CN101850765A - 车辆制动系统及车辆制动系统用主缸 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种能够得到良好的脚踏感的车辆制动系统及主缸。在主缸中，将减压阀的开阀压力设定为如下液压，即在助力装置失灵的情况下，当该液压大于向制动踏板输入的踏力为500N时产生的液压且小于助力装置处于满负荷点时的液压时，使该减压阀打开，并将该液压作为为提高脚踏感而特别设定的开阀压力，助力装置失灵时的要求性能由增压机构来满足。

Description

车辆制动系统及车辆制动系统用主缸

技术领域

本发明涉及一种车辆制动系统及车辆制动系统用主缸。

背景技术

为了得到良好的脚踏感，采用缩短制动踏板行程的技术，作为该技术已知有例如具有大径增压室和小径压力室的主缸。该主缸在行程初期通过进行从大径增压室向小径压力室供给大量的制动液的所谓快速注入，补充相当于行程初期的无效液量的制动液，之后，在规定的液压下打开减压阀，对大径增压室进行减压，从而缩短初期的踏板行程，并且，得到所需的制动力。作为这种主缸的一个例子，记载在专利文献1。

专利文献1：(日本)特开2002-321609号公报

但是，在上述主缸中，由于补充相当于行程初期的无效液量的制动液，因此，所述规定液压被设定在行程初期的低液压区域，所以踏板行程的缩短只限于该低液压区域，难以在更广范围内得到良好的脚踏感。

发明内容

本发明的目的在于提供一种能够得到良好的脚踏感的车辆制动系统及主缸。

为了达到上述目的，在第一发明的车辆制动系统中，具有：包含小径压力室、大径增压室和减压阀的主缸；对踏板输入进行助力且具有满负荷点的助力装置；检测该助力装置的失灵的检测机构；当由该检测机构检测到所述助力装置失灵时，通过由不同于主缸的液压源产生的液压，补充向车轮制动分泵缸供给的液压的增压机构；其中，减压阀在小径压力室的液压大于向制动踏板输入的踏力为500N时产生的液压时打开。

在第二发明的车辆制动系统用主缸中，具有小径压力室、大径增压室和减压阀，该减压阀在小径压力室的液压大于向制动踏板输入的踏力为500N时产生的液压时打开。

在第三发明的车辆制动系统用主缸中，具有小径压力室、大径增压室和减压阀，该减压阀在小径压力室的液压大于3MPa且小于10MPa时打开，在该减压阀打开之后，随着液压上升，大径增压室成为大气压。

根据本发明，能够得到良好的脚踏感。

附图说明

图1是表示第一实施例的整体结构的系统图；

图2是表示第一实施例的制动控制装置的回路结构的图；

图3是第一实施例的气压式助力装置BS的剖面图；

图4是表示第一实施例的主缸的侧剖面图；

图5是表示第一实施例的主缸的控制阀的局部放大侧剖面图；

图6是表示主液压室的液压及大径增压室的液压与输入到制动踏板的制动踏板踏力之间的关系的图；

图7是表示由第一实施例的控制单元ECU执行的助力装置失灵时的控制处理的流程图；

图8是表示主缸液压与踏力之间的关系的图；

图9是表示制动踏板的行程与液压之间的关系、以及无助力下的踏力与液压之间的关系的特性图；

图10是表示主缸液压与踏力之间的关系的图。

附图标记说明

10主缸

15缸体(阶梯形缸)

18主活塞(阶梯形活塞)

27储液室

61主液压室(小径液压室)

70大径增压室

75控制阀

BS助力装置

BU制动控制装置

具体实施方式

【第一实施例】

首先参照图1说明结构。在第一实施例的制动控制装置BU中，设有：检测车辆的偏航率、横向加速度(以下称为横向G)和前后加速度的一体式传感器a1，车轮转速传感器a2，检测驾驶员的操纵转向角的转向角传感器a3，检测助力装置BS的负压的负压传感器a4，检测在主缸10的压力室(小径压力室61)产生的液压的液压传感器a5。从制动控制装置BU输出的液压被供给到各车轮的车轮制动分泵缸A14，A15，以达到所需的制动力。

输入到驾驶员操作的制动踏板BP的踏力通过助力装置BS得到助力，得到助力的活塞推力传递到主缸10。关于助力装置BS和主缸10的结构，将在后面详细论述。

由各种传感器检测到的传感器检测值被输入到控制单元ECU，由控制单元ECU向作为执行机构组的执行机构单元AU输出驱动信号，以控制各电磁阀和马达A11的驱动。

(制动控制装置BU的回路结构)

图2是表示制动控制装置BU的回路结构的图。该回路图中的各电磁阀表示的是非通电的初始状态。在驾驶员操作制动踏板而产生压力的主缸10上，连接有A系统油路A20a和B系统油路A20b。A系统和B系统的基本油路结构均相同，但是，在各结构要素上分别标注a，b或者L，R以示区别，下面仅说明A系统。

在A系统油路A20a中，将主缸10作为上游侧，朝向下游侧依次设有液压传感器a5、常开型外侧闸阀A3a和向上游侧排出的泵A12R。另外，在外侧闸阀A3a与泵A12R之间连接有左前轮系统油路A21a。同样，在外侧闸阀A3a与泵A12R之间连接有右后轮系统油路A24a。

在B系统油路A20b中，也设有与泵A12R同型号的泵A12L，均由一个马达a11驱动。在吸入油路A27a中，朝向下游侧依次设有常闭型内侧闸阀A2a和隔膜A14a。在作为泵A12L，A12R而使用柱塞式泵的情况下，有可能导致泵在低温区域的吸入行程中不能充分吸入制动液。于是，在泵的排出行程中，从主缸侧吸入制动液，在接下来的泵的吸入行程中，自靠近泵的隔膜A14a，A14b实现顺畅的吸入。

在左前轮系统油路A21a中，设有附设了只允许向上游侧流动的旁通油路的常开型前轮侧ABS增压电磁阀A7L。油路A22a从左前轮系统油路A21a分支，并与左前轮车轮制动分泵缸A14L连接。第二减压油路A23a与左前轮系统油路A21a连接，并且连接在油路A22a的下游侧。在该第二减压油路A23a中设有常闭型前轮侧ABS减压电磁阀A8L。

在右后轮系统油路A24a中，设有附设了只允许向上游侧流动的旁通油路的常开型后轮侧ABS增压电磁阀A9R。油路A25a从右后轮系统油路A24a分支，并与右后轮车轮制动分泵缸A15R连接。第二减压油路A26a与右后轮系统油路A24a连接，并且连接在油路A25a的下游侧。该第二减压油路A26a中设有ABS储液室A13a。

在B系统中也设有与上述各油路和电磁阀的结构相同的油路和电磁阀，只有附图标记L，R或者a，b不同，因此省略说明。另外，利用后述的各控制中的泵A12L，A12R而进行的增压构成增压机构，该增压机构通过由不同于主缸10的液压源产生的液压，补充向车轮制动分泵缸A14，A15供给的液压，以下记载为泵加压机构。

〔急刹车等时的制动辅助控制〕

在增压时，如果驾驶员进行例如使踏板踏入速度(根据所述液压传感器a5的液压变化率来推测)或者踏板踏入量(根据所述液压传感器a5的液压值来推测)超过预设的基准值的踏板操作时，控制单元ECU判断为急刹车，并设定目标车轮制动分泵缸液压进行制动辅助控制。即，如果主缸液压根据驾驶员的制动踏板操作而增加，则在A系统油路A20a和B系统油路A20b上分别作用相同液压，并经由外侧闸阀A3a，A3b供给到前轮系统油路A21a，A21b和后轮系统油路A24a，A24b。接着，经由ABS增压电磁阀A7L，A7R从油路A22a，A22b对前轮侧车轮制动分泵缸A14L，A14R进行增压，并经由ABS增压电磁阀A9L，A9R从油路A24a，A24b对后轮侧车轮制动分泵缸A15L，A15R进行增压。

此时，由液压传感器a5检测主缸液压，在根据驾驶员的制动踏板踏力而产生的主缸液压不足而需要确保所述目标车轮制动分泵缸液压时，打开内侧闸阀A2a，A2b，使A系统油路A20a的外侧闸阀A3a，A3b处于关闭状态。然后，同时或者一前一后计算对应于由所述液压传感器a5检测到的主缸液压的所需辅助量。通过对应于该辅助量的马达驱动，从主缸10经由吸入油路A27a，A27b向泵A12L，A12R供给制动液，并且，利用泵A12L，A12R将上升到所述目标车轮制动分泵缸液压的液压供给到各车轮制动分泵缸A14，A15，从而进行制动辅助控制。

