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WO2013088581A1 - 車両用制動装置 - Google Patents

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WO2013088581A1
WO2013088581A1 PCT/JP2011/079254 JP2011079254W WO2013088581A1 WO 2013088581 A1 WO2013088581 A1 WO 2013088581A1 JP 2011079254 W JP2011079254 W JP 2011079254W WO 2013088581 A1 WO2013088581 A1 WO 2013088581A1
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WO
WIPO (PCT)
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pressure
wheel
hydraulic
hydraulic circuit
hydraulic pressure
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/079254
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
洋司 溝口
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by トヨタ自動車株式会社 filed Critical トヨタ自動車株式会社
Priority to US14/365,320 priority Critical patent/US9493144B2/en
Priority to JP2013549050A priority patent/JP5751346B2/ja
Priority to PCT/JP2011/079254 priority patent/WO2013088581A1/ja
Priority to DE112011105963.9T priority patent/DE112011105963B4/de
Publication of WO2013088581A1 publication Critical patent/WO2013088581A1/ja

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    • 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
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/321—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration deceleration
    • B60T8/3255—Systems in which the braking action is dependent on brake pedal data
    • B60T8/3275—Systems with a braking assistant function, i.e. automatic full braking initiation in dependence of brake pedal velocity

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle braking device.
  • a vehicle that supports a driver's braking operation by automatically increasing a braking force when it is determined that the vehicle has a possibility of contact with an obstacle and when the driver's spontaneous braking operation is detected.
  • a braking device for a vehicle is known (for example, see Patent Document 1). At this time, the amount of increase in the braking force is increased as the contact possibility of contact with an obstacle increases.
  • Patent Document 1 has room for improvement in order to improve running stability during vehicle braking.
  • an object of the present invention is to provide a vehicle braking device that can realize an optimal braking characteristic in accordance with the possibility of a collision with an obstacle.
  • the vehicle is characterized in that the relationship between the boosting characteristic of the rear wheel brake hydraulic pressure with respect to the boosting characteristic of the front wheel brake hydraulic pressure is made different according to the determination result of the possibility of collision with an obstacle.
  • a braking device is provided.
  • a vehicular braking device capable of realizing optimal braking characteristics in accordance with the possibility of a collision with an obstacle.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a main configuration of a vehicle braking device 1 according to an embodiment of the present invention and a main part of a vehicle 102 on which the vehicle braking device 1 is mounted. It is a figure which shows an example of the hydraulic circuit 200 by front and rear piping.
  • FIG. 3 is a diagram schematically showing the flow of oil when the pumps 260F and 260R in the hydraulic circuit 200 shown in FIG. 2 are operated. It is explanatory drawing of operation
  • movement of the M / C cut valve 206F. 3 is a flowchart illustrating an example of hydraulic control executed by the control device 10 in a hydraulic circuit 200 using front and rear piping.
  • mold 4 wheel automatic brake It is a characteristic view which shows an example of the relationship between a wheel cylinder pressure and oil consumption. It is a characteristic view showing an example of the relationship of the discharge oil amount with respect to the time of the pump 260F in the front wheel system hydraulic circuit 201F.
  • FIG. 5 is a flowchart showing another example of hydraulic control executed by the control device 10. It is a figure which shows an example of each map 1, 2, 3 used by the process shown in FIG. It is a figure which shows the other example of the map 2.
  • FIG. 5 is a flowchart showing another example of hydraulic control executed by the control device 10. It is a figure which shows an example of each map 1, 2, 3 used by the process shown in FIG. It is a figure which shows the other example of the map 2.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a main configuration of a vehicle braking device 1 according to an embodiment of the present invention and a main part of a vehicle 102 on which the vehicle braking device 1 is mounted.
  • 100FL and 100FR respectively indicate left and right front wheels of the vehicle 102
  • 100RL and 100RR respectively indicate left and right rear wheels that are driving wheels of the vehicle.
  • the left and right front wheels 100FL and 100FR may be steered via tie rods by a power steering device that is driven in response to steering of the steering wheel.
  • the vehicle braking device 1 includes a control device 10 and a hydraulic circuit 200.
  • the braking force of each wheel 100FR, 100FL, 100RR, 100RL is generated by the hydraulic pressure supplied to the wheel cylinders 224FR, 224FL, 224RR, 224RL by the hydraulic circuit 200, respectively.
  • the hydraulic circuit 200 is provided with a master cylinder 202.
  • the master cylinder 202 generates hydraulic pressure to be supplied to the wheel cylinders 224FR, 224FL, 224RR, 224RL in response to the depression operation of the brake pedal 190 by the driver.
  • the control device 10 may be configured by an ECU (electronic control unit) including a microcomputer.
  • the function of the control device 10 may be realized by any hardware, software, firmware, or a combination thereof.
  • any part or all of the functions of the control device 10 may be applied to an application-specific ASIC (application-specific). integrated circuit), FPGA (Field Programmable Gate) Array) or a DSP (digital signal processor).
  • the function of the control device 10 may be realized in cooperation with a plurality of ECUs.
  • the front radar sensor 134 is connected to the control device 10.
  • the front radar sensor 134 detects the state of a front obstacle (typically, the front vehicle) in front of the vehicle using radio waves (for example, millimeter waves), light waves (for example, lasers), or ultrasonic waves as detection waves.
  • the front radar sensor 134 detects information indicating a relationship between the front obstacle and the own vehicle, for example, a relative speed, a relative distance, and an azimuth (lateral position) of the front obstacle based on the own vehicle at a predetermined cycle.
  • the front radar sensor 134 is a millimeter wave radar sensor
  • the millimeter wave radar sensor may be, for example, an electronic scan type millimeter wave radar.
  • the front obstacle is detected using the Doppler frequency (frequency shift) of the radio wave.
  • the relative speed of the front obstacle is detected using the delay time of the reflected wave, and the direction of the front obstacle is detected based on the phase difference of the received wave among the plurality of receiving antennas.
  • the control device 10 is connected with wheel speed sensors 138FR, 138FL, 138RR, 138RL arranged on each wheel of the vehicle.
  • the wheel speed sensors 138FR, 138FL, 138RR, 138RL may be active sensors or passive sensors.
  • the control device 10 is connected to an acceleration sensor 136 that detects acceleration in the vehicle longitudinal direction generated in the vehicle.
  • the acceleration sensor 136 is attached, for example, under the center console of the vehicle.
  • the acceleration sensor 136 includes an acceleration sensor unit that outputs a signal corresponding to the acceleration in the vehicle longitudinal direction or the vehicle width direction that occurs in the mounted vehicle, and a yaw rate sensor unit that outputs a signal corresponding to the angular velocity generated around the center of gravity axis of the vehicle. May be realized by a semiconductor sensor.
  • the hydraulic circuit 200 is connected to the control device 10.
  • the control device 10 controls the braking force of each wheel 100FL, 100FR, 100RL, 100RR by controlling various valves (described later) provided in the hydraulic circuit 200.
  • the control method by the control device 10 will be described in detail later.
  • FIG. 2 is a diagram showing an example of a hydraulic circuit 200 using front and rear piping.
  • the hydraulic circuit 200 shown in FIG. 2 includes two systems of hydraulic circuits 201F and 201R.
  • the two hydraulic circuits 201F and 201R are composed of front and rear pipes that are divided into systems of front wheels 100FL and 100FR and rear wheels 100RL and 100RR.
  • the hydraulic circuit 201F is referred to as a front wheel system hydraulic circuit 201F
  • the hydraulic circuit 201R is referred to as a rear wheel system hydraulic circuit 201R.
  • a portion 220 surrounded by a two-dot chain line may be embodied as a brake actuator.
  • the master cylinder 202 has a first master cylinder chamber 202F and a second master cylinder chamber 202R defined by free pistons (not shown) urged to predetermined positions by compression coil springs on both sides thereof. is doing.
  • the front wheel system hydraulic circuit 201F will be described.
  • One end of a front wheel master passage 204F is connected to the first master cylinder chamber 202F.
  • the other end of the front wheel master passage 204F is connected to a master cylinder cut solenoid valve 206F (hereinafter referred to as an M / C cut valve 206F).
  • the M / C cut valve 206F is a normally open valve that is open when not controlled.
  • the M / C cut valve 206F has a function of regulating the hydraulic pressure generated by the pump 260F by controlling the open / closed state of the M / C cut valve 206F by the control device 10.
  • the opening degree of the M / C cut valve 206F can be controlled linearly, and a control hydraulic pressure corresponding to the opening degree is generated.
  • a flow path 205F is connected between the M / C cut valve 206F and the master cylinder 202 in the front wheel master passage 204F.
  • the channel 205F communicates with the reservoir 250F.
  • One end of a pump flow path 210F is connected to the reservoir 250F.
  • the other end of the pump channel 210F is connected to the high-pressure channel 208F.
  • a pump 260F and a check valve 262F are provided in the pump flow path 210F.
  • the discharge side of the pump 260F is connected to the high pressure flow path 208F via a check valve 262F.
  • the pump 260F is driven by, for example, a motor (not shown).
  • the pump 260F is controlled by the control device 10.
  • Pump 260F may be of any type including a piston type.
  • the pump 260F may include a camshaft that is eccentric with respect to the rotation shaft of the motor, and a piston in a cylinder that is disposed along the outer periphery of the camshaft.
  • the piston in the cylinder reciprocates when the camshaft rotates due to the rotation of the motor, sucks oil when moving to the center side, and pressurizes oil when moving to the outer periphery side. Is discharged.
  • the pump 260F pumps oil from the reservoir 250F and pumps the oil to the high-pressure channel 208F by the pump channel 210F via the check valve 262F (see FIG. 3).
  • the hydraulic circuit 200 does not include an accumulator that stores high-pressure oil discharged from the pump 260F.
  • the high pressure flow path 208F communicating with the wheel cylinders 224FL and 224FR is connected to the M / C cut valve 206F.
  • the high-pressure channel 208F branches into two and communicates with the wheel cylinders 224FL and 224FR.
  • holding solenoid valves 212FL and 212FR are respectively provided, and pressure reducing solenoid valves 214FL and 214FR are respectively provided.
  • Holding solenoid valves 212FL and 212FR are normally open valves that are open when not controlled.
  • the open / close state of the holding solenoid valves 212FL and 212FR is controlled by the control device 10.
  • the decompression solenoid valves 214FL and 214FR are normally closed valves that are closed when not controlled.
  • the controller 10 controls the open / close state of the decompression solenoid valves 214FL and 214FR.
  • the decompression solenoid valves 214FL and 214FR are connected to the reservoir 250F via the decompression passage
  • a rear wheel system hydraulic circuit 201R One end of a rear wheel master passage 204R is connected to the second master cylinder chamber 202R.
  • a master cylinder pressure sensor 265 is provided in the rear wheel master passage 204R.
  • the master cylinder pressure sensor 265 outputs a signal corresponding to the master cylinder pressure generated in the master passage 204R.
  • the output signal of the master cylinder pressure sensor 265 is supplied to the control device 10.
  • the other end of the rear wheel master passage 204R is connected to a master cylinder cut solenoid valve 206R (hereinafter referred to as an M / C cut valve 206R).
  • the M / C cut valve 206R is a normally open valve that is open when not controlled.
  • the M / C cut valve 206R has a function of regulating the hydraulic pressure generated by the pump 260R by controlling the open / close state of the M / C cut valve 206R by the control device 10.
  • the opening degree of the M / C cut valve 206R can be controlled linearly, and a control hydraulic pressure corresponding to the opening degree is generated.
  • a flow path 205R is connected between the M / C cut valve 206R and the master cylinder 202 in the rear wheel master passage 204R.
  • the flow path 205R communicates with the reservoir 250R.
  • One end of a pump flow path 210R is connected to the reservoir 250R.
  • the other end of the pump flow path 210R is connected to the high pressure flow path 208R.
  • a pump 260R and a check valve 262R are provided in the pump flow path 210R.
  • the discharge side of the pump 260R is connected to the high-pressure channel 208R via a check valve 262R.
  • the pump 260R is driven by, for example, a motor (not shown). This motor may be the same as the motor that drives the pump 260F for the front wheels.
  • the pump 260R is controlled by the control device 10. During operation, the pump 260R pumps oil from the reservoir 250R and pumps the oil to the high-pressure channel 208R through the pump channel 210R via the check valve 262R (see FIG. 3).
  • the hydraulic circuit 200 does not include an accumulator that stores high-pressure oil discharged from the pump 260R.
  • the M / C cut valve 206R is connected to a high pressure flow path 208R communicating with the wheel cylinders 224RL and 224RR.
  • the high-pressure channel 208R branches into two and communicates with the wheel cylinders 224RL and 224RR.
  • holding solenoid valves 212RL and 212RR are provided, and pressure reducing solenoid valves 214RL and 214RR are provided.
  • Holding solenoid valves 212RL and 212RR are normally open valves that are open when not controlled.
  • the open / close state of the holding solenoid valves 212RL and 212RR is controlled by the control device 10.
  • the decompression solenoid valves 214RL and 214RR are normally closed valves that are closed when not controlled.
  • the open / close state of the decompression solenoid valves 214RL and 214RR is controlled by the control device 10.
  • the decompression solenoid valves 214RL and 214RR are connected to the reservoir 250R via the decompression
  • each valve (M / C cut valves 206F, 206R, holding solenoid valves 212FL, 212FR, 212RL, 212RR, and pressure reducing solenoid valves 214FL, 214FR, 214RL, 214RR) is in the non-control position.
  • the pumps 260F and 260R are in a non-operating state.
  • the pressure in the first master cylinder chamber 202F is supplied to the wheel cylinders 224FL and 224FR
  • the pressure in the second master cylinder chamber 202R is supplied to the wheel cylinders 224RL and 224RR. Therefore, during normal braking, the pressure in the wheel cylinder of each wheel, that is, the braking force, is increased or decreased according to the operation amount (depression force) of the brake pedal 190.
  • FIG. 3 is a diagram schematically showing the oil flow when the pumps 260F and 260R in the hydraulic circuit 200 shown in FIG. 2 are operated.
  • the flow of oil when the pump 260F is operated in the front wheel system hydraulic circuit 201F will be described.
