CN1088665C - 车辆用制动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆用制动装置，它设有压力放大装置，既能减轻产生制动液压的负荷，又能确保充分制动力。还安装有防抱系统，可防止车轮抱死。也可设置制动模式切换装置，能适当地选择有效的制动状态。本发明的制动装置还可对前后轮实现理想的制动力分配。

Description

车辆用制动装置

本发明涉及车辆用制动装置，尤其是在高μ路等要求获得更大制动力的情况下，能对轮缸施加比例如主缸产生的主缸压力高的制动液压、并能发挥大制动力的制动装置。

作为为获得最佳制动力而增大施加于轮缸的制动液压的制动装置，可以举出例如特开平7-89432号公报所记述的汽车用制动压力增大装置。在该制动装置中，在驾驶员对以最大的力踩踏制动踏板产生迟疑的紧急制动情况下，通过由制动压力增压器加大增力作用，使产生的轮缸压力大于在通常踏板力下施加于轮缸的轮缸压力，从而确保大的制动力。

但是，在以往踏板力不是可调的，只是通过制动压力增压器加大增力作用，增大在施加一定踏板力时的轮缸压力，没有考虑在该增力作用加大前后减小作用于踏板的反力。因此，在增力作用加大前后，不能减轻对驾驶员踏下制动踏板的负担。

因此，本发明的目的是提供一种在车辆制动时通过将由制动液压发生源产生的规定的制动液压放大并施加于轮缸以确保大制动力、同时能使在制动液压发生源中产生制动液压时的负荷减低的车辆用制动装置。

为解决上述课题，在本发明中，采用减少在第1管路内产生第1制动液压的制动液量、并在该制动液量减少的同时将加在车轮制动力发生装置上的制动液压增压到第2制动液压的压力放大装置。

该压力放大装置，通过减少产生第1制动液压的制动液量，抑制第1制动液压的增大，减轻产生第1制动液压用的负荷。此外，由于压力放大装置将增压后的第2制动液压施加于车轮制动力发生装置，所以能确保充分的制动力。

这样，在本发明中，可以获得既能减轻制动液压发生装置产生第1制动液压的负荷又能确保充分制动力的双重作用效果。

另外，在产生第1制动液压时，压力放大装置也可以使制动液从产生该第1制动液压的第1管路部位向第2管路部位移动，将压力放大后的第2制动液压加在车轮制动力发生装置上。通过制动液的移动，使制动液压在第1管路部位没怎么增加，相反在第2管路部位由于制动液量的增加使其制动液压被增大了。

另外，在应用于备有上述制动踏板及主缸的制动装置时，由于可利用压力放大装置对主缸产生的主缸压力的增压进行抑制，所以也减小了主缸压力产生的踏板反力。因此，当踏下制动踏板产生主缸压力时，能减轻驾驶员的踏力负担。同时，因第2管路部位的制动液压为高于主缸压力的第2制动液压，所以能充分地确保制动力。

压力放大装置还可备有保持第2管路部位制动液压的保持装置。当采用比例调控制阀作为这种保持装置时，能以机械方式实现第2管路部位的第2制动液压的衰减并向第1管路部位流动。此外，还能以机械方式实现与第1制动液压成对应比例的第2制动液压。衰减流动及与按压力比进行的保持，不仅限于利用比例控制阀的机械作用，而且能通过例如具有连通·切断位置的双位阀的连通·切断控制实现，或者也可以在用泵移送制动液时，通过对泵进行电气驱动控制来实现。

作为在第2管路部位保持第2制动液压的装置，例如，也可在制动液移动并达到对第1制动液压和第2制动液压设定的差压前将第1管路部位和第2管路部位之间的流通切断，以保持第2制动液压。具体地说，可采用差压阀。在这种情况下，可以按在差压阀上设定的差压值将第2制动液压保持高于第1制动液压。此外，为保持第1管路部位和第2管路部位之间的差压，可采用节流装置。即，在制动液具有动的特性时，也就是在利用构成制动液移动装置的泵等使制动液流动时，能提高第2管路部位的压力。

另外，如在压力放大装置中备有第1保障装置，则即使例如设在压力放大装置中的保持装置或制动液移动装置发生故障，仍能至少在车轮制动力发生装置上施加第1制动液压，因而能确保最低限度的制动力。具体地说，在保持装置上并联连接作为保障装置的单向阀。

当由制动液压发生装置产生的第1制动液压降低到规定值以下、即使不对车辆施加大的制动力也可以时，也可将已被增大了的第2制动液压和第1制动液压的差压减小或使其在规定范围内，减小施加在车轮制动力发生装置上的制动液压。例如，在将本发明应用于备有制动踏板和压力发生源的制动装置的情况下，当驾驶员离开制动踏板使压力发生源的第1制动液压降低时，可使加在车轮制动力发生装置上的第2制动液压随之减小。因此，可以避免因制动的拖曳等造成的过剩制动力加在车轮上，能确保符合驾驶员意愿的制动感觉。

另外，还可以根据驾驶员对制动踏板的操作状态，决定制动液从第1管路部位向第2管路部位移动的开始时间。例如，驾驶员对制动踏板的踏力增大后，检测应使与该踏力对应的驾驶员负担减轻的时间，减低第1制动液压，并增大第2制动液压。

向第2管路部位流动的制动液也可由第1管路部位以外的制动液源补充。这时，可使第2制动液压进一步增大，可确保更大的制动力。

另外，还可以在本发明的制动装置中安装防抱系统。在这种情况下，防抱系统的泵和构成制动液移动装置的泵可以共用。这时，还可设置切换装置，对泵从在防抱系统中构成的储液箱抽吸制动液、或从第1管路部位抽吸制动液，进行选择切换。即，在防抱系统中，在使贮存在储液箱内的制动液通过减压装置向轮缸等车轮制动力发生装置排出时，或在防抱控制结束、使存在于储液箱内的制动液向制动液压的发生源回流时，使泵驱动。就是说，防抱系统中的泵是在储液箱内蓄有制动液时被驱动。此外，在进行防抱控制而在储液箱内贮留制动液时，意味着有必要恢复车轮制动的倾向。所以，用压力放大装置将施加于轮缸的制动液压增压到第2制动液压是不适当的。因此，在储液箱内存有制动液时，最好不要从第1管路部位吸引制动液并向第2管路部位排出。