在减压时，如果主缸液压下降，则沿着与增压时相同的路径，对前轮侧车轮制动分泵缸A14L，A14R进行减压。此时，经由设置在ABS增压电磁阀A7L，A7R和A9L，A9R的旁通油路迅速实现减压。另外，制动辅助控制时的减压通过降低马达驱动量、进而关闭内侧闸阀A2a，A2b而停止制动液的供给来进行减压。另外，在通常制动时，如果驾驶员的踏力过大而导致车轮趋于锁止，则通过ABS增压电磁阀A7L，A7R和A9L，A9R以及ABS减压电磁阀A8L，A8R和A10L，A10R的开闭控制来进行ABS控制。

另外，除了急刹车时以外，在后述的助力制动失灵时以及在满足其他设定条件时，也能够进行该制动辅助控制。另外，具有所述泵加压机构的制动控制装置BU能够进行如下的各种制动控制，但是在此省略其说明。该各种控制控制包括：

(i)与驾驶员的制动踏板操作无关，当根据驾驶员操纵的转向角、偏航率、横向加速度及前后加速度等检测到偏航率向不稳定方向动作时，产生使偏航率成为稳定方向的制动力的车辆姿势控制；

(ii)与驾驶员的制动踏板操作无关，当检测到驱动轮打滑时，产生抑制驱动轮打滑的制动力的牵引控制器控制；

(iii)当由激光雷达等检测到的车辆前方的障碍物与车辆的相对距离未达到设定值时，与驾驶员的制动意志无关，产生所需的制动力的自动制动控制，等。

〔失灵时助力控制中的作用〕

接着，说明当作为本发明的特征的助力装置BS失灵时，使具有所述泵加压机构的制动控制装置BU作为失灵时使用的助力装置发挥作用时的作用。如果控制单元ECU根据负压传感器a4判断为助力装置BS已失灵，则如下进行制动辅助控制，即由液压传感器a5检测表示驾驶员的制动意图的主缸10的液压，将该检测到的液压乘上规定的助力比而得到的液压作为目标车轮制动分泵缸液压，将利用上述泵加压机构加压而得到的液压供给到车轮制动分泵缸A14，A15以达到目标车轮制动分泵缸液压。

(助力装置的结构)

图3是表示第一实施例的气压式助力装置BS的剖面图。气压式助力装置BS构成为串联型，由前壳B11和后壳B12构成的壳本体B10内部被中心壳B13分隔为前后两个室，该前后两个室进而被具有隔膜B14，B15的动力活塞B16，B17分隔为稳压室B18，B19和变压室B20，B21。各动力活塞B16，B17在其中央设有大径的杯状部B22a和小径的筒状部B22b连续的阀体B22，阀体B22通过密封部件B23，B24气体密封且滑动自如地插在中心壳B13和后壳B12中，其筒状部B22b向后壳B12的后方延长。

在阀体B22上，除设有连通两个稳压室B18和B19且使各稳压室B18，B19与阀体B22的筒状部B22b内部连通的稳压通路(负压通路)B25以外，还设有连通两个变压室B20和B21且使各变压室B20，B21与阀体B22的筒状部B22b内部连通的空气通路(大气通路)B26。在前侧的稳压室B18中，经由与前壳B11的前部连接的导入管B27例如导入发动机负压，另一方面，在阀体B22的筒状部B22b的开口侧配置有消音器B28和过滤器B29。

在阀体B22的杯状部B22a的底部设有阶梯形轴孔B30，在该轴孔B30内可滑动地配置有柱塞B31。该柱塞B31由后侧的本体部B32和在后面详述的前侧的反作用力承受部B33构成，在该本体部B32的后端连接有与制动踏板BP联动的输入轴B34。另外，在阀体B22的筒状部B22b内部配置有阀机构B35，该阀机构B35相对于前后的变压室B20，B21选择性地打开所述负压通路B25和大气通路B26。

阀机构B35具有可弹性变形的阀体B37、负压阀B38、大气阀B39和阀簧B40，其中阀体B37利用按压部件B36在阀体B22的筒状部B22b的内面固定基端部，负压阀B38由该阀体B37的前端外缘部和以包括负压通路B25的开口的方式形成在阀体B22的内周的阀座部构成，大气阀B39由阀体B37的前端内缘部和形成在柱塞B31的本体部B32后端的阀座部构成，阀簧B40使其一端卡合在输入轴B34，经常对阀体B37沿关闭负压阀B38和大气阀B39的方向施加作用力。输入轴B34通过将一端卡合在所述按压部件B36的复位弹簧B41而经常受到朝向制动踏板BP侧的作用力。

另一方面，在阀体B22的杯状部B22a的底部，经由橡胶制的反作用盘B45连接有输出轴B46的基端大径部B46a而工作。输出轴B46的基端大径部B46a具有杯形状，所述反作用盘B45收纳在该基端大径部B46a的杯状部内，使其中央部分面临所述阀体B22的轴孔B30。在前侧稳压室B18中配置有使动力活塞B16，B17从动作位置复位到非动作位置(图3所示的位置)的复位弹簧B47，所述输出轴B46的基端大径部B46a通过承接该复位弹簧B47的一端的弹簧承受部B47相对于阀体B22被按压。另外，输出轴B46的前端部以气体密封的方式插入前壳B11中，并向前壳B11的前方延长，在该输出轴B46的前端部上连接主缸10而工作。

构成所述柱塞B31的反作用力承受部B33大致由配置在阀体B22轴心上的轴部件B50、可滑动地嵌合安装在该轴部件B50套筒B51、将一端安装在固定于轴部件B50的后端部的弹簧承受部B52并以规定的设定负载对所述套筒B51施加朝前方的作用力的压缩弹簧B53构成。

另一方面，在阀体B22的轴孔B30的开口端部上，安装有滑动地引导所述套筒B51的环状垫圈B54。由于该垫圈B54的存在，不需要扩大与反作用盘B45相对的反作用力承受部B33的最大接触直径，而能够扩大轴孔B30的里侧部分即收纳压缩弹簧B53的部分的直径，相应地能够使用有效直径大的压缩弹簧B53。

上述气压式助力装置BS利用多个立设在该助力装置BS的后壳12后面的双头螺栓B55安装在车体上，在该安装状态下，制动踏板BP连接在输入轴B34上。而且，在该安装状态下，如果踏入制动踏板BP，则输入轴B34和柱塞B31的本体部B32朝图3的左方一体地前进，使大气阀B39打开，大气通过消音器B28和过滤器B29流入到阀体B22内，该大气通过大气通路B26导入两个变压室B21，B20。其结果是，在导入负压的稳压室B18，B19与变压室B20，B21之间产生差压，前后的动力活塞B16，B17前进，其推力(输出)经由阀体B22和反作用盘B45传递到输出轴B46，从而发挥助力作用。

如果稳压室B18，B19与变压室B20，B21之间的差压消失，则处于不能再发挥助力作用的状态，即助力消失的满负荷点。在满负荷点以后，通过驾驶员的操作施加到制动踏板BP的踏力不会由气压式助力装置BS得到助力，而直接反映在主缸液压上。在第一实施例中，作为助力装置采用了串联型气压式助力装置BS，但也可以采用单一型气压式助力装置。另外，也可以是利用由电动泵或发动机驱动泵产生的液压的液压式助力装置，或者通过由电动马达驱动的驱动部件得到助力的电动式助力装置。在采用上述液压式助力装置的情况下，可通过由电动泵等产生的液压或驱动电流等检测该助力装置的失灵，另外，在采用电动式助力装置的情况下，可通过电动马达的驱动电流或者驱动部件的移动量等检测该助力装置的失灵。

(主缸的结构)

图4是表示第一实施例的主缸10的侧剖面图。图5是表示第一实施例的主缸10的减压阀的局部放大侧剖面图。

图4所示的主缸10是所谓的柱塞式主缸，是通过因制动踏板BP的操作等而移动的助力装置BS的输出轴B46的推压，产生导入车轮制动分泵缸A14，A15的制动液压的液压缸。

主缸10是具有底部12和筒部13的有底筒状的液压缸，是具有缸体(阶梯形缸)15、主活塞(阶梯形活塞)18和副活塞20的串联型液压缸，其中缸体15在主缸10的口部14侧被安装于助力装置BS，主活塞18沿着筒部13的轴线(以下称为缸体轴)可滑动地插入在该缸体15的内径16内的口部14侧，并具有大径活塞部18a和小径活塞部18b，副活塞20沿着缸体轴向可滑动地插入在比缸体15的内径16内部的主活塞18更靠底部12侧。另外，在第一实施例中缸体轴配置成水平。

在此，筒部13的内径侧在底部12侧形成有第一小径滑动内径部22，在筒部13的中间形成有第二小径滑动内径部23，在口部14侧形成有直径大于第一小径滑动内径部22和第二小径滑动内径部23的大径滑动内径部24。另外，副活塞20始终在第一小径滑动内径部22中滑动地被引导，主活塞18的大径活塞部66始终在大径滑动内径部24中滑动地被引导，并且主活塞18的小径活塞部65始终在第二小径滑动内径部23中滑动地被引导。

