CN105365798A - 车辆用制动系统 - Google Patents

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Abstract

本发明的课题在于提供一种能够减轻制动液的膨胀引起的制动力的精度降低的车辆用制动系统。一种车辆用制动系统(10)，其具有输入侧液压系统(Pin)、输出侧液压系统(Pout)、闭阀而将输入侧液压系统(Pin)与输出侧液压系统(Pout)之间的制动液的流通切断的第一、第二截止阀(60b、60a)、开阀而使制动液向贮存器装置(132)流入的第一、第二输出阀(128、130)、通过输出侧液压系统(Pout)的马达液压缸装置(16)产生与制动踏板(12)的操作量对应的制动液压的控制机构(150)。而且，控制机构(150)在从马达液压缸装置(16)输出的制动液压的输出特性从基本特性发生了变化时，打开第一、第二截止阀(60b、60a)和第一、第二输出阀(128、130)中的至少一方。

Description

车辆用制动系统
技术领域
本发明涉及一种车辆用制动系统。
背景技术
在专利文献1中记载有一种车辆用制动系统，其通过在马达液压缸装置(液压产生机构)中产生的制动液压来产生摩擦制动力。该马达液压缸装置通过由控制机构控制的电动马达来驱动活塞(致动器)，从而在制动液中产生制动液压。
在先技术文献
专利文献1：日本特开2013-075605号公报
专利文献1中记载的车辆用制动系统通过制动液压驱动盘式制动机构而产生摩擦制动力。盘式制动机构在产生摩擦制动力时会产生摩擦热。当该摩擦热将制动液加热时，制动液的温度上升而制动液膨胀。
在马达液压缸装置中产生制动液压时，为了切断因制动踏板的踏入操作而产生的制动液压，将主切换阀(第一、第二截止阀)关闭。由此，马达液压缸装置及盘式制动机构所具备的液压系统成为关闭的系统。因此，当制动液膨胀时，在马达液压缸装置中产生的制动液压升高。因此，以比在马达液压缸装置中产生的制动液压高的液压来驱动盘式制动机构，从而出现产生的制动力的精度降低这样的问题。
发明内容
因此，本发明的课题在于提供一种能够减轻制动液的膨胀引起的制动力的精度降低的车辆用制动系统。
用于解决课题的方案
为了解决上述课题，本发明为一种车辆用制动系统，其构成为，输入侧液压系统和输出侧液压系统这两个液压系统分别能够使制动液产生制动液压，所述车辆用制动系统具有：输入装置，其配设于所述输入侧液压系统且产生与操作件的操作量对应的所述制动液压；液压产生机构，其配设于所述输出侧液压系统且产生与致动器的工作量对应的所述制动液压；主切换阀，其在开阀时使所述制动液在所述输入侧液压系统与所述输出侧液压系统之间流通，在闭阀时切断所述输入侧液压系统与所述输出侧液压系统之间的所述制动液的流通；输出阀，其在开阀时使所述制动液能够向贮存器装置流入；以及控制机构，其在所述操作件被操作时，关闭所述主切换阀及所述输出阀，且控制所述致动器，以产生与所述操作件的操作量对应的所述制动液压。而且，所述车辆用制动系统的特征在于，所述控制机构在判定为与所述致动器的工作量相对的所述制动液压的输出特性从预先设定的基本特性发生了变化时，打开所述主切换阀和所述输出阀中的至少一方。
根据本发明，在通过输出侧液压系统的液压产生机构产生与致动器的工作量对应的制动液压的车辆用制动系统中，在与致动器的工作量相对的制动液压的输出特性从预先设定的基本特性发生了变化时，使输出侧液压系统与输入侧液压系统连通。或者，在制动液压的输出特性从基本特性发生了变化时，使制动液能够向贮存器装置流入。例如，当因加热等而输出侧液压系统的制动液膨胀时，制动液压上升而液压产生机构中的制动液压的输出特性发生变化。在这样的情况下，通过使输出侧液压系统的制动液向输入侧液压系统、贮存器装置流入，由此抑制了膨胀引起的制动液压的上升，从而液压产生机构能够以接近基本特性的输出特性产生制动液压。
另外，本发明的车辆用制动系统的特征在于，所述控制机构在判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化时，打开所述主切换阀。
根据本发明，在液压产生机构中的制动液压的输出特性从基本特性发生了变化时，使输出侧液压系统与输入侧液压系统连通。在输出侧液压系统中，即使在制动液膨胀而制动液压上升的状态下，通过使制动液向输入侧液压系统流入，由此也能抑制膨胀引起的制动液压的上升，从而配设于输出侧液压系统的液压产生机构能够以接近基本特性的输出特性产生制动液压。
另外，本发明的车辆用制动系统的特征在于，所述控制机构在判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化而将所述主切换阀打开时，对所述致动器的工作量进行限制。
在主切换阀或输出阀打开的状态下致动器工作而制动液压上升时，输出侧液压系统的制动液向输入侧液压系统、贮存器装置流入。致动器的工作量越多，在液压产生机构中产生的制动液压越高，从而制动液向输入侧液压系统、贮存器装置的流入量也越多。
根据本发明，由于限制了致动器的工作量，因此抑制了向输入侧液压系统、贮存器装置流入的制动液的流入量，从而抑制了输出侧液压系统中的制动液的不足。
另外，本发明的车辆用制动系统的特征在于，所述控制机构在所述输出特性向所述基本特性的高压侧发生了变化时，判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化。
根据本发明，在液压产生机构中产生的制动液压成为比基本特性高的高压时，打开主切换阀或输出阀。制动液向输入侧液压系统、贮存器装置流入而在液压产生机构中产生的制动液压降低，从而能够使液压产生机构输出制动液压的输出特性接近基本特性。
发明效果
根据本发明，能够提供可减轻制动液的膨胀引起的制动力的精度降低的车辆用制动系统。
附图说明
图1是车辆用制动系统的简要结构图。
图2是表示制动液温度与液压输出特性的关系的图。
图3是控制机构的功能框图。
图4(a)是表示主切换阀关闭的状态下制动液温度上升的情况的示意图，图4(b)是表示制动液温度上升的状态下主切换阀打开的情况的示意图。
符号说明：
10车辆用制动系统
14输入装置
16马达液压缸装置(液压产生机构)
60a第二截止阀(主切换阀)
60b第一截止阀(主切换阀)
128第一输出阀(输出阀)
130第二输出阀(输出阀)
132贮存器装置
150控制机构
Pin输入侧液压系统
Pout输出侧液压系统
