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図面 (7)

課題

ポンプ負荷圧力を低減させることができる制動制御装置を提供する。

解決手段

本発明は、正逆二方向に回転方向の変更が可能なモータ90と、モータ90の回転に応じて駆動し、モータ90の正方向の回転によりフルード吸入ポート571から吸入吐出ポート572から吐出するポンプ57と、モータ90の駆動を制御する制御部61と、ポンプ57の吐出ポート572に接続された第1流路C1と、第2流路C2との間に配置され、第2流路C2から第1流路C1へのフルードの流通を防止する逆止弁58と、を備え、制御部61は、所定のタイミングで、第1流路C1の液圧である負荷圧力を低減させるために、モータ90を逆方向に回転させる負荷低減制御を実行する。

概要

背景

制動制御装置は、例えば、モータの回転により駆動するポンプを備え、ポンプの駆動を利用してホイールシリンダの圧力すなわち制動力を調整する装置である。ここで、特開平11−93859号公報には、起動運転モードにおいてモータの回転方向周期的に切り替え、その後定常運転モードに切り替えるポンプ駆動装置が記載されている。これによれば、モータの回転方向が切り替わる度に発生する振動によって、ポンプのギヤ蓄積していた微小異物粉砕、除去される。

概要

ポンプの負荷圧力を低減させることができる制動制御装置を提供する。本発明は、正逆二方向に回転方向の変更が可能なモータ90と、モータ90の回転に応じて駆動し、モータ90の正方向の回転によりフルード吸入ポート571から吸入吐出ポート572から吐出するポンプ57と、モータ90の駆動を制御する制御部61と、ポンプ57の吐出ポート572に接続された第1流路C1と、第2流路C2との間に配置され、第2流路C2から第1流路C1へのフルードの流通を防止する逆止弁58と、を備え、制御部61は、所定のタイミングで、第1流路C1の液圧である負荷圧力を低減させるために、モータ90を逆方向に回転させる負荷低減制御を実行する。

目的

本発明は、このような事情に鑑みて為されたものであり、ポンプの負荷圧力を低減させることができる制動制御装置を提供する

効果

実績

技術文献被引用数
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牽制数
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請求項1

正逆二方向に回転方向の変更が可能なモータと、前記モータの回転に応じて駆動し、前記モータの正方向の回転によりフルード吸入ポートから吸入吐出ポートから吐出するポンプと、前記モータの駆動を制御する制御部と、前記ポンプの前記吐出ポートに接続された第1流路と、第2流路との間に配置され、前記第2流路から前記第1流路へのフルードの流通を防止する逆止弁と、を備え、前記制御部は、所定のタイミングで、前記第1流路の液圧である負荷圧力を低減させるために、前記モータを逆方向に回転させる負荷低減制御を実行する制動制御装置

請求項2

前記制御部は、前記モータの状態を正方向に回転している正回転状態から停止状態移行させる際に、前記負荷低減制御を実行する請求項1に記載の制動制御装置。

請求項3

前記制御部は、前記負荷低減制御において、前記モータの正方向の回転数が0になってから所定切替時間内に前記モータを逆方向に回転させ、前記所定切替時間は、前記モータの正方向の回転数が0になってから前記ポンプの摩擦力静摩擦力に変化するまでの時間に相当する請求項2に記載の制動制御装置。

請求項4

前記ポンプの前記吐出ポートから前記吸入ポートへのフルードの漏れ量を予測する漏れ量予測部をさらに備え、前記制御部は、前記漏れ量予測部で予測された前記漏れ量に応じて、前記モータの正方向の回転数が0になってから前記モータを逆方向に回転させるまでの時間を設定する請求項2又は3に記載の制動制御装置。

請求項5

前記負荷圧力を取得する圧力取得部をさらに備え、前記制御部は、前記圧力取得部によって取得された前記負荷圧力に基づいて、前記負荷低減制御において前記モータを逆方向に回転させる時間を決定する請求項1〜4の何れか一項に記載の制動制御装置。

技術分野

0001

本発明は、制動制御装置に関する。

背景技術

0002

制動制御装置は、例えば、モータの回転により駆動するポンプを備え、ポンプの駆動を利用してホイールシリンダの圧力すなわち制動力を調整する装置である。ここで、特開平11−93859号公報には、起動運転モードにおいてモータの回転方向周期的に切り替え、その後定常運転モードに切り替えるポンプ駆動装置が記載されている。これによれば、モータの回転方向が切り替わる度に発生する振動によって、ポンプのギヤ蓄積していた微小異物粉砕、除去される。

先行技術

0003

特開平11−93859号公報

発明が解決しようとする課題

0004

ところで、ポンプを駆動させる際に必要なモータのトルクは、フルード吐出するポンプの吐出ポート逆止弁との間の流路に発生する液圧負荷圧力)により変動する。この負荷圧力を低減させることで、モータに必要なトルクを低減させることができる。これによれば、モータの速やかな起動が可能となり、さらにはモータの小型化を図ることも可能となる。