  • the operation of the pump 260R is substantially the same as the operation of the pump 260F.
  • the oil in the reservoir 250F flowing in from the master cylinder 202 via the flow path 205F is pumped to the high pressure flow path 208F by the pump flow path 210F via the check valve 262F.
  • the holding solenoid valves 212FL and 212FR are in the open position, this oil is supplied to the wheel cylinders 224FL and 224FR from the high pressure passage 208F, and the pressure in the wheel cylinders 224FL and 224FR (wheel cylinder pressure) is increased.
  • the pressure reducing solenoid valves 214FL and 214FR are in the closed position, and the wheel cylinder pressure is increased.
  • the oil pumped to the high pressure channel 208F flows to the master passage 204F via the M / C cut valve 206F.
  • the flow rate of this oil changes according to the open / closed state (opening degree) of the M / C cut valve 206F (see FIG. 4).
  • the pressures pumped up by the pump 260F are supplied to the wheel cylinders 224FL and 224FR, and the pressures pumped up by the pump 260R are supplied to the wheel cylinders 224RL and 224RR.
  • the braking pressure of each wheel is independent of the amount of operation of the brake pedal 190 (the M / C cut valves 206F and 206R, the holding solenoid valves 212FL, 212FR, 212RL, 212RR, and the pressure reducing solenoid).
  • the valve 214FL, 214FR, 214RL, 214RR can be controlled according to the operating state.
  • FIG. 4A and 4B are explanatory diagrams of the operation of the M / C cut valve 206F.
  • FIG. 4A shows a state in which the opening degree of the M / C cut valve 206F is relatively small
  • FIG. 4B shows the M / C cut valve 206F.
  • the state where the opening degree of 206F is smaller is shown.
  • the operation of the M / C cut valve 206R may be the same.
  • the M / C cut valve 206F has a valve element 274 disposed in the valve chamber 270 so as to be able to reciprocate.
  • the valve chamber 270 is connected to a front wheel master passage 204F from the master cylinder 202 and a high pressure passage 208F communicating with the wheel cylinders 224FR and 224FL via an internal passage 278 and a port 280.
  • a solenoid 282 is disposed around the valve element 274, and the valve element 274 is urged to a valve opening position by a compression coil spring 284. When a drive voltage is applied to the solenoid 282, the valve element 274 is biased against the port 280 against the spring force of the compression coil spring 284.
  • the control device 10 controls the magnitude of the applied current (differential pressure instruction value) to the solenoid 282 of the M / C cut valve 206F, so that the hydraulic pressure in the high-pressure flow path 208F (in the master passage 204F) is controlled.
  • the differential pressure between the hydraulic pressure and the hydraulic pressure in the high-pressure channel 208F can be controlled.
  • the M / C cut valve 206F incorporates a check valve 286 that allows only the flow of oil from the valve chamber 270 toward the high-pressure channel 208F.
  • FIG. 5 is a flowchart showing an example of hydraulic control executed by the control device 10.
  • the processing routine shown in FIG. 5 may be repeatedly executed at predetermined intervals while the vehicle is traveling.
  • the control device 10 determines a sudden braking command start condition.
  • the sudden braking command start condition may be satisfied when a predetermined emergency deceleration is requested.
  • TTC Time to Collision
  • the control device 10 calculates a TTC for a front obstacle in a predetermined direction (lateral position) based on the detection result from the front radar sensor 134, and the calculated TTC calculates a predetermined value (for example, 1 second). If so, go to Step 502.
  • the TTC may be derived by dividing the relative distance to the front obstacle by the relative speed with respect to the front obstacle.
  • the automatic driving control for example, it may be satisfied when the magnitude of the deceleration required to maintain a predetermined lower distance between the vehicle ahead and the vehicle ahead exceeds a predetermined value. If the sudden braking command start condition is satisfied, the process proceeds to step 502. Otherwise, the process ends.
  • the control device 10 determines whether or not a collision with a front obstacle (including a front vehicle) is unavoidable. That is, it is determined whether or not the possibility of a collision with a front obstacle is a predetermined level (100% in this case) or more.
  • a method for determining whether or not a collision with a front obstacle is unavoidable is widely known in the field of pre-crash safety, and various methods may be adopted. For example, a collision avoidance relative speed may be calculated in advance at each timing (TTC) at which the four-wheel automatic brake is started, and a collision unavoidable determination map may be created based on the calculated relative speed.
  • the control device 10 may determine whether or not the collision with the front obstacle is unavoidable by referring to the collision unavoidable determination map based on the relative speed with the front obstacle and the TTC. .
  • the deceleration G (m / s 2 ) and the deceleration speed V (m / s) t seconds after the start of the four-wheel automatic braking are the maximum speed G MAX (m / s 2 ) and
  • the deceleration gradient J (m / s 3 ) the following relationship is established.
  • a collision unavoidable determination map may be created by regarding a relative speed larger than the deceleration speed V after t seconds as a collision unavoidable relative speed.
  • the collision inevitable determination map using the relative distance as a parameter may be created by obtaining the relative distance by integrating the deceleration speed V.
  • acceleration of a front obstacle may be considered.
  • step 501 If it is determined in step 501 that a collision with a front obstacle is inevitable, the process proceeds to step 503. If it is determined that a collision with a front obstacle is inevitable (that is, avoidable), a step is performed. Proceed to 502.
  • step 502 the control device 10 controls the four-wheel automatic brake that suppresses the pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R based on the target control value (hereinafter, also referred to as “rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake”). Execute. Specifically, the control device 10 operates the pumps 260F and 260R and controls the M / C cut valves 206F and 206R to increase the wheel cylinder pressures of the wheel cylinders 224FL, 224FR, 224RL and 224RR.
  • the target control value hereinafter, also referred to as “rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake”. Execute. Specifically, the control device 10 operates the pumps 260F and 260R and controls the M / C cut valves 206F and 206R to increase the wheel cylinder pressures of the wheel cylinders 224FL, 224FR, 224RL and 224RR.
  • the control device 10 controls the M / C cut valves 206F and 206R so that the wheel cylinder pressures of the rear wheel cylinders 224RL and 224RR do not exceed the wheel cylinder pressures of the front wheel cylinders 224FL and 224FR.
  • the pressure increase suppression for the rear wheel system can be realized in a wide variety of modes, and may be realized in any mode.
  • the pressure increase start timing by the rear wheel system hydraulic circuit 201R may be delayed by a predetermined delay time ⁇ T with respect to the pressure increase start timing by the front wheel system hydraulic circuit 201F.
  • Other specific examples of the method for suppressing pressure increase with respect to the rear wheel system will be described later.
  • the target control value may be set for any physical quantity related to the wheel cylinder pressure of the wheel.
  • the target control value may be a target deceleration, a hydraulic target value for the wheel cylinder pressure, a target value of a pressure increase gradient for the wheel cylinder pressure, or M / It may be a target value of a differential pressure instruction value (applied current value) for the C cut valves 206F and 206R.
  • the target control value may be a fixed value or a variable value set according to a relative relationship (such as TTC) with the front obstacle. In the case of a fixed value, the target control value may be, for example, a target deceleration of 6.0 m / s 2 or a hydraulic target value for each wheel cylinder pressure of 5 Mpa.
  • step 503 the control device 10 executes four-wheel automatic braking based on the target control value.
  • the control device 10 does not use the four-wheel automatic brake (rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake) in which the pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R as performed in the above step 502 is suppressed, but the rear wheel system hydraulic pressure.
  • a four-wheel automatic brake (hereinafter also referred to as “non-suppressed four-wheel automatic brake”) that does not suppress pressure increase by the circuit 201R is executed.
  • the control device 10 operates the pumps 260F and 260R, and controls the M / C cut valves 206F and 206R in the same manner, thereby adjusting the wheel cylinder pressures of the wheel cylinders 224FL, 224FR, 224RL, and 224RR. Increase pressure.
  • the target control value in the non-suppression four-wheel automatic brake may be the same as the target control value in the rear wheel pressure increase suppression four-wheel automatic brake, or the target control value in the rear wheel pressure increase suppression four-wheel automatic brake. The value may be higher than the control value.
  • step 504 the control device 10 determines a sudden braking command end condition.
  • the sudden braking command end condition is, for example, when a collision is detected based on the acceleration sensor 136 or the like, when the vehicle body speed becomes 0 km / h, or when the TTC exceeds 1.5 [seconds], May be satisfied when it continues for a predetermined time (for example, 3 seconds) or longer. If the sudden braking command end condition is satisfied, the process ends. Otherwise, the process returns to step 501.
  • the four-wheel automatic braking in steps 502 and 503 is typically executed under a situation where the driver does not operate the brake pedal 190. That is, the target control value used in the above steps 502 and 503 is a value (including a fixed value) determined based on factors other than the operation amount of the brake pedal 190. If the driver operates the brake pedal 190 (for example, detected based on the pedaling force switch 192) after starting the four-wheel automatic braking, the operation of the brake pedal 190 is ignored and the four-wheel automatic braking is performed. May be continued.
  • step 502 when the driver operates the brake pedal 190 after starting the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake, for example, when the master cylinder pressure becomes a predetermined pressure or higher. It may be possible to shift to the normal brake, or when the hydraulic circuit 200 shown in FIG. 2 is not possible, but when it is possible to use another hydraulic circuit configuration, add both hydraulic pressures (or The larger one may be selected) and applied to the wheel cylinders 224FL, 224FR, 224RL, 224RR.
  • the four-wheel automatic braking in steps 502 and 503 may be executed under a situation where the driver is operating the brake pedal 190.
  • the sudden braking command start condition may be varied depending on whether the driver operates the brake pedal 190 or not.
  • the TTC as a threshold value that satisfies the sudden braking command start condition may be changed to a long time (for example, 1.5 seconds).
  • the target control value used in steps 502 and 503 may be determined based on factors other than the operation amount of the brake pedal 190.
  • step 502 if the driver still operates the brake pedal 190 after starting the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake, the master cylinder pressure is set to a predetermined pressure, for example. At this stage, it is possible to shift to the normal brake, or when the hydraulic circuit 200 shown in FIG. 2 is not possible, but other hydraulic circuit configurations are possible, both hydraulic pressures can be used. May be applied to the wheel cylinders 224FL, 224FR, 224RL, and 224RR.
  • the holding solenoid valves 212FL, 212FR, 212RL, 212RR and the pressure reducing solenoid valves 214FL, 214FR, 214RL, 214RR are all maintained in the normal state.
  • the holding solenoid valves 212FL, 212FR, 212RL, 212RR and the pressure reducing solenoid valves 214FL, 214FR, 214RL, 214RR are VSC (Vehicle In the vehicle stabilization control such as Stability Control), each wheel is individually controlled.
  • VSC Vehicle In the vehicle stabilization control such as Stability Control
  • each wheel is individually controlled.
  • the four-wheel automatic brake in step 502 is control for each system, and different control is not executed in the same system.
  • the ABS (anti-lock) vehicle stabilization control such as a brake system) or VSC may be activated.
  • the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake may be stopped, or the other control may be executed while continuing the rear wheel pressure increase suppression type four wheel automatic brake.
  • the holding solenoid valves 212FL, 212FR, 212RL, 212RR, and the pressure reducing solenoid valve 214FL are controlled for the M / C cut valves 206F, 206R while performing the same control as in the case of the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking.
  • 214FR, 214RL, 214RR may be controlled in accordance with ABS or vehicle stabilization control rules.
  • FIG. 6 is a diagram showing an example of a time series (target control value pattern) of target control values set for each of the front wheel system and the rear wheel system in the case of the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake.
  • the target control value is a hydraulic target value for the wheel cylinder pressure.
  • the rise timing of the rear hydraulic target value is delayed by a predetermined delay time ⁇ T from the rise timing of the front hydraulic target value.
  • the front hydraulic pressure target value increases toward the final front hydraulic pressure target value (5 Mpa in this example) at the start of the sudden braking command.
  • the rear hydraulic pressure target value increases toward the final rear hydraulic pressure target value (5 Mpa in this example) after a predetermined delay time ⁇ T from the start of the sudden braking command.
  • the final target values (the final front hydraulic pressure target value and the final rear hydraulic pressure target value) may correspond to target control values that should be finally realized by the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake.
  • the rise timing of the rear hydraulic target value is delayed by a predetermined delay time ⁇ T from the rise timing of the front hydraulic target value. Therefore, as shown in FIG. 6, the wheels of the wheel cylinders 224RL and 224RR for the rear wheels are used. It is possible to prevent the cylinder pressure from exceeding the wheel cylinder pressure of the wheel cylinders 224FL and 224FR of the front wheels. As a result, the tendency to lock the rear wheel during four-wheel automatic braking when emergency deceleration is required can be prevented, and vehicle stability can be improved.
  • the predetermined delay time ⁇ T is preferably a difference in characteristics between the rear wheel system hydraulic circuit 201R and the front wheel system hydraulic circuit 201F, in particular, the oil consumption necessary for generating the same wheel cylinder pressure. It is set in consideration of the amount difference.
  • the predetermined delay time ⁇ T may be a fixed value such as 200 msec.
  • the front hydraulic pressure target value and the rear hydraulic pressure target value rise steeply and rise toward the final front hydraulic pressure target value and the final rear hydraulic pressure target value, respectively. It may be increased in steps.
  • FIG. 7 is a diagram showing an example of a time series (target control value pattern) of target control values set for each of the front wheel system and the rear wheel system in the case of non-suppressing four-wheel automatic braking.
  • the same (common) target control value is applied to the front wheel system and the rear wheel system.
  • both the front hydraulic pressure target value and the rear hydraulic pressure target value increase toward the final hydraulic pressure target value (5 Mpa in this example) at the start of the sudden braking command.
  • the rising timing of the rear hydraulic target value is not delayed from the rising timing of the front hydraulic target value, and the deceleration can be maximized within a limited time.
  • the rear wheel system hydraulic circuit 201R and the front wheel system hydraulic circuit 201F have a characteristic difference between the rear actual hydraulic pressure and the rear actual hydraulic pressure as shown in FIG.
  • the wheel cylinder pressure of the wheel cylinders 224RL and 224RR exceeds the wheel cylinder pressure of the front wheel wheel cylinders 224FL and 224FR.
