測裝置獲取所述主缸壓力；以及增壓控制裝置(26e，圖13中的流程圖中的步驟306)，所述增壓控制裝置建立增壓壓力作為除響應所述制動操作部件的操作所建立的主缸壓力之外的附加液壓制動壓力，並將所述增壓壓力供應到所述輪缸，由此，從當所述主缸壓力獲取裝置所獲取的主缸壓力已達到等於或超過增壓極限壓力的值時，開始對所述液壓泵和所述壓差控制閥進行控制使得所述增壓壓力達到使用目標增壓增益所獲取的目標增壓壓力，其中所述增壓極限壓力為與在所述真空壓力獲取裝置所獲取的真空下所述真空助力器的增壓極限相對應的主缸壓力，並且所述目標增壓增益小於基本增壓增益，所述基本增壓增益對應於在直到所述真空助力器達到所述增壓極限期間所述真空助力器的伺服比率。
2. 如權利要求l所述的適用於制動設備的控制裝置，其中，當所獲取的主缸壓力與所 述增壓極限壓力之間的壓差變大時，在所述增壓控制裝置中使用的所述目標增壓增益被設 定為變大。(圖7中的壓差增壓增益映射圖)
3. 如權利要求1所述的適用於制動設備的控制裝置，其中，當所述制動操作部件的操 作速度快時，在所述增壓控制裝置中使用的所述目標增壓增益被設定為比當所述制動操作 部件的操作速度慢時的情形更快地返回到所述基本增壓增益。(分別在圖7和圖8中示出 的壓差增壓增益映射圖)
4. 如權利要求1所述的適用於制動設備的控制裝置，其中，在所述增壓控制裝置中使 用的所述目標增壓增益的最大值被設定為達到所述基本增壓增益。(分別在圖7和圖8中 示出的壓差增壓增益映射圖)
5. 如權利要求2所述的適用於制動設備的控制裝置，其中，在所述增壓控制裝置中使 用的所述目標增壓增益的最大值被設定為達到所述基本增壓增益。(分別在圖7和圖8中 示出的壓差增壓增益映射圖)
6.如權利要求3所述的適用於制動設備的控制裝置，其中，在所述增壓控制裝置中使 用的所述目標增壓增益的最大值被設定為達到所述基本增壓增益。(分別在圖7和圖8中 示出的壓差增壓增益映射圖)
全文摘要
適用於車輛制動設備的控制裝置包括真空獲取部、主缸壓力獲取部和增壓控制部，該增壓控制部用於執行增壓控制，除響應制動操作部件的操作所建立的主缸壓力之外，所述增壓控制對通過驅動液壓泵和控制壓差控制閥所建立的增壓壓力的供應進行控制，使得所述增壓壓力達到使用目標增壓增益所獲取的目標增壓壓力，所述目標增壓增益小於基本增壓增益，所述基本增壓增益表示直到如下時間所述真空助力器的伺服比率當主缸壓力變得等於或超過增壓極限壓力時，其中，所述增壓極限壓力為與在所述真空壓力獲取部所獲取的真空下所述真空助力器的增壓極限相對應的主缸壓力。
文檔編號B60T13/66GK101734247SQ20091021218
公開日2010年6月16日 申請日期2009年11月11日 優先權日2008年11月13日
發明者加藤智啟, 富田晃市, 山口昌信 申請人:株式會社愛德克斯