在缸体15上，自筒部13向筒部13径向(以下称为缸体径向)的外侧具体为上侧突出的两处安装座部25，26，与该缸体15一体地形成在沿缸体轴向相隔距离的筒部13圆周方向(以下称为缸体圆周方向)的同一位置上，储液室27安装在分别形成于该安装座部25，26的安装孔25a，26a上。

向缸体径向外侧凹陷的多处具体为两处的环状密封圆周槽28和密封圆周槽29，以在缸体轴向上错开位置的方式从底部12侧依次形成在缸体15的第一小径滑动内径部22上。由剖面形状为E形的杯形密封件(カツプシ一ル)构成的密封圈30，以在底部12侧设置唇部侧的状态嵌合在底部12侧的密封圆周槽28中。另外，由剖面形状为C形的杯形密封件构成的密封圈31，以在口部14侧设置唇部侧的状态嵌合在口部14侧的密封圆周槽29中。

在第一小径滑动内径部22内，在密封圆周槽28与密封圆周槽29之间形成有向缸体径向外侧凹陷的环状开口槽33。该开口槽33通过向底部12侧的安装孔25a开口，与连通孔34连通，该连通孔34始终处于与储液室27连通的状态。另外，直径稍大于第一小径滑动内径部22的底部侧大径内径部35形成在缸体15的比密封圆周槽28更靠底部12侧的位置。

在缸体15的第一小径滑动内径部22与第二小径滑动内径部23之间，形成有直径稍大于第一小径滑动内径部22与第二小径滑动内径部23的中间大径内径部38。

在第二小径滑动内径部23内形成有向缸体径向外侧凹陷的环状密封圆周槽40，在该密封圆周槽40内，以在底部12侧设置唇部侧的状态嵌合有由剖面形状为E形的杯形密封件构成的密封圈41。

在第二小径滑动内径部23的中间大径内径部38侧，以向缸体径向外侧凹陷的方向形成有连接密封圆周槽40与中间大径内径部38的偏心槽42。该偏心槽42形成为直径小于第二小径滑动内径部23，且构成以与第二小径滑动内径部23平行的轴为中心的圆弧状。

在缸体15的第二小径滑动内径部23与大径滑动内径部24之间，形成有直径大于第二小径滑动内径部23与大径滑动内径部24且大于底部侧大径内径部35和中间大径内径部38的口部侧大径内径部44。

向缸体径向外侧凹陷的多处具体为两处的环状密封圆周槽46和密封圆周槽47，以在缸体轴向上错开位置的方式从底部12侧依次形成在缸体15的大径滑动内径部24上。由剖面形状为E形的杯形密封件构成的密封圈48，以在底部12侧设置唇部侧的状态嵌合在底部12侧的密封圆周槽46中。另外，由剖面形状为C形的杯形密封件构成的密封圈49，以在底部12侧设置唇部侧的状态嵌合在口部14侧的密封圆周槽47中。

在大径滑动内径部24上，在密封圆周槽46与密封圆周槽47之间形成有向缸体径向外侧凹陷的环状开口槽51。该开口槽51通过在口部14侧的安装孔26a开口，与连通孔52连通，该连通孔52始终处于与储液室27连通的状态。

在缸体15的筒部13的侧部，形成有安装用于向车轮制动分泵缸A14，A15供给制动液的制动配管的副排出路径53和主排出路径54。

在此，在缸体15中，由底部侧大径内径部35、第一小径滑动内径部22、中间大径内径部38和第二小径滑动内径部23构成小径缸体部55，由口部侧大径内径部44和大径滑动内径部24构成整体上直径大于小径缸体部55的大径缸体部56。

嵌合于缸体15的底部12侧的副活塞20构成具有圆筒部57与形成在圆筒部57的轴线方向的一侧的底部58的有底圆筒状，并以在底部12侧配置该圆筒部57的状态可滑动地嵌合在缸体15的第一小径滑动内径部22内。在相对于圆筒部57的底部58相反侧的端部，以放射状形成有多个沿缸体径向贯通的端口59。

在此，利用由缸体15的底部12及筒部13的底部12侧与副活塞20包围且由密封圈30密封的部分，成为向副排出路径53供给液压的副液压室60，当副活塞20位于使端口59在开口槽33开口的位置时，该副液压室60与储液室27连通。

设于缸体15的底部12侧的密封圆周槽28的密封圈30，其内周与副活塞20的外周侧滑接，在副活塞20使端口59位于比密封圈30更靠底部12侧的状态下，能够切断副液压室60与储液室27之间的连通，当在副液压室60与储液室27之间产生压差时，仅容许制动液从储液室27向副液压室60侧的流动。另外，设于缸体15的密封圆周槽29的密封圈31，其内周与副活塞20的外周侧滑接，从而切断与储液室27连通的开口槽33与后述的主液压室61之间的连通。

在副活塞20的底部58与缸体15的底部12之间，设有包括副活塞弹簧62的间隔调整部63，该副活塞弹簧62在从助力装置BS侧没有输入的待机状态下，确定副活塞20的底部58与缸体15的底部12之间的间隔。

嵌合于缸体15的口部14侧的主活塞18构成如下的阶梯形外形形状，即轴线方向一侧成为小径活塞部65，轴线方向另一侧成为直径大于该小径活塞部65的大径活塞部66，并且轴向两端侧为圆筒状。在大径活塞部66的小径活塞部65侧形成有环状槽67，在比该环状槽67更靠小径活塞部65侧形成有多个沿轴线方向延长的连通槽68。另外，主活塞18如同前述那样，其小径活塞部65可滑动地插入缸体15内的小径缸体部55的第二小径滑动内径部23，并且大径活塞部66可滑动地插入缸体15内的大径缸体部56的大径滑动内径部24。

在主活塞18的小径活塞部65的、相对于大径活塞部66位于相反侧的端部的圆筒状部分上，以放射状形成有多个沿径向贯通的端口69。

在此，由缸体15的第一小径滑动内径部22与第二小径滑动内径部23之间、主活塞18及副活塞20包围并由密封圈31和密封圈41密封的部分，成为在小径活塞部65侧向主排出路径54供给液压的上述主液压室(小径压力室)61。另外，由缸体15的第二小径滑动内径部23与大径滑动内径部24之间、主活塞18包围并由密封圈41和密封圈48密封的部分，成为在大径活塞部66侧直径大于主液压室61的大径增压室70。换言之，主活塞18将缸体15内分隔为大径增压室70与主液压室61。当主活塞18位于使端口69在大径增压室70开口的位置时，主液压室61与大径增压室70连通。

设于缸体15的第二小径滑动内径部23的密封圈41，其内周与主活塞18的外周侧滑接，在主活塞18使端口69位于比密封圈41更靠底部12侧的状态下，能够切断主液压室61与大径增压室70之间的连通。另外，由于密封圈41为杯形密封件，因此将缸体15内分隔为大径活塞部66侧的大径增压室70和小径活塞部65侧的主液压室61，并且，在大径活塞部66侧的大径增压室70和小径活塞部65侧的主液压室61之间产生压差的情况下，仅容许制动液从大径增压室70侧向主液压室61侧的流动。

设于密封圆周槽46中的密封圈48，其内周与主活塞18的大径活塞部66的外周侧滑接，在主活塞18使连通槽68和环状槽67位于比密封圈48更靠底部12侧的状态下，能够切断大径增压室70与连通孔52即储液室27之间的连通。由于该密封圈48也是杯形密封件，因此，在大径增压室70与储液室27之间产生压差的情况下，仅容许制动液经由开口槽51与连通孔52，从储液室27侧向大径增压室70侧流动。

另外，设于口部14侧的密封圆周槽47的密封圈49与主活塞18的大径活塞部66滑接，从而切断经由缸体15内周侧与主活塞18外周侧之间的间隙的连通孔52即储液室27与外部大气之间的连通。

在副活塞20与主活塞18之间设有包括主活塞弹簧72的间隔调整部73，该主活塞弹簧72在从制动踏板BP侧没有输入的待机状态下，确定副活塞20与主活塞18之间的间隔。另外，主活塞18的从缸体15突出的部分由卡止在缸体15的口部14外周的罩74覆盖。

另外，缸体15通过从由金属例如铝铸造件构成的一体成形的坯料加工底部12、筒部13和安装座部25，26而形成。

在从制动踏板BP侧没有输入的初始状态(将此时的各部分的位置称为初始位置)下，副活塞20在间隔调整部63的副活塞弹簧62的作用力下，位于从底部12最远离的初始位置。此时，副活塞20使端口59在开口槽33开口，其结果是，将副液压室60经由连通孔34与储液室27连通。