另外，在车轮制动力发生装置中，也可以将制动液移动装置和保持装置整体设置。即，可将泵和保持装置装在轮缸内整体形成。在这种情况下，由泵将制动液从第1管路部位向第2管路部位移动及由保持装置保持第2制动液压高于第1制动液压，只在轮缸内进行。因此，在从制动液压发生装置到轮缸内的保持装置之间，存在压力低的第1制动液压，而压力高的第2制动液压仅存在于轮缸内(正确地说，是仅存在于从轮缸内的保持装置到作为实际上对车轮产生制动力的车轮制动力发生部位的轮缸活塞之间)。

因此，从制动液压发生装置到轮缸之间的管路可采用强度较低的结构，因而能实现整个制动系统的成本降低。

另外，作为泵的驱动力供给源，也可利用随车轮转动的转动构件、例如车轴、制动块所压紧的轮盘等转动构件。这时，随着泵的驱动对车轮施加负荷，能有效地将车轮的动能转换为制动能量。

如果在将转动构件的转动传递给泵的传递构件中设置离合器机构，则当要求增大施加于车轮的制动力时，可使离合器任意动作，以增加对车轮的负荷。

另外，如使防抱控制装置整体构成、并将保持装置与防抱控制装置分开设置，则不管是什么车型都能使防抱控制装置的结构具有通用性。而只将需经常根据车型改换设定值的众多的保持装置按每种车型构成。

如将第2管路作为泵的回流管路，则能减小刹车制动时制动液的流阻，因而可提高响应特性。即，能通过泵的驱动加快制动液的移动速度。对于例如用电气方法对增力装置进行大气压导入等以产生主缸压力从而使轮缸压力增加的自动制动等，如采用可加快制动液移动速度的本发明，则能提高响应性能及加压特性。

另外，作为制动液的配管，也可采用X形配管。该所谓的X形配管备有连接制动液压发生装置(例如主缸)和右前轮及左后轮的制动力发生装置(例如轮缸)的一个系统的配管、及连接制动液压发生装置和左前轮及右后轮的制动力发生装置的另一个系统的配管。利用压力放大装置(例如比例控制阀及泵)将产生第1制动液压的制动液量减少规定的量，并用该规定量的制动液量将施加在制动力发生装置上的制动液压增压到第2制动液压。就是说，抑制第1制动液压的增大，减轻产生第1制动液压的负荷，同时将增压后的第2制动液压施加于制动力发生装置，所以能够(在防止由第1制动液压产生的反力的同时)确保充分的制动力。

特别是在上述结构中，利用压力放大装置以各配管系统使前轮侧或后轮侧中的任何一方增压，并施加高于第1制动液压的第2制动液压，同时在另外一方的车轮施加第1制动液压。

就是说，对前轮或后轮的任何一方施加压力高于主缸压力等的制动液压，而对另一方的车轮侧仍施加原来的主缸压力等。因此，能减少主缸压力等的损失，以最大效率使轮缸压力等增压。

在采用了上述的X形配管时，也可在前轮侧施加高压的第2制动液压，同时在后轮侧施加低压的第1制动液压。就是说，使施加于前轮侧的轮缸的制动液压大于施加于后轮侧的轮缸的制动液压。

因此，由于不改变前后轮的制动块等的结构，即可使前轮的制动力增加得比后轮大，所以在车辆制动时发生载荷移动等情况下，可实现能尽量避免后轮比前轮先陷入抱死状态的制动力分配，同时作为车辆整体能获得比以往大的制动力。

另外，与此相反，也可在后轮侧施加高压的第2制动液压，而在前轮侧施加低压的第1制动液压。就是说，使施加于后轮侧的制动液压大于施加于前轮侧的轮缸的制动液压。

即使在这种情况下，根据制动块等的大小，仍然可使在前轮侧的实际制动力大，所以在车辆制动时发生载荷移动等情况下，也能尽量避免后轮测比前轮测先陷入抱死状态。而特别是在货物多的情况下，制动时载荷移动少，使加在后轮侧的载荷大，但本发明由于在后轮侧施加较大的制动液压，所以具有尤其是在货物多的情况下制动力提高的优点。

另外，在利用压力放大装置将产生第1制动液压的制动液量减少规定的量、并用该规定量的制动液量将施加在制动力发生装置上的制动液压增压到第2制动液压时，还可采用抑制装置将第2管路内的制动液压抑制在第2管路的耐压限度以下。在这种情况下，能防止过大的制动液压对制动配管、密封、或制动装置的各种设备等的恶劣影响。此外，由于制动液不会过分增加，所以具有能使相对于制动液压的额定值降低的优点。

作为抑制装置，可采用禁止压力放大装置执行动作的装置。具体地说，可以举出：例如在压力放大装置是泵的情况下，假定第2管路内的制动液压达到规定的制动液压时，将对泵的驱动信号输出禁止的装置。

作为抑制装置，还可以采用使第2管路中的压力释放的装置。

就是说，为使第2管路内的制动液压不超过其耐压限度，将第2管路内的制动液放掉一些使制动液压降低。

其中，相对压力减压阀(例如差压阀)，例如在第2管路的制动液压比第1管路的制动液压大到一定值以上时打开，使第2管路内的制动液流入第1管路，从而能使第2管路内的制动液压降低。此外，在使用相对压力减压阀的情况下，由于很少有外部泄漏的危险，所以可靠性高，在驾驶员的感觉上也是适当的。

另外，为使第2管路内的制动液压不超过其耐压限度，绝对压力减压阀(例如差压阀)，在达到规定压力时打开，从而能使第2管路内的制动液压降低。而在使用绝对压力减压阀的情况下，能将制动液压准确地设定在规定的液压以下，因而在安全性上具有优点。

在X形配管系统中，加在前轮侧的制动力发生装置上的制动液压与加在后轮侧的制动力发生装置上的制动液压之间产生差压时，也可在前后轮分别设置保持装置，使前后轮侧的第2制动液压的压力保持比率不同。此外，在该保持装置用比例控制阀构成的情况下，前后轮的拐点压力也可以不同。如采用这种结构，可在实现理想的制动力分配的同时，使前后轮的其中一方的制动液压高于另一方的液压。据此可实现踏力的减低，同时发挥大的制动力。