  • the front wheel system hydraulic circuit 201F has a significantly larger capacity of the front caliper than the rear caliper, so that the consumed oil required to generate the same oil pressure as the rear wheel system hydraulic circuit 201R. The amount increases (see FIG. 8).
  • the non-suppressing four-wheel automatic brake is a control that is executed when a collision is unavoidable as described above. Therefore, priority is given to ensuring a slight deceleration and lowering the collision speed rather than vehicle stability. .
  • FIG. 8 is a characteristic diagram showing an example of the relationship between wheel cylinder pressure and oil consumption.
  • FIG. 8 shows the same relationship in the front wheel system hydraulic circuit 201F and the same relationship in the rear wheel system hydraulic circuit 201R.
  • the amount of oil consumed to generate the same wheel cylinder pressure differs between the front wheel system hydraulic circuit 201F and the rear wheel system hydraulic circuit 201R. This is mainly based on the structural difference (for example, the difference between the capacity of the front caliper and the capacity of the rear caliper).
  • Such a characteristic diagram may be obtained based on a test or calculation, or a design value may be used.
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing an example of the discharge capacity (discharge oil amount with respect to time) of the pump 260F in the front wheel system hydraulic circuit 201F. Similarly, such a characteristic diagram may be obtained based on a test or calculation, or a design value may be used.
  • the final hydraulic target value for the wheel cylinder pressure is Pt.
  • consumption of the wheel system hydraulic circuit 201R after required for implementing the final and oil consumption Q F in the front line hydraulic circuit 201F necessary for realizing the hydraulic target value Pt of the final hydraulic target value Pt and an oil amount Q R, as shown in FIG. 8 is obtained from the characteristic diagram.
  • These oil consumption difference Q diff is Q F ⁇ Q R.
  • the operation time T t of the pump 260F required until the oil consumption amount Q F is obtained is obtained from the characteristic diagram as shown in FIG.
  • the predetermined delay time ⁇ T may be calculated by the following equation.
  • the control device 10 determines the predetermined delay time based on the final hydraulic target value Pt and the characteristic diagrams shown in FIGS. 8 and 9 in the process of step 502 shown in FIG. ⁇ T may be calculated.
  • the relationship between the final hydraulic pressure target value Pt and the predetermined delay time ⁇ T may be created in advance as a map and stored in the memory.
  • a predetermined delay time ⁇ T may be calculated for each of a plurality of final hydraulic target values Pt (for example, 1 Mpa, 3 Mpa, 5 Mpa, and 7 Mpa) using Equation (1) to create a map.
  • the control device 10 may read the predetermined delay time ⁇ T corresponding to the final hydraulic pressure target value Pt.
  • the final hydraulic pressure target value not specified in the map is obtained by interpolating a predetermined delay time ⁇ T corresponding to the two final hydraulic pressure target values close thereto.
  • a predetermined delay time ⁇ T corresponding to the above may be calculated.
  • the predetermined delay time ⁇ T may be calculated by the following equation.
  • ⁇ T T t ⁇ T tR equation (2)
  • Q R is the operating time of the pump 260R required until obtained.
  • T tR is a characteristic diagram as shown in FIG. 9 and may be similarly calculated based on a characteristic diagram of the discharge oil amount with respect to time of the pump 260R in the rear wheel system hydraulic circuit 201R.
  • a predetermined delay time ⁇ T may be calculated for each of a plurality of final hydraulic target values Pt (for example, 1 Mpa, 3 Mpa, 5 Mpa, and 7 Mpa) according to the equation (2), and a map may be created. .
  • FIG. 10 is a diagram showing another example of a time series (target control value pattern) of target control values set for each of the front wheel system and the rear wheel system in the case of the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake.
  • the target control value is a hydraulic target value for the wheel cylinder pressure.
  • FIG. 10 as in FIG. 6, the time series of the hydraulic target value (front hydraulic target value) with respect to the wheel cylinder pressure of the front wheel cylinders 224FL and 224FR, and the hydraulic target with respect to the wheel cylinder pressure of the rear wheel wheel cylinders 224RL and 224RR.
  • the time series of the values are indicated by dotted lines, and the actual wheel cylinder pressures (front actual hydraulic pressure) of the front wheel cylinders 224FL and 224FR when controlled by these hydraulic target value patterns are shown.
  • the time series and the time series of the actual wheel cylinder pressures (rear actual hydraulic pressure) of the wheel cylinders 224RL and 224RR of the rear wheels are indicated by solid lines.
  • the rise timing of the rear hydraulic target value is the same as the rise timing of the front hydraulic target value, but the increase gradient of the rear hydraulic target value is set lower than the increase gradient of the front hydraulic target value.
  • the front hydraulic pressure target value increases at a relatively steep slope toward the final front hydraulic pressure target value (5 Mpa in this example) at the start of the sudden braking command.
  • the rear hydraulic pressure target value increases with a relatively gentle gradient toward the final front hydraulic pressure target value (5 Mpa in this example) at the start of the sudden braking command.
  • an upper limit value lower than the increase gradient of the front hydraulic pressure target value may be set for the increase gradient of the rear hydraulic pressure target value.
  • the upper limit value (or the difference between the increase gradient of the rear hydraulic pressure target value and the increase gradient of the front hydraulic pressure target value) with respect to the increase gradient of the rear hydraulic pressure target value is determined by the wheel cylinder pressure of the rear wheel cylinders 224RL and 224RR.
  • the wheel cylinder pressure is set so as not to exceed the wheel cylinder pressure of the wheel cylinders 224FL and 224FR.
  • the rear actual hydraulic pressure target value and the rear hydraulic pressure target value rise at the same gradient with respect to time as shown by the solid lines attached to the front actual hydraulic pressure and the rear actual hydraulic pressure in FIG. Due to the difference in oil consumption between the front wheel system hydraulic circuit 201F and the rear wheel system hydraulic circuit 201R as shown, the rear actual hydraulic pressure increases with a steeper slope than the front actual hydraulic pressure.
  • the increase gradient of the rear hydraulic target value is smaller than the increase gradient of the front hydraulic target value, and thus the difference between the increase gradient of the rear actual hydraulic pressure and the increase gradient of the front actual hydraulic pressure. Can be reduced.
  • the method shown in FIG. 10 can be combined with the method shown in FIG. That is, it is possible to delay the rise timing of the rear hydraulic pressure target value from the rise timing of the front hydraulic pressure target value and set the increase gradient of the rear hydraulic pressure target value lower than the increase gradient of the front hydraulic pressure target value.
  • the front hydraulic pressure target value rises steeply and rises toward the final front hydraulic pressure target value, but it may increase in two or more steps.
  • the rear hydraulic pressure target value rises gently and rises toward the final rear hydraulic pressure target value, but may increase in two or more steps.
  • FIG. 11 is a flowchart showing another example of hydraulic control executed by the control device 10.
  • the processing routine shown in FIG. 11 may be repeatedly executed at predetermined intervals while the vehicle is traveling.
  • FIG. 12 is a diagram showing an example of each map 1, 2, 3 used in the processing shown in FIG.
  • the control device 10 determines a sudden braking command start condition.
  • the sudden braking command start condition may be satisfied when a predetermined emergency deceleration is requested.
  • the sudden braking command start condition is satisfied when there is a request from a pre-crash system that performs collision avoidance control with a forward obstacle.
  • the control device 10 may constitute a pre-crash system control device.
  • the sudden braking command start condition is also satisfied when there is a request from a system other than the pre-crash system (a system that performs preceding vehicle tracking control, auto cruise control, or similar automatic driving control). .
  • control device 10 may constitute a control device for a system that performs automatic driving control such as preceding vehicle following control and auto cruise control. If the sudden braking command start condition is satisfied, the process proceeds to step 1102; otherwise, the process ends.
  • step 1102 the control device 10 determines whether or not the request is an emergency deceleration request from the pre-crash system. If it is a request for emergency deceleration from the pre-crash system, the process proceeds to step 1104. If it is a request for emergency deceleration from other systems, the process proceeds to step 1108.
  • step 1104 the control device 10 executes a four-wheel automatic brake (non-suppressing type four-wheel automatic brake) that does not suppress pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R based on the map 1 (see FIG. 12).
  • the control device 10 operates the pumps 260F and 260R, and calculates the pressure increase gradient instruction amount in common for the front wheel system hydraulic circuit 201F and the rear wheel system hydraulic circuit 201R. That is, a common pressure increase gradient command amount is calculated for the M / C cut valve 206F of the front wheel system hydraulic circuit 201F and the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R.
  • the pressure increase gradient instruction amount may be calculated in a manner that gradually increases with time toward the final pressure increase gradient instruction amount.
  • the final pressure increase gradient instruction amount may be a fixed value or a variable value set according to a relative relationship (such as TTC) with the front obstacle.
  • the control device 10 calculates a differential pressure command value corresponding to the calculated pressure increase gradient command amount based on the map 1, and calculates the differential pressure command value (current) as the M / C cut valves 206F and 206R, respectively. Apply to.
  • Map 1 the differential pressure command value for the pressure increase gradient command amount is the same for the M / C cut valve 206F of the front wheel system hydraulic circuit 201F and the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R.
  • a predetermined value in differential pressure instruction value when the pressure increase gradient instruction amount exceeds a predetermined value [Delta] P A predetermined gradient G1 S1 (upper limit or whereas increases toward a value close) to substantially limit, even for M / C cut valve 206R for the rear wheels system hydraulic circuit 201R, the pressure-increase gradient instruction amount exceeds a predetermined value [Delta] P a difference
  • the pressure instruction value increases at a predetermined gradient G1 toward a predetermined value S1 (an upper limit value or a value close to a substantially upper limit value).
  • step 1106 the control device 10 determines the sudden braking command end condition. For example, when the collision is detected, the vehicle speed becomes 0 km / h, or when the TTC exceeds 1.5 [seconds], the sudden braking command is terminated for a predetermined time (for example, 3 seconds). ) It may be satisfied if it continues for the above. If the sudden braking command end condition is satisfied, the process ends as it is. Otherwise, the process returns to step 1104.
  • step 1108 the control unit 10 calculates in common to the rear wheel system hydraulic circuit 201R and the front wheel system hydraulic circuit 201F the pressure increase gradient indicated amounts, or pressure-increase gradient instruction amount is larger than the predetermined value [Delta] P A not Determine whether. If the pressure increase gradient instruction amount is larger than the predetermined value [Delta] P A, the process proceeds to step 1110, if the pressure increase gradient instructed amount is smaller than the predetermined value [Delta] P A, the process proceeds to step 1114.
  • the determination increasing gradient indicated amounts of whether greater than a predetermined value [Delta] P A may be performed only for the pressure increase gradient instruction amount calculated for the first time. In this case, after the next cycle, the process may proceed to step 1110 or 1114 according to the determination result for the pressure increase gradient instruction amount calculated for the first time.
  • step 1110 the control device 10 executes the four-wheel automatic brake (rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake) in which the pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R is suppressed based on the map 2 (see FIG. 12).
  • the control device 10 operates the pumps 260F and 260R.
  • the control device 10 calculates a differential pressure command value corresponding to the calculated pressure increase gradient command amount based on the map 2, and uses the differential pressure command value (current) as the M / C cut valves 206F and 206R, respectively. Apply to.
  • the differential pressure command value with respect to the pressure increase gradient command amount is respectively determined for the M / C cut valve 206F of the front wheel system hydraulic circuit 201F and the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R. Different.
  • the pressure-increase gradient instruction amount exceeds a predetermined value [Delta] P A, differential pressure instruction value toward a predetermined value S1 at a predetermined gradient G1 whereas increasing Te, for M / C cut valve 206R for the rear wheels system hydraulic circuit 201R, the pressure-increase gradient instruction amount exceeds a predetermined value [Delta] P a, differential pressure instruction value is a predetermined gradient G2 ( ⁇ G1) increases toward a predetermined value S2 ( ⁇ S1).
  • the differential pressure command value for the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R is compared with the differential pressure command value for the M / C cut valve 206F of the front wheel system hydraulic circuit 201F.
  • it increases toward a small predetermined value S2 with a gentle slope.
  • the pressure increase gradient command amount (target decrease) is lower than when emergency deceleration is requested from the pre-crash system. (Speed) tends to be small. That is, at the time of emergency deceleration by a system that performs automatic driving control such as preceding vehicle tracking control or auto cruise control, the wheel cylinder pressures of the rear wheel cylinders 224RL and 224RR are set in contrast to emergency deceleration by the pre-crash system. The need for increasing pressure to near the upper limit can be reduced.
  • the predetermined value S2 of the differential pressure instruction value for the M / C cut valve 206R is smaller than the predetermined value S1 of the differential pressure instruction value for the M / C cut valve 206F.
  • the vehicle wheel stability can be improved by preventing the wheel cylinder pressure on the side from being increased to the same level as the wheel cylinder pressure on the front wheel side.
  • step 1112 the control device 10 determines a sudden braking command end condition.
  • the sudden braking command end condition may be satisfied, for example, when a necessary inter-vehicle distance from the preceding vehicle is maintained, or when the sudden braking command continues for a predetermined time (for example, 3 seconds) or longer. If the sudden braking command end condition is satisfied, the process ends as it is. Otherwise, the process returns to step 1108.
  • step 1114 the control device 10 executes the four-wheel automatic braking that does not suppress the pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R based on the map 3 (see FIG. 12).
  • this four-wheel automatic brake is the same as the four-wheel automatic brake in step 1104 above in that it does not suppress the pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R, but it has the point that the brake is moderately less urgent. This is largely different from the four-wheel automatic brake in step 1104.
  • the control device 10 operates the pumps 260F and 260R.
  • the control device 10 calculates a differential pressure command value corresponding to the calculated pressure increase gradient command amount based on the map 3, and applies the differential pressure command value (current) to the M / C cut valves 206F and 206R. To do.
  • Map 3 the differential pressure command value for the pressure increase gradient command amount is the same for the M / C cut valve 206F of the front wheel system hydraulic circuit 201F and the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R. .
  • the differential pressure instruction value increases toward a predetermined value S3 ( ⁇ S2) with a gentle predetermined gradient G3 ( ⁇ G2).