0005

本発明は、このような事情に鑑みて為されたものであり、ポンプの負荷圧力を低減させることができる制動制御装置を提供することを目的とする。

課題を解決するための手段

0006

本発明の制動制御装置は、正逆二方向に回転方向の変更が可能なモータと、前記モータの回転に応じて駆動し、前記モータの正方向の回転によりフルードを吸入ポートから吸入し吐出ポートから吐出するポンプと、前記モータの駆動を制御する制御部と、前記ポンプの前記吐出ポートに接続された第1流路と、第2流路との間に配置され、前記第2流路から前記第1流路へのフルードの流通を防止する逆止弁と、を備え、前記制御部は、所定のタイミングで、前記第1流路の液圧である負荷圧力を低減させるために、前記モータを逆方向に回転させる負荷低減制御を実行する。

発明の効果

0007

本発明によれば、負荷低減制御の実行により、第1流路内のフルードが、吐出ポートからポンプに吸入され、吸入ポートから吐出される。これにより、第1流路の液圧すなわち負荷圧力を低減させることができる。次回のモータ起動時の負荷圧力が低いことで、モータに必要な起動トルクは低減される。本発明によれば、モータの速やかな起動が可能となる。

図面の簡単な説明

0008

第1実施形態の制動制御装置の構成図である。
第1実施形態の負荷低減制御を説明するためのタイムチャートである。
第1実施形態のポンプを説明するための概念図である。
第1実施形態のポンプを説明するための概念図である。
第2実施形態の制動制御装置の一部を示す構成図である。
第2実施形態の負荷低減制御を説明するためのタイムチャートである。

実施例

0009

以下、本発明の実施形態について図に基づいて説明する。説明に用いる各図は概念図である。図1に示すように、第1実施形態の制動制御装置1は、車両用制動装置100に組み込まれている。具体的に、車両用制動装置100は、ブレーキペダル11と、倍力装置12と、マスタシリンダ13と、リザーバ14、ブレーキスイッチ15と、ストロークセンサ16と、制動制御装置1と、を備えている。この制動制御装置1は、アクチュエータ5と、ブレーキECU6と、を備えている。以下、車両用制動装置100の各部について簡単に説明し、その後、制動制御装置1について詳細に説明する。

0010

ブレーキペダル11は、ドライバブレーキ操作可能な操作部材である。ブレーキスイッチ15は、ブレーキペダル11に対する操作の有無を検出するセンサである。ストロークセンサ16は、ブレーキペダル11のストローク操作量)を検出するセンサである。ブレーキスイッチ15及びストロークセンサ16は、検出信号をブレーキECU6に出力する。倍力装置12は、例えばエンジン吸気負圧を利用してブレーキ操作力助勢するバキュームブースタである。

0011

マスタシリンダ13は、ブレーキペダル11の操作に応じたマスタ圧を発生させる装置である。リザーバ14は、フルードを貯蔵し、マスタシリンダ13に当該フルードを補給するための部材である。

0012

アクチュエータ5は、マスタシリンダ13から供給されるマスタ圧に基づいて、ホイールシリンダ54の液圧(以下「ホイール圧」という)を調整する装置である。アクチュエータ5は、マスタシリンダ13とホイールシリンダ54との間に配置されている。アクチュエータ5は、ブレーキECU6の指示に応じて、ホイール圧を調整する。ホイール圧に応じて、各車輪Wf、Wrに設けられた例えばディスクブレーキ装置又はドラムブレーキ装置(図示略)が駆動し、各車輪Wf、Wrに制動力が発生する。

0013

アクチュエータ5は、ブレーキECU6の指示に応じて、ホイール圧をマスタ圧と同レベルにする増圧制御、ホイール圧をマスタ圧よりも高くする加圧制御、ホイール圧を減圧する減圧制御、又はホイール圧を保持する保持制御を実行する。アクチュエータ5は、ブレーキECU6の指示に基づき、例えば、アンチスキッド制御(又はABS制御とも呼ばれる)、又は横滑り防止制御ESC制御)等を実行する。

0014

詳細に、アクチュエータ5は、油圧回路5Aと、正逆二方向に回転方向の変更が可能なモータ90と、を備えている。第1実施形態のモータ90は、3相ブラシレスモータである。油圧回路5Aは、第1配管系統50aと、第2配管系統50bと、を備えている。また、各車輪Wf、Wrに対して、車輪速度センサ73が設置されている。