如果副活塞20因制动踏板的输入而从该状态向底部12侧移动，则副活塞20的端口59由密封圈30堵塞，其结果是，副液压室60与储液室27的连通被切断，由此，通过进一步使副活塞20向底部12侧移动，制动液从副液压室60经由副排出路径53供给到制动装置。另外，即使在堵塞端口59的状态下，如果副液压室60的液压低于储液室27侧的液压(大气压)，则密封圈30打开，储液室27的制动液流入副液压室60。

另外，在间隔调整部63的副活塞弹簧62的作用力和间隔调整部73的主活塞弹簧72的作用力下，当主活塞18处于配置在最靠近口部14侧的初始位置的状态时，打开与主液压室61连通的端口69，使主液压室61与大径增压室70连通。

如果主活塞18因制动踏板的输入而从该状态向底部12侧移动，则主活塞18的端口69被密封圈41堵塞，切断主液压室61与大径增压室70侧经由端口69的连通，如果主活塞18从该状态进一步向底部12侧移动，则制动液从主液压室61经由主排出路径54供给到制动装置。另外，即使在堵塞端口69的状态下，如果大径增压室70的液压大于主液压室61的液压，则打开密封圈41，大径增压室70的制动液流入主液压室61。

另外，当主活塞18位于初始位置时，通过连通槽68、环状槽67、开口槽51和连通孔52，将大径增压室70和储液室27连通。如果主活塞18从该状态向底部12侧滑动，则连通槽68和环状槽67被密封圈48堵塞，从而切断大径增压室70与储液室27之间的连通，如果主活塞18进一步向底部12侧滑动，大径活塞部66使大径增压室70的体积减少，从而提高大径增压室70的液压，打开设于大径增压室70与主液压室61之间的密封圈41，从大径增压室70侧向主液压室61进行制动液补给。当向制动装置供给制动液时，通过如上所述在工作初期供给大量的制动液，即通过进行所谓的快速注入，补充相当于行程初期的无效液量的制动液，缩短踏板行程。

另外，在第一实施例的主缸10中，当进行上述的快速注入时，优选随着向主液压室61进行制动液补给，逐渐降低大径增压室70的液压。因此，作为减压阀的一例的控制阀75安装在缸体15，该控制阀75不仅与上述大径增压室70、主液压室61和储液室27连接，并且，当大径增压室70或主液压室61的液压达到规定液压时，将大径增压室70的液压向储液室27侧排放，以使大径增压室70的液压随着主液压室61的规定液压的上升而逐渐降低。

即，首先在缸体15上形成有突出部80，该突出部80从筒部13的缸体轴向的中间位置，具体而言从两处安装座部25，26之间的位置沿缸体径向向下方呈大致圆筒状地突出。在铸造缸体15时，该突出部80也与底部12、筒部13和安装座部25，26一体成形。

突出部80与位于其内侧的筒部13的一部分一同构成控制阀75的控制缸体81，在突出部80的内侧形成有有底的阶梯形阀收纳孔82。阀收纳孔82由筒部13侧的小径孔部84、直径大于该小径孔部84的中间孔径部85和直径大于该中间孔径部85的大径孔部86构成，其中，中间孔径部85与小径孔部84的与筒部13相反的一侧相邻，大径孔部86与中间孔径部85的与小径孔部84相反的一侧相邻。在中间孔径部85，除小径孔部84侧的一部分以外的部分形成有内螺纹部87。

另外，在缸体15的筒部13中的突出部80的内侧位置，即构成控制缸体81的部分上，与阀收纳孔82同轴地形成有直径小于小径孔部84的增压室连通孔90，该增压室连通孔90的一端在筒部13的口部侧大径内径部44开口，另一端在小径孔部84的底部中央开口，并将小径孔部84与大径增压室70连通。增压室连通孔90的内侧在控制缸体81中成为大径增压室70连通的大径增压室通路90a。如图5所示，在增压室连通孔90的小径孔部84侧的端部，形成有越靠近小径孔部84侧直径越扩大的锥形倒角部91。

另外，如图4所示，在突出部80、筒部13和安装座部26上，形成有直径小于小径孔部84的储液室连通孔92，该储液室连通孔92的一端在小径孔部84的侧壁部的底部侧的端部开口，另一端在安装座部26的安装孔26a的底部开口，将小径孔部84与储液室27连通。储液室连通孔92的内侧在控制缸体81中成为储液室27连通的储液室通路92a。

另外，在突出部80和筒部13上，形成有直径小于小径孔部84的液压室连通孔93，该液压室连通孔93的一端在中间孔径部85中的小径孔部84侧的台阶部88的侧壁部侧的端部开口，另一端在偏心槽42的底部开口，将中间孔径部85与主液压室61连通。液压室连通孔93的内侧在控制缸体81中成为主液压室61连通的液压室通路93a。

如图5所示，上述阀收纳孔82的开口部由构成控制阀75的控制缸体81的盖体95堵塞。该盖体95构成为阶梯形大致有底圆筒状，具有：小径筒部96、与该小径筒部96同轴且构成同一内径并且外径大于小径筒部96的中间直径筒部97、与该中间直径筒部97同轴且构成同一内径并且外径大于中间直径筒部97的大径筒部98以及堵塞该大径筒部98的与中间直径筒部97相反的一侧的底部99，在小径筒部96的外周部形成有外螺纹部100，在中间直径筒部97的小径筒部96侧的外周部形成有环状的密封槽101。另外，小径筒部96的外螺纹部100与突出部80的中间孔径部85的内螺纹部87螺合，直至大径筒部98的中间直径筒部97侧的台阶面与突出部80的开口端面抵接，由此，盖体95堵塞阀收纳孔82。在密封槽101中嵌合有将阀收纳孔82与盖体95之间的间隙密封的O形环102。

另外，控制阀75在由筒部13、突出部80和盖体95形成的空间，即在控制缸体81内的空间，具有控制活塞105、对该控制活塞105向筒部13侧施力的阀簧106和阀簧107这两个阀簧。

控制活塞105具有铝等金属制成的活塞本体115，该活塞本体115具有：第一轴部110、与该第一轴部110相邻且与该第一轴部110同轴而且直径大于第一轴部110的第二轴部111、与第二轴部111的与第一轴部110相反的一侧相邻且与该第二轴部111同轴而且直径稍大于该第二轴部111的第三轴部112、与第三轴部112的与第二轴部111相反的一侧相邻且与该第三轴部112同轴而且直径大于该第三轴部112的第四轴部113、与第四轴部113的与第三轴部112相反的一侧相邻且与该第四轴部113同轴而且直径小于该第四轴部113的第五轴部114。

如图5所示，该活塞本体115在第二轴部111可滑动地嵌合在构成控制缸体81的内周面的阀收纳孔82的小径孔部84，并在第四轴部113可滑动地嵌合在构成控制缸体81的内周面的盖体95的内周面。在该活塞本体115，密封凹部117形成在第一轴部110的前端中央，密封槽118形成在第二轴部111的外径侧，密封槽119形成在第四轴部113的外径侧。另外，在活塞本体115的中央，贯通第五轴部114和第四轴部113直至第三轴部112的中间位置而形成有大径轴孔121，从第三轴部112的中间位置贯通第二轴部111直至第一轴部110的中间位置而形成有直径小于大径轴孔121的小径轴孔122，并且形成有与小径轴孔122正交的轴正交孔123。该轴正交孔123在第一轴部110的外周面开口。

另外，控制活塞105具有在轴向的两端面形成有圆环状的突起部125，126且嵌合在活塞本体115的密封凹部117的圆柱状的橡胶制阀密封件127。该阀密封件127在嵌合而保持于密封凹部117的状态下，面临外侧而配置的突起部125相比活塞本体115的前端更向轴向外侧突出，该突起部125与小径孔部84的底面抵接而在整个圆周上包围增压室连通孔90的倒角部91。由此，阀密封件127对大径增压室通路90a进行开闭，此时，小径孔部84的底面成为阀密封件127接触或离开的阀座128。另外，在阀密封件127的突起部125和该突起部125抵接的阀座128之间包围的空间，承受大径增压室70的液压，产生对控制活塞105沿打开方向施力的推力。

另外，控制活塞105具有嵌合于第二轴部111的密封槽118的密封圈130和嵌合于第四轴部113的密封槽119的O形环131。密封圈130由剖面为C形的杯形密封件构成，以在第三轴部112侧设置唇部侧的状态嵌合在密封槽118。密封圈130将第二轴部111与小径孔部84之间的间隙密封，O形环131将第四轴部113与盖体95的内周面之间的间隙密封。