  • step 1116 the control device 10 determines the sudden braking command end condition.
  • the sudden braking command end condition may be satisfied, for example, when the necessary inter-vehicle distance from the preceding vehicle is maintained, or when the sudden braking command continues for a predetermined time (for example, 2 seconds). If the sudden braking command end condition is satisfied, the process ends as it is. Otherwise, the process returns to step 1108.
  • the map 1 may be used when the level of possibility of collision is the highest, and the map 2 may be used when the level of possibility of collision is relatively low.
  • FIG. 13 is a diagram showing another example of the map 2 that may be used in step 1110 of FIG.
  • the differential pressure command value with respect to the pressure increase gradient command amount is different from the M / C cut valve 206F of the front wheel system hydraulic circuit 201F and the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R. Each is different.
  • the differential pressure command value becomes the predetermined gradient G1 and the predetermined value S1 ( (The value close to the upper limit value or a value close to the upper limit value), while the M / C cut valve 206R of the rear wheel system hydraulic circuit 201R has a pressure increase gradient instruction amount of the second predetermined value ⁇ P A2.
  • the differential pressure indication value does not increase until it exceeds (> ⁇ P A1 ).
  • the same effect as the case where the predetermined delay time ⁇ T as described with reference to FIG. 6 is set can be obtained.
  • the difference between the first predetermined value ⁇ P A1 and the second predetermined value ⁇ P A2 may be set in the same way as when the predetermined delay time ⁇ T is set.
  • the front wheel system and the rear wheel system are boosted with the same characteristics at the time of non-suppressing four-wheel automatic braking, but they need not be completely the same. . That is, in the above-described embodiment, at the time of non-suppression type four-wheel automatic braking, the suppression of pressure increase by the rear wheel system hydraulic circuit 201R is completely released, but it is not necessary to release the suppression completely, and the non-suppression It is only necessary that the degree of suppression is lower at the time of type four-wheel automatic braking than at the time of rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking.
  • the wheel cylinders 224FR, 224FL, 224RR, 224RL are not provided with a wheel cylinder pressure sensor.
  • the feedback control based on the detection value of the wheel cylinder pressure sensor is not used, but the feedforward control as described above is used for the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking. It is possible to improve vehicle stability.
  • the target control value may be fed back and set based on the output signals of the wheel speed sensors 138FR, 138FL, 138RR, and 138RL.
  • this invention is applicable also to the structure provided with a wheel cylinder pressure sensor.
  • the detected value of the wheel cylinder pressure sensor may be used as feedback control during rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking, or the detected value of the wheel cylinder pressure sensor may be used as rear wheel pressure increase suppression type four wheel automatic brake. Sometimes it does not have to be used as feedback control.
  • the pumps 260F and 260R are provided for each system, but one common pump may be provided for the two systems.
  • the reservoirs 250F and 250R are integrated into one, the pumps 260F and 260R are replaced with one common pump, and the discharge side of the common one pump is branched so that the pump flow path 210F, 210R may be formed.
  • the “first hydraulic pressure generation source” and the “second hydraulic pressure generation source” in the claims are realized by the one common pump.
  • one common pump may be provided with an accumulator.
  • the illustrated hydraulic circuit 200 with front and rear piping is merely an example, and may be changed in various ways.
  • the hydraulic circuit 200 may be configured to turn on / off the flow of hydraulic pressure from the master cylinder 202 to the pumps 260F, 260R by providing suction solenoid valves in the flow paths 205F, 205R.
  • two check valves may be provided on the suction sides of the pumps 260F and 260R in the pump channels 210F and 210R from the reservoirs 250F and 250R, respectively, and the channels 205F and 205R may be connected between the two check valves, respectively. .
  • the pumps 260F and 260R suck and discharge the oil from the master cylinder 202 without passing through the reservoirs 250F and 250R.
  • the holding solenoid valves 212FL, 212FR, 212RL, 212RR and the pressure reducing solenoid valves 214FL, 214FR, 214RL, 214RR may be linear valves.
  • the structure which uses a common reservoir by the master cylinder 202 and the pumps 260F and 260R may be sufficient.
  • the M / C cut valves 206F and 206R are controlled in different modes at the time of rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking to control the wheel cylinder pressures of the front wheel cylinders 224FL and 224FR and the rear wheel pressure.
  • the wheel cylinder pressures of the wheel cylinders 224RL and 224RR are increased, it is also possible to realize the same pressure increase characteristic by controlling the pumps 260F and 260R in different modes at the time of rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking. It is.
  • the pumps 260F and 260R may be driven by separate motors, respectively, and the M / C cut valves 206F and 206R may be on / off valves.
  • the M / C cut valves 206F and 206R are closed and the pump 260F and the pump 260R are controlled in different modes, that is, the rotation of the pump 260F.
  • the number of wheel cylinders 224FL, 224FR, 224RL, and 224RR is increased in the same manner as in the above-described embodiment by controlling the number (and the discharge amount accordingly) and the rotational speed of the pump 260R (the discharge amount accordingly) in a different manner. It is good also as realizing.
  • the pumps 260F and 260R may be controlled in the same mode (maximum discharge amount) during the non-suppressing four-wheel automatic braking.
  • the M / C cut valves 206F and 206R are controlled in different modes at the time of rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking to control the wheel cylinder pressures of the front wheel cylinders 224FL and 224FR and the rear wheel pressure.
  • the wheel cylinder pressures of the wheel cylinders 224RL and 224RR are increased, but the holding solenoid valves 212FL and 212FR and the pressure reducing solenoid valves 214FL and 214FR related to the front wheel system hydraulic circuit 201F at the time of rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic braking, It is also possible to control the holding solenoid valves 212RL and 212RR and the pressure reducing solenoid valves 214RL and 214RR related to the rear wheel system hydraulic circuit 201R in different modes to achieve the same boosting characteristics. In this case, the M / C cut valves 206F and 206R may be on / off valves.
  • the M / C cut valves 206F and 206R are closed and the holding solenoid valves 212FL and 212FR and the pressure reducing solenoid valves 214FL and 214FR related to the front wheel system hydraulic circuit 201F are closed.
  • the holding solenoid valves 212RL and 212RR and the pressure reducing solenoid valves 214RL and 214RR related to the rear wheel system hydraulic circuit 201R are controlled in different modes, so that the wheel cylinders 224FL, 224FR, and 224RL are controlled in a manner similar to the above-described embodiment.
  • the boosting of 224RR may be realized.
  • the holding solenoid valves 212FL and 212FR related to the front wheel system hydraulic circuit 201F are controlled in the same manner, and the pressure reducing solenoid valves 214FL and 214FR related to the front wheel system hydraulic circuit 201F are controlled in the same manner.
  • holding solenoid valves 212RL and 212RR related to rear wheel system hydraulic circuit 201R are controlled in the same manner, and pressure reducing solenoid valves 214RL and 214RR related to rear wheel system hydraulic circuit 201R are controlled in the same manner.
  • a circuit configuration typically used in a brake-by-wire system represented by ECB may be employed.
  • ECB Electrical Control Braking System
  • a circuit configuration as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2006-103547 (however, the pressure reducing cut valve 90 can be omitted) may be employed.
  • the “first hydraulic pressure generation source” and the “second hydraulic pressure generation source” in the claims are realized by the common one pump.
  • the M / C cut valve may be an on / off valve.
  • the front radar sensor 134 is used for detecting a front obstacle, but a camera may be used instead of or in addition to the front radar sensor 134.
  • the front obstacle may be detected in cooperation with the front radar sensor 134 and the camera.