具体实施方式
以下，适当参照附图，对本发明的实施方式进行详细说明。
图1是车辆用制动系统的简要结构图。
如图1所示，本实施方式的车辆用制动系统10具备输入装置14、踏板行程传感器St、马达液压缸装置16、车辆行为稳定化装置18(以下，称为VSA(车辆稳定辅助)装置18，VSA；注册商标)。
输入装置14在由驾驶员操作制动踏板12等操作件时与其操作的输入对应而压缩工作液(制动液)，使制动液产生与操作量对应的液压(制动液压)。踏板行程传感器St计测制动踏板12被进行踏入操作时的操作量(踏板行程)。马达液压缸装置16使工作液(制动液)产生向各车轮(右侧前轮WFR、左侧后轮WRL、右侧后轮WRR、左侧前轮WFL)的车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL供给的工作压(制动液压)。VSA装置18对车辆行为的稳定化进行支援。
上述的输入装置14、马达液压缸装置16及VSA装置18例如通过由胶皮管、软管等管材形成的管路(液压路)来连接。另外，作为线控式的制动系统，输入装置14和马达液压缸装置16由未图示的线束进行电连接。
其中，对液压路进行说明，以图1中(中央略下)的连结点A1为基准，输入装置14的连接端口20a和连结点A1由第一配管22a连接。另外，马达液压缸装置16的输出端口24a和连结点A1由第二配管22b连接。此外，VSA装置18的导入端口26a和连结点A1由第三配管22c连接。
以图1中的另一连结点A2为基准，输入装置14的另一连接端口20b和连结点A2由第四配管22d连接。另外，马达液压缸装置16的另一输出端口24b和连结点A2由第五配管22e连接。此外，VSA装置18的另一导入端口26b和连结点A2由第六配管22f连接。
在VSA装置18上设有多个导出端口28a～28d。第一导出端口28a通过第七配管22g而与在右侧前轮WFR上设置的盘式制动机构30a的车轮制动缸32FR连接。第二导出端口28b通过第八配管22h而与在左侧后轮WRL上设置的盘式制动机构30b的车轮制动缸32RL连接。第三导出端口28c通过第九配管22i而与在右侧后轮WRR上设置的盘式制动机构30c的车轮制动缸32RR连接。第四导出端口28d通过第十配管22j而与在左侧前轮WFL上设置的盘式制动机构30d的车轮制动缸32FL连接。
在该情况下，通过与各导出端口28a～28d连接的配管22g～22j，对盘式制动机构30a～30d的各车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL供给制动液。然后，各车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL内的制动液压上升。由此，各车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL工作，使与对应的车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)的摩擦力升高而施加制动力。
另外，在右侧前轮WFR、左侧后轮WRL、右侧后轮WRR、左侧前轮WFL各自上分别具备对车轮速度进行检测的车轮速度传感器35a、35b、35c、35d。各车轮速度传感器35a、35b、35c、35d对各车轮的车轮速度进行计测并将产生的计测信号向控制机构150输入。
输入装置14具有：串列式的主液压缸34，其通过驾驶员对制动踏板12的操作而能够使制动液产生液压(制动液压)；贮存器(第一贮存器36)，其附设于主液压缸34。在该主液压缸34的液压缸筒38内，滑动自如地配置有沿着液压缸筒38的轴向分离规定间隔的两个活塞(副活塞40a、主活塞40b)。副活塞40a与制动踏板12接近配置，并经由推杆42而与制动踏板12连结。另外，主活塞40b与副活塞40a相比远离制动踏板12而进行配置。
另外，在液压缸筒38的内壁装配有一对杯状密封44Pa、44Pb及一对杯状密封44Sa、44Sb。一对杯状密封44Pa、44Pb呈环状，且与主活塞40b的外周滑动接触。一对杯状密封44Sa、44Sb呈环状，且与副活塞40a的外周滑动接触。此外，在副活塞40a与主活塞40b之间配设有弹簧构件50a。在主活塞40b与液压缸筒38的闭塞端侧的侧端部38a之间配设有另一弹簧构件50b。
另外，引导杆48b从液压缸筒38的侧端部38a沿着主活塞40b的滑动方向而延伸配置，主活塞40b由引导杆48b引导而进行滑动。
另外，引导杆48a从主活塞40b的副活塞40a侧的端部沿着副活塞40a的滑动方向而延伸配置，副活塞40a由引导杆48a引导而进行滑动。
而且，副活塞40a和主活塞40b由引导杆48a连结而串联地配置。
另外，在主液压缸34的液压缸筒38上设有两个供给端口(第二供给端口46a、第一供给端口46b)、两个放泄端口(第二放泄端口52a、第一放泄端口52b)、两个输出端口54a、54b。在该情况下，第二供给端口46a、第一供给端口46b及第二放泄端口52a、第一放泄端口52b设置为分别合流而与第一贮存器36内的未图示的贮存器室连通。
此外，与副活塞40a的外周滑动接触的一对杯状密封44Sa、44Sb在副活塞40a的滑动方向上夹着第二放泄端口52a而配置。另外，与主活塞40b的外周滑动接触的一对杯状密封44Pa、44Pb在主活塞40b的滑动方向上夹着第一放泄端口52b而配置。
另外，在主液压缸34的液压缸筒38内，设有产生与驾驶员踏入制动踏板12的踏力对应的制动液压的第二压力室56a及第一压力室56b。第二压力室56a设置为经由第二液压路58a而与连接端口20a连通。第一压力室56b设置为经由第一液压路58b而与另一连接端口20b连通。
第一压力室56b与第二压力室56a之间由一对杯状密封44Pa、44Pb液密地封闭。另外，第二压力室56a的制动踏板12侧由一对杯状密封44Sa、44Sb液密地封闭。
第一压力室56b产生与主活塞40b的位移对应的制动液压，第二压力室56a产生与副活塞40a的位移对应的制动液压。
另外，副活塞40a经由推杆42而与制动踏板12连结，伴随着制动踏板12的动作而在液压缸筒38内进行位移。此外，主活塞40b通过因副活塞40a的位移而在第二压力室56a中产生的制动液压来进行位移。即，主活塞40b与副活塞40a随动地位移。