0015

第1配管系統50aは、流路Aと、差圧制御弁51と、保持弁52と、減圧流路Bと、減圧弁53と、調圧リザーバ56と、還流流路Cと、ポンプ57と、逆止弁58と、ダンパ部59と、補助流路Dと、圧力センサ71と、を備えている。なお、説明において、「流路」の用語は、例えば液圧路油路管路通路、又は配管等の用語に置換可能である。

0016

流路Aは、流路17を介してマスタシリンダ13とホイールシリンダ54とを接続する流路である。差圧制御弁51は、流路Aに設けられたノーマルオープン型の電磁弁である。差圧制御弁51は、印加された制御電流の大きさ及びポンプ57の駆動に基づき、自身のマスタシリンダ13側の流路の液圧よりも自身のホイールシリンダ54側の流路の液圧を高くする。つまり、差圧制御弁51は、マスタ圧とホイール圧との差圧を調整可能な電磁弁である。

0017

保持弁52は、流路Aに配置され、ブレーキECU6により開閉が制御されるノーマルオープン型の電磁弁である。減圧流路Bは、流路Aにおける保持弁52とホイールシリンダ54との間の部分と調圧リザーバ56とを接続する流路で構成されている。

0018

減圧弁53は、減圧流路Bに配置され、ブレーキECU6により開閉が制御されるノーマルクローズ型の電磁弁である。調圧リザーバ56は、シリンダピストン、及び付勢部材を有する、いわゆる低圧リザーバである。還流流路Cは、減圧流路B及び調圧リザーバ56と、分岐点Xとを接続する流路である。分岐点Xは、流路Aにおける差圧制御弁51と保持弁52との間の部分である。

0019

ポンプ57は、モータ90の回転に応じて駆動し、モータ90の正方向の回転によりフルードを吸入ポート571から吸入し吐出ポート572から吐出する装置である。ポンプ57は、還流流路Cに設けられている。吸入ポート571は、還流流路Cにおける調圧リザーバ56及び減圧流路B側の部分に接続されている。吐出ポート572は、還流流路Cにおける分岐点X側の部分に接続されている。ポンプ57は、モータ90の正方向の回転により、フルードを、調圧リザーバ56から吸入し、分岐点Xに吐出する。第1実施形態のポンプ57は、例えばトロコイドポンプなどのギヤポンプである。

0020

逆止弁58は、ポンプ57の吐出ポート572に接続された第1流路C1と、第2流路C2との間に配置され、第2流路C2から第1流路C1へのフルードの流通を防止する弁機構である。逆止弁58は、第1流路C1から第2流路C2へのフルードの流通を許可する。第1流路C1は、還流流路Cのうち吐出ポート572と逆止弁58との間の部分である。第2流路C2は、還流流路Cのうち逆止弁58と分岐点Xとの間の部分である。第1流路C1は、逆止弁58と吐出ポート572の間にほぼ密閉された空間を形成している。

0021

ダンパ部59は、液圧に応じてフルードを貯留可能なダンパ機構である。ダンパ部59は、第1流路C1から分岐した流路に設けられている。ダンパ部59は、例えば液圧の脈動を低減するために設けられている。

0022

補助流路Dは、調圧リザーバ56の調圧孔56aと、流路Aにおける差圧制御弁51よりもマスタシリンダ13側の部分とを接続する流路である。調圧リザーバ56は、ストローク増加による調圧孔56aへのフルードの流入量増加に伴い、弁孔56bが閉塞されるように構成されている。弁孔56bの流路B、C側にはリザーバ室56cが形成される。圧力センサ71は、マスタ圧を検出するセンサである。圧力センサ71は、ブレーキECU6に検出結果を送信する。第2配管系統50bは、第1配管系統50aと同様の構成であるため、説明は省略する。

0023

ブレーキECU6は、CPUやメモリ等を備える電子制御ユニットである。ブレーキECU6には、通信線(図示略)により、ブレーキスイッチ15、ストロークセンサ16、圧力センサ71、及び車輪速度センサ73等の各種センサが接続されている。ブレーキECU6は、これら各種センサの検出結果に基づき、アクチュエータ5の作動が必要か否かを判定する。

0024

ブレーキECU6は、差圧制御弁51、保持弁52、減圧弁53、及びモータ90を制御することでホイール圧を制御する。ブレーキECU6は、ポンプ57を定常運転させる場合、モータ90を正方向に回転させる。

0025

(負荷低減制御)
ブレーキECU6は、制御部61と、圧力取得部62と、を備えている。制御部61は、モータ90の駆動を制御する。また、制御部61は、所定のタイミングで、第1流路C1の液圧である負荷圧力を低減させるために、モータ90を逆方向に回転させる負荷低減制御を実行する。第1実施形態における所定のタイミングは、モータ90の状態を正方向に回転している正回転状態から停止状態移行させるタイミングである。制御部61は、モータ90の制御状況に基づいて、所定のタイミング(所定条件が満たされたこと)を検知する。このように、制御部61は、モータ90の状態を正回転状態から停止状態に移行させるにあたり、モータ90を逆方向に回転させた後に、モータ90を停止させる。換言すると、制御部61は、モータ90の状態を正回転状態から停止状態に移行させる際に、負荷低減制御を実行する。