  • the non-suppressing four-wheel automatic brake when it is determined that a collision is unavoidable, the non-suppressing four-wheel automatic brake is always executed. May be added. For example, when it is determined that a collision is inevitable and the possibility of spin is low (for example, when the steering wheel (steering angle) is maintained in a straight traveling direction), non-suppressing four-wheel automatic braking may be executed. . On the other hand, even if it is determined that the collision is unavoidable, if the possibility of spin is high, the rear wheel pressure increase suppression type four-wheel automatic brake may be executed.
  • Control apparatus 100FL Left front wheel 100FR Right front wheel 100RL Left rear wheel 100RR Right rear wheel 134 Front radar sensor 136 Acceleration sensor 138FL, FR, RL, RR Wheel speed sensor 190 Brake pedal 200 Hydraulic circuit 201F Front wheel system hydraulic circuit 201R Rear wheel system hydraulic circuit 202 Master cylinder 204F, R master passage 205F, R flow path 206F, RM / C cut valve 208F, R high pressure flow path 210F, R pump flow path 212F, R holding solenoid valve 214F, R decompression solenoid Valve 216F, R Pressure reducing passage 224FL, FR, RL, RR Wheel cylinder 250F, R reservoir 260F, R pump 262F, R check valve 265 Master cylinder pressure sensor

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Abstract

　車両用制動装置であって、障害物との衝突の可能性の判定結果に応じて、前輪ブレーキ油圧の昇圧特性に対する後輪ブレーキ油圧の昇圧特性の関係を異ならせる。好ましくは、障害物との衝突の可能性が所定レベルよりも低い場合は、前輪ブレーキ油圧の昇圧特性に対する後輪ブレーキ油圧の昇圧特性の関係は、後輪のホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ圧よりも先に高くならない関係とされる。

Description

車両用制動装置
　本発明は、車両用制動装置に関する。
　従来から、車両が障害物と接触する接触可能性が有ると判定し、かつ運転者の自発的な制動操作を検知すると、自動的に制動力を増加させて運転者の制動操作を支援する車両用制動装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。この際、制動力の増加量は、障害物との接触する接触可能性が高いほど大きくされている。
特開２０００－１１８３６８号公報
　しかしながら、上記の特許文献１に記載の構成では、車両制動時の走行安定性を改善させるためには改善の余地がある。
　そこで、本発明は、障害物との衝突の可能性に応じて最適な制動特性を実現することができる車両用制動装置の提供を目的とする。
　本発明の一局面によれば、障害物との衝突の可能性の判定結果に応じて、前輪ブレーキ油圧の昇圧特性に対する後輪ブレーキ油圧の昇圧特性の関係を異ならせることを特徴とする、車両用制動装置が提供される。
　本発明によれば、障害物との衝突の可能性に応じて最適な制動特性を実現することができる車両用制動装置が得られる。
本発明の一実施例による車両用制動装置１の主要構成と、車両用制動装置１が搭載される車両１０２の要部とを示す概略構成図である。 前後配管による油圧回路２００の一例を示す図である。 図２に示す油圧回路２００におけるポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒの作動時に油の流れを模式的に示す図である。 Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆの動作の説明図である。 前後配管による油圧回路２００において制御装置１０により実行される油圧制御の一例を示すフローチャートである。 後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキの場合に前輪系統と後輪系統のそれぞれに対して設定される目標制御値の時系列（目標制御値パターン）の一例を示す図である。 非抑制型４輪自動ブレーキの場合に前輪系統と後輪系統のそれぞれに対して設定される目標制御値の時系列（目標制御値パターン）の一例を示す図である。 ホイールシリンダ圧と消費油量の関係の一例を示す特性図である。 前輪系統油圧回路２０１Ｆにおけるポンプ２６０Ｆの時間に対する吐出油量の関係の一例を示す特性図である。 後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキの場合に前輪系統と後輪系統のそれぞれに対して設定される目標制御値の時系列（目標制御値パターン）の他の一例を示す図である。 制御装置１０により実行される油圧制御の他の一例を示すフローチャートである。 図１１に示す処理で使用される各マップ１、２、３の一例を示す図である。 マップ２のその他の例を示す図である。
　以下、図面を参照して、本発明を実施するための最良の形態の説明を行う。
　図１は、本発明の一実施例による車両用制動装置１の主要構成と、車両用制動装置１が搭載される車両１０２の要部とを示す概略構成図である。
　図１において、１００ＦＬ及び１００ＦＲはそれぞれ車両１０２の左右の前輪を示し、１００ＲＬ及び１００ＲＲはそれぞれ車両の駆動輪である左右の後輪を示している。尚、左右の前輪１００ＦＬ及び１００ＦＲは、ステアリングホイールの転舵に応答して駆動されるパワーステアリング装置によりタイロッドを介して操舵されてよい。
　車両用制動装置１は、制御装置１０と、油圧回路２００とを含む。各車輪１００ＦＲ、１００ＦＬ、１００ＲＲ、１００ＲＬの制動力は、油圧回路２００によりホイールシリンダ２２４ＦＲ、２２４ＦＬ、２２４ＲＲ、２２４ＲＬに供給される油圧によりそれぞれ発生される。油圧回路２００には、マスタシリンダ２０２が設けられる。マスタシリンダ２０２は、運転者によるブレーキペダル１９０の踏み込み操作に応答して、ホイールシリンダ２２４ＦＲ、２２４ＦＬ、２２４ＲＲ、２２４ＲＬに供給される油圧を生成する。
　制御装置１０は、マイクロコンピューターを含むＥＣＵ（電子制御ユニット）により構成されてもよい。制御装置１０の機能は、任意のハードウェア、ソフトウェア、ファームウェア又はそれらの組み合わせにより実現されてもよい。例えば、制御装置１０の機能の任意の一部又は全部は、特定用途向けＡＳＩＣ（ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ－ｓｐｅｃｉｆｉｃ
ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ ｃｉｒｃｕｉｔ）、ＦＰＧＡ（Ｆｉｅｌｄ Ｐｒｏｇｒａｍｍａｂｌｅ Ｇａｔｅ
Ａｒｒａｙ）、ＤＳＰ（ｄｉｇｉｔａｌ ｓｉｇｎａｌ ｐｒｏｃｅｓｓｏｒ）により実現されてもよい。また、制御装置１０の機能は、複数のＥＣＵにより協動して実現されてもよい。
　制御装置１０には、前方レーダセンサ１３４が接続される。前方レーダセンサ１３４は、電波（例えばミリ波）、光波（例えばレーザー）又は超音波を検出波として用いて、車両前方における前方障害物（典型的には、前方車両）の状態を検出する。前方レーダセンサ１３４は、前方障害物と自車との関係を示す情報、例えば自車を基準とした前方障害物の相対速度や相対距離、方位（横位置）を所定の周期で検出する。尚、前方レーダセンサ１３４がミリ波レーダセンサの場合、ミリ波レーダセンサは、例えば電子スキャン型のミリ波レーダーであって良く、この場合、電波のドップラー周波数（周波数シフト）を用いて前方障害物の相対速度が検出され、反射波の遅れ時間を用いて前方障害物の相対距離が検出され、複数の受信アンテナ間での受信波の位相差に基づいて前方障害物の方位が検出される。これらの検出データは、制御装置１０に所定の周期で送信される。
　制御装置１０には、車両の各輪に配置される車輪速センサ１３８ＦＲ、１３８ＦＬ、１３８ＲＲ、１３８ＲＬが接続される。車輪速センサ１３８ＦＲ、１３８ＦＬ、１３８ＲＲ、１３８ＲＬは、アクティブセンサであってもよいし、パッシブセンサであってもよい。また、制御装置１０には、車両に発生する車両前後方向の加速度を検出する加速度センサ１３６が接続される。加速度センサ１３６は、例えば車両のセンターコンソール下に取り付けられる。加速度センサ１３６は、搭載される車両に生ずる車体前後方向又は車幅方向の加速度に応じた信号を出力する加速度センサ部と、車両の重心軸回りに生ずる角速度に応じた信号を出力するヨーレートセンサ部とを一体に構成した半導体式のセンサにより実現されてもよい。
　制御装置１０には、油圧回路２００が接続される。制御装置１０は、油圧回路２００に設けられる各種バルブ（後述）等を制御することで、各車輪１００ＦＬ、１００ＦＲ、１００ＲＬ、１００ＲＲの制動力を制御する。制御装置１０による制御方法について、後に詳説する。
　図２は、前後配管による油圧回路２００の一例を示す図である。
　図２に示す油圧回路２００は、二系統の油圧回路２０１Ｆ、２０１Ｒを備える。図示の例では、二系統の油圧回路２０１Ｆ、２０１Ｒは、前輪１００ＦＬ、１００ＦＲと後輪１００ＲＬ、１００ＲＲとで系統を分けた前後配管からなる。以下では、油圧回路２０１Ｆについては、前輪系統油圧回路２０１Ｆと称し、油圧回路２０１Ｒについては、後輪系統油圧回路２０１Ｒと称する。尚、図２において、二点鎖線で囲まれた部分２２０は、ブレーキアクチュエータとして具現化されてもよい。
　マスタシリンダ２０２は、その両側の圧縮コイルばねにより所定の位置に付勢されたフリーピストン（図示せず）により画成された第一のマスタシリンダ室２０２Ｆと第二のマスタシリンダ室２０２Ｒとを有している。
　先ず、前輪系統油圧回路２０１Ｆについて説明する。第一のマスタシリンダ室２０２Ｆには前輪用のマスタ通路２０４Ｆの一端が接続される。前輪用のマスタ通路２０４Ｆの他端は、マスタシリンダカットソレノイドバルブ２０６Ｆ（以下、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆという）に接続される。Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆは、非制御時に開状態であるノーマルオープンバルブである。Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆは、その開閉状態を制御装置１０により制御されることにより、ポンプ２６０Ｆで発生する油圧を調圧する機能を有する。Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆは、開度がリニアに制御可能であり、開度に応じた制御油圧を発生する。
　前輪用のマスタ通路２０４Ｆには、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆとマスタシリンダ２０２との間に流路２０５Ｆが接続される。流路２０５Ｆは、リザーバ２５０Ｆに連通する。リザーバ２５０Ｆには、ポンプ流路２１０Ｆの一端が接続される。ポンプ流路２１０Ｆの他端は、高圧流路２０８Ｆに接続される。ポンプ流路２１０Ｆには、ポンプ２６０Ｆ及び逆止弁２６２Ｆが設けられる。ポンプ２６０Ｆの吐出側は、逆止弁２６２Ｆを介して高圧流路２０８Ｆに接続される。ポンプ２６０Ｆは、例えばモータ（図示せず）により駆動される。ポンプ２６０Ｆは制御装置１０により制御される。ポンプ２６０Ｆは、ピストンタイプを含む任意の形式であってよい。例えば、ポンプ２６０Ｆは、図示しないが、モータの回転軸に対して偏心したカムシャフトと、カムシャフトの外周に沿って配置されたシリンダ内のピストンとを備えてよい。この構成では、シリンダ内のピストンは、モータの回転によりカムシャフトが回転する際に往復運動を行い、中心側に移動するときに油を吸入し、外周側に移動するときに加圧された油を吐出する。ポンプ２６０Ｆは、作動時、リザーバ２５０Ｆから油を汲み上げて逆止弁２６２Ｆを介してポンプ流路２１０Ｆにより油を高圧流路２０８Ｆへと圧送する（図３参照）。尚、油圧回路２００は、ポンプ２６０Ｆから吐出される高圧の油を蓄えるアキュムレータを備えていない。
　Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆには、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲに連通する高圧流路２０８Ｆが接続される。高圧流路２０８Ｆは、２つに分岐して、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲに連通する。分岐後のそれぞれの流路部分において、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲがそれぞれ設けられると共に、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲがそれぞれ設けられる。保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲは、非制御時に開状態であるノーマルオープンバルブである。保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲの開閉状態は、制御装置１０により制御される。減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲは、非制御時に閉状態であるノーマルクローズバルブである。減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲの開閉状態は、制御装置１０により制御される。減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲは、減圧通路２１６Ｆを介してリザーバ２５０Ｆに接続される。
　次に、後輪系統油圧回路２０１Ｒについて説明する。第二のマスタシリンダ室２０２Ｒには後輪用のマスタ通路２０４Ｒの一端が接続される。後輪用のマスタ通路２０４Ｒには、マスタシリンダ圧力センサ２６５が設けられる。マスタシリンダ圧力センサ２６５は、マスタ通路２０４Ｒに発生するマスタシリンダ圧に応じた信号を出力する。マスタシリンダ圧力センサ２６５の出力信号は制御装置１０に供給される。
　後輪用のマスタ通路２０４Ｒの他端は、マスタシリンダカットソレノイドバルブ２０６Ｒ（以下、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒという）に接続される。Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒは、非制御時に開状態であるノーマルオープンバルブである。Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒは、その開閉状態を制御装置１０により制御されることにより、ポンプ２６０Ｒで発生する油圧を調圧する機能を有する。Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒは、開度がリニアに制御可能であり、開度に応じた制御油圧を発生する。
　後輪用のマスタ通路２０４Ｒには、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒとマスタシリンダ２０２との間に流路２０５Ｒが接続される。流路２０５Ｒは、リザーバ２５０Ｒに連通する。リザーバ２５０Ｒには、ポンプ流路２１０Ｒの一端が接続される。ポンプ流路２１０Ｒの他端は、高圧流路２０８Ｒに接続される。ポンプ流路２１０Ｒには、ポンプ２６０Ｒ及び逆止弁２６２Ｒが設けられる。ポンプ２６０Ｒの吐出側は、逆止弁２６２Ｒを介して高圧流路２０８Ｒに接続される。ポンプ２６０Ｒは、例えばモータ（図示せず）により駆動される。このモータは、前輪用のポンプ２６０Ｆを駆動するモータと共通であってよい。ポンプ２６０Ｒは制御装置１０により制御される。ポンプ２６０Ｒは、作動時、リザーバ２５０Ｒから油を汲み上げて逆止弁２６２Ｒを介してポンプ流路２１０Ｒにより油を高圧流路２０８Ｒへと圧送する（図３参照）。尚、油圧回路２００は、ポンプ２６０Ｒから吐出される高圧の油を蓄えるアキュムレータを備えていない。
　Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒには、ホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲに連通する高圧流路２０８Ｒが接続される。高圧流路２０８Ｒは、２つに分岐して、ホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲに連通する。分岐後のそれぞれの流路部分において、保持ソレノイドバルブ２１２ＲＬ、２１２ＲＲがそれぞれ設けられると共に、減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲがそれぞれ設けられる。保持ソレノイドバルブ２１２ＲＬ、２１２ＲＲは、非制御時に開状態であるノーマルオープンバルブである。保持ソレノイドバルブ２１２ＲＬ、２１２ＲＲの開閉状態は、制御装置１０により制御される。減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲは、非制御時に閉状態であるノーマルクローズバルブである。減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲの開閉状態は、制御装置１０により制御される。減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲは、減圧通路２１６Ｒを介してリザーバ２５０Ｒに接続される。
　ここで、図２に示す状態では、各バルブ（Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒ、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ、２１２ＲＬ、２１２ＲＲ、及び、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲ、２１４ＲＬ、２１４ＲＲ）が非制御位置（常態位置）にあり、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒが非作動状態である。これにより、ホイールシリンダ２２４ＦＬ及び２２４ＦＲには第一のマスタシリンダ室２０２Ｆ内の圧力が供給され、ホイールシリンダ２２４ＲＬ及び２２４ＲＲには第二のマスタシリンダ室２０２Ｒ内の圧力が供給される。従って、通常ブレーキ時には、各車輪のホイールシリンダ内の圧力、即ち制動力はブレーキペダル１９０の操作量（踏力）に応じて増減される。
　次に、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒの作動時に油の流れについて説明する。