控制缸体81内部通过构成控制活塞105的活塞本体115、密封圈130和O形环131被分隔为位于轴线方向的阀座128侧的阀室133、位于轴线方向的中间部的控制压力室134以及位于与轴线方向的阀座128相反的一侧的室135，其中，阀室133始终与储液室通路92a连通，并且通过阀密封件127和阀座128切换其与大径增压室通路90a之间的连通和连通切断，控制压力室134始终与液压室通路93a连通。在此，储液室通路92a、阀室133和大径增压室通路90a在控制缸体81中构成连通大径增压室70与储液室27侧的连通路径137。另外，阀室133与室135通过控制活塞105内的轴正交孔123、小径轴孔122和大径轴孔121始终连通。与此相对，控制压力室134基本上与阀室133和室135分隔。控制活塞105在与阀座128抵接的闭阀状态下，经由大径增压室通路90a沿开阀方向承受大径增压室70的液压。另外，阀室133和室135与储液室27连通而基本上成为大气压。另外，根据承受导入控制压力室134的主液压室61的液压的密封圈130和O形环131的受压面积之差，大小对应于主液压室61的液压的作用力，沿开阀方向作用在控制活塞105上。

由此，配置在始终与储液室通路92a连通的阀室133且用于开闭大径增压室通路90a的阀座128，设置在连通大径增压室70与储液室27侧的连通路径137，更具体为设置在大径增压室通路90a与储液室通路92a之间。与该阀座128接触或离开的控制活塞105的阀密封件127对大径增压室通路90a与储液室通路92a之间进行开闭。

由螺旋弹簧构成的阀簧106配置在室135和控制活塞105的大径轴孔121内部，并且安装在控制活塞105的大径轴孔121的底面与盖体95的底部99之间。阀簧106沿着使控制活塞105的阀密封件127与阀座128抵接的方向，即沿着将连通路径137封闭的方向对控制活塞105施力。

由螺旋弹簧构成的阀簧107在阀簧106的外侧与其同心地配置在室135内部，将控制活塞105的第五轴部114插入该阀簧107内侧且将该阀簧107安装在第四轴部113的端面与盖体95的底部99之间。阀簧107也沿着使控制活塞105的阀密封件127与阀座128抵接的方向，即沿着将连通路径137封闭的方向对控制活塞105施力。

另外，在第一实施例的控制活塞105上，在活塞本体115的外周面的第二轴部111与第三轴部112之间的位置，沿径向突出地形成有直径大于第三轴部112且大于第四轴部113的圆环状的凸缘部140。该凸缘部140通过与形成在控制缸体81内周面的中间孔径部85的小径孔部84侧的台阶部88抵接，限制控制活塞105在闭阀方向上过度移动，其结果是，限制控制活塞105在闭阀方向上的移动量。因此，凸缘部140和台阶部88构成闭阀方向限制部141，该闭阀方向限制部141在控制活塞105与控制缸体81之间限制控制活塞105在闭阀方向上的移动量，以确定控制活塞105的移动极限位置。另外，凸缘部140与利用盖体95的端面在控制缸体81的内周面形成的台阶部143抵接，从而限制控制活塞105在开阀方向上过度移动。即，凸缘部140和台阶部143构成开阀方向限制部142，该开阀方向限制部142在控制活塞105与控制缸体81之间限制控制活塞105在开阀方向上的移动量，以确定控制活塞105的移动极限位置。

在此，在通过阀簧106和阀簧107的作用力使阀密封件127抵接在阀座128而关闭阀的状态下，闭阀方向限制部141的抵接部140与台阶部88抵接，此时，在活塞本体155的前端与阀座128之间形成规定量的间隙L2。此时的间隙L2小于控制活塞105从该位置在开阀方向上被开阀方向限制部142限制的容许行程L1。另外，闭阀方向限制部141限制控制活塞105在闭阀方向上的移动量，以使阀密封件127朝向阀座128抵接的状态下阀密封件127的轴向长度达到规定量，具体地讲，达到比控制活塞105不受闭阀方向限制部141限制而被阀簧106和阀簧107按压时的阀密封件127的轴向长度长的规定量。另外，开阀方向限制部142将阀簧106和阀簧107的收缩量限制在规定范围内。

控制阀75的控制压力室134经由液压室通路93a始终与主液压室61连通。其结果是，根据主液压室61的液压以及密封圈130与O形环131的受压面积之差，在控制活塞105上产生反抗阀簧106和阀簧107的作用力的方向上的推力，即开阀方向的推力。另外，大径增压室70的液压以及在由阀密封件127的突出部125和该突出部125抵接的阀座128之间围成的空间，产生沿开阀方向对控制活塞105施力的推力。如果控制活塞105利用这些推力的合力反抗阀簧106和阀簧107的作用力而移动，则连通路径137被打开，大径增压室70的液压经由连通路径137向储液室27侧排放。在此，随着导入控制压力室134的主液压室61的液压增加，在控制活塞105产生的推力增加，其结果是，控制活塞105将大径增压室70的液压向储液室27侧排放，以使该大径增压室70的液压随着主液压室61的液压上升而逐渐下降。

即，在进行上述的快速注入时，通过按压图4所示的密封圈41而打开，从大径增压室70向主液压室61输送制动液，补充相当于行程初期的无效液量的制动液(主要是输送释放返回量(キヤリパロ一ルバツク分))，之后，为了补充伴随着主液压室61的小径化而产生的液量不足，从大径增压室70向主液压室61输送制动液，并且，大径增压室70与主液压室61以相同压力上升至增压室释放液压。如果一直上升到增压室释放液压，则至此一直处于关闭状态的控制阀75释放大径增压室70的液压。此时，控制阀75将大径增压室70的液压排放到储液室27侧，以使大径增压室70的液压如上所述随着主液压室61的液压上升而逐渐下降。另外，在第一实施例中，作为柱塞式主缸说明了主缸10，但是，只要能够进行快速注入，可以适当采用普通型主缸或者中心阀式主缸。

(对主缸的要求性能)

对于制动系统而言，因国家、地域不同而不同，在安全性能方面制定有各种法规方面的规则。作为该法规方面的规则的一例，有美国汽车安全标准(FMVSS：Federal Motor Vehicle Safety Standards)，在该标准中规定，当助力装置失灵时，向制动踏板输入的踏力为65N以上500N以下且时速100km的停车距离为73m(240英尺)以下。为了达到该规定，通过计算，要求产生约2.5m/s²的减速度(以下称为要求性能)。于是，在设计特定车型的制动系统时，确定主缸10的缸径、助力装置BS的助力比、车轮制动分泵缸A14，A15的缸径、摩擦件等诸多要素以满足该要求性能，并且设计时也考虑车辆性能以实现上述要求性能。因此，对于设计成实现上述要求性能的车辆而言，当助力装置BS失灵时，在施加500N的踏力的情况下，在主缸10中产生的液压唯一地确定。

但是，在以往的具有大径增压室和小径压力室的快速注入式主缸中，由于考虑到以下两点，即以通过补充相当于行程初期的无效液量的制动液来缩短初期的踏板行程为目的的情况，以及在助力装置失灵时，需要补充因助力装置的助力(通常为6～10倍左右)消失而导致的液压不足，若是相同的踏力，则能够在小径压力室产生大于大径增压室的液压的情况，因此，设定为，在助力装置失灵时，在对制动踏板上施加500N的踏力的情况下，必定在小径压力室产生主缸液压。即，通过在低液压区域(因车辆的诸多要素不同而不同，作为一例，大致在0.8MPa附近开阀，在1.6MPa附近成为大气压)设定减压阀的开阀压力，即使助力装置失灵，当制动踏板的踏力为500N时，不是在大径增压室而是在小径压力室产生高液压，以满足上述要求性能。

另外，为了满足上述要求，若制动踏板的踏力在65N以上，虽然也能够将制动踏板的踏力设定在500N以下，但是，从补充助力装置失灵时的不足液压的观点来看，尽量在大的踏力下满足上述要求是更为容易的，因此，将踏力500N时作为标准。

与之相对，在本发明中，通过由负压传感器4等检测机构检测助力装置的失灵，采用制动控制装置BU的泵加压机构(增压机构)进行制动辅助控制，从而能够向车轮制动分泵缸A14，A15供给满足上述要求性能的液压。因此，在本发明中，作为合适的一个例子，能够将成为减压阀的控制阀75的开阀液压设定在4MPa左右的高液压。

另外，上述4MPa是当助力装置BS失灵时比施加在制动踏板BP的踏力为500N时的液压，或者产生2.5m/s²的减速度的液压(因车辆的诸多要素不同而不同，根据经验法则，将液压设定在作为平均值的大致2.3MPa左右，作为液压范围设定在大致1.7～2.9MPa左右)高的值。另外，在助力装置BS正常时，如果以产生于车辆的减速度基数(減速度ベ一ス)进行换算，则相当于得到平均值约为4m/s²的减速度的液压，另外，作为经验法则上的减速度范围相当于约3.2～5.3m/s²的减速度。之所以如上设定是因为，虽然因车辆的诸多要素不同而存在差异，但是，在助力装置BS正常时，如果设定为以得到约4m/s²左右(约3.2～5.3m/s²)的减速度的液压以上的液压将该控制阀75打开，则制动脚踏感变得良好。另外，制动脚踏感主要通过踏力、行程量和减速度之间的关系来表现。关于这些观点，将在后面详细叙述。