0026

負荷低減制御の具体例を、図2を参照して説明する。ドライバのブレーキ操作によりマスタ圧が発生し、マスタ圧に対応するホイール圧が発生している状態において、第2流路C2の液圧である第2流路圧は、マスタ圧及びホイール圧と同レベルの液圧となる。この状態でポンプ57が駆動していない場合、負荷圧力は0であり第2流路圧よりも低くなるが、逆止弁58によりフルードのポンプ57側への逆流は防止される。負荷圧力が0で第2流路圧が高い状態で、モータ90が正方向に回転し、ポンプ57が駆動すると、吐出ポート572から第1流路C1にフルードが吐出され、負荷圧力が最大で第2流路圧まで上昇する。

0027

図2上段に示すように、従来では、モータ90の状態を正回転状態から停止状態に移行させる際、単純に、ブレーキECU6によりモータ90の回転数が0になるようにモータ90が制御されていた。したがって、負荷圧力は、第1流路C1から他の流路への漏れ(構成上許容される漏れ)によって、徐々に減圧されていく。負荷圧力が0になるまでにはある程度の時間が必要になる。

0028

この従来の構成によれば、モータ90が停止した後、負荷圧力が高い状態で制御部61が再度モータ90を正方向に回転させる場合、当該高い負荷圧力による回転抵抗力と、ポンプ57の摩擦力との合力打ち勝つだけのトルクがモータ90に要求される。つまり、従来の構成において、いつでもモータ90を駆動可能にするためにモータ90に要求される出力トルクは、最大の負荷圧力に対応する液圧負荷トルクと、ポンプ57の静摩擦力に対応する静摩擦トルクとの合計トルク以上となる。

0029

ポンプ57の摩擦力は、ポンプ57内(及びモータ90内)に配置されたシール部材により生じる。ここで、回転時にポンプ57に発生する摩擦力について、図3及び図4を参照して簡単に説明する。図3は、ポンプ57の駆動軸94に直交する面でポンプ57を切断した断面図に相当する。図4は、ポンプ57の駆動軸94の中心を通る面でポンプ57及びモータ90を切断した部分断面図に相当する。

0030

ポンプ57は、図3に示すように、ハウジング91内に配置されるアウターロータ92と、アウターロータ92の内側に配置されるインナーロータ93とが噛み合って回転する内接歯車ポンプである。インナーロータ93の中心部には、モータ90の駆動軸94が配置されている。

0031

シール部材は、ハウジング91内(及びモータ90内)の各所に配置されている。例えば、第1のシール部材95は、ハウジング91の内周面に設けられた凹部に配置され、アウターロータ92の外周におけるフルードの所定の流通を規制する弾性部材である。第1のシール部材95は、アウターロータ92の外周においてフルードが低圧になる部分と高圧になる部分とをシールする。第1のシール部材95は、例えば、柱状のゴム部材樹脂部材とで構成されている。

0032

また、図4に示すように、第2のシール部材96は、駆動軸94の外周面のうち所定の位置に配置された環状の弾性部材である。第2のシール部材96は、駆動軸94の外周面におけるフルードの所定の流通を規制する軸シール及びオイルシールである。第2のシール部材96は、例えば、モータ90内へのフルードの流入、及びポンプ57外へのフルードの流出を防止する。第2のシール部材96は、例えば、ゴム製のOリングである。このように、複数のシール部材95、96が、駆動軸94の回転に対して摩擦力を発生させる。

0033

上述のように、負荷低減制御を実行しない従来の構成では、モータ90が停止した後、再度モータ90を駆動させる場合、モータ90が、高い負荷圧力による回転抵抗力と、シール部材95、96による静摩擦力との合力に打ち勝つトルクを出力する必要がある。つまり、従来では、アクチュエータ5の設計において要求されるモータ90の最大出力トルクは、最大の負荷圧力すなわちホイール圧の制御最大圧に対応する回転抵抗力と、ポンプ57の静摩擦力との合力に対応する。

0034

ポンプ57の動摩擦力は、シール部材95、96に対して潤滑油が十分に機能している状態(換言するとシール部材95、96がウェットな状態)での摩擦力といえる。また、ポンプ57の静摩擦力は、シール部材95、96に対して潤滑油が十分に機能していない状態(換言するとシール部材95、96がドライな状態)での摩擦力といえる。静摩擦力は、動摩擦力よりも大きい。