在主液压缸34与连接端口20a之间且在第二液压路58a的上游侧配设有压力传感器Pm。并且，在第二液压路58a的下游侧设有常开式(常开型)的由电磁阀构成的第二截止阀60a。该压力传感器Pm对在第二液压路58a上比第二截止阀60a更靠主液压缸34侧即上游侧的制动液压进行计测。
在主液压缸34与另一连接端口20b之间且在第一液压路58b的上游侧设有常开式(常开型)的由电磁阀构成的第一截止阀60b。并且，在第一液压路58b的下游侧设有压力传感器Pp。该压力传感器Pp对在第一液压路58b上比第一截止阀60b靠车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL侧即下游侧的制动液压进行计测。
需要说明的是，在本实施方式中，将第二截止阀60a及第一截止阀60b合在一起作为主切换阀。
主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)可以是切换开阀状态与闭阀状态的电磁阀，也可以是由步进电动机(未图示)等驱动的DBW(线控驱动)阀等开度调节阀。
在电磁阀的情况下，主切换阀通过供给的控制信号(电流信号或电压信号)的占空比的调节来调节开度。
主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)中的常开是指以通常位置(未通电时的阀芯的位置)成为打开位置的状态(平时打开)的方式构成的阀。需要说明的是，图1中分别示出第二截止阀60a及第一截止阀60b的螺线管被通电而未图示的阀芯工作的闭阀状态。
在主液压缸34与第一截止阀60b之间的第一液压路58b上设有从第一液压路58b分支的分支液压路58c。在分支液压路58c上，常闭式(常闭型)的由电磁阀构成的第三截止阀62与行程模拟器64串联地连接。该第三截止阀62中的常闭是指以通常位置(未通电时的阀芯的位置)成为关闭位置的状态(平时关闭)的方式构成的阀。需要说明的是，图1中示出第三截止阀62的螺线管被通电而未图示的阀芯工作的开阀状态。
该行程模拟器64是在线控控制时，对制动踏板12的踏入操作施加踏板行程和反力，使驾驶员感觉仿佛以踏力产生了制动力的装置。行程模拟器64配置在第一液压路58b上的比第一截止阀60b靠主液压缸34侧的位置。在行程模拟器64中设有与分支液压路58c连通的液压室65。从主液压缸34的第一压力室56b导出的制动液经由分支液压路58c而导入液压室65。
另外，行程模拟器64具备第一复位弹簧66a、第二复位弹簧66b、模拟器活塞68。
第一复位弹簧66a与第二复位弹簧66b相互串联地配置。第一复位弹簧66a的弹簧常数比第二复位弹簧66b的弹簧常数高。模拟器活塞68由第一复位弹簧66a及第二复位弹簧66b施力。而且，行程模拟器64在制动踏板12的踏入前期时将踏板反力的增加斜度设定得较低，在踏入后期时将踏板反力设定得较高。由此，使制动踏板12的踏板感觉与对已存的主液压缸34进行踏入操作时的踏板感觉同等。
即，行程模拟器64构成为，产生与从第一压力室56b导出的制动液压对应的反力，并将该反力经由主液压缸34而向制动踏板12施加。
液压路大致由将主液压缸34的第二压力室56a与多个车轮制动缸32FR、32RL连接的第二液压系统70a和将主液压缸34的第一压力室56b与多个车轮制动缸32RR、32FL连接的第一液压系统70b构成。
第二液压系统70a由输入装置14的第二液压路58a和配管22a、22b、22c、22g、22h构成。
第一液压系统70b由输入装置14的第一液压路58b和配管22d、22e、22f、22i、22j构成。
马达液压缸装置16具有电动机(电动马达72)、致动器机构74、由致动器机构74施力的液压缸机构76。马达液压缸装置16作为本实施方式的液压产生机构而发挥功能。
另外，在本实施方式中，包含电动马达72和致动器机构74而构成致动器。
致动器机构74设置在电动马达72的输出轴72b侧，具有齿轮机构(减速机构)78和滚珠丝杠结构体80。齿轮机构78使多个齿轮啮合来传递电动马达72的旋转驱动力。滚珠丝杠结构体80包含滚珠丝杠轴80a及滚珠80b，该滚珠丝杠轴80a通过经由齿轮机构78传递旋转驱动力而沿着轴向进行进退动作。
在本实施方式中，滚珠丝杠结构体80与齿轮机构78一并收纳于致动器壳体172的机构收纳部173a。
液压缸机构76具有大致圆筒状的液压缸主体82和附设于液压缸主体82的第二贮存器84。第二贮存器84通过配管86而与在输入装置14的主液压缸34上附设的第一贮存器36连接，在第一贮存器36内存积的制动液经由配管86而向第二贮存器84内供给。需要说明的是，在配管86上也可以具有存积制动液的箱。
而且，呈大致圆筒状的液压缸主体82的开放的端部(开放端)嵌合于由壳体主体172F和壳体罩172R构成的致动器壳体172，从而将液压缸主体82与致动器壳体172连结，来构成马达液压缸装置16。
在液压缸主体82内，滑动自如地配置有沿着液压缸主体82的轴向分离规定间隔的两个从动活塞(第二从动活塞88a及第一从动活塞88b)。第二从动活塞88a与滚珠丝杠结构体80侧接近地配置，且与滚珠丝杠轴80a的一端部抵接而与滚珠丝杠轴80a一体地向箭头X1或X2方向进行位移。另外，第一从动活塞88b与第二从动活塞88a相比远离滚珠丝杠结构体80侧而进行配置。
以下，将X1侧作为前方，将X2侧作为后方。
另外，本实施方式中的电动马达72由与液压缸主体82分体地形成的马达外壳72a覆盖。电动马达72以输出轴72b与第二从动活塞88a及第一从动活塞88b的滑动方向(轴向)大致平行的方式配置。
并且，输出轴72b的旋转驱动经由齿轮机构78而向滚珠丝杠结构体80传递。
齿轮机构78例如由第一齿轮78a、第三齿轮78c、第二齿轮78b这三个齿轮构成。第一齿轮78a安装于电动马达72的输出轴72b。第三齿轮78c使滚珠80b以滚珠丝杠轴80a的轴线为中心而进行旋转，所述滚珠80b使滚珠丝杠轴80a在轴向上进行进退动作。第三齿轮78c以滚珠丝杠轴80a的轴线为中心进行旋转。第二齿轮78b将第一齿轮78a的旋转向第三齿轮78c传递。
本实施方式中的致动器机构74通过上述的结构而将电动马达72的输出轴72b的旋转驱动力转换为滚珠丝杠轴80a的进退驱动力(直线驱动力)。而且，将滚珠丝杠轴80a进行进退动作时的动作量作为本实施方式中的致动器的工作量。
在第一从动活塞88b的外周面经由环状台阶部而分别装配有一对从动杯状密封90a、90b。在一对从动杯状密封90a、90b之间形成有与后述的贮存器端口92b连通的第一背室94b。