因此，在载荷移动少的低速制动时，可实现从慢制动到急制动的理想制动力分配，从而保持最佳的制动状态。

另外，当防抱控制系统出现异常时，也可禁止从第1管路部位向第2管路的制动液移动。因此，能防止因压力放大装置的异常等造成的车轮抱死。在将制动液移动装置和防抱控制系统的排出装置共用的情况下，当ABS(防抱制动系统)中的泵异常时，必须将压力放大装置的动作禁止。

例如，如考虑将防抱控制用的泵和用作压力放大装置的泵分别设置，则即使防抱控制用的泵发生故障因而不能进行轮缸压力的减压控制时，可以驱动用作压力放大装置的泵。因此，当驱动该泵使原来的轮缸压力增压时，因不能进行适当的防抱控制，有可能造成车轮抱死状态。

可是，在防抱控制用的泵和用作压力放大装置的泵共用的情况下，当泵发生故障因而不能进行防抱控制时，当然压力放大装置也就不能使轮缸压力增压了。因此，能抑制车轮抱死的发生，具有使制动控制的安全性进一步提高的效果。

此外，如将制动液移动装置和排出装置共用，则除二者的用途之外，例如防抱控制用的泵和用作压力放大装置的泵就没有分别单独设置的必要，所以具有能使结构简单化，还能降低成本的优点。

当例如对泵的施加电压等进行检查而发现该施加电压等存在某种异常时，也可将用以驱动作为压力放大装置的泵的信号的输出禁止，使对泵等的驱动停止。

因此，不仅是利用液压回路的机械结构，而且也能通过控制来限制压力增压装置的动作，所以，具有防止车轮抱死的发生从而进一步提高安全性的优点。

就是说，在防抱控制用的泵等发生某种异常的情况下，通过控制将用作压力放大装置的泵等的驱动禁止，防止轮缸压力的增加。因此，能防止车轮抱死，所以具有提高安全性的效果。

另外，作为检测防抱控制装置异常的对象，不仅是上述的泵，还可以举出设在制动液的液压回路上的各种电磁阀。因此，当泵或电磁阀等发生某种异常时，将压力放大装置进行的工作禁止，能可靠地防止车轮抱死的发生。

另外，还可设置以手动方式对驱动上述压力放大装置并以大的制动力进行制动的控制模式和以通常的制动力进行制动的通常模式进行切换的切换装置。在这种情况下，当例如泵等压力放大装置发生异常时，可利用该切换装置从压力放大装置的控制模式切换到通常制动的通常模式，从而能使用通常制动进行必要的制动。

即使是在无异常的情况下，在使用压力放大装置时，由于能以比通常制动高的制动液压发挥大的制动力，所以具有能根据运行状态通过对压力放大装置和通常制动进行切换适当选择有效的制动状态的优点。

当利用切换装置从压力放大装置切换到通常制动时，也可用比例控制阀使制动液从压力发生源侧向制动力发生装置侧的流动按规定的衰减比衰减流动。在这种情况下，施加于轮缸的制动液压变得比加在第1轮上的制动液压低。因此，能实现通常制动时的适当制动力分配。

另外，也可将储液箱与制动液压发生装置(例如主缸)、制动力发生装置(例如轮缸)及排出装置(例如泵)连接，并通过储液箱使制动液在管路内循环流动。例如，制动液可循环地从制动液压发生装置通过储液箱供给排出装置，从制动力发生装置通过储液箱供给排出装置，从排出装置供给制动力发生装置等。

当利用防抱控制装置进行减压控制时，在该储液箱内贮有从制动力发生装置排出的制动液。最好是利用切换装置根据在储液箱内贮存的制动液量切换与制动液压发生装置的连接状态。

就是说，根据储液箱内贮存的制动液量，将与制动液压发生装置的连接状态切换成例如从制动液压发生装置供给制动液的状态及切断制动液供给的状态。因此，可以利用排出装置适当调节储液箱内贮存的制动液量。其结果是，能对轮缸的压力进行适当的减压控制，能经常地保持足够的储液容量。

当储液箱内贮存的制动液量减少时，可利用切换装置打开与制动液压发生装置的连接流路，这时通过驱动排出装置，可以从制动液压发生装置接受制动液的供给。因此，在这种情况下，例如可利用压力放大装置将制动液压增压到第2制动液压。

而当储液箱内贮存的制动液量多时，可利用切换装置将与制动液压发生装置的连接流路关闭，这时通过驱动排出装置，可以从储液箱抽出制动液。在这种情况下，例如可由防抱控制装置减少储液箱内的制动液量，所以可在确保储液容量的前提下利用储液箱进行下一次的减压控制。

另外，还可从车轮的滑移状态、或者车轮轮胎或车轮的振动估计路面与轮胎间的摩擦结合状态，由该估计结果检测车轮制动状态，并利用电磁阀等控制装置根据该检测结果对制动液压发生装置与储液箱的流路进行开闭控制。

由此也能适当地设定储液箱内贮存的制动液量，所以能在防抱控制中利用储液箱进行下一次的减压控制。

也可以根据防抱控制装置的控制状态对制动液压发生装置与储液箱之间的连接状态进行切换，例如切换从制动液压发生装置供给制动液的状态和切断制动液的供给的状态。其结果是，能对轮缸的压力进行适当的减压控制，能经常地保持足够的储液容量。

另外，也可以由例如用于对施加于制动力发生装置的制动液压进行减压增压调整的阀的控制状态、或将施加于制动力发生装置的制动液压减压时抽吸排出减压部分的制动液的排出装置(例如泵)的驱动状态，检测防抱控制装置的控制状态。然后，根据该检测结果对制动液压发生装置与储液箱的流路进行开闭控制。

由此也能适当地设定储液箱内贮存的制动液量，所以能在防抱控制中利用储液箱进行下一次的减压控制。

另外，也可根据利用操作量检测装置检测出的与制动踏板的操作量对应的值，利用基准变更装置改变制动加力开始装置的开始基准。就是说，根据与制动踏板的操作量对应的值改变制动加力开始装置的开始定时。