0035

第1実施形態の構成では、図2下段に示すように、正方向に回転しているモータ90を停止させるにあたり、制御部61が、回転数を徐々に低下させ、負荷低減制御を実行し、モータ90を逆方向に回転させる。制御部61は、モータ90の回転数が徐々に正の値から負の所定値(すなわち逆方向の所定回転数)になるように、モータ90を制御する。また、制御部61は、単位時間あたりの回転数の変化量(回転数の変化勾配)が一定となるように、モータ90の回転数を制御する。制御部61は、例えばアンチスキッド制御又は加圧制御の実行状況などのモータ制御状況に基づき、モータ90を停止させるタイミングを検知し、当該タイミングに合わせて負荷低減制御を実行する。

0036

また、制御部61は、負荷低減制御において、モータ90の正方向の回転数が0になってから所定切替時間内にモータ90を逆方向に回転させる。所定切替時間は、モータ90の正方向の回転数が0になってからポンプ57の摩擦力が静摩擦力に変化するまでの時間に相当する。換言すると、所定切替時間は、ポンプ57が停止した時点からポンプ57の摩擦力が動摩擦力から静摩擦力に変化するまでの時間に相当する。

0037

第1実施形態では、制御部61が、モータ90の回転方向を正方向から逆方向に連続的に変化させている。すなわち、制御部61は、所定切替時間がほぼ0になるように、モータの回転方向を変化させる。なお、所定切替時間は、実験又はシミュレーション等により予め取得することができる。また、動摩擦力から静摩擦力への変化は、例えば摩擦力が所定摩擦力以上になることで検出できる。

0038

また、制御部61は、負荷低減制御を所定継続時間だけ継続させ、その後、モータ90を停止させる。所定継続時間は、モータ90を逆方向に回転させる時間である。所定継続時間は、予め設定された一定の時間であってもよく、あるいは負荷低減制御の実行毎に演算により算出されてもよい。モータ90の回転数及び所定継続時間に基づいて、負荷圧力の低減量は算出できる。なお、制御部61は、モータ90の回転角を、例えば、モータ90の制御電流値電流モニタ値)から推定でき、あるいはモータ90のホール素子レゾルバ等の回転角センサから取得することができる。

0039

圧力取得部62は、負荷圧力(負荷圧力情報)を取得するように構成されている。具体的に、第1実施形態の圧力取得部62は、圧力センサ71で検出されたマスタ圧と差圧制御弁51の制御電流とに基づいて、ホイール圧及び第2流路圧を演算(推定)する。そして、圧力取得部62は、演算された第2流路圧、モータ90の回転数(制御電流値又は検出値)、及びモータ90の駆動時間に基づいて、負荷圧力を演算する。逆止弁58の機能により、負荷圧力の最大値は、第2流路圧である。圧力取得部62は、このような演算により、負荷圧力を取得する。

0040

ここで、第1実施形態の制御部61は、圧力取得部62によって取得された負荷圧力に基づいて、負荷低減制御においてモータ90を逆方向に回転させる時間、すなわち所定継続時間を決定する。換言すると、制御部61は、負荷低減制御の実行にあたり、負荷圧力が低いほど所定継続時間が短くなるように、所定継続時間を設定する(所定継続時間をゼロに設定する場合を含む)。制御部61は、例えば、圧力取得部62が取得した負荷圧力に応じてフルードの低減容積を設定し、設定した低減容積をポンプ57の単位時間あたりフルード搬送容積で割ることで算出することができる。なお、負荷圧力が高いほど、ポンプ57の回転抵抗力が大きくなり、回転抵抗力に対応する液圧負荷トルクが大きくなる。また、静摩擦力に対応する静摩擦トルク、及び動摩擦力に対応する動摩擦トルクは、それぞれほぼ一定の値となる。

0041

この構成において、制動制御装置1に設けられた記憶部63は、負荷圧力とポンプ57の起動時に必要なトルクとの関係を記憶していてもよい。そして、負荷低減制御の実行閾値となる負荷圧力の所定値は、例えば、モータ90の発生可能な最大トルクとポンプ57の起動に必要なトルクとが同レベルである際の負荷圧力の値に設定されてもよい。

0042

(効果)
第1実施形態の制動制御装置1は、モータ90と、ポンプ57と、制御部61と、逆止弁58と、を備え、制御部61が、所定のタイミングで、モータ90を逆方向に回転させる負荷低減制御を実行する装置である。この構成によれば、所定のタイミングで負荷低減制御が実行されることで、第1流路C1のフルードがポンプ57の吸入ポート571側に吐出され、負荷圧力を低減させることができる。次回のモータ90の起動時に、負荷圧力による回転抵抗力を小さくすることができる。つまり、次回のモータ起動時の負荷圧力が低いことで、モータに必要な起動トルクは低減される。第1実施形態によれば、モータ90の速やかな起動が可能となる。