需要说明的是，在第二从动活塞88a与第一从动活塞88b之间配设有第二复位弹簧96a，在第一从动活塞88b与液压缸主体82的侧端部之间配设有第一复位弹簧96b。
另外，在第二从动活塞88a的后方具备环状的引导活塞90c，该引导活塞90c对第二从动活塞88a的外周面与机构收纳部173a之间进行液密地封闭，且将第二从动活塞88a以能够相对于其轴向移动的方式进行引导。引导活塞90c作为密封构件而发挥功能，对液压缸主体82进行闭塞。在第二从动活塞88a贯通的引导活塞90c的内周面装配有未图示的从动杯状密封。优选通过该从动杯状密封将第二从动活塞88a与引导活塞90c之间液密地构成。此外，在第二从动活塞88a的前方的外周面上经由环状台阶部而装配有从动杯状密封90b。
通过该结构，向液压缸主体82的内部填充的制动液由引导活塞90c封入液压缸主体82，以避免其向致动器壳体172侧流入。
需要说明的是，在引导活塞90c与从动杯状密封90b之间形成有与后述的贮存器端口92a连通的第二背室94a。
在液压缸机构76的液压缸主体82上设有两个贮存器端口92a、92b和两个输出端口24a、24b。在该情况下，贮存器端口92a(92b)设置为与第二贮存器84内的未图示的贮存器室连通。
另外，在液压缸主体82内设有第二液压室98a和第一液压室98b。第二液压室98a对从输出端口24a向车轮制动缸32FR、32RL侧输出的制动液压进行控制。第一液压室98b对从另一输出端口24b向车轮制动缸32RR、32FL侧输出的制动液压进行控制。
根据该结构，封入有制动液的第二背室94a、第一背室94b、第二液压室98a及第一液压室98b为液压缸主体82中的制动液的封入部，通过作为密封构件而发挥功能的引导活塞90c，与致动器壳体172的机构收纳部173a液密(气密)地划分开。
需要说明的是，引导活塞90c安装于液压缸主体82的方法没有限定，例如，可以为通过未图示的簧环安装的结构。
在第二从动活塞88a与第一从动活塞88b之间设有限制机构100。限制机构100对第二从动活塞88a和第一从动活塞88b的最大行程(最大工作量)和最小行程(最小工作量)进行限制。此外，在第一从动活塞88b上设有限动销102。限动销102限制第一从动活塞88b的滑动范围，从而阻止该第一从动活塞88b向第二从动活塞88a侧的过返回。由此，尤其是在通过主液压缸34进行制动的备用时，当一个系统失灵时，防止另一个系统的失灵。
VSA装置18由公知的结构构成，其具有第二制动系统110a和第一制动系统110b。第二制动系统110a对与右侧前轮WFR及左侧后轮WRL的盘式制动机构30a、30b(车轮制动缸32FR、32RL)连接的第二液压系统70a进行控制。第一制动系统110b对与右侧后轮WRR及左侧前轮WFL的盘式制动机构30c、30d(车轮制动缸32RR、32FL)连接的第一液压系统70b进行控制。需要说明的是，第二制动系统110a可以由与在左侧前轮WFL及右侧前轮WFR上设置的盘式制动机构连接的液压系统构成，第一制动系统110b可以是与在右侧后轮WRR及左侧后轮WRL上设置的盘式制动机构连接的液压系统。此外，第二制动系统110a也可以由与在车身单侧的右侧前轮WFR及右侧后轮WRR上设置的盘式制动机构连接的液压系统构成，第一制动系统110b也可以是与在车身单侧的左侧前轮WFL及左侧后轮WRL上设置的盘式制动机构连接的液压系统。
该第二制动系统110a及第一制动系统110b分别由同一结构构成。因此，对在第二制动系统110a和第一制动系统110b中对应的构件上标注同一参照符号。并且，以第二制动系统110a的说明为中心，并以带括号的方式附注第一制动系统110b的说明。
第二制动系统110a(第一制动系统110b)具有对于车轮制动缸32FR、32RL(32RR、32FL)共用的管路(第一共用液压路112及第二共用液压路114)。其中，第一共用液压路112为向车轮制动缸32FR、32RL(32RR、32FL)供给制动液压的供给路。
VSA装置18具备调节阀116、两个输入阀(第一输入阀120、第二输入阀124)及三个单向阀(第一单向阀118、第二单向阀122、第三单向阀126)。
调节阀116由在导入端口26a(26b)与第一共用液压路112之间配置的常开式的电磁阀构成。第一单向阀118与调节阀116并列配置，且允许制动液从导入端口26a(26b)侧向第一共用液压路112侧的流通(阻止制动液从第一共用液压路112侧向导入端口26a(26b)侧的流通)。第一输入阀120由在第一共用液压路112与第一导出端口28a(第四导出端口28d)之间配置的常开式的电磁阀构成。第二单向阀122与第一输入阀120并列配置，且允许制动液从第一导出端口28a(第四导出端口28d)侧向第一共用液压路112侧的流通(阻止制动液从第一共用液压路112侧向第一导出端口28a(第四导出端口28d)侧的流通)。第二输入阀124由在第一共用液压路112与第二导出端口28b(第三导出端口28c)之间配置的常开式的电磁阀构成。第三单向阀126与第二输入阀124并列配置，且允许制动液从第二导出端口28b(第三导出端口28c)侧向第一共用液压路112侧的流通(阻止制动液从第一共用液压路112侧向第二导出端口28b(第三导出端口28c)侧的流通)。
需要说明的是，在实施方式的VSA装置18中具备压力传感器P1。压力传感器P1对第一共用液压路112中的制动液压进行计测。由压力传感器P1计测出的计测信号向控制机构150输入。
第一输入阀120及第二输入阀124是用于对向车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL供给制动液压的管路(第一共用液压路112)进行开闭的开闭机构。而且，当第一输入阀120关闭时，从第一共用液压路112向车轮制动缸32FR、32RL的制动液压的供给被切断。另外，当第二输入阀124关闭时，从第一共用液压路112向车轮制动缸32RR、32FL的制动液压的供给被切断。
并且，VSA装置18具备两个输出阀(第一输出阀128、第二输出阀130)、贮存器装置132、第四单向阀134、泵136、吸入阀138及排出阀140、马达M、吸引阀142。