因此，例如从某种程度的踩踏制动踏板状态进一步踏入时，即使是在制动踏板的操作速度不怎么高的情况下，仍能实现制动加力，因此，具有能确保所要求的大制动力的效果。就是说，不论制动踏板的踏入状态如何都能确保大的制动力。

作为与制动踏板的操作量对应的值，可采用制动踏板的踏入位置。

该所谓踏入位置是指制动踏板当前处于什么位置，可用各种电的、磁的或光学的传感器检测。

作为与制动踏板的操作量对应的值，还可采用制动踏板的踏板行程。

该所谓踏板行程是从制动踏板基准位置算起的踏入量，例如，如假定制动踏板未被踏入的位置为基准位置，则从该基准位置起踏入的移动量(踏入量)，可用行程传感器检测。

作为与制动踏板的操作量对应的值，还可采用第1制动液压、即主缸压力。

为检测该主缸压力，可使用检测制动液压的各种压力传感器。

作为与制动踏板的操作量对应的值，还可采用踏入制动踏板的踏力。

作为检测该踏力的传感器，可使用检测推压压力的各种压力传感器。

另外，也可根据与制动踏板的操作量对应的值，慢慢地改变压力放大装置的制动加力作用。例如，当与制动踏板的操作量对应的值大于给定值时，可慢慢地增加压力放大装置的制动加力作用。

因此，例如即使在缓慢制动过程中进一步进行紧急制动操作，也仍能获得良好的控制性能。

作为与制动踏板的操作量对应的值，还可采用上述各种操作量随时间的变化即操作速度。

例如在采用踏入制动踏板时的移动速度(操作速度)的情况下，当该操作速度超过规定的阈值时，可开始制动加力。

作为与制动踏板的操作量对应的值，还可采用上述操作速度随时间的变化即操作加速度。

例如在采用踏入制动踏板时的移动加速度(操作加速度)的情况下，当该操作加速度超过规定的阈值时，可开始制动加力。

如果能以手动操作改变压力放大装置的制动加力的开始时间，则能根据需要进行适当的调整。

另外，也可在车体减速度超过给定值时对第2管路的制动液压进行压力放大。这里，所谓车体减速度超过给定值，可推定是驾驶员要求超过规定值的制动力，在μ阶跃路面为一定程度的高μ路面时获得足够的车体减速度。

也可在由减速度检测装置检测出车体减速度、且该检测出的车体减速度达到规定的减速度判定值时，改变压力放大装置的制动加力开始的定时。因此，具有在必要时得到足够的制动力的优点。

还可在车辆内设置2个压力放大装置，第1放大装置在车辆的制动开始后继续工作，而在车轮制动力达到给定值以上时，第2放大装置进行工作。如采用这种方式，则当车轮制动力达到给定值以上、要求进一步增大制动力时，可以按照该要求，由第2放大装置将施加在车轮制动力发生装置上的制动液压放大，进行与车轮状态对应的制动。

另外，在将对施加在车轮制动力发生装置上的制动液压的放大作用分别分配给第1放大装置及第2放大装置的情况下，也可使第1放大装置及第2放大装置同时执行动作。这时，可以相对地降低对第1放大装置及第2放大装置二者的要求。按照这种方式，施加在车轮制动力发生装置上的制动液压，仍可通过第1、第2放大装置的2级串联放大作用确保充分的车轮制动力。

对于第1放大装置及第2放大装置，还可以设置用于判断其各自执行动作的判断装置，并设置判定车辆制动状态的判定装置。如根据该制动状态判定装置的判定结果判断第1、第2放大装置的执行动作，则能实现符合车辆制动状态的压力放大，并能实现有效的车轮制动。

另外，在设置压立供给装置(例如真空增力器)、而不用驾驶员操作制动踏板的情况下，可由压力供给装置(例如真空增力器)产生在制动液压发生装置中规定的制动液压。与此同时，由泵控制装置对泵进行驱动，并通过从制动液压发生装置向车轮制动力发生装置供给制动液，能将施加于车轮制动力发生装置的制动液压放大到高于上述规定的制动液压。

就是说，如采用上述结构，则在进行非制动时的制动控制(例如TRC控制)时，不仅仅象以往那样只是使泵驱动以增加制动液压，而是利用压力供给装置将一定程度的压力(通常为相当于减压用的储液箱压力的低压，例如数bar左右)供给制动液压发生装置，以便能更快地由泵排出制动液。

泵从其被驱动到实际上排出制动液并开始增压，存在着滞后。例如在从主缸抽出制动液的型式(M/C自吸式；参照图52的虚线)中，轮缸压力(W/C)不能迅速地增加。与此相反，如图52的实线所示，由利用压力供给装置在泵的吸入侧施加规定的背压，所以在泵驱动后制动液压迅速增加。因此，响应特性提高。此外，从图52可以看出，经过一段时间后，压力供给装置呈现出很大的加压效果(增压斜率变大)。

另外，如采用上述结构，可以利用原来的从主缸到泵的配管，从主缸到泵的配管无须重新设计，所以具有能降低成本的优点。此外，从主缸抽出制动液的型式(RES自吸式；参照图52的点划线)，在泵的动作初期响应特性优良，但如上所述在成本上是不利的。

在不是由驾驶员操作制动操作构件、而是利用泵的控制装置使泵驱动来增大施加于车轮制动力发生装置的制动液压时，至少在泵的工作过程中，也可由压力供给装置将规定的制动液压施加在泵的吸入侧。

就是说，例如不限于用主缸在泵的吸入侧施加规定的制动液压，而是寸泵的背压进行预先加压。因此，在非制动时进行制动的情况下，能迅速地使制动液压增大，所以响应特性优良，而且在成本上也同样是有利的。

备有向制动液压发生装置供给制动液用的贮存制动液的贮存装置(例如主储液箱)，同时还可设置在驾驶员没有操作制动踏板时将制动液压发生装置与贮存装置切断的切断装置。

就是说，在以往的非制动时的制动控制(例如TRC控制)中，在泵被驱动后，例如由主缸以外的主储液箱供给制动液。但是，在控制中如踩踏制动踏板则还从主缸供给制动液。因此，轮缸的耗液量变得比主缸的耗液量大，使对踏板的操作与减速G的程度不一致，因而使驾驶的感觉恶化。