(主缸的工作特性)

图6是表示主液压室(小径压力室)61的液压和大径增压室70的液压与输入到制动踏板BP的制动踏板踏力之间的关系的图。在第一实施例中，如果踩下制动踏板BP而主液压室的液压和大径增压室的液压均达到4MPa，则反抗阀簧106，107的作用力而向下按压控制阀75的活塞本体115的力，超过阀簧106，107的设定载重。于是，阀密封件127打开，大径增压室70内的制动液从增压室连通孔90流入控制阀75的阀室133内。

流入阀室133内的制动液经由与小径孔部84连通的储液室通路92a，从储液室连通孔92返回到储液室27。另外，当活塞本体115作往复运动时，由于室135与阀室133经由大径轴孔121、小径轴孔122和轴正交孔123(以下称为连通路径)始终连通，因此，活塞本体115的行程不会受到任何阻碍。此时，可以适当调整连通路径的流路阻力等，设定活塞本体115的行程特性等，并未特别地限定。

如果驾驶员进一步踩下制动踏板BP而使主液压室61的液压超过4MPa，则控制阀75打开，大径增压室70的液压下降，主液压室61有助于提高主缸液压，因此，如图6所示，相对于踏力增大的液压上升的比例(液压上升斜度)变大，大径增压室70内的液压从4MPa逐渐下降。此时，相对于踏力增大的大径增压室70的液压下降的比例，即液压下降斜度的绝对值实质上与主液压室61的液压上升斜度的绝对值相同。

在此，如图6所示，优选在主液压室61的液压达到9MPa之前，将大径增压室70内的液压降低至大气压。其理由是，在第一实施例中，助力装置BS处于满负荷点时的液压被设定在10MPa附近，在低于该满负荷点时的液压的9MPa时，大径增压室70内的液压达到大气压，因此，在助力装置BS的满负荷点即使处于无助力的状态，也能够通过主液压室61产生高液压。另外，在横轴表示主液压室61的液压、纵轴表示大径增压室70的液压的曲线图中，在控制阀75打开之后，作为主液压室61的液压上升斜度和大径增压室70的液压下降斜度的优选方式，被设定为实质上具有一比一的关系。通过这样设定，能够连续且顺利地进行从大径增压室70向主液压室61的切换。因此，存在如下关系，即当主液压室61的液压从4MPa达到8MPa左右时，大径增压室70的液压从4MPa达到大气压。

(助力装置失灵时的控制)

图7是表示由控制单元ECU执行的助力装置失灵时的控制处理的流程图。

在步骤S1中，判断由负压传感器a4检测到的负压是否大于规定值，如果判断为在规定值以下，则判断为负压被确保，进入步骤S2，如果判断为大于规定值，则判断为负压不足，进入步骤S3。该步骤相当于检测助力装置的失灵的检测机构。

在步骤S2中，适当执行采用助力装置BS的通常的控制。在第一实施例中，所谓通常的控制，是指能够执行或者正在执行除了在助力装置BS正常工作的状态下发挥作用之外的所有或一部分控制的状态。

在步骤S3中，由于助力装置BS失灵，因此替代助力装置BS的助力作用，利用泵加压机构执行制动辅助控制。

(助力装置正常时和失灵时的对应关系)

接着，参照图8和图9说明上述助力装置在失灵时的控制中的作用。图8是表示主缸液压与踏力的关系的图。图8所示的踏力是因驾驶员的脚踏力而产生的踏力，换言之，是从制动踏板BP施加到输入轴B34的力。该踏力与在通过助力装置BS得到助力的基础上从输出轴B46施加在主缸10的力不同。

〔助力装置正常时的踏力(脚踏力)与主缸液压之间的关系〕

当助力装置BS正常时，根据驾驶员对制动踏板施加的踏力，在助力装置BS上产生助力。另外，驾驶员能够以较小的踏板行程得到4MPa的主缸液压(图8中的A点)。如果主缸液压超过4MPa，则利用控制阀75使大径增压室70的液压逐渐向大气压降低，并且，压缩主液压室61的活塞面积与小径活塞部65相应地开始变化，因此，能够得到大的液压上升斜度。即，虽然踏板行程增加，但能够通过增加较小的踏力来得到大的主缸液压。如果大径增压室70完全成为大气压，则仅根据小径活塞部65开始产生主缸液压(图8中的B点)。另外，在助力装置BS中，例如像电动式助力装置那样助力比被变更时，实际的液压特性会受到其影响，但是，在此对这一点省略详细的说明。

此后，如果踏力进一步变大，则助力装置BS的稳压室B18，B19与变压室B20，B21之间的差压逐渐变小而使两个室的差压消失，从而达到不能得到助力的满负荷点(例如10MPa)。之后，踏力的增大不会得到助力而直接使主缸液压增大。即，液压上升斜度小于通过助力装置BS得到助力时的液压上升斜度。

〔助力装置失灵时的踏力(脚踏力)与主缸液压之间的关系〕

另一方面，如果助力装置BS失灵，由于踏力得不到助力，因此，在开始踩下制动踏板BP的初期，产生踏力除以大径活塞部66的有效受压面积而得到的主缸液压。此时的液压上升斜度比通过助力装置BS得到助力时的液压上升斜度更小。

当踏力达到500N时，主缸液压只产生小于可得到2.5m/s²车辆减速度的液压(例如2.3MPa，以下称为2.5m/s²相当液压)的液压。之所以这样是因为，在第一实施例中，由于控制阀75的开阀压力被设定在4MPa的高压力区域，因此控制阀75处于闭阀状态，由大径增压室70产生液压。但是，如前所述，能够通过泵加压机构进行制动辅助控制来补充该液压不足量。另外，只要踏力为500N时产生2.5m/s²相当液压以上的液压，至于通过泵加压机构进行制动辅助控制来补充至什么程度，与车辆的要求性能有关，能够适当设定进行补充的程度。

而且，如果踏力进一步增大，则液压达到大于2.5m/s²相当液压的4MPa，控制阀75打开而使大径增压室70内的压力下降(图8中的A′点)。如果利用控制阀75使大径增压室70完全成为大气压，则仅根据小径活塞部65开始产生主缸液压(图8中的B′点)。

(助力装置失灵时对于主缸的要求性能)

在此，由于当助力装置BS失灵时得不到助力，因此，即使仅依靠驾驶员的脚踏力进行制动，也需要得到最低限度的车辆制动力。由于液压为进行作用的力除以有效受压面积而得到的值，因此，如果减小主缸的活塞有效受压面积，则能够确保所需的压力。

(主缸所要求的感觉性能)

另一方面，在制动时要求由踏力、行程、产生的减速度的关系所确定的感觉性能。虽然驾驶员开始踩下制动踏板BP而施加踏力且产生行程，但是如果怎么也不产生减速度，则驾驶员不能得到踩踏响应感。在这样的情况下，表现为制动的刚性感低，如果刚性感过低，则被评价为制动脚踏感差。刚性感下降的主要原因之一是，当向车轮制动分泵缸供给制动液时，制动液因填补制动块与制动轮之间的间隙的填充(ガタ詰あ)而被消耗。与之相对，当施加踏力时，如果以小的行程产生所希望的减速度，则驾驶员能够得到踩踏响应感。此时，表现为制动的刚性感高，通常被评价为制动脚踏感良好。

(行程与感觉性能之间的关系)

即，在操作制动踏板时，要求通过产生踏力，伴随着适度的行程而产生减速度。另一方面，在助力装置失灵时的要求性能中，由于不特别要求相对于行程的感觉，因此，为了确保最低限度的性能，如前所述，如果仅减小主缸的活塞的有效受压面积，则能够确保性能。但是，在正常工作时，如果有效受压面积小，则不得不产生大的行程，导致刚性感下降而感觉变差。即，在能够得到助力的前提下，为了提高刚性感，有效受压面积越大越好。

但是，除了助力装置BS失灵以外，如果助力装置BS在超过满负荷点的区域工作，也得不到助力，因此，为了确保制动力，有效受压面积越小越好。于是，为了兼顾这两方面，在第一实施例的主缸中，当助力装置BS正常时，不言而喻由大径增压室70提供填充所需的液量，并且在得到更高的高液压区域(4MPa)之前由大径增压室70产生液压，由此，能得到良好的制动脚踏感。另外，在助力装置BS失灵时，由大径增压室70产生液压，当踏力达到500N时，仅依靠主缸产生的液压，导致产生液压不足，但是，能够通过利用泵加压机构进行制动辅助控制来补充液压的不足。另外，在助力装置BS超过满负荷点的区域中，即使助力装置BS正常工作，也得不到助力，因此，在超过满负荷点之前打开控制阀75，从大径增压室70切换到主液压室61(小径压力室)而能够产生大制动力。