第一输出阀128由在第一导出端口28a(第四导出端口28d)与第二共用液压路114之间配置的常闭式的电磁阀构成。第二输出阀130由在第二导出端口28b(第三导出端口28c)与第二共用液压路114之间配置的常闭式的电磁阀构成。贮存器装置132与第二共用液压路114连接。第四单向阀134配置在第一共用液压路112与第二共用液压路114之间，且允许制动液从第二共用液压路114侧向第一共用液压路112侧的流通(阻止制动液从第一共用液压路112侧向第二共用液压路114侧的流通)。泵136配置在第四单向阀134与第一共用液压路112之间，且从第二共用液压路114侧向第一共用液压路112侧供给制动液。吸入阀138及排出阀140设在泵136的前后。马达M驱动泵136。吸引阀142由在第二共用液压路114与导入端口26a(26b)之间配置的常闭式的电磁阀构成。
若在输入阀(第一输入阀120、第二输入阀124)打开的状态时输出阀(第一输出阀128、第二输出阀130)打开，则制动液能够向贮存器装置132流入。
在本实施方式的输出阀(第一输出阀128、第二输出阀130)打开时，制动液能够向贮存器装置132流入。
需要说明的是，在第二制动系统110a中，在接近导入端口26a的管路(液压路)上设有压力传感器Ph。压力传感器Ph对从马达液压缸装置16的输出端口24a输出且由马达液压缸装置16的第二液压室98a控制的制动液压进行计测。由各压力传感器Pm、Pp、Ph计测出的计测信号向控制机构150输入。另外，在VSA装置18中，除了VSA控制以外，还可以控制ABS(防抱死制动系统)。
此外，还可以代替VSA装置18而连接仅搭载ABS功能的ABS装置。
本实施方式的车辆用制动系统10基本上如以上那样构成，接着对其作用效果进行说明。
在车辆用制动系统10正常发挥功能的正常时，由常开式的电磁阀构成的主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)被励磁而成为闭阀状态。另外，由常闭式的电磁阀构成的第三截止阀62被励磁而成为开阀状态。因此，通过主切换阀来切断第二液压系统70a及第一液压系统70b。因此在输入装置14的主液压缸34中产生的制动液压不向盘式制动机构30a～30d的车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL传递。
此时，在主液压缸34的第一压力室56b中产生的制动液压经由分支液压路58c及处于开阀状态的第三截止阀62而向行程模拟器64的液压室65供给。通过向该液压室65供给的制动液压，使模拟器活塞68克服第一复位弹簧66a及第二复位弹簧66b的弹力而进行位移，由此允许制动踏板12的行程。并且，产生模拟的踏板反力而向制动踏板12施加。其结果是，作为驾驶员而言，能够得到没有不适感的制动感觉。
在这样的系统状态下，若控制机构150检测出驾驶员对制动踏板12的踏入，侧判定为制动。然后，控制机构150驱动马达液压缸装置16的电动马达72而对致动器机构74施力，使从动活塞(第二从动活塞88a、第一从动活塞88b)克服第二复位弹簧96a及第一复位弹簧96b的弹力而朝向图1中的箭头X1方向工作。将从动活塞工作时的工作量称为从动行程。通过从动活塞的工作而将第二液压室98a及第一液压室98b内的制动液以平衡的方式进行加压，从而产生与从动活塞的工作量(从动行程)相应的所希望的制动液压。
具体来说，控制机构150根据踏板行程传感器St的计测值来算出制动踏板12的踏入操作量(以下，适当称为“制动操作量”)。然后，控制机构150基于算出的制动操作量，在考虑了再生制动力的基础上设定成为目标的制动液压，并使马达液压缸装置16产生设定的制动液压。
这样，本实施方式的马达液压缸装置16使致动器(滚珠丝杠轴80a)的工作量成为从动行程。而且，在马达液压缸装置16中，使制动液产生与从动行程(致动器的工作量)相应的制动液压。
本实施方式的控制机构150例如由微型计算机及周边设备构成，该微型计算机由均未图示的CPU(CentralProcessingUnit)、ROM(ReadOnlyMemory)、RAM(RandomAccessMemory)等构成。而且，控制机构150通过CPU来执行预先存储于ROM的程序，从而对车辆用制动系统10进行控制。
另外，本实施方式中的电信号例如为用于对驱动电动马达72的电力或电动马达72进行控制的控制信号。
另外，对制动踏板12的踏入操作量(制动操作量)进行计测的操作量计测机构没有限定于踏板行程传感器St，只要是能够计测制动踏板12的踏入操作量的传感器即可。例如，可以为如下这样的结构，即，使操作量计测机构为压力传感器Pm，将压力传感器Pm计测的制动液压转换为制动踏板12的踏入操作量，还可以为通过未图示的踏力传感器来计测制动踏板12的踏入操作量(制动操作量)的结构。
马达液压缸装置16中的第二液压室98a及第一液压室98b的制动液压经由VSA装置18的处于开阀状态的第一、第二输入阀120、124而向盘式制动机构30a～30d的车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL传递。通过该制动液压使车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL进行工作。这样，车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL进行工作，由此向各车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)施加所希望的制动力。
本实施方式的车辆用制动系统10在马达液压缸装置16等变得不能工作的异常时，使主切换阀分别成为开阀状态，使第三截止阀62成为闭阀状态，将在主液压缸34中产生的制动液压向盘式制动机构30a～30d(车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL)传递，从而使盘式制动机构30a～30d(车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL)工作的、所谓以往的液压式的制动系统生效。
另一方面，在本实施方式的车辆用制动系统10中，在作为动力液压源而发挥功能的马达液压缸装置16、进行线控控制的控制机构150等能够工作的正常时，通过驾驶员踏入制动踏板12而产生制动液压的主液压缸34与对各车轮进行制动的盘式制动机构30a～30d(车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL)的连通由主切换阀切断。在该状态下，通过马达液压缸装置16产生的制动液压来使盘式制动机构30a～30d工作的、所谓线控制动方式的制动系统生效。