0043

また、第1実施形態によれば、モータ90の状態が正回転状態から停止状態に移行するタイミングで、負荷低減制御が実行される。このため、負荷低減制御を経てモータ90が停止した直後に、アンチスキッド制御を実行する場合など再度モータ90を駆動させる場合でも、負荷圧力が低い状態でモータ90を起動させることができる。つまり、モータ90が停止した時点以降、どの時点でモータ90の起動指令が出力されても、起動トルク低減効果が得られる。

0044

第1実施形態によれば、制御部61は、負荷低減制御において、モータ90の正方向の回転数が0になってから所定切替時間内にモータ90を逆方向に回転させる。これにより、ポンプ57の摩擦力が動摩擦力である間に、モータ90を逆方向に回転させることができる。つまり、モータ90を逆方向に回転させる際の起動トルクを小さくすることができる。この構成によれば、より確実にモータ90を逆方向に回転させることができる。

0045

また、第1実施形態によれば、制御部61は、圧力取得部62によって取得された負荷圧力に基づいて、負荷低減制御においてモータ90を逆方向に回転させる時間(所定継続時間)を決定する。これによれば、負荷圧力に応じた所定継続時間を設定でき、必要最小限の所定継続時間を設定することができる。例えば、負荷圧力が低い場合に、負荷圧力に応じて所定継続時間を短縮することができる(例えば所定継続時間をゼロに設定することで、負荷低減制御を実行しないことも可能)。この構成によれば、負荷圧力に応じた時間だけ負荷低減制御が実行され、不要な駆動が抑制されるとともに、より早期にモータ90の状態を停止状態(すなわち起動可能状態)にすることができる。また、この構成によれば、モータ90の駆動音の低減や省電力の観点でも有利となる。

0046

第1実施形態によれば、負荷低減制御により負荷圧力が0になった後にモータ90が停止した場合、モータ90が起動するのに必要なトルクは、ポンプ57の静摩擦力に打ち勝つだけのトルクで足りる。また、ポンプ57の駆動により負荷圧力が最大値になった場合、モータ90が駆動を継続するのに必要なトルクは、最大の負荷圧力による回転抵抗力と、ポンプ57の動摩擦力との合力(以下「第1合力」ともいう)に打ち勝つだけのトルクである。つまり、第1実施形態によれば、モータ90は、ポンプ57の静摩擦力と第1合力とのうち大きい方の力に打ち勝つトルクを出力できればよい。

0047

一方、従来の構成では、負荷圧力が最大値である状態でモータ90を起動させることを可能にする必要がある。したがって、モータ90に要求されるトルクは、最大の負荷圧力による回転抵抗力と、ポンプ57の静摩擦力との合力(以下「第2合力」ともいう)に打ち勝つだけのトルクとなる。動摩擦力は静摩擦力よりも小さく、第1実施形態で生じる第1合力は、従来構成で生じる第2合力よりも小さくなる。つまり、第1実施形態によれば、モータ90の出力トルクを小さくでき、モータ90を小型化することができる。

0048

(その他)
本発明は、上記実施形態に限られない。例えば、モータ90を逆方向に回転させる時間(所定継続時間)は、予め設定された一定値であってもよい。例えば、所定継続時間は、負荷圧力が最大値である状態から負荷圧力が0である状態に移行させるのに必要な時間に設定されてもよい。これによれば、制御部61は、簡易演算処理により負荷低減制御を実行でき、負荷圧力を確実に0にすることができる。また、この場合、圧力取得部62はなくてもよい。なお、この構成によれば、負荷圧力が0になった後でも継続して負荷低減制御が実行され得るが、少なくとも負荷低減効果は発揮される。

0049

また、制動制御装置1は、負荷圧力を検出する圧力センサを備えてもよい。この場合、圧力センサは、例えば第1流路C1に設けられる。この構成によれば、圧力取得部62は、圧力センサの検出値を取得することで負荷圧力を取得することができる。また、所定継続時間は、モータ90の逆方向の回転により低減した負荷圧力による回転抵抗力が、ポンプ57の摩擦力の変動量(静摩擦力と動摩擦力との差)よりも小さくなるように設定されることが好ましい。

0050

(第2実施形態)
上記のように、ポンプ57は、構造上、歯先漏れ等により、フルードが吐出ポート572(高圧側)から吸入ポート571(低圧側)に漏れる構成となっている。そこで、図5に示すように、第2実施形態の制動制御装置1Aにおいて、ブレーキECU6は、漏れ量予測部64を備えている。漏れ量予測部64は、ポンプ57の吐出ポート572から吸入ポート571へのフルードの漏れ量(単位時間当たりの漏れ量又は所定時間内の漏れ量)を予測する。なお、図5では、アクチュエータ5の構成について、図1と同構成の部分の表示は省略されている。