　図３は、図２に示す油圧回路２００におけるポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒの作動時に油の流れを模式的に示す図である。以下では、前輪系統油圧回路２０１Ｆにおけるポンプ２６０Ｆの作動時の油の流れについて説明する。但し、ポンプ２６０Ｒの作動時については、ポンプ２６０Ｆの作動時と実質的に同様である。
　ポンプ２６０Ｆの作動時は、マスタシリンダ２０２から流路２０５Ｆを介して流入するリザーバ２５０Ｆ内の油は、逆止弁２６２Ｆを介してポンプ流路２１０Ｆにより高圧流路２０８Ｆへと圧送される。この油は、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲが開位置にあるとき、高圧流路２０８Ｆからホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲに供給され、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ内の圧力（ホイールシリンダ圧）が上昇される。尚、図示の状態は、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲは、閉位置にあり、ホイールシリンダ圧が増圧する増圧状態である。この状態から、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲが開弁されると、減圧通路２１６Ｆを介してリザーバ２５０Ｆに油が流れ、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧が減少する。他方、図示の状態で、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲが閉弁されると、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧が保持される。
　また、高圧流路２０８Ｆへと圧送された油は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆを介してマスタ通路２０４Ｆに流れる。この油の流量は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆの開閉状態（開度）に応じて変化する（図４参照）。
　このように、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒの作動時は、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲにはポンプ２６０Ｆによりポンプアップされた圧力が供給され、ホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲにはポンプ２６０Ｒによりポンプアップされた圧力が供給されるようになるので、各車輪の制動圧は、ブレーキペダル１９０の操作量に関係なく、各バルブ（Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒ、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ、２１２ＲＬ、２１２ＲＲ、及び、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲ、２１４ＲＬ、２１４ＲＲ）の作動状態に応じて制御することができる。
　次に、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒの動作の動作について説明する。
　図４は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆの動作の説明図であり、（Ａ）は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆの開度が比較的小さい状態を示し、（Ｂ）は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆの開度が更に小さい状態を示す。尚、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒの動作についても同様であってよい。
　図示の例では、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆは、弁室２７０には弁要素２７４が往復動可能に配置されている。弁室２７０には、マスタシリンダ２０２からの前輪用のマスタ通路２０４Ｆが接続されると共に、ホイールシリンダ２２４ＦＲ、２２４ＦＬに連通する高圧流路２０８Ｆが、内部通路２７８及びポート２８０を介して接続される。弁要素２７４の周りにはソレノイド２８２が配設されており、弁要素２７４は圧縮コイルばね２８４により開弁位置へ付勢されている。弁要素２７４は、ソレノイド２８２に駆動電圧が印加されると、圧縮コイルばね２８４のばね力に抗してポート２８０に対して付勢される。
　図４に示すように、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆの開度が小さくなると、ポンプ２６０Ｆから高圧流路２０８Ｆへと圧送された油のうち、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆを介してマスタ通路２０４Ｆに流れる油は少なくなる。これにより、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲに大きいホイールシリンダ圧を発生させることができる。このようにして、制御装置１０は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆのソレノイド２８２に対する印加電流（差圧指示値）の大きさを制御することで、高圧流路２０８Ｆ内の油圧（マスタ通路２０４Ｆ内の油圧と高圧流路２０８Ｆ内の油圧の差圧）を制御することができる。尚、図示の例では、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆは、弁室２７０より高圧流路２０８Ｆへ向かう油の流れのみを許す逆止弁２８６を内蔵する。
　次に、所定の緊急減速が要求された場合の制御装置１０により実行される油圧制御であって、前後配管による油圧回路２００における油圧制御について説明する。
　図５は、制御装置１０により実行される油圧制御の一例を示すフローチャートである。図５に示す処理ルーチンは、車両走行中に所定周期毎に繰り返し実行されてもよい。
　ステップ５００では、制御装置１０は、急制動指令開始条件を判定する。急制動指令開始条件は、所定の緊急減速が要求された場合に満たされるものであってよい。例えば、前方障害物との衝突回避制御では、前方障害物との衝突までの時間：ＴＴＣ（Ｔｉｍｅ ｔｏ Ｃｏｌｌｉｓｉｏｎ）を算出し、当該算出したＴＴＣが所定値（例えば１秒）を下回った場合に満たされるものであってよい。この場合、制御装置１０は、前方レーダセンサ１３４からの検出結果に基づいて、所定方位（横位置）内の前方障害物についてＴＴＣを算出し、当該算出したＴＴＣが所定値（例えば１秒）を下回った場合に、ステップ５０２に進む。尚、ＴＴＣは、前方障害物までの相対距離を、前方障害物に対する相対速度で割り算することで導出されてもよい。また、自動運転制御では、例えば、前方車両と所定の車間距離下限値を保つのに必要な減速度の大きさが所定値を上回った場合に満たされるものであってよい。急制動指令開始条件が満たされた場合には、ステップ５０２に進み、それ以外の場合は、そのまま終了する。
　ステップ５０１では、制御装置１０は、前方障害物（前方車両を含む）との衝突が不可避であるか否かを判定する。即ち、前方障害物との衝突の可能性が所定レベル（この場合、１００％）以上であるか否かを判定する。前方障害物との衝突が不可避であるか否かの判定方法は、プリクラッシュセーフティの分野で広く知られており、多種多様であり、任意の方法が採用されてもよい。例えば、４輪自動ブレーキが開始されるタイミング（ＴＴＣ）毎に、衝突回避可能な相対速度を予め算出し、算出した相対速度に基づいて衝突不可避判定マップを作成しておいてもよい。この場合、制御装置１０は、前方障害物との相対速度とＴＴＣとに基づいて、衝突不可避判定マップを参照して、前方障害物との衝突が不可避であるか否かを判定してもよい。具体的には、４輪自動ブレーキが開始されてからｔ秒後の減速度Ｇ（ｍ／ｓ２）及び減速速度Ｖ（ｍ／ｓ）は、最大限速度ＧＭＡＸ（ｍ／ｓ２）及び減速度勾配Ｊ（ｍ／ｓ３）とすると、以下の関係が成り立つ。
ｔ≦ＧＭＡＸ／Ｊのとき、Ｇ＝Ｊｔ、Ｖ＝Ｊ×ｔ２／２
ＧＭＡＸ／Ｊ＜ｔのとき、Ｇ＝ＧＭＡＸ、Ｖ＝ＧＭＡＸ ２／（２Ｊ）＋ＧＭＡＸ（ｔ－ＧＭＡＸ／Ｊ）
この場合、ｔ秒後の減速速度Ｖよりも大きい相対速度を衝突不可避な相対速度とみなして、衝突不可避判定マップを作成してもよい。或いは、減速速度Ｖを積分することにより相対距離を求めることで、相対距離をパラメータとした衝突不可避判定マップを作成してもよい。或いは、更に複雑なアルゴリズムとして、前方障害物の加速度等が考慮されてもよい。或いは、逆に、簡易的に、ＴＴＣが所定値未満となった場合に衝突不可避であると判定してもよい。
　本ステップ５０１において、前方障害物との衝突が不可避であると判定した場合は、ステップ５０３に進み、前方障害物との衝突が不可避でない（即ち回避可能である）と判定した場合には、ステップ５０２に進む。
　ステップ５０２では、制御装置１０は、目標制御値に基づいて、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧を抑制した４輪自動ブレーキ（以下、「後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ」ともいう）を実行する。具体的には、制御装置１０は、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを作動させると共に、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを制御して、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ、２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧を増圧する。この際、制御装置１０は、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧を上回ることがないような態様で、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを制御する。この後輪系統に対する増圧抑制は、多種多様な態様で実現することができ、任意の態様で実現されてもよい。例えば、油圧目標値に向けた増圧開始タイミングについて、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧開始タイミングを、前輪系統油圧回路２０１Ｆによる増圧開始タイミングに対して、所定遅延時間ΔＴ遅らせてもよい。尚、後輪系統に対する増圧抑制方法の他の具体例については後述する。
　目標制御値は、車輪のホイールシリンダ圧に関連する任意の物理量に対して設定されてもよい。例えば、目標制御値は、目標減速度であってもよいし、ホイールシリンダ圧に対する油圧目標値であってもよいし、ホイールシリンダ圧に対する増圧勾配の目標値であってもよいし、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒに対する差圧指示値（印加電流値）の目標値であってもよい。目標制御値は、固定値であってもよいし、前方障害物との相対関係（ＴＴＣ等）に応じて設定される可変値であってもよい。固定値の場合、目標制御値は、例えば目標減速度が６．０ｍ／ｓ２又は各ホイールシリンダ圧に対する油圧目標値が５Ｍｐａであってよい。
　ステップ５０３では、制御装置１０は、目標制御値に基づいて、４輪自動ブレーキを実行する。この際、制御装置１０は、上記ステップ５０２で行うような後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧を抑制した４輪自動ブレーキ（後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ）ではなく、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧の抑制を行わない４輪自動ブレーキ（以下、「非抑制型４輪自動ブレーキ」ともいう）を実行する。具体的には、制御装置１０は、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを作動させると共に、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを同様の態様で制御して、ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ、２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧を増圧する。尚、非抑制型４輪自動ブレーキにおける目標制御値は、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキにおける目標制御値と同一であってもよいし、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキにおける目標制御値よりも高い値であってもよい。
　ステップ５０４では、制御装置１０は、急制動指令終了条件を判定する。急制動指令終了条件は、例えば加速度センサ１３６等に基づいて衝突が検知された場合や、車体速度が０ｋｍ／ｈになった場合、ＴＴＣが１．５［秒］を上回った場合、急制動指令が所定時間（例えば３秒）以上継続した場合に満たされてもよい。急制動指令終了条件が満たされた場合には、そのまま終了し、それ以外の場合は、ステップ５０１に戻る。
　尚、上記ステップ５０２及び５０３の４輪自動ブレーキは、典型的には、運転者によるブレーキペダル１９０の操作が行われていない状況下で実行される。即ち、上記ステップ５０２及び５０３で使用される目標制御値は、ブレーキペダル１９０の操作量以外の因子に基づいて決定される値（固定値を含む）である。尚、４輪自動ブレーキ開始後に、運転者によるブレーキペダル１９０の操作（例えば踏力スイッチ１９２に基づいて検出）が行われた場合には、例えばブレーキペダル１９０の操作が無視されて、４輪自動ブレーキが継続されてもよい。或いは、上記ステップ５０２の場合、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ開始後に、運転者によるブレーキペダル１９０の操作が行われた場合には、例えばマスタシリンダ圧が所定圧以上となった段階で、通常ブレーキに移行することとしてもよいし、又は、図２に示す油圧回路２００の構成では可能でないが、他の油圧回路構成であり可能である場合は、双方の油圧を足しあわせて（或いは大きい方を選択して）ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ、２２４ＲＬ、２２４ＲＲに印加することとしてもよい。
　但し、上記ステップ５０２及び５０３の４輪自動ブレーキは、運転者によるブレーキペダル１９０の操作が行われている状況下で実行されてもよい。この場合、運転者によるブレーキペダル１９０の操作の有無に応じて、急制動指令開始条件が可変されてもよい。例えば運転者によるブレーキペダル１９０の操作がある場合には、急制動指令開始条件が満たされる閾値としてのＴＴＣが長い時間（例えば、１．５秒）に変更されてもよい。いずれにしても、４輪自動ブレーキが開始されると、以後、ブレーキペダル１９０の操作が無視されてよい。即ち上記ステップ５０２及び５０３で使用される目標制御値は、ブレーキペダル１９０の操作量以外の因子に基づいて決定されてよい。或いは、上記ステップ５０２の場合、上述と同様、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ開始後に、運転者によるブレーキペダル１９０の操作が依然として行われている場合には、例えばマスタシリンダ圧が所定圧以上となった段階で、通常ブレーキに移行することとしてもよいし、又は、図２に示す油圧回路２００の構成では可能でないが、他の油圧回路構成であり可能である場合は、双方の油圧を足しあわせて（或いは大きい方を選択して）ホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ、２２４ＲＬ、２２４ＲＲに印加することとしてもよい。
　また、上記ステップ５０２及び５０３の４輪自動ブレーキでは、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ、２１２ＲＬ、２１２ＲＲ、及び、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲ、２１４ＲＬ、２１４ＲＲについては全てノーマル状態に維持される。保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ、２１２ＲＬ、２１２ＲＲ、及び、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲ、２１４ＲＬ、２１４ＲＲは、ＶＳＣ（Ｖｅｈｉｃｌｅ
Ｓｔａｂｉｌｉｔｙ Ｃｏｎｔｒｏｌ）のような車両安定化制御では車輪毎に個別に制御されるが、上記ステップ５０２の４輪自動ブレーキは、系統毎の制御であり、同一系統内で異なる制御は実行されない。但し、上記ステップ５０２の後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキの開始後に、ＡＢＳ（ａｎｔｉ－ｌｏｃｋ
ｂｒａｋｅ ｓｙｓｔｅｍ）や、ＶＳＣのような車両安定化制御が作動してもよい。この場合、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキが中止されてもよいし、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキを継続しつつ、かかる他の制御が実行されてもよい。後者の場合、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒについては後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時と同様の制御を行いつつ、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ、２１２ＲＬ、２１２ＲＲ、及び、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲ、２１４ＲＬ、２１４ＲＲについてＡＢＳや車両安定化制御の制御則に従った制御を実行することとしてもよい。
　次に、上述の図５に示すステップ５０２及び５０３において採用されてもよい後輪系統に対する増圧抑制方法の具体例について説明する。
　図６は、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキの場合に前輪系統と後輪系統のそれぞれに対して設定される目標制御値の時系列（目標制御値パターン）の一例を示す図である。ここでは、一例として、目標制御値は、ホイールシリンダ圧に対する油圧目標値とする。図６では、前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧に対する油圧目標値（フロント油圧目標値）の時系列と、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧に対する油圧目標値（リア油圧目標値）の時系列とが点線で示されると共に、これらの油圧目標値のパターンで制御したときの、実際の前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧（フロント実油圧）の時系列と、実際の後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧（リア実油圧）の時系列とが実線で示される。
　図６に示す例では、リア油圧目標値の立ち上がりタイミングは、フロント油圧目標値の立ち上がりタイミングより所定遅延時間ΔＴ遅らされる。具体的には、フロント油圧目標値は、急制動指令開始時に、最終のフロント油圧目標値（本例では、５Ｍｐａ）に向けて増加する。他方、リア油圧目標値は、急制動指令開始時から所定遅延時間ΔＴ後に、最終のリア油圧目標値（本例では、５Ｍｐａ）に向けて増加する。尚、最終の目標値（最終のフロント油圧目標値及び最終のリア油圧目標値）とは、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキで最終的に実現すべき目標制御値に対応してよい。