即，正常时的车辆用制动系统10中，主切换阀关闭，马达液压缸装置16及VSA装置18与输入装置14之间的制动液的流通被切断。
在本实施方式中，将包含输入装置14的液压系统作为输入侧液压系统Pin，将包含马达液压缸装置16及VSA装置18的液压系统作为输出侧液压系统Pout。更详细而言，将比主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)靠输入装置14侧作为输入侧液压系统Pin，将比主切换阀靠马达液压缸装置16侧作为输出侧液压系统Pout。
在正常时的车辆用制动系统10中，输入侧液压系统Pin与输出侧液压系统Pout的连通由关闭的主切换阀切断，从而输入侧液压系统Pin与输出侧液压系统Pout都成为关闭的液压系统。
另外，输入侧液压系统Pin能够通过输入装置14使制动液产生制动液压，输出侧液压系统Pout能够通过马达液压缸装置16使制动液产生制动液压。这样，输入侧液压系统Pin与输出侧液压系统Pout这两个液压系统分别构成为能够使制动液产生制动液压。
需要说明的是，在本实施方式中，主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)在打开时使制动液在输入装置14(输入侧液压系统Pin)与马达液压缸装置16(输出侧液压系统Pout)之间流通，在关闭时切断输入装置14(输入侧液压系统Pin)与马达液压缸装置16(输出侧液压系统Pout)之间的制动液的流通。
如图1所示，在输出侧液压系统Pout中具备盘式制动机构30a～30d。盘式制动机构30a～30d在使各车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)产生摩擦制动力时因摩擦热而发热。在盘式制动机构30a～30d中产生的热经由车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL而向制动液传热。然后，制动液被加热而使输出侧液压系统Pout的制动液的温度(制动液温度)上升。
当制动液温度上升时，制动液膨胀。若在主切换阀关闭的状态下输出侧液压系统Pout的制动液膨胀，则制动液不会从成为关闭的系统的输出侧液压系统Pout流出，因此输出侧液压系统Pout的制动液压上升。当因制动液的膨胀而输出侧液压系统Pout的制动液压上升时，与从动活塞的工作量(从动行程)相对的制动液压的输出特性(以下，称为液压输出特性)发生变化。
图2是表示制动液温度与液压输出特性的关系的图。图2的纵轴表示制动液压(BP)，横轴表示从动行程(SSt)。
如图2所示，液压输出特性表示与从动行程对应而输出的制动液压的特性。
图1所示的车辆用制动系统10将制动液为常温(基准温度“Tstd”)的状态作为基准来设计。如图2中实线所示，车辆用制动系统10以在制动液温度为基准温度“Tstd”且从动行程为“0”时，使制动液压成为“0”的方式设计马达液压缸装置16。在本实施方式中，图2中实线所示的液压输出特性为马达液压缸装置16的基本特性。基本特性在马达液压缸装置16的设计时被预先设定。
在输出侧液压系统Pout的制动液被加热而制动液温度上升至“Thigh”时(Thigh＞Tstd)，制动液膨胀。若主切换阀为关闭的状态，则如上述那样，输出侧液压系统Pout的制动液压上升。即，与制动液温度为“Tstd”(基准温度)时相比，与从动行程相对的制动液压升高。
如图2中虚线所示，在制动液温度为“Thigh”的情况下，在从动行程为“0”时产生微小的制动液压“ΔP0”。另外，与制动液温度为基准温度“Tstd”时相比，与相同的从动行程相对的制动液压升高。
这样，随着制动液温度的上升，液压输出特性从基本特性发生变化。
如图2中虚线所示，当制动液温度上升时，液压输出特性向基本特性(实线)的高压侧变化。
如上述那样，图1所示的车辆用制动系统10(马达液压缸装置16)将制动液温度为基准温度“Tstd”的情况作为前提来设计。而且，控制机构150构成为，在制动液温度为基准温度“Tstd”时，在各车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)上产生最佳的制动力。即，车辆用制动系统10构成为，在马达液压缸装置16的液压输出特性为基本特性时，在各车轮上产生最佳的制动力。
因此，在因制动液温度的上升等而液压输出特性从基本特性发生变化时，控制机构150无法精度良好地对各车轮施加制动力(在各车轮上产生的制动力出现误差)。
因此，本实施方式的控制机构150在因制动液温度的上升等而液压输出特性从基本特性发生变化时，以使马达液压缸装置16的液压输出特性接近基本特性的方式控制车辆用制动系统10。
尤其是在马达液压缸装置16输出的制动液压成为比基本特性高的高压时、即液压输出特性向基本特性的高压侧发生了变化时，控制机构150判定为液压输出特性从基本特性发生了变化。
图3是控制机构的功能框图。
如图3所示，控制机构150具有基准液压映射MP1。基准液压映射MP1是表示制动液温度为基准温度“Tstd”时的制动操作量(Bst)与制动液压的目标值(目标液压Ptgt)的关系的图。基准液压映射MP1作为车辆(未图示)的特性而被预先设定。
控制机构150根据踏板行程传感器St的计测值来算出制动操作量(Bst)，并且基于基准液压映射MP1来设定与制动操作量对应的目标液压(Ptgt)。
控制机构150具有液压修正部151。液压修正部151基于从压力传感器Ph输入的计测信号，来算出从马达液压缸装置16(参照图1)输出的制动液压。将在液压修正部151中算出的制动液压作为实际液压(Preal)。液压修正部151算出从目标液压减去实际液压而得到的液压偏差(ΔP)。
控制机构150具有加法器152。加法器152将液压修正部151算出的液压偏差与目标液压相加来算出修正目标液压(＊Ptgt)。
控制机构150具有从动行程映射(SS映射MP2)。SS映射MP2是表示修正目标液压(＊Ptgt)与从动行程(SSt)的关系的图。SS映射MP2作为马达液压缸装置16(参照图1)的特性而被预先设定。控制机构150基于SS映射MP2来算出与修正目标液压对应的从动行程。
控制机构150具有马达角设定部153。马达角设定部153将基于SS映射MP2而算出的从动行程(SSt)转换成电动马达72的驱动量(马达角θm)。