与此不同，在上述结构中，在非制动时的制动控制情况下，由于将制动液压发生装置与贮存装置切断，所以在例如TRC控制时，即使泵已驱动，在其制动控制中所消耗的制动液压仅限于主缸内的制动液。因此，主缸的耗液量和轮缸的耗液量相同，所以对踏板的操作与减速G的程度一致，因而使驾驶感觉得到改善。

作为制动液压发生装置，可采用内装活塞的主缸，作为切断装置，可采用借助于由压力供给装置供给的制动液压使活塞移动、从而将制动液压发生装置与贮存装置切断的装置。

因此，即使不用例如电磁阀进行流路的切断，也可在供给上述规定的制动液压时自动地将流路切断，所以具有能简化切断装置结构的优点。

作为压力供给装置，可采用真空增力器或液压式增力器。

因此，可以直接采用以往为了对制动踏板的踏力进行增力所使用的结构，所以具有能简化结构的优点。

在驾驶员不操作制动操作构件时，可采用在真空增力器的第1室和第2室之间的产生压力差的装置。

例如，在进行非制动时的制动控制时，通过控制电磁阀将负压导入(主缸侧的)第1室，同时控制电磁阀将大气压导入第2室使两室产生压力差，可发挥真空增加力器的增力作用。

也可以检测泵的吸入侧的制动液压，并控制真空加力器的第1室和第2室的压力差，使该制动液压达到所要求的制动液压。

作为控制该压力差的装置，例如可采用控制电磁阀的开闭状态、以调节导入第1室的负压的装置，或控制电磁阀、借以调节导入第2室的大气压的装置。

因此，由于可以使泵的背压达到所要求的制动液压，所以能使泵经常地保持较高的排出能力。

图1是表示本发明第1实施例的模式图。

图2是本发明的保持装置具体结构及特性的表示图。

图3是本发明的保持装置具体结构及特性的表示图。

图4是本发明的保持装置具体结构及特性的表示图。

图5是本发明的保持装置具体结构及特性的表示图。

图6是表示本发明的第2实施例的结构图。

图7是表示本发明的第3实施例的结构图。

图8是第3实施例的油量放大装置的变形例。

图9是压力放大装置的变形例的表示图。

图10是表示本发明的第4实施例的结构图。

图11是表示本发明的第5实施例的结构图。

图12是表示本发明的第6实施例的结构图。图13是表示第6实施例的控制的流程图。图14是第6实施例的特性图。图15是第6实施例的流程图的变形例。图16是表示第7实施例的制动配管模式图。图17是表示施加于轮缸的压力状态的说明图。图18是表示第8实施例的制动配管模式图。图19是表示第9实施例的制动配管模式图。图20是表示施加于轮缸的压力状态的说明图。图21是表示第10实施例的制动配管模式图。图22是表示第10实施例的制动液压变化的曲线图图23是表示第11实施例的制动配管模式图。图24是表示第11实施例的制动液压变化的曲线图图25是表示第12实施例的制动配管模式图。图26是表示第12实施例的电气结构的框图。图27是表示第12实施例的控制处理的流程图。图28是表示第13实施例的制动配管模式图。图29是表示第14实施例的制动配管模式图。图30是表示第15实施例的制动配管模式图。图31是表示第16实施例的制动配管模式图。图32是表示第16实施例的电气结构的框图。图33是表示第16实施例的控制处理的流程图。图34是表示第17实施例的制动配管模式图。图35是表示第17实施例的装置动作的制动配管模式图。图36是表示第17实施例电气结构的框图。图37是表示第17实施例的控制处理的流程图。图38是表示第18实施例的制动配管模式图。图39是表示第18实施例的电气结构的框图。图40是表示第19实施例的控制处理的流程图。图41是表示第19实施例的开始基准的说明图。图42是表示第19实施例的实验例的实验结果的曲线图。图43是表示第20实施例的控制处理的流程图。图44是表示第20实施例的开始基准的说明图。

图45是表示第21实施例的控制处理的流程图。

图46是表示第22实施例的实施形态1的流程图。

图47是表示第22实施例的作用的特性图。

图48是表示第23实施例的流程图。

图49是表示第23实施例的作用的特性图。

图50是表示第24实施例的制动系统结构的构成图。

图51是表示第24实施例的流程图。

图52是表示第25实施例的效果的说明图。

图53是表示第25实施例的制动控制装置及其外围设备的简略结构图。

图54是表示第25实施例的电子控制装置的结构的框图。

图55是表示第25实施例的真空增力器的各阀动作的说明图。

图56是表示第25实施例的制动控制装置的控制处理流程图。

图57是表示第25实施例的制动控制装置的各构成部件的动作的时间图。

图58是表示第26实施例的真空增力器的简略结构图。

图59是表示第七实施例中去掉管道AIa后的制动配管模式图。

以下，根据附图说明本发明的制动装置的实施例。

图1是表示本发明第1实施例的制动配管模式图。在本实施例中，说明将本发明的制动装置应用于在前轮驱动的4轮车中备有右前轮-左后轮、左前轮-右后轮的各配管系统的X形配管的车辆的例。

在图1中，在对车辆施加制动力时由驾驶员踏入的制动踏板1与增力装置2连接，将施加在踏板1上的踏力及踏板行程传递给增力装置2。增力装置2至少具有第1室和第2室两个室，例如可将第1室作为大气压室，第2室作为负压室，负压室的负压，例如可采用发动机的吸气岐管负压或真空泵的负压。而且，该增力装置2以大气压室和负压室的压力差对驾驶员的踏板踏力或踏板行程直接增力。增力装置2具有将上述增力后的踏力或踏板行程传送到主缸3的推杆等，通过使该推杆推压配置在主缸3内的主活塞，产生主缸压力PU。主缸3备有向主缸3供给制动液或贮存来自主缸3的剩余制动液的单设的主储液箱3a。