　図６に示す例では、リア油圧目標値の立ち上がりタイミングがフロント油圧目標値の立ち上がりタイミングより所定遅延時間ΔＴ遅らされるので、図６に示すように、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧を上回ることを防止することができる。これにより、緊急減速が必要な場合の４輪自動ブレーキ時に、後輪ロック傾向となることが防止され、車両安定性を高めることができる。このような観点から、所定遅延時間ΔＴは、好ましくは、後輪系統油圧回路２０１Ｒと前輪系統油圧回路２０１Ｆとの間の特性差、特に、同一のホイールシリンダ圧を発生させるのに必要な消費油量の差を考慮して設定される。所定遅延時間ΔＴは、例えば２００ｍｓｅｃのような固定値であってよい。
　尚、図６に示す例では、フロント油圧目標値及びリア油圧目標値は、それぞれ最終のフロント油圧目標値及び最終のリア油圧目標値に向けて急峻に立ち上がって上昇しているが、２段階以上のステップ状に増加してもよい。
　図７は、非抑制型４輪自動ブレーキの場合に前輪系統と後輪系統のそれぞれに対して設定される目標制御値の時系列（目標制御値パターン）の一例を示す図である。図７では、前輪系統と後輪系統に対して同一（共通）の目標制御値が適用されている。この場合、フロント油圧目標値及びリア油圧目標値は共に、急制動指令開始時に、最終の油圧目標値（本例では、５Ｍｐａ）に向けて増加する。これにより、図６に示す例のようにリア油圧目標値の立ち上がりタイミングがフロント油圧目標値の立ち上がりタイミングより遅れることがなく、限られた時間内で減速度を最大限に大きくすることができる。
　尚、かかる構成では、後輪系統油圧回路２０１Ｒと前輪系統油圧回路２０１Ｆとの間の特性差に起因して、図７にフロント実油圧及びリア実油圧と付した実線にて示すように、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧を上回ることになる。より具体的には、前輪系統油圧回路２０１Ｆは、フロントキャリパーの容量がリアキャリパーの容量よりも有意に大きいため、後輪系統油圧回路２０１Ｒよりも、同一の油圧を発生させるのに必要な消費油量が大きくなる（図８参照）。このため、従って、非抑制型４輪自動ブレーキ時には、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が、前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧より先に大きくなり、後輪ロック傾向となりうる。但し、非抑制型４輪自動ブレーキは、上述の如く衝突不可避の場合に実行される制御であるので、車両安定性よりも、減速度を少しでも確保し、衝突速度を下げることが優先される。
　次に、図６に示す例を参照して上述した所定遅延時間ΔＴの設定方法の好ましい例について、図８及び図９を参照して説明する。
　図８は、ホイールシリンダ圧と消費油量の関係の一例を示す特性図である。図８には、前輪系統油圧回路２０１Ｆにおける同関係と、後輪系統油圧回路２０１Ｒにおける同関係とが示される。図８に示すように、同一のホイールシリンダ圧を発生させるのに必要な消費油量は、前輪系統油圧回路２０１Ｆと後輪系統油圧回路２０１Ｒとで異なる。これは、主に構造上の相違（例えばフロントキャリパーの容量とリアキャリパーの容量の相違）に基づく。このような特性図は、試験又は計算に基づいて取得されてもよいし、設計値を使用してもよい。
　図９は、前輪系統油圧回路２０１Ｆにおけるポンプ２６０Ｆの吐出能力（時間に対する吐出油量）の一例を示す特性図である。このような特性図も、同様に、試験又は計算に基づいて取得されてもよいし、設計値を使用してもよい。
　ここで、ホイールシリンダ圧に対する最終の油圧目標値がＰｔである場合を想定する。このとき、最終の油圧目標値Ｐｔを実現するために必要な前輪系統油圧回路２０１Ｆにおける消費油量ＱＦと、最終の油圧目標値Ｐｔを実現するために必要な後輪系統油圧回路２０１Ｒにおける消費油量ＱＲとを、図８に示すように、特性図から求める。これらの消費油量差Ｑｄｉｆｆは、ＱＦ－ＱＲとなる。このとき、消費油量ＱＦが得られるまでに要するポンプ２６０Ｆの作動時間Ｔｔを、図９に示すように、特性図から求める。そして、所定遅延時間ΔＴは、以下の式で算出されてもよい。
ΔＴ＝Ｔｔ×（Ｑｄｉｆｆ／ＱＦ）　　　式（１）
　尚、この算出方法を採用する場合、制御装置１０は、例えば図５に示すステップ５０２の処理において、最終の油圧目標値Ｐｔと図８及び図９に示した特性図に基づいて、所定遅延時間ΔＴを算出してもよい。或いは、最終の油圧目標値Ｐｔと、所定遅延時間ΔＴとの関係は、予めマップとして作成され、メモリに記憶されてもよい。例えば、複数の最終の油圧目標値Ｐｔ（例えば、１Ｍｐａ、３Ｍｐａ、５Ｍｐａ、７Ｍｐａ）について、式（１）によりそれぞれ所定遅延時間ΔＴを算出しておき、マップを作成してもよい。この場合、制御装置１０は、最終の油圧目標値Ｐｔに対応する所定遅延時間ΔＴを読み出せばよい。尚、マップに規定されていない最終の油圧目標値については、それに近い２つの最終の油圧目標値に対応する所定遅延時間ΔＴを補間することで、当該マップに規定されていない最終の油圧目標値に対応する所定遅延時間ΔＴを算出してもよい。
　また、その他の所定遅延時間ΔＴの算出方法として、
所定遅延時間ΔＴは、以下の式で算出されてもよい。
ΔＴ＝Ｔｔ－ＴｔＲ　　　式（２）
ここで、ＴｔＲは、消費油量ＱＲが得られるまでに要するポンプ２６０Ｒの作動時間である。ＴｔＲは、図９に示したような特性図であって、後輪系統油圧回路２０１Ｒにおけるポンプ２６０Ｒの時間に対する吐出油量の特性図に基づいて、同様に算出されてよい。この場合も同様に、複数の最終の油圧目標値Ｐｔ（例えば、１Ｍｐａ、３Ｍｐａ、５Ｍｐａ、７Ｍｐａ）について、式（２）によりそれぞれ所定遅延時間ΔＴを算出しておき、マップを作成してもよい。
　図１０は、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキの場合に前輪系統と後輪系統のそれぞれに対して設定される目標制御値の時系列（目標制御値パターン）の他の一例を示す図である。ここでは、一例として、目標制御値は、ホイールシリンダ圧に対する油圧目標値とする。図１０では、図６と同様、前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧に対する油圧目標値（フロント油圧目標値）の時系列と、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧に対する油圧目標値（リア油圧目標値）の時系列とが点線で示されると共に、これらの油圧目標値のパターンで制御したときの、実際の前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧（フロント実油圧）の時系列と、実際の後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧（リア実油圧）の時系列とが実線で示される。
　図１０に示す例では、リア油圧目標値の立ち上がりタイミングは、フロント油圧目標値の立ち上がりタイミングと同一であるが、リア油圧目標値の増加勾配が、フロント油圧目標値の増加勾配よりも低く設定される。具体的には、フロント油圧目標値は、急制動指令開始時に、最終のフロント油圧目標値（本例では、５Ｍｐａ）に向けて比較的急な勾配で増加する。他方、リア油圧目標値は、急制動指令開始時に、最終のフロント油圧目標値（本例では、５Ｍｐａ）に向けて比較的緩やかな勾配で増加する。このように、リア油圧目標値の増加勾配に対して、フロント油圧目標値の増加勾配よりも低い上限値を設定してもよい。尚、リア油圧目標値の増加勾配に対する上限値（又は、リア油圧目標値の増加勾配とフロント油圧目標値の増加勾配との差）は、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧を上回ることが無いように設定される。
　ここで、図６にフロント実油圧及びリア実油圧と付した実線にて示したように、フロント油圧目標値とリア油圧目標値とが時間に対して同一の勾配で上昇する場合、図８に示したような前輪系統油圧回路２０１Ｆと後輪系統油圧回路２０１Ｒとの間の消費油量の差に起因して、リア実油圧の方がフロント実油圧よりも急な勾配で増加する。この点、図１０に示す例では、上述の如く、リア油圧目標値の増加勾配がフロント油圧目標値の増加勾配よりも小さいので、リア実油圧の増加勾配とフロント実油圧の増加勾配との差を低減することができる。これにより、緊急減速が必要な場合の４輪自動ブレーキ時に、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧を上回ることを防止して、後輪ロック傾向となることを防止することが可能となり、車両安定性を高めることができる。
　尚、図１０に示す方法は、図６に示した方法と組み合わせることも可能である。即ち、リア油圧目標値の立ち上がりタイミングを、フロント油圧目標値の立ち上がりタイミングよりも遅らせると共に、リア油圧目標値の増加勾配を、フロント油圧目標値の増加勾配よりも低く設定することも可能である。また、図１０に示す例では、フロント油圧目標値は、最終のフロント油圧目標値に向けて急峻に立ち上がって上昇しているが、２段階以上のステップ状に増加してもよい。リア油圧目標値は、最終のリア油圧目標値に向けて穏やかに立ち上がって上昇しているが、２段階以上のステップ状に増加してもよい。
　次に、所定の緊急減速が要求された場合の制御装置１０により実行される油圧制御の他の一例について説明する。
　図１１は、制御装置１０により実行される油圧制御の他の一例を示すフローチャートである。図１１に示す処理ルーチンは、車両走行中に所定周期毎に繰り返し実行されてもよい。図１２は、図１１に示す処理で使用される各マップ１、２、３の一例を示す図である。
　ステップ１１００では、制御装置１０は、急制動指令開始条件を判定する。急制動指令開始条件は、所定の緊急減速が要求された場合に満たされるものであってよい。本例では、急制動指令開始条件は、前方障害物との衝突回避制御を行うプリクラッシュシステムからの要求があった場合に満たされる。例えば、プリクラッシュシステムでは、障害物との衝突が不可避であると判定された場合に、緊急減速が要求される。尚、制御装置１０は、プリクラッシュシステムの制御装置を構成してもよい。また、本例では、急制動指令開始条件は、プリクラッシュシステム以外のシステム（先行車追従制御やオートクルーズコントロールまたはその類の自動運転制御を行うシステム）からの要求があった場合にも満たされる。例えば、先行車追従制御やオートクルーズコントロールのような自動運転制御を行うシステムでは、目標減速度の大きさが所定値を上回った場合に、緊急減速が要求される。尚、制御装置１０は、先行車追従制御やオートクルーズコントロールのような自動運転制御を行うシステムの制御装置を構成してもよい。急制動指令開始条件が満たされた場合には、ステップ１１０２に進み、それ以外の場合は、そのまま終了する。
　ステップ１１０２では、制御装置１０は、プリクラッシュシステムからの緊急減速の要求であるか否かを判定する。プリクラッシュシステムからの緊急減速の要求である場合には、ステップ１１０４に進み、それ以外のシステムからの緊急減速の要求である場合には、ステップ１１０８に進む。
　ステップ１１０４では、制御装置１０は、マップ１（図１２参照）に基づいて、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧を抑制しない４輪自動ブレーキ（非抑制型４輪自動ブレーキ）を実行する。具体的には、制御装置１０は、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを作動させると共に、増圧勾配指示量を前輪系統油圧回路２０１Ｆ及び後輪系統油圧回路２０１Ｒに対して共通に算出する。即ち、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ及び後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対して共通の増圧勾配指示量を算出する。増圧勾配指示量は、最終の増圧勾配指示量に向けて時間と共に徐々に増加する態様で算出されてもよい。最終の増圧勾配指示量は、固定値であってもよいし、前方障害物との相対関係（ＴＴＣ等）に応じて設定される可変値であってもよい。そして、制御装置１０は、マップ１に基づいて、算出した増圧勾配指示量に対応した差圧指示値をそれぞれ算出し、当該差圧指示値（電流）をそれぞれＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒに印加する。ここで、マップ１では、増圧勾配指示量に対する差圧指示値が、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆと後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒとに対して同一である。具体的には、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対しては、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡを上回ると差圧指示値が所定勾配Ｇ１で所定値Ｓ１（上限値又は略上限値に近い値）に向けて増加するのに対して、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対しても、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡを上回ると差圧指示値が所定勾配Ｇ１で所定値Ｓ１（上限値又は略上限値に近い値）に向けて増加する。これにより、車両安定性よりも減速度の確保が優先され、衝突不可避という最も緊急な状況に応じた最大限の減速を実現することができる。
　ステップ１１０６では、制御装置１０は、急制動指令終了条件を判定する。急制動指令終了条件は、例えば衝突が検知された場合や、車体速度が０ｋｍ／ｈになった場合、ＴＴＣが１．５［秒］を上回った場合、急制動指令が所定時間（例えば３秒）以上継続した場合に満たされてもよい。急制動指令終了条件が満たされた場合には、そのまま終了し、それ以外の場合は、ステップ１１０４に戻る。
　ステップ１１０８では、制御装置１０は、増圧勾配指示量を後輪系統油圧回路２０１Ｒ及び前輪系統油圧回路２０１Ｆに対して共通に算出し、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡよりも大きいか否かを判定する。増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡよりも大きい場合は、ステップ１１１０に進み、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡより小さい場合は、ステップ１１１４に進む。尚、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡよりも大きいか否かの判定は、初回に算出される増圧勾配指示量に対してのみ実行されてもよい。この場合、次回周期以降は、初回に算出される増圧勾配指示量に対する判定結果に応じて、ステップ１１１０又は１１１４に進むこととしてもよい。
　ステップ１１１０では、制御装置１０は、マップ２（図１２参照）に基づいて、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧を抑制した４輪自動ブレーキ（後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ）を実行する。具体的には、制御装置１０は、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを作動させる。そして、制御装置１０は、マップ２に基づいて、算出した増圧勾配指示量に対応した差圧指示値をそれぞれ算出し、当該差圧指示値（電流）をそれぞれＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒに印加する。ここで、マップ２では、増圧勾配指示量に対する差圧指示値が、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆと後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒとに対してそれぞれ異なる。具体的には、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対しては、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡを上回ると、差圧指示値が所定勾配Ｇ１で所定値Ｓ１に向けて増加するのに対して、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対しては、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡを上回ると、差圧指示値が所定勾配Ｇ２（＜Ｇ１）で所定値Ｓ２（＜Ｓ１）に向けて増加する。即ち、増圧勾配指示量が増加すると、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対する差圧指示値は、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対する差圧指示値に比べて、緩やかな傾きで小さい所定値Ｓ２に向けて増加する。従って、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒ及び前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対して共通の増圧勾配指示量が時間と共に増加する態様で算出されると、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対する差圧指示値の増加態様は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対する差圧指示値の増加態様に対して、増加勾配が小さくなる。これにより、上述の図１０を参照して説明したような場合と同様の効果を得ることができる。
　ここで、先行車追従制御やオートクルーズコントロールのような自動運転制御を行うシステムからの緊急減速の要求時は、プリクラッシュシステムからの緊急減速の要求時よりも、増圧勾配指示量（目標減速度）が小さくなる傾向がある。即ち、先行車追従制御やオートクルーズコントロールのような自動運転制御を行うシステムによる緊急減速時には、プリクラッシュシステムによる緊急減速時とは対照的に、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧を上限値付近まで増圧する必要性が低くなりうる。この点を考慮して、マップ２では、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対する差圧指示値の所定値Ｓ２が、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対する差圧指示値の所定値Ｓ１よりも小さいので、後輪側のホイールシリンダ圧が前輪側のホイールシリンダ圧と同等のレベルまで昇圧されるのを防止して、車両安定性を高めることができる。
　ステップ１１１２では、制御装置１０は、急制動指令終了条件を判定する。急制動指令終了条件は、例えば先行車との必要な車間距離が維持された場合や、急制動指令が所定時間（例えば３秒）以上継続した場合に満たされてもよい。急制動指令終了条件が満たされた場合には、そのまま終了し、それ以外の場合は、ステップ１１０８に戻る。
　ステップ１１１４では、制御装置１０は、マップ３（図１２参照）に基づいて、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧を抑制しない４輪自動ブレーキを実行する。但し、この４輪自動ブレーキは、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧を抑制しない点で、上記ステップ１１０４の４輪自動ブレーキと共通するが、緊急性の低い緩やかな制動を字つげする点が、上記ステップ１１０４の４輪自動ブレーキと大きく異なる。具体的には、制御装置１０は、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを作動させる。そして、制御装置１０は、マップ３に基づいて、算出した増圧勾配指示量に対応した差圧指示値を算出し、当該差圧指示値（電流）をＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒに印加する。ここで、マップ３では、増圧勾配指示量に対する差圧指示値が、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆと後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒとで同一である。具体的には、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ及び後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対しては、増圧勾配指示量が所定値ΔＰＡに至るまで、差圧指示値が緩やかな所定勾配Ｇ３（＜Ｇ２）で所定値Ｓ３（＜Ｓ２）に向けて増加する。