例如，马达角设定部153具有表示与从动行程(SSt)对应的电动马达72的马达角(θm)的映射(未图示)。马达角设定部153基于该映射来设定与从动行程(SSt)对应的马达角(θm)。
控制机构150具有加减器154。加减器154算出从马达角设定部153设定的马达角(θm)减去实际的马达角(实际马达角θr)而得到的马达角偏差(Δθ)。需要说明的是，实际马达角(θr)通过电动马达72中具备的霍耳传感器(未图示)来检测。
控制机构150具有马达控制部155。马达控制部155基于由加减器154算出的马达角偏差(Δθ)，来算出电动马达72的控制量。并且，马达控制部155基于算出的控制量来驱动电动马达72。
这样，控制机构150基于制动操作量来驱动马达液压缸装置16的电动马达72，通过马达液压缸装置16产生与制动操作量对应的制动液压。
另外，控制机构150具有MCV控制部156。MCV控制部156控制马达液压缸装置16的主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)。MCV控制部156基于目标液压(Ptgt)与实际液压(Preal)的液压偏差(ΔP)来控制主切换阀。
如图2中虚线所示，当制动液温度从基准温度“Tstd”上升至“Thigh”时，液压输出特性向基本特性的高压侧变化，从马达液压缸装置16(参照图1)输出的制动液压升高。因此，在基于基准液压映射MP1而算出的目标液压(Ptgt)与实际液压(Preal)之间始终产生液压偏差(ΔP)。另外，由于实际液压成为比目标液压高的状态，因此从目标液压减去实际液压得到的液压偏差始终为负。
因此，MCV控制部156在制动踏板12(参照图1)被进行踏入操作的情况下连续产生规定大小的负的液压偏差(ΔP)时，判定为液压输出特性从基本特性发生了变化。
例如，MCV控制部156在与制动操作量相对的目标液压(Ptgt)和实际液压(Preal)的液压偏差(ΔP)为规定的阈值以下时，判定为液压输出特性从基本特性发生了变化。MCV控制部156判定为液压输出特性从基本特性发生了变化时的阈值作为车辆用制动系统10(参照图1)的设计值而被预先设定。
而且，MCV控制部156在判定为液压输出特性从基本特性发生了变化时，若制动踏板12(参照图1)被进行踏入操作，则打开主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)。当主切换阀打开时，图1所示的车辆用制动系统10的输入侧液压系统Pin(输入装置14)与输出侧液压系统Pout(马达液压缸装置16)连通。然后，输出侧液压系统Pout的制动液向输入侧液压系统Pin流入。由此，输出侧液压系统Pout的制动液压向输入侧液压系统Pin分散而输出侧液压系统Pout的制动液压降低。
此时，MCV控制部156(参照图3)通过调节对主切换阀进行控制的控制信号(电流信号或电压信号)的占空比，来调节主切换阀的开度。根据主切换阀的开度，来调节从输出侧液压系统Pout向输入侧液压系统Pin流入的制动液的流量。
例如，若与液压偏差(ΔP)的大小相对的主切换阀的开度被预先设定，则MCV控制部156能够基于液压偏差的大小来设定主切换阀的开度。而且，MCV控制部156以设定的开度打开主切换阀。具体来说，MCV控制部156以使主切换阀成为设定的开度的方式调节控制信号的占空比。
另外，MCV控制部156在制动踏板12(参照图1)被放开而制动操作量成为“0”时，关闭主切换阀。
图4(a)是表示主切换阀关闭的状态下制动液温度上升的情况的示意图，图4(b)是表示制动液温度上升的状态下主切换阀打开的情况的示意图。
以往，在正常时的车辆用制动系统10中，如图4(a)所示，主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)关闭。当因盘式制动机构30a～30d中产生的摩擦热而将制动液加热时，在输出侧液压系统Pout的配管22a～22j中制动液膨胀(涂黑部分所示)。由此，输出侧液压系统Pout的制动液压上升。因此，马达液压缸装置16输出的制动液压成为比基本特性高的高压。另外，液压输出特性向基本特性的高压侧变化。
如图4(b)所示，当主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)打开时，配管22a、22d的制动液分别向第二液压路58a、第一液压路58b流入。因此，包含配管22a～22j的输出侧液压系统Pout的制动液压降低(网眼部分所示)。即，通过主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)打开，从而配管22a～22j的制动液向输入侧液压系统Pin流入。并且，因制动液的膨胀而上升的输出侧液压系统Pout的制动液压降低。
这样，图3所示的控制机构150(MCV控制部156)在输出侧液压系统Pout的制动液温度上升而使制动液压上升的情况下，在制动踏板12(参照图1)被进行踏入操作时，调节主切换阀的开度来使输出侧液压系统Pout的制动液压降低。由此，制动液温度比基准温度“Tstd”上升了的情况下的液压输出特性接近基本特性。马达液压缸装置16(参照图3)以接近制动液温度为基准温度“Tstd”时的基本特性的液压输出特性产生制动液压，使各车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)产生制动力。由此，控制机构150能够精度良好地使各车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)产生与制动操作量对应的制动力。
需要说明的是，在图1所示的车辆用制动系统10中，当主切换阀打开而输入侧液压系统Pin与输出侧液压系统Pout连通时，输出侧液压系统Pout的制动液减少。此时若马达液压缸装置16的从动活塞(第二从动活塞88a、第一从动活塞88b)过度地位移，则存在输出侧液压系统Pout的制动液进一步向输入侧液压系统Pin流入而使输出侧液压系统Pout的制动液不足的情况。
因此，控制机构150可以为在MCV控制部156(参照图3)使主切换阀打开时对从动行程进行限制的结构。例如，若与主切换阀的阀开度(对主切换阀进行控制的控制信号的占空比)对应的从动行程的限制值被预先设定，则控制机构150能够根据主切换阀的阀开度来对从动行程进行限制。通过这样限制从动行程，防止了输出侧液压系统Pout中的制动液的不足。