0051

漏れ量予測部64は、ポンプ57に供給されるフルードの温度に基づいて漏れ量を演算する。アクチュエータ5には、フルードの温度を検出する温度検出部72が設けられている。温度検出部72は、例えば、圧力センサ71に設けられたサーミスタ温度推定部)である。温度検出部72は、検出結果をブレーキECU6に送信する。温度検出部72の検出温度は、ポンプ57内のフルードの温度に相当(近似)する。

0052

漏れ量予測部64は、温度検出部72の検出結果に基づいて漏れ量を推定する。漏れ量予測部64は、フルードの温度と漏れ量との関係を示す第1マップを備えている。漏れ量予測部64は、温度検出部72の検出結果と第1マップから漏れ量を決定する。フルードの温度と漏れ量との間には、相関関係がある。すなわち、フルードの温度が高いほど、フルードの粘性が低くなり、漏れ量は大きくなる。この相関関係は、演算又は実験等により取得することができる。漏れ量予測部64は、相関関係(第1マップ)から得た予測結果(漏れ量情報)を制御部61に送信する。

0053

ここで、単位時間当たりの負荷圧力(第1流路C1の液圧)の低減量は、単位時間当たりの漏れ量と、吐出側の系(第1流路C1及びダンパ部59)の剛性とに基づき算出できる。剛性は、吐出側の系の容積単位容器増大させるのに必要な圧力増大分である。剛性が高いほど、系の容積は変化しにくい。系の剛性は、予め演算又は実験等により取得することができる。

0054

漏れ量と負荷圧力の低減量とは相関関係があり、漏れ量が大きいほど負荷圧力の低減量が大きくなる。制御部61は、当該相関関係を示す第2マップを備えることにより、漏れ量の入力に対して負荷圧力の低減量を出力することができる。なお、制御部61は、マップを用いずに、関係式に基づき、漏れ量の入力に対して負荷圧力の低減量を演算してもよい。

0055

制御部61は、単位時間当たりの漏れ量から単位時間当たりの負荷圧力の低減量を把握する。ここで、制御部61には、車両に要求される制御ルールに基づき、所定の許容時間が設定されている。許容時間は、ポンプ57の再稼働までの最小の時間である。つまり、稼働状態のポンプ57が停止してから、最短で許容時間後には、ポンプ57が再稼働する。モータ90起動時のトルクの観点では、ポンプ57停止から許容時間後の負荷圧力が重要となる。

0056

制御部61は、演算又はマップにより、許容時間の間における漏れ量、許容時間の間における負荷圧力の低減量、及びポンプ57停止から許容時間後の負荷圧力を取得することができる。制御部61は、例えば負荷圧力の低減量を、予測結果(漏れ量)と、許容時間の間における負荷圧力の低減量との関係を示すマップを用いて取得してもよいし、演算によって取得してもよい。

0057

(負荷低減制御の実行タイミングの設定)
制御部61は、漏れ量予測部64で予測された漏れ量に応じて、モータ90の正方向の回転数が0になってからモータ90を逆方向に回転させるまでの時間(以下「不実行時間」ともいう)を設定する。つまり、制御部61は、漏れ量情報に基づいて、負荷低減制御の実行タイミングを設定する。制御部61は、ポンプ57が停止する前(例えば回転数を減少させている際)に受信した漏れ量情報に基づいて、ポンプ57停止後の不実行時間を設定する。

0058

(許容時間後の負荷圧力が0である場合)
制御部61は、ポンプ57が停止するまでに、負荷圧力の低減量及び負荷圧力(圧力取得部62の取得結果)から、ポンプ57停止から許容時間後の負荷圧力を算出することができる。制御部61は、漏れ量が大きいために許容時間後の負荷圧力が0になる場合、例えば不実行時間を無限大に設定し、負荷低減制御の実行を禁止する。制御部61は、漏れ量予測部64で予測された漏れ量に基づき、許容時間内に負荷圧力が所定圧以下(ここでは0)となるか否かを判定するといえる。

0059

なお、制御部61には、例えば漏れ量に対する閾値高温閾値)が設定されていてもよい。この場合、閾値は、例えば、負荷圧力が想定される最大値である場合でも、許容時間後の負荷圧力が所定圧以下(ここでは0)になるような値に設定される。この場合、制御部61は、漏れ量が閾値以上である場合、許容時間後の負荷圧力が0であると判定する。

0060

(許容時間後の負荷圧力が0でない場合)
また、許容時間後の負荷圧力が0でない場合、制御部61は、モータ90の逆回転(起動)に必要なトルクの観点で、不実行時間を設定する。この必要トルクは、負荷圧力と相関関係がある。つまり、負荷圧力が高いほど、必要トルクも高くなる。ポンプ57には、アウターロータ92及びインナーロータ93の軸方向の端面をシールするサイドシール(図示略)が設けられている。構造上、負荷圧力が高いほど、サイドシールのシール性密着性)が高くなり、回転抵抗力(摩擦力)が増加する。回転抵抗力が大きいほど、必要トルクが高くなる。