这样，在一般车辆中，作为对车体施加制动力用的制动液压发生装置，备有制动踏板1、增力装置2、及主缸3等。

在主缸3中产生的主缸压力PU传递给第1配管系统A内的制动液，该第1配管系统A联结配置于主缸3及右前轮FR并对该车轮施加制动力的第1轮缸4及配置于主缸3及左后轮RL并对该车轮施加制动力的第2轮缸5。同样地，主缸压力PU还传递到联结配置在左前轮及右后轮的各轮缸及主缸3的第2配管系统，因可采用与第1配管系统A相同的结构，所以不再详述。

第1配管系统A由以配置在该第1配管系统A内的压力放大装置10分成的2个部位构成。即，第1配管系统A具有位于从主缸3到压力放大装置10之间接受主缸压力PU的第1管路部位A1、及从压力放大装置10到各轮缸4、5之间的第2管路部位A2。

当踏入制动踏板1并在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，压力放大装置10使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，并将第2管路部位A2的压力保持在第2制动液压PL上。在本第1实施例中，该压力放大装置10由后文所述的保持装置13及泵15构成。在第1配管系统A的结构中，第1管路部位A1在保持装置13及泵15与主缸3之间形成，第2管路部位A2在各轮缸4、5与上述保持装置13及泵15之间形成。在第2管路部位A2内，配置着众所周知的常规比例控制阀6，其作用是使施加于左后轮RL上的第2轮缸5的制动液压小于施加于第1轮缸4的制动液压即主缸压力PU。设置该常规比例控制阀6的目的是，在车辆制动时发生载荷移动的情况下，能尽量地避免后轮陷入抱死状态，但也可以不使用。

泵15在第1配管系统A内与保持装置13并联，在产生主缸压力PU时，用于从第1管路部位A1抽取制动液并向第2管路部位A2排出。即，在产生主缸压力PU时，作为构成使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动的制动液移动装置的一例。也就是说，对于该泵15，也可采用通常在防抱控制装置中使用的柱塞泵，此外，也可采用压缩机等。该泵15可设定在产生主缸压力PU时驱动，例如可根据踏板踏力和踏板行程或主缸压力PU驱动。此外，该泵15也可由通常在防抱控制装置中使用的图中未示出的电机驱动。

保持装置13所起的作用是，当由泵15将第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动、使第2管路部位A2的制动液压大于主缸压力PU时，用于保持该差压(PL-PU)。此外，当驾驶员的脚离开制动踏板1、使主缸压力PU释放时，最好使对轮缸4、5施加第2制动液压的制动液回流到主缸3侧。这时可通过保持装置13回流，或者也可以根据制动开关等的输出检测踏板1已变成非踏入状态，使例如与保持装置13并联的双位阀等从切断状态切换为连通状态，从而使制动液回流。

这样，备有泵15及保持装置13的压力放大装置10，随着踏板1的踏入，使形成规定的主缸压力的第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，使第1管路部位A1内的制动液压即主缸压力减压后作为主缸压力PU，同时利用保持装置13保持第2管路部位A2内的放大后的第2制动液压PL与主缸压力PU的差压，并进行压力放大。

然后，将高于主缸压力PU的第2制动液压PL施加于各轮缸4、5，可确保大的制动力。

以下，说明按如上方式构成的制动装置的效果。

如上所述，泵15在车辆制动产生主缸压力时驱动，使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动。因此，主缸压力被减压，同时，即使驾驶员继续用力踏入踏板1时，也能抑制主缸压力的增加。因此，由于主缸压力PU不会有多大增加，所以可以减轻通过踏板1传给驾驶员的反力。虽然如上所述抑制了主缸压力的增加，但因同时通过保持装置13及作为制动液移动装置的压力放大装置10使施加于轮缸的制动液压增压，所以能确保充分的车辆制动力。

另外，由于第2管路部位A2内的压力放大是用第1管路部位A1内的制动液进行的，所以，当驾驶员离开踏板1时从第1配管系统A向主缸3回流的制动液量，不增不减地与从主缸3导入第1配管系统的制动液量相等。因此，即使制动液向主缸3回流，也能实现不对主缸3增加负担。

其次，用图2至图5示出上述保持装置13的各种具体的结构及作用。

图2是采用比例控制阀13(P阀)构成保持装置13的例。

如图2(a)所示，将比例控制阀13在保持装置13的部位反向连接。通常，在制动液沿正向流动时，比例控制阀13具有以规定的衰减比将制动液的基压向下游侧传递的作用。因此，如图2(a)所示将比例控制阀13反向连接，则制动液相对于比例控制阀13沿正向流动时，第2管路部位A2侧变成上述的基压，而第1管路部位A1侧则变成下游侧。

因此，如图2(b)所示，当随着泵15使第2管路部位A2内的制动液量的增大、第2管路部位A2内的制动液压PL达到在比例控制阀13上设定的拐点压力P1时，第2管路部位A2内的制动液压PL按照直线②的斜率即规定的衰减比传递到第1管路部位A1。因此，如以第1管路部位A1内的主缸压力PU作为基准来看，则通过比例控制阀13使因泵15的排出而增压的第2制动液压PL以与上述规定的衰减比的倒数关系保持放大状态。此外，由于在第1管路部位A1内也能根据第2管路部位A2的制动液压即第2制动液压PL确保规定的制动液压，所以即使泵15有时过度地驱动，也仍能确保适当的主缸压力PU。因此，能尽量地防止发生第1管路部位A1的制动液压即主缸压力PU异常降低、踏板1行程异常增加及踏板反力的无负荷状态。

另外，当驾驶员对踏板1的踏入减弱时，主缸压力PU降低，但这时，随着主缸压力PU的降低，通过比例控制阀13使第2制动液压也降低，因而能获得符合驾驶员意愿的制动作用。从图2(b)还可以看出，在第2制动液压PL具有小于比例控制阀的拐点压力P1的制动液压的状态下，第2制动液压PL通过比例控制阀成为向第1管路部位A1侧释放的状态，所以在第1管路部位A1与第2管路部位A2之间不设差压。此外，因第2制动液压PL被控制为与主缸压力PU对应的压力，所以，即使主缸压力PU小于拐点压力P1时，在主缸压力PU与第2制动液压PL之间也不设差压。即，在主缸压力PU或第2制动液压PL小于拐点压力P1的情况下，图2(b)的主缸压力PU与第2制动液压PL的关系为沿直线①示出的1比1的关系。