如以上那样，图1所示的本实施方式的车辆用制动系统10在正常时，将主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)关闭而切断输入侧液压系统Pin(输入装置14)与输出侧液压系统Pout(马达液压缸装置16、VSA装置18)的连通。并且，在因制动液温度的上升而输出侧液压系统Pout的制动液压上升时，打开主切换阀而使输入侧液压系统Pin与输出侧液压系统Pout连通。
由此，输出侧液压系统Pout的制动液向输入侧液压系统Pin流入而输出侧液压系统Pout的制动液压降低。而且，输出侧液压系统Pout的制动液温度上升时的液压输出特性接近制动液温度为基准温度“Tstd”时的基本特性。马达液压缸装置16(参照图1)以接近基本特性的液压输出特性产生制动液压，从而对各车轮(WFR、WRL、WRR、WFL)精度良好地施加制动力。
另外，控制机构150(MCV控制部156)对主切换阀的阀开度进行调节，从而调节从输出侧液压系统Pout向输入侧液压系统Pin流入的制动液的流量。抑制了制动液从输出侧液压系统Pout向输入侧液压系统Pin过度地流入的情况，从而防止了输出侧液压系统Pout中的制动液的不足。因此，防止了向车轮制动缸32FR、32RL、32RR、32FL供给的制动液的不足，从而防止了通过盘式制动机构30a～30d产生的摩擦制动力的不足。
另外，在主切换阀打开时，限制了从动活塞(第二从动活塞88a、第一从动活塞88b)的位移(从动行程)。由此，防止了因从动活塞的过度的位移而使输出侧液压系统Pout的制动液不足的情况，从而防止了通过盘式制动机构30a～30d产生的摩擦制动力的不足。
需要说明的是，优选本实施方式的控制机构150(参照图3)即使在制动踏板12(参照图1)未被进行踏入操作的情况下，例如，在碰撞减轻制动的工作时、自动行驶控制下的减速时，若判定为液压输出特性从基本特性发生了变化，则也打开主切换阀。
另外，本发明没有限定于上述的实施方式，在不脱离发明的主旨的范围内能够适当地进行设计变更。
例如，判定为液压输出特性从基本特性发生了变化的控制机构150可以是代替图1所示的主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)而将VSA装置18的输出阀(第一输出阀128、第二输出阀130)打开的结构。
当输出阀打开时，输出侧液压系统Pout的制动液向贮存器装置132流入，因此输出侧液压系统Pout的制动液量减少而制动液压降低。这样，VSA装置18的输出阀打开也可使输出侧液压系统Pout的制动液压降低，从而使制动液温度上升了的状态下的液压输出特性接近基本特性。
或者，判定为液压输出特性从基本特性发生了变化的控制机构150也可以是使主切换阀与输出阀都打开的结构。
需要说明的是，为了使流入到贮存器装置132中的制动液返回输出侧液压系统Pout，需要泵136的驱动。即，在使制动液返回输出侧液压系统Pout时会产生马达M的驱动声。因此，在液压输出特性从基本特性发生了变化时将主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)打开的结构能够防止噪声的产生。
另外，本实施方式的控制机构150(MCV控制部156)基于液压偏差来判定液压输出特性的变化。然而，MCV控制部156判定液压输出特性的变化的方法没有限定。
例如，如图2中虚线所示，当制动液温度从基准温度“Tstd”上升时，输出侧液压系统Pout的制动液压上升，从而在从动行程(SSt)为“0”时产生微小的制动液压“ΔP0”。即，若制动液温度上升，则在制动操作量为“0”且目标液压为“0”时，实际液压成为“ΔP0”。
因此，MCV控制部156可以构成为，在目标液压为“0”的情况下实际液压为“ΔP0”时，即，制动操作量为“0”时产生了微小的制动液压“ΔP0”时，判定为因制动液温度的上升等而制动液压上升，从而液压输出特性从基本特性发生了变化。
而且，也可以为如下这样的结构，即，在制动踏板12(参照图1)被进行了踏入操作时，控制机构150的MCV控制部156(参照图3)打开主切换阀(第二截止阀60a、第一截止阀60b)。

Claims (5)

1.一种车辆用制动系统，其构成为，输入侧液压系统和输出侧液压系统这两个液压系统分别能够使制动液产生制动液压，
所述车辆用制动系统具有：
输入装置，其配设于所述输入侧液压系统且产生与操作件的操作量对应的所述制动液压；
液压产生机构，其配设于所述输出侧液压系统且产生与致动器的工作量对应的所述制动液压；
主切换阀，其在开阀时使所述制动液在所述输入侧液压系统与所述输出侧液压系统之间流通，在闭阀时切断所述输入侧液压系统与所述输出侧液压系统之间的所述制动液的流通；
输出阀，其在开阀时使所述制动液能够向贮存器装置流入；以及
控制机构，其在所述操作件被操作时，关闭所述主切换阀及所述输出阀，且控制所述致动器，以产生与所述操作件的操作量对应的所述制动液压，
所述车辆用制动系统的特征在于，
所述控制机构在判定为与所述致动器的工作量相对的所述制动液压的输出特性从预先设定的基本特性发生了变化时，打开所述主切换阀和所述输出阀中的任一方或将所述主切换阀和所述输出阀都打开。
2.根据权利要求1所述的车辆用制动系统，其特征在于，
所述控制机构在判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化时，打开所述主切换阀。
3.根据权利要求1或2所述的车辆用制动系统，其特征在于，
所述控制机构在判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化而将所述主切换阀打开时，对所述致动器的工作量进行限制。
4.根据权利要求1或2所述的车辆用制动系统，其特征在于，
所述控制机构在所述输出特性向所述基本特性的高压侧发生了变化时，判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化。
5.根据权利要求3所述的车辆用制动系统，其特征在于，
所述控制机构在所述输出特性向所述基本特性的高压侧发生了变化时，判定为所述输出特性从所述基本特性发生了变化。
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