图9是表示制动踏板的行程与液压之间的关系以及无助力下的踏力与液压之间的关系的特性图。在图9中，第一比较例表示主缸的有效受压面积一定的类型(有效受压面积成为大径增压室70的有效受压面积与主液压室61的有效受压面积的中间面积)，第二比较例表示能够进行与第一比较例同样的有效受压面积切换且开阀压力被设定在比第一实施例更靠低压侧的类型。

图9中右侧的直线特性表示的斜度，相当于有效受压面积的倒数。即，有效受压面积越小，则斜度越大。图9中左侧的行程特性表示即使得到相同的液压也需要大的行程的情况。

为了提高刚性感，需要缩短行程，因此，需要增大有效受压面积。在第一比较例中，由于不能切换有效受压面积，因此，在踏力为500N时能够得到2.5m/s²相当液压的斜度成为最小斜度，不能谋求进一步缩短行程。

接着，在第二比较例中，由于大径增压室在踏力小的区域中起作用，因此能够缩短行程，提高刚性感。但是，由于为了在500N的踏力下得到2.5m/s²相当液压，而将开阀压力设定在较低值，所以，行程的缩短只限于踏力小的区域(低液压区域)，而在踏力大的区域中，不能谋求缩短行程。

(第一实施例的特征)

如上述的第一比较例和第二比较例所述，如果要满足失灵时的要求性能，则在缩短行程方面存在限度。但是，在失灵时的要求性能中并没有规定主缸的直径，而规定为在500N的踏力下产生2.5m/s²的减速度。于是，在第一实施例中，不是在主缸侧满足失灵时的要求性能，而是通过其他手段来满足失灵时的要求性能，在主缸侧以得到正常工作时的最佳感觉特性的方式设定开阀压力。

具体地讲，如果将第一比较例的有效受压面积作为基准面积，定义有效受压面积的形状为圆形时的基准直径，则大径侧的直径比基准直径大1/8～1/4英寸，小径侧的直径比基准直径小1/16～1/8英寸。另外，通过将开阀压力设定在4MPa，从而构成为即使在通常使用区域中，也使大径侧的有效受压面积发挥作用的结构。在此，通常使用区域是指在助力装置BS正常的情况下，行驶于市区等时在不进行急刹车等的一般行驶状态下所使用的液压的区域，是指在踩踏制动踏板的总次数中液压为4MPa以下的次数所占的比例非常高这一情况。

由此，在通常使用区域中能够使用大径的有效受压面积。另外，由于能够大幅度缩短踏板行程，因此，能够得到良好的脚踏感。具体地讲，与现有的满足失灵时的要求性能的主缸相比，能够缩短10％左右的踏板行程，并且，通过在通常使用区域中使用大径的有效受压面积，从而能够确保足够的制动力，并且得到具有刚性感的踩踏响应。

另一方面，能够将小径的有效受压面积设定为，与现有的满足失灵时的要求性能的第一比较例的主缸相比更小。由此，能够使在满负荷点产生的液压高于现有的满足失灵时的要求性能的主缸的液压，能够缩短制动距离。另外，在求出开阀压力以后的减速度的区域中，也能够提高减速度的增加感(ビルドアツプ感)，能够得到良好的制动感觉。

另外，在助力装置BS正常时，在设定为满足失灵时的要求性能的有效受压面积时，还可以考虑通过增压机构来补充满负荷点的液压的方法。但是，在该方法中，由于必须通过检测液压和踏力这两者来确认达到满负荷点的情况，因此需要另行设置踏力传感器。在此所述的踏力传感器检测的是输入轴B34的轴力而不是与主缸液压具有相关性的输出轴B46的轴力，因此，作为传感器，其价格昂贵。另外，在通常制动时需要频繁地进行增压控制，导致增压机构的负担增加，耐久性下降，而且需要另行设计控制逻辑，因此非常难以实现。

如以上所述，在第一实施例中，能够得到以下列举的作用效果。

(1)车辆制动系统包括：

具有控制阀(减压阀)75的主缸10，该主缸10利用插入缸体(阶梯形缸体)15的主活塞(阶梯形活塞)18形成主液压室(小径压力室)61和大径增压室70，通过使主活塞18移动，从大径增压室70向主液压室61供给液压，并且在主液压室61产生液压，将该产生的液压向车轮制动分泵缸A14，A15供给，并且，该控制阀75根据主液压室61和大径增压室70的液压，在规定的开阀压力下被打开，使大径增压室70与储液室27连通，随着主液压室61的液压上升，使大径增压室70的液压逐渐下降；

助力装置BS，其通过对来自制动踏板BP的输入进行助力而使主活塞18移动，并且具有助力消失的满负荷点；

图7的步骤S1，其作为检测上述助力装置BS的失灵的检测机构；

图7的步骤S3，其作为在利用上述检测机构检测到助力装置BS失灵时，通过利用与主缸10不同的液压源即泵A12产生的液压，补充向车轮制动分泵缸A14，A15供给的液压的增压机构；

其中，将控制阀75的开阀压力设定为，在主液压室61的液压高于踩下制动踏板BP的踏力为500N时的液压或者根据车辆的诸多要素在设计方面产生2.5m/s²的减速度的液压(2.5m/s²相当液压)，并且低于助力装置BS的满负荷点的液压时，使该控制阀75打开。

换言之，将上述控制阀75设定为，当主液压室61的液压高于3MPa(高于2.5m/s²相当液压的液压)且低于10MPa(满负荷点时的液压)的例如4MPa时打开该控制阀75，在该控制阀75打开之后，随着液压的上升，大径增压室70的液压成为大气压。另外，该开阀压力不限于4MPa，只要是高于2.5m/s²相当液压的液压，可以是3MPa，或者即使设定在5MPa，在满负荷点的10MPa液压附近，大径增压室70的液压也成为储液室的液压或者大气压(包括近似于储液室的液压或大气压的液压)，因此能够选择各种设定压力。另外，控制阀75的开阀压力根据控制阀75的开阀特性而确定，最好设定为在达到满负荷点时的液压之前，使大径增压室70的液压成为储液室液压或大气压。因此，在仅根据主液压室61的液压来设定控制阀75的开阀压力的结构中，如果主液压室61的液压超过开阀压力，则控制阀75处于开阀状态，大径增压室70的液压迅速达到储液室液压或大气压。此时，例如也可以将开阀压力设定在8MPa或9MPa。另外，控制阀75通过增大密封圈130和O形环131之间的受压面积差，减小在阀密封件127与阀座128之间形成空间的该阀密封件127的突起部的受压面积，从而能够调整控制阀75打开之后至达到大气压之前的压力斜度。例如，在控制阀75打开之后，如果将主液压室61的液压上升斜度与大径增压室70的液压下降斜度的关系设定为一比二，也可以设定为在5MPa(或6MPa)的液压下使控制阀75打开，在7.5MPa(或9MPa)的液压下使大径增压室70的液压达到大气压。

因此，在通常制动时，在助力装置BS的满负荷点附近不存在液压不足的情况，能够产生所希望的制动力，并且，由于大径增压室70的液压产生区域变宽广，因此，能够减小相对于制动力的踏板行程，能够提供具有刚性感的良好的脚踏感。

(2)将控制阀75设定为，当助力装置BS正常时，来自主液压室61的液压例如为产生3.2～5.3m/s²的减速度的液压以上时打开该控制阀75。换言之，主液压室61的液压在4MPa以上时，使控制阀75打开。因此，在通常制动区域中能够确保基于大径增压室70的控制，并且通过缩短通常制动区域中的踏板行程，从而能够得到良好的脚踏感。

(3)可以将控制阀75设定为，在助力装置BS处于满负荷点时的液压附近，使所述大径增压室的液压达到所述储液室的液压(或大气压)。即，虽然优选在达到满负荷点时的液压之前，使大径增压室70的液压达到储液室液压或大气压，但是，所述大径增压室的液压达到所述储液室的液压的时期可以设定在达到满负荷点时的液压之后。此时，如果控制阀75在达到满负荷点时的液压之前打开，则在处于满负荷点时，与控制阀75打开时大径增压室70的液压降低量相应地，即使没有助力装置BS的助力，也能够期待由主液压室61产生高液压。