因此，通过将比例控制阀13的拐点压力P1设定为一定程度的高压，则在要求大的制动力而用力踏入踏板1、使主缸压力PU非常高后才施加在轮缸4、5上的第2制动液压PL，与主缸压力PU相比仍然能够增压。

而当将拐点压力P1设定为0时，在用泵使制动液移动后，必然使第2制动液压PL相对于主缸压力PU增压，可确保使第2制动液压PL比主缸压力PU高的差压。

当制动液相对于比例控制阀13反方向流动时，对制动液压没有衰减作用，因而将与基压相同的制动液压传递到下游侧。本实施例的比例控制阀13的基压侧在第1管路部位A1侧，下游侧为第2管路部位A2侧。即，指的是从主缸3侧向轮缸4、5侧流动的情况。因此，如本实施例那样，将比例控制阀13如图2(a)所示反向连接时，即使由于泵15驱动不正常等而造成不能将主缸压力PU增压到第2制动液压PL的情况，至少仍能在轮缸4、5上施加主缸压力PU。

这样，当采用比例控制阀13作为保持装置时，不仅能在机械结构上实现施加在轮缸4、5上的制动液压的压力放大作用，而且由于可将上述拐点压力P1作为机械设计事项进行设定，所以几乎不设置电气控制就可以实现符合驾驶员意愿的压力放大作用。例如，随着制动踏板的踏入使泵开始驱动，而即使在车辆制动中泵持续驱动，但如主缸压力PU在拐点压力P1以下，就不实现压力放大作用。即，如将拐点压力的设定值设定为在驾驶员用力踏入制动踏板要求大的制动力时可估计出的主缸压力PU，则当主缸压力PU升压到该拐点压力P1以上时，无需电气控制即可执行压力放大作用，实现制动加力。对泵驱动的执行判定等，采用以往在一般车辆中设置的制动开关即可，因而具有不需要增加传感器部件及复杂控制等的优点。

另外，对于比例控制阀13，也可采用众所周知的载荷传感式比例阀。这时，还可以根据随装载重量而变化的车辆重量调节第2制动液压的放大效果即拐点压力P1。

以下，用图3说明在图1的保持装置的具体结构中采用具有可实现与有差压阀的通道实现连通状态的通道的双位阀131的作用效果。

当踏入制动踏板1、产生主缸压力PU时，如双位阀131处在图3(a)所示的位置，则从第1管路部位A1向第2管路部位A2的制动液流动被禁止，而在第2管路部位A2的第2制动液压PL与第1管路部位A1的主缸压力PU的差压超过给定值时，容许制动液向其反方向流动。因此，当泵15被驱动时，如图3(b)所示，第2管路部位A2的第2制动液压PL与第1管路部位A1的主缸压力PU保持给定的差压，而将比主缸压力PU高出差压部分的第2制动液压PL施加在各轮缸4、5上。

当驾驶员结束制动操作时，双位阀131切换其连通状态，使第2制动液压PL向主缸3侧释放。

另外，在双位阀131上还并联连接一个单向阀134。该单向阀134只容许制动液从第1管路部位A1向第2管路部位A2流动。因此，即使第2制动液压PL相对于主缸压力PU增压，也仍能保持该第2制动液压PL。此外，由于连接了上述的单向阀134，所以即使双位阀131所进行的保持与差压阀阀位的保持作用不相匹配、或泵15的驱动不正常，至少还能保障在轮缸4、5上施加有主缸压力PU。

其次，如图4所示，说明采用节流装置132作为保持装置13时的作用效果。

如在第1配管系统A1内配置节流装置132，则当由泵15使第1管路部位A1内的制动液向第2管路部位A2流动时，借助于随管路面积比而产生的流阻可以使第2管路部位A2的制动液压达到比第1管路部位A1的主缸压力PU高的制动液压即第2制动液压PL。

这时，根据泵15的驱动方法，也可以如图4(b)的直线④所示，使第2制动液压PL相对于主缸压力PU以一定的比率增加。即，如以一定的排出能力使泵15驱动，则可以产生如直线④的特性。另外，如在主缸压力PU或第2制动液压PL达到规定压力P1之前不驱动泵15、而在达到规定压力P1以上后使泵15驱动，则可以得到直线⑤、⑥的特性。这时，也可通过改变泵15的排出能力，得到直线⑤的特性，或得到直线⑥的特性。

以下，如图5所示，说明采用只备有切断·连通2个位置的双位阀133作为保持装置13时的情况。

当产生主缸压力PU后、泵15被驱动时，第2制动液压PL与主缸压力PU的差压保持，通过由该双位阀133将制动液从第1管路部位A1向第2管路部位A2的流动切断来实现。这时，也可以通过使泵15的驱动保持一定的排出能力进行。在这种情况下，如以规定的负荷比对双位阀133的切断状态和连通状态进行调整控制，则可以如图5(b)直线④、⑨所示调整第2制动液压PL与主缸压力PU的关系的斜率。另外，也可根据主缸压力或第2制动液压PL开始执行双位阀133的负荷控制，这时，在如直线⑧、⑨所示的主缸压力PU和第2制动液压PL达到规定压力P1之前，主缸压力PU和第2制动液压PL为1比1的关系。而当主缸压力PU和第2制动液压PL达到规定压力P1以上时，通过调整控制双位阀133的连通·切断状态，使第2制动液压PL如直线⑧、⑨所示，相对于主缸压力PU增压。

当以一定的排出能力驱动泵15时，如果与主缸压力PU的产生同步地以一定的负荷比开始执行双位阀133的连通·切断控制，则如图5(b)的直线⑦所示，可获得具有规定斜率的近似直线的压力比特性。

到上述为止，对主缸压力PU和第2制动液压PL的关系，在以一定排出能力驱动泵的基础上，通过对双位阀133进行可调负荷控制，得到了如直线⑦、⑧和⑨的特性。但是，例如，以一定的负荷比执行双位阀133的连通·切断控制，同时通过调整泵15的排出能力，也可获得如直线⑦、⑧和⑨的特性。此外，为进行使泵的排出能力恒定或可变的控制，也可通过监视制动液温度或泵的驱动电压值以确保排出能力。