　ステップ１１１６では、制御装置１０は、急制動指令終了条件を判定する。急制動指令終了条件は、例えば先行車との必要な車間距離が維持された場合や、急制動指令が所定時間（例えば２秒）以上継続した場合に満たされてもよい。急制動指令終了条件が満たされた場合には、そのまま終了し、それ以外の場合は、ステップ１１０８に戻る。
　このように図１１に示す制御方法によれば、増圧勾配指示量が大きくなる急制動指令が発生した場合にも、後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧を上回ることを防止して、後輪ロック傾向となることを防止することが可能となり、車両安定性を高めることができる。また、プリクラッシュシステムからの緊急減速と他のシステムからの緊急減速とに対してそれぞれ異なるマップ（図１２）を使用することで、それぞれのシステムの特徴に応じた急制動を、車両安定性を維持しつつ実現することができる。
　尚、プリクラッシュシステムにおいても、衝突不可避のレベルを多段階で評価するようなシステムが考えられうる。この場合、衝突の可能性のレベルが最も高い場合に、マップ１を用い、衝突の可能性のレベルが比較的低い場合は、マップ２を用いることとしてもよい。
　図１３は、図１１のステップ１１１０で使用されてもよいマップ２のその他の例を示す図である。図１３に示すマップ２では、増圧勾配指示量に対する差圧指示値が、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆと後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒとに対してそれぞれ異なる。具体的には、前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対しては、増圧勾配指示量が第１所定値ΔＰＡ１を上回ると差圧指示値が所定勾配Ｇ１で所定値Ｓ１（上限値又は略上限値に近い値）に向けて増加するのに対して、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対しては、増圧勾配指示量が第２所定値ΔＰＡ２（＞ΔＰＡ１）を上回るまで差圧指示値が増加しない。尚、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対しては、増圧勾配指示量が第２所定値ΔＰＡ２を上回ると、差圧指示値が同勾配Ｇ１で同所定値Ｓ１に向けて増加する。従って、後輪系統油圧回路２０１ＲのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｒ及び前輪系統油圧回路２０１ＦのＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対して共通の増圧勾配指示量が時間と共に増加する態様で算出されると、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｒに対する差圧指示値の増加態様は、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆに対する差圧指示値の増加態様に対して時間遅れが生じる。これにより、上述の図６を参照して説明したような所定遅延時間ΔＴを設定した場合と同様の効果を得ることができる。尚、第１所定値ΔＰＡ１と第２所定値ΔＰＡ２との差は、所定遅延時間ΔＴを設定する場合と同様の考え方で設定されてよい。
　以上、本発明の好ましい実施例について詳説したが、本発明は、上述した実施例に制限されることはなく、本発明の範囲を逸脱することなく、上述した実施例に種々の変形及び置換を加えることができる。
　例えば、上述した実施例では、非抑制型４輪自動ブレーキ時には、前輪系統と後輪系統とが同一の特性で昇圧されるように構成されているが、これらは完全に同一である必要はない。即ち、上述した実施例では、非抑制型４輪自動ブレーキ時は、後輪系統油圧回路２０１Ｒによる増圧の抑制を完全に解除しているが、抑制を完全に解除する必要は無く、非抑制型４輪自動ブレーキ時において、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時よりも抑制の度合いが低ければよい。
　また、上述した実施例では、ホイールシリンダ２２４ＦＲ、２２４ＦＬ、２２４ＲＲ、２２４ＲＬにホイールシリンダ圧センサを備えていない構成が想定されている。このような安価の構成であっても、上述の如く、ホイールシリンダ圧センサの検出値に基づくフィードバック制御によるのではなく、上述の如くフィードフォワード制御により後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時の車両安定性を高めることが可能である。但し、車輪速センサ１３８ＦＲ、１３８ＦＬ、１３８ＲＲ、１３８ＲＬの出力信号に基づいて目標制御値をフィードバックして設定してもよい。尚、本発明は、ホイールシリンダ圧センサを備える構成にも適用可能である。この場合、ホイールシリンダ圧センサの検出値を後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時にフィードバック制御として使用してもよいし、ホイールシリンダ圧センサの検出値を後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時にフィードバック制御として使用しなくてもよい。
　また、上述した実施例では、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒから吐出される高圧の油を蓄えるアキュムレータを備えていない構成が想定されている。このような安価の構成では、アキュムレータから大量の高圧の油を短時間に供給することができないため、特に系統間の圧力差が問題となる。従って、上述した実施例は、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒがアキュムレータを備えていない場合に特に効果的である。但し、本発明は、アキュムレータを備えた構成にも適用可能である。
　また、上述した実施例では、系統毎にポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを設けているが、２つの系統に対して共通の１つのポンプを設けてもよい。例えば、油圧回路２００において、リザーバ２５０Ｆ、２５０Ｒを１つに統合すると共に、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを共通の１つのポンプに置き換え、当該共通の１つのポンプの吐出側を分岐させてポンプ流路２１０Ｆ、２１０Ｒを形成してもよい。この場合、特許請求の範囲における「第１油圧生成源」及び「第２油圧生成源」は、当該共通の１つのポンプにより実現される。また、この場合も同様、共通の１つのポンプはアキュムレータを備えてもよい。
　また、図示した前後配管による油圧回路２００は、あくまで一例であり、多種多様な態様で変更されてもよい。例えば、油圧回路２００において、流路２０５Ｆ、２０５Ｒに吸入ソレノイドバルブを設けることで、マスタシリンダ２０２からポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒへの油圧の流れをオン・オフする構成を実現してもよい。また、リザーバ２５０Ｆ、２５０Ｒからのポンプ流路２１０Ｆ、２１０Ｒにおけるポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒの吸引側にそれぞれ２つの逆止弁を設け、２つの逆止弁の間にそれぞれ流路２０５Ｆ、２０５Ｒを繋いでもよい。この場合、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒは、リザーバ２５０Ｆ、２５０Ｒを介せずにマスタシリンダ２０２からの油を吸入して吐出する。また、保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ、２１２ＲＬ、２１２ＲＲ、及び、減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲ、２１４ＲＬ、２１４ＲＲは、リニアバルブであってもよい。また、マスタシリンダ２０２とポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒとで共通のリザーバを使用する構成であってもよい。
　また、上述した実施例では、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時にＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを互いに異なる態様で制御して前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧と後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧とを昇圧しているが、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時にポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒを互いに異なる態様で制御して同様の昇圧特性を実現することも可能である。この場合、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒは、それぞれ、別々のモータで駆動され、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒはオン／オフバルブであってよい。より具体的には、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時には、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを閉じると共に、ポンプ２６０Ｆとポンプ２６０Ｒを互いに異なる態様で制御すること、即ち、ポンプ２６０Ｆの回転数（それに伴い吐出量）とポンプ２６０Ｒの回転数（それに伴い吐出量）とを互いに異なる態様で制御することにより、上述した実施例と同様の態様でホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ、２２４ＲＬ、２２４ＲＲの昇圧を実現することとしてもよい。尚、非抑制型４輪自動ブレーキ時には、ポンプ２６０Ｆ、２６０Ｒは同一の態様（最大吐出量）で制御されてよい。
　また、上述した実施例では、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時にＭ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを互いに異なる態様で制御して前輪のホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲのホイールシリンダ圧と後輪のホイールシリンダ２２４ＲＬ、２２４ＲＲのホイールシリンダ圧とを昇圧しているが、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時に前輪系統油圧回路２０１Ｆに係る保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ及び減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲと、後輪系統油圧回路２０１Ｒに係る保持ソレノイドバルブ２１２ＲＬ、２１２ＲＲ及び減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲとを互いに異なる態様で制御して同様の昇圧特性を実現することも可能である。この場合、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒはオン／オフバルブであってよい。より具体的には、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時には、Ｍ／Ｃカットバルブ２０６Ｆ、２０６Ｒを閉じると共に、前輪系統油圧回路２０１Ｆに係る保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲ及び減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲと、後輪系統油圧回路２０１Ｒに係る保持ソレノイドバルブ２１２ＲＬ、２１２ＲＲ及び減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲとを互いに異なる態様で制御することにより、上述した実施例と同様の態様でホイールシリンダ２２４ＦＬ、２２４ＦＲ、２２４ＲＬ、２２４ＲＲの昇圧を実現することとしてもよい。但し、この場合、前輪系統油圧回路２０１Ｆに係る保持ソレノイドバルブ２１２ＦＬ、２１２ＦＲは互いに同一の態様で制御され、前輪系統油圧回路２０１Ｆに係る減圧ソレノイドバルブ２１４ＦＬ、２１４ＦＲは互いに同一の態様で制御される。同様に、後輪系統油圧回路２０１Ｒに係る保持ソレノイドバルブ２１２ＲＬ、２１２ＲＲは互いに同一の態様で制御され、後輪系統油圧回路２０１Ｒに係る減圧ソレノイドバルブ２１４ＲＬ、２１４ＲＲは互いに同一の態様で制御される。
　また、ＥＣＢ（Electric Control Braking system）に代表されるようなブレーキバイワイヤシステムで典型的に使用される回路構成が採用されてもよい。例えば、特開２００６－１０３５４７号に開示されるような回路構成（但し、減圧カット弁９０は省略可能）が採用されてもよい。この場合も、特許請求の範囲における「第１油圧生成源」及び「第２油圧生成源」は、当該共通の１つのポンプにより実現される。また、この場合、Ｍ／Ｃカットバルブはオン／オフバルブであってよい。かかる回路構成が採用された場合、同様に、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキ時には、Ｍ／Ｃカットバルブを閉じると共に、系統毎に保持ソレノイドバルブ及び減圧ソレノイドバルブを互いに異なる態様で制御することにより、上述した実施例と同様の態様で各ホイールシリンダの昇圧を実現することとしてもよい。但し、この場合も同様に、各系統内では保持ソレノイドバルブ及び減圧ソレノイドバルブは同一の態様で制御される。他方、非抑制型４輪自動ブレーキ時には、Ｍ／Ｃカットバルブを閉じると共に、系統間で保持ソレノイドバルブ及び減圧ソレノイドバルブを同一の態様で制御することにより、減速度の確保を優先させてよい。
　また、上述した実施例では、前方障害物の検出に前方レーダセンサ１３４が利用されているが、それに代えて若しくは加えて、カメラが利用されてもよい。例えば、前方障害物は、前方レーダセンサ１３４とカメラにより協動して検出されてもよい。
　また、上述した実施例では、衝突不可避と判定された場合に、常に、非抑制型４輪自動ブレーキを実行しているが、非抑制型４輪自動ブレーキを実行することに対して他の条件を付加してもよい。例えば、衝突不可避と判定され、且つ、スピンの可能性が低い場合（例えば、ハンドル（舵角）が直進方向に維持されている場合）、非抑制型４輪自動ブレーキを実行することとしてもよい。他方、衝突不可避と判定された場合でも、スピンの可能性が高い場合には、後輪増圧抑制型４輪自動ブレーキを実行することとしてもよい。
　１　　車両用制動装置
　１０　　制御装置
　１００ＦＬ　　左前輪
　１００ＦＲ　　右前輪
　１００ＲＬ　　左後輪
　１００ＲＲ　　右後輪
　１３４　　前方レーダセンサ
　１３６　　加速度センサ
　１３８ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ　　車輪速センサ
　１９０　　ブレーキペダル
　２００　　油圧回路
　２０１Ｆ　　前輪系統油圧回路
　２０１Ｒ　　後輪系統油圧回路
　２０２　　マスタシリンダ
　２０４Ｆ、Ｒ　　マスタ通路
　２０５Ｆ、Ｒ　　流路
　２０６Ｆ、Ｒ　　Ｍ／Ｃカットバルブ
　２０８Ｆ、Ｒ　　高圧流路
　２１０Ｆ、Ｒ　　ポンプ流路
　２１２Ｆ、Ｒ　　保持ソレノイドバルブ
　２１４Ｆ、Ｒ　　減圧ソレノイドバルブ
　２１６Ｆ、Ｒ　　減圧通路
　２２４ＦＬ、ＦＲ、ＲＬ、ＲＲ　　ホイールシリンダ
　２５０Ｆ、Ｒ　　リザーバ
　２６０Ｆ、Ｒ　　ポンプ
　２６２Ｆ、Ｒ　　逆止弁
　２６５　　マスタシリンダ圧力センサ

Claims (6)

  1. 　障害物との衝突の可能性の判定結果に応じて、前輪ブレーキ油圧の昇圧特性に対する後輪ブレーキ油圧の昇圧特性の関係を異ならせることを特徴とする、車両用制動装置。
  2. 　障害物との衝突が不可避でないと判定された場合は、前輪ブレーキ油圧の昇圧特性に対する後輪ブレーキ油圧の昇圧特性の関係は、後輪のホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ圧よりも先に高くならない関係とされる、請求項１に記載の車両用制動装置。
  3. 　障害物との衝突が不可避でないと判定された場合は、後輪のホイールシリンダ圧の昇圧開始タイミングを前輪のホイールシリンダ圧の昇圧開始タイミングより遅らせる、請求項２に記載の車両用制動装置。
  4. 　障害物との衝突が不可避であると判定された場合は、前輪ブレーキ油圧の昇圧特性に対する後輪ブレーキ油圧の昇圧特性の関係は、後輪のホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ圧よりも先に高くなる関係とされる、請求項１～３のうちのいずれか１項に記載の車両用制動装置。
  5. 　障害物との衝突が不可避であると判定された場合は、後輪のホイールシリンダ圧の昇圧開始タイミングを前輪のホイールシリンダ圧の昇圧開始タイミングと一致させる、請求項４に記載の車両用制動装置。
  6. 　車両の前輪のホイールシリンダに油圧を供給する第１系統の油圧回路と、
    　車両の後輪のホイールシリンダに油圧を供給する第２系統の油圧回路と、
    　前記第１系統の油圧回路に設けられ、前記第１系統の油圧回路により前記前輪のホイールシリンダに供給される油圧を生成する第１油圧生成源と、
    　前記第１系統の油圧回路に設けられ、前記前輪のホイールシリンダ圧を可変する第１弁と、
    　前記第２系統の油圧回路に設けられ、前記第２系統の油圧回路により前記後輪のホイールシリンダに供給される油圧を生成する第２油圧生成源と、
    　前記第２系統の油圧回路に設けられ、前記後輪のホイールシリンダ圧を可変する第２弁と、
    　前記第１系統の油圧回路及び前記第２系統の油圧回路に接続され、運転者のブレーキペダルの操作に応じた油圧を発生する第３油圧生成源と、
    　所定の緊急減速が要求された場合に、運転者のブレーキペダルの操作に依存しない緊急制動制御を実行する制御装置とを備え、
    　前記緊急制動制御において、前記制御装置は、障害物との衝突が不可避でないと判定された場合は、後輪のホイールシリンダ圧が前輪のホイールシリンダ圧よりも先に高くならないように、前記第１弁及び前記第２弁を互いに異なる態様で制御して、又は、前記第１油圧生成源及び前記第２油圧生成源を互いに異なる態様で制御して、前記第１油圧生成源及び前記第２油圧生成源により生成された油圧に基づいて、前記第１系統の油圧回路及び前記第２系統の油圧回路により前記前輪のホイールシリンダ圧及び前記後輪のホイールシリンダ圧をそれぞれ昇圧し、
    　前記緊急制動制御において、前記制御装置は、障害物との衝突が不可避であると判定された場合は、前記第１弁及び前記第２弁を同一の態様で制御して、又は、前記第１油圧生成源及び前記第２油圧生成源を同一の態様で制御して、前記第１油圧生成源及び前記第２油圧生成源により生成された油圧に基づいて、前記第１系統の油圧回路及び前記第２系統の油圧回路により前記前輪のホイールシリンダ圧及び前記後輪のホイールシリンダ圧をそれぞれ昇圧することを特徴とする、車両用制動装置。
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