通过如上所述进行设定，能够减少在助力装置BS的满负荷点以后由在大径增压室产生的液压引起的踏力损失，能够有效地将驾驶员的踏力转换成制动力。

(4)将控制阀75设定为，在达到助力装置BS处于满负荷点时的液压之前，使大径增压室70的液压达到储液室27的液压。具体地讲，将控制阀75设定为，在处于满负荷点时的液压为10MPa的情况下，在主液压室61的液压达到低于该10MPa的液压即9MPa之前使大径增压室70的液压达到大气压。因此，能够得到良好的脚踏感。另外，由于满负荷点时的液压由车辆的诸多要素来确定，因此并不限于10MPa，也可以是大于或小于10MPa的液压。如果满负荷点的液压为小于10MPa例如为8MPa的液压，则可以将控制阀75的开阀压力设定在该8MPa液压之前。

(5)将控制阀75设定为，当来自主液压室61的液压大于3MPa时开阀。因此，即使在通常制动区域，也能够使用大径增压室70，从而能够得到良好的脚踏感。

(6)对控制阀75进行减压，以使所述大径增压室的液压下降相对于所述小径压力室的液压上升实质上成为一比一。因此，能够得到良好的脚踏感。

(7)助力装置BS在壳体内具有贮存负压的稳压室B18，B19以及非制动时贮存稳压室B18，B19的负压且根据来自制动踏板BP的输入而使大气流入的变压室B20，B21，满负荷点是稳压室B18，B19与变压室B20，B21之间的差压消失的时刻。因此，在成为不能得到助力之前，能够仅切换到小径的主液压室61，能够得到大制动力。

(8)增压机构是设置在主缸10与车轮制动分泵缸A14，A15之间的制动控制装置的液压泵。因此，能够提供如下的主缸，该主缸能够使用已有的系统满足失灵时的要求性能，能够确保良好的脚踏感而不会导致成本上升。另外，作为增压机构，可以替代液压泵而采用蓄压器等蓄压装置。

(第二实施例)

在上述第一实施例中，将2.5m/s²相当液压设定为2.3MPa，将减压阀即控制阀75的开阀液压设定在4MPa左右的高液压，但是并不限于此，可以将2.5m/s²相当液压设定在上述液压范围1.7～2.9MPa中的低液压侧，例如1.7MPa，可以将控制阀75的开阀液压设定在2MPa。

在如上所述设定的情况下，踏力(脚踏力)与主缸液压之间的关系如图10所示，当助力装置BS正常时，根据驾驶员对制动踏板施加的踏力，在助力装置BS中产生助力。另外，驾驶员通过较小的踏板行程能够得到2MPa的主缸液压(图10中的A点)。如果主缸液压超过2MPa，由于利用控制阀75使大径增压室70的液压逐渐向大气压降低，并且，压缩主液压室61的活塞面积与小径活塞部65相应地开始变化，因此能够得到大的液压上升斜度。即，虽然踏板行程增加，但是能够以较小的踏力增加来得到大的主缸液压。另外，如果大径增压室70完全成为大气压，则仅根据小径活塞部65开始产生主缸液压(图10中的B点)。

此后，如果踏力进一步变大，则助力装置BS的稳压室B18，B19与变压室B20，B21之间的差压逐渐变小而使两个室之间的差压消失，由此达到不能得到助力的满负荷点(例如10MPa)。之后，踏力的增大得不到助力而直接使主缸液压增大。即，液压上升斜度小于通过助力装置BS得到助力时的液压上升斜度。

另一方面，如果助力装置BS失灵，由于踏力得不到助力，因此，在开始踩下制动踏板BP的初期，产生踏力除以大径活塞部66的有效受压面积而得到的主缸液压。此时的液压上升斜度相比通过助力装置BS得到助力时的液压上升斜度非常小。

当踏力达到500N时，主缸液压只产生比能够得到2.5m/s²车辆减速度的液压即1.7MPa低的液压。之所以这样是因为，在第二实施例中，由于控制阀75的开阀压力被设定在2MPa，因此控制阀75处于闭阀状态，由大径增压室70产生液压。但是，如前所述，与第一实施例同样地，能够通过泵加压机构进行制动辅助控制而补充该液压不足量。

而且，如果踏力进一步增大，达到大于2.5m/s²相当液压的2MPa，控制阀75打开，大径增压室70内的压力下降(图10中的A′点)。另外，如果利用控制阀75使大径增压室70完全成为大气压，则仅根据小径活塞部65开始产生主缸液压(图10中的B′点)。

这样，在将控制阀75的开阀液压设定在2MPa的情况下，与将开阀液压设定在4MPa的情况相比，踏板行程的缩短化程度减小。但是，当助力装置BS正常时，在因行驶在高地等而导致发动机负压变低且由助力装置BS产生的助力变小的情况下，与将开阀液压设定在4MPa的情况相比，由于仅在大径增压室70产生液压的行程范围缩短，因此，在超过该范围的区域中，能够以较小的踏力增大液压，能够补充因助力装置BS的助力不足而导致的操作感觉的变化。

Claims (11)

1.一种车辆制动系统，其特征在于，具有：

具有减压阀的主缸，其利用插入阶梯形缸体的阶梯形活塞形成有小径压力室和大径增压室，通过使所述阶梯形活塞移动，从所述大径增压室向所述小径压力室供给液压，并且在所述小径压力室产生液压，将该产生液压供给到车轮制动分泵缸，并且，该减压阀根据所述小径压力室和所述大径增压室的液压，以规定的开阀压力打开，将所述大径增压室与储液室连通，使所述大径增压室减压；

助力装置，其对来自制动踏板的输入进行助力使所述阶梯形活塞移动，并且具有所述助力消失的满负荷点；

检测机构，其检测该助力装置的失灵；以及

增压机构，其在利用该检测机构检测到所述助力装置失灵时，通过由不同于所述主缸的液压源产生的液压，补充向所述车轮制动分泵缸供给的液压；

将所述减压阀的所述开阀压力设定为，在所述助力装置失灵的情况下，当所述小径压力室的液压大于向所述制动踏板输入的踏力为500N时产生的液压且小于所述助力装置处于满负荷点时的液压时，使所述减压阀打开。

2.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

将所述减压阀设定为，在所述助力装置处于满负荷点时的液压附近，使所述大径增压室的液压成为所述储液室的液压。

3.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

将所述减压阀设定为，在达到所述助力装置处于满负荷点时的液压之前，使所述大径增压室的液压成为所述储液室的液压。

4.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

在所述助力装置正常时，当来自所述小径压力室的液压为产生3.2m/s²的减速度的液压以上时，使所述减压阀打开。

5.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

当来自所述小径压力室的液压比3MPa大时，使所述减压阀打开。

6.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

所述减压阀以所述大径增压室的液压下降相对于所述小径压力室的液压上升的比例实质上成为一比一的方式逐渐减压。

7.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

所述助力装置在壳体内具有贮存负压的稳压室以及非制动时贮存所述稳压室的负压且根据来自所述制动踏板的输入使大气流入的变压室，根据所述稳压室与所述变压室之间的差压产生助力；

所述满负荷点是稳压室与变压室之间的差压消失的时刻。

8.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

所述增压机构是设置在所述主缸与所述车轮制动分泵缸之间的制动控制装置的液压泵。

9.如权利要求1所述的车辆制动系统，其特征在于，

所述减压阀在来自所述小径压力室的液压达到2MPa以上时打开。

10.一种车辆制动系统用主缸，其被用在具有助力装置的车辆制动系统中，通过所述助力装置的输出使活塞移动，该助力装置使来自制动踏板的输入得到助力而输出并具有所述助力消失的满负荷点，该主缸的特征在于，具有：

阶梯形活塞，其通过所述助力装置而移动；

阶梯形缸体，其通过插入该阶梯形活塞而形成有小径压力室和大径增压室，该小径压力室向所述车轮制动分泵缸供给液压，该大径增压室向该小径压力室供给液压；以及

减压阀，其根据所述小径压力室和所述大径增压室的液压，以规定的开阀压力打开，将所述大径增压室与储液室连通，使所述大径增压室减压；

将该减压阀的开阀压力设定为，在所述助力装置失灵的情况下，当所述小径压力室的液压大于向所述制动踏板输入的踏力为500N时产生的液压且小于所述助力装置处于满负荷点时的液压时，使该减压阀打开。

11.一种车辆制动系统用主缸，其特征在于，具有减压阀，该主缸利用插入阶梯形缸体的阶梯形活塞形成有小径压力室和大径增压室，通过基于制动踏板的助力装置的动作而使所述阶梯形活塞移动，从所述大径增压室向所述小径压力室供给液压并且在所述小径压力室产生液压，所述小径压力室向车轮制动分泵缸供给液压，并且，该减压阀根据所述小径压力室或所述大径增压室的液压，以规定的开阀压力打开，将所述大径增压室与储液室连通，随着所述液压的上升，使所述大径增压室逐渐减压；

将所述减压阀设定为，当所述小径压力室的液压大于2MPa且小于10MPa时打开，在使该减压阀打开之后，随着液压的上升，所述大径增压室成为大气压。

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