0061

さらに、摩擦力は、静摩擦力のほうが動摩擦力よりも大きい。したがって、負荷低減制御は、トルク低減の観点において、負荷圧力が低く且つ動摩擦力が発生している期間に行うことが好ましいといえる。ここで、フルードの温度(漏れ量に相関する)と、動摩擦力の持続時間(上記の所定切替時間に相当する)との間には、負の相関関係がある。つまり、フルードの温度が高いほど、動摩擦力の持続時間は短くなる。フルードの温度が高いほど、フルードの粘性が小さくなり、フルードの潤滑油としての作用時間が短くなる。このように、フルードの温度が高いほど、漏れ量は大きいが、静摩擦力になりやすくなる。

0062

この知見から、制御部61は、許容時間後の負荷圧力が0でない場合、必要トルクが規定値より小さくなる時点(あるいは例えば必要トルクが最小になる時点)を演算し、当該演算結果に基づいて、不実行時間を許容時間未満に設定する。制御部61は、例えば、漏れ量(フルード温度)と動摩擦力の持続時間との関係を示す第3マップを用いて、漏れ量から動摩擦力の持続時間を取得する。

0063

制御部61は、例えば、動摩擦力の持続時間が所定の閾時間より小さい場合、動摩擦力の持続時間経過後に負荷低減制御を実行するように、不実行時間を設定する(動摩擦力の持続時間<不実行時間<許容時間)。これは、摩擦力が静摩擦力になるとしても、漏れによる負荷圧力の低減量を優先し、負荷圧力の低減による回転抵抗力の低減を狙う制御である。つまり、制御部61は、動摩擦力で且つ負荷圧力が高圧である状況での必要トルクよりも、静摩擦力で且つ負荷圧力が低圧である状況での必要トルクのほうが小さいと判定した際に、上記のように不実行時間を設定する(動摩擦力の持続時間<不実行時間<許容時間)。制御部61は、負荷圧力がどの程度低圧になれば、動摩擦力の際の必要トルクよりも必要トルクが小さくなるのかを、マップ又は演算により判定することができる。

0064

制御部61は、動摩擦力の持続期間内に負荷低減制御を実行したほうが相対的に必要トルクが小さいと判定した場合は、不実行時間を動摩擦力の持続時間未満(所定切替時間未満)に設定する(不実行時間<動摩擦力の持続時間)。制御部61は、例えば不実行時間を0に設定してもよい(図2参照)。

0065

第2実施形態によれば、図6に示すように、制御部61は、漏れ量及び負荷圧力に基づき許容時間後の負荷圧力が0でないと判定した場合、設定した不実行時間経過後に負荷低減制御を実行する。制御部61は、ポンプ57停止から許容時間後に負荷圧力が所定圧以下(ここでは0)になっているように、負荷低減制御を実行する。制御部61は、漏れ量と負荷圧力とを入力すると最適な不実行時間を出力するマップを備えてもよい。また、制御部61は、漏れ量及び負荷圧力に基づき許容時間後の負荷圧力が0であると判定した場合、負荷低減制御を実行しない。

0066

(第2実施形態の効果)
第2実施形態によれば、第1実施形態と同様の効果が発揮される。また、第2実施形態によれば、漏れ量を考慮することで、負荷低減制御を必要トルクの観点でより良いタイミングに実行することができる。必要トルクの低減により、モータ90又はポンプ57の小型化が可能となる。また、ポンプ57への高トルク付与回数が低減されるため、装置の耐久性が向上する。また、負荷低減制御の不必要な実施を抑制でき、消費電力の低減が可能となる。

0067

なお、第2実施形態の構成は、以下のように記載することもできる。制動制御装置1Aは、ポンプ57に供給されるフルードの温度を検出する温度検出部72を備え、制御部61は、温度検出部72の検出結果に基づいて、モータ90の正方向の回転数が0になってからモータ90を逆方向に回転させるまでの時間を設定する。

0068

また、漏れ量予測部64は、フルードの温度に代えて、例えばポンプ57の連続稼働時間に基づいて、漏れ量を予測してもよい。漏れ量予測部64は、例えば実験又は演算等によって得たポンプ57の連続稼働時間とフルードの状態(粘性)との関係を予め記憶していてもよい。また、第2実施形態の説明において、第1実施形態の説明及び図面を参照することができる。

0069

1…制動制御装置、57…ポンプ、571…吸入ポート、572…吐出ポート、58…逆止弁、61…制御部、62…圧力取得部、64…漏れ量予測部。

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