其次，根据图6说明在本发明的制动装置中附加防抱系统30后的第2实施例。与第1实施例相同的结构及作用效果，不再详述。

防抱系统(ABS系统)30具有以下结构。首先，在第2管路部位A2备有：控制第1轮缸4上的制动液压增压的第1增压控制阀31、及控制第2轮缸5上的制动液压增压的第2增压控制阀32。该第1、第2增压控制阀31、32，由可以控制连通·切断状态的双位阀构成。当该双位阀被控制在连通状态时，可将主缸压力及泵15排出制动液的制动液压施加在各轮缸4、5上。在不进行防抱控制(ABS控制)的正常制动时，将该第1、第2增压控制阀31、32控制在正常连通状态。

在上述第1、第2增压控制阀31、32和各轮缸4、5之间的第2管路部位A2与后文所述的储液箱20的储液箱孔26的连接管路上，配置着第1减压控制阀33和第2减压控制阀34。该第1、第2减压控制阀33、34在正常制动状态下为正常切断状态。而在防抱控制开始、使第1、第2增压控制阀31、32变为切断状态时，执行对该第1、第2减压控制阀33、34的连通切断控制。即，在第1或第2减压控制阀33、34为切断状态时，保持对应轮缸在该时刻的轮缸压力。而当检测到车轮抱死状态时，第1或第2减压控制阀33、34变为连通状态，使对应轮缸的轮缸压力减压。这时，通过第1或第2减压控制阀33、34，使加到轮缸的制动液经第2储液箱孔26流入储液室27。因此，能使各轮缸压力减压。

在车轮抱死的倾向解除后、要使轮缸压力增压时，用贮存在储液室27内的制动液对轮缸压力增压。即，利用泵15从第2储液箱孔26抽出制动液，通过变成连通状态的第1或第2增压控制阀31、32向轮缸加入制动液。

这样，在防抱控制中，当在储液箱20内贮存有制动液时，泵15从第2储液箱孔26抽出制动液，使施加在各轮缸4、5上的制动液压增压。储液箱20的结构，是在该储液箱20内装有制动液时使储液箱20内部与第1管路部位A1之间的制动液流动切断。

以下，说明储液箱20的结构。

如图6所示，储液箱20连接在第1管路部位A1和泵15的制动液吸入侧之间。该储液箱20具有第1储液孔25，用于从连接在主缸3和比例控制阀13之间并具有与主缸压力PU相等压力的配管接收流动的制动液。从该第1储液孔25到储液箱20内侧，配置着一个球阀21。在该球阀21的下侧，设有用于使该球阀12上下移动的具有规定行程的阀杆23。在储液室27内，备有与阀杆23联动的活塞24。该活塞24在制动液从第2储液箱孔26流入时向下方移动。阀杆23也随之向下方移动，使球阀21与阀座22接触。因此，当储液室27内制动液贮存到阀杆23的行程以上时，由球阀21及阀座22将泵15的吸入侧与第1管路部位A1之间的制动液流动切断。该球阀21及阀杆23、以及阀座22，在执行防抱控制前的通常制动状态下，也起同样的作用。即，在通常制动状态下，当产生主缸压力时，制动液通过第1管路部位A1流向储液箱20，但如果储液箱20内制动液贮存到相当于阀杆23的行程时，由球阀21及阀座22将制动液的流动切断。因此，在通常的制动中，储液箱20内的制动液并没有装满，因此，在进行防抱控制而减压时，在储液箱20内仍可以装入制动液。

另外，如将球阀21和阀杆23分开设置，则在进行防抱控制而减压时，阀杆23行程不必太长就能达到储液箱20的流入容量。

在防抱控制中增压时由泵15的抽吸而消耗储液室27内的制动液的情况下，活塞24向上侧移动，与此同时，阀杆23也使球阀21向上侧移动。因此，球阀21离开阀座22，使泵15的吸入侧与第1管路部位A1连通。这样，当象这样连通时，泵15从第1管路部位A1抽取制动液，并对轮缸压力进行增压，实现上述压力放大装置10的作用。因此，例如，即使从低μ路转向高μ路行驶、仅用储液箱20内的制动液量不能获得最佳制动力时，也可以立即转移到压力放大装置10的作用，因而能获得大的制动力。

另外，在储液箱20内，装有产生将活塞推向上侧并将储液室内的制动液压出的力的弹簧28。

在防抱控制结束时，也可由泵15将储液箱20内全部抽空，使储液箱20内的制动液通过比例控制阀13回流到主缸侧。如采用这种方式，则在进行下一次防抱控制使轮缸压力减压时，可在储液箱20内装入充分的制动液。此外，如使弹簧28的弹力在规定值以上，也可将制动液从第1储液箱孔25孔回流。

如采用按这种方式构成的储液箱20，则为将第2管路部位A2的制动液压提高到第2制动液压PL而使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动的泵15和在防抱系统中使各轮缸压力增压或使储液箱20内的制动液回流到主缸侧时驱动的泵，可以共用。

另外，在执行压力放大作用的泵15从第1管路部位A1抽吸制动液的流路中，即使通过储液箱20，但如设置选择第1管路部位A1或储液室27作为如上所述的泵的抽入端的装置，则在通常制动时或在压力放大装置10工作时，在储液箱20内可以贮存规定值以上的制动液，而在进行防抱控制时，对不能减压或减压的时间可不加限制。

其次，用图7和图8说明本发明的第3实施例。

本发明的第3实施例涉及除在第1实施例中说明过的压力放大装置10外还构成油量放大装置40的制动装置。

根据图7说明油量放大装置40。

油量放大装置40备有：单设的储液箱41、及由储液箱41供给制动液并在压力比例缸45内形成第2压力室47的油量放大泵42。

压力比例缸45备有；从第1管路部位A1导入主缸压力PU的第1压力室46、上述第2压力室47、及第3压力室48，还备有形成上述各室46、47、48的活塞49。上述储液箱41与第2压力室47连通，但当踩踏制动踏板1在主缸3中产生规定压力时，活塞49向图面左方移动，所以使储液箱41与第2压力室47变成切断状态。同时，随着该活塞49的移动，上述油量放大泵42与第2压力室47连通，因而使第2压力室47内的制动液压高压化。如对制动踏板1的踏入减弱使主缸压力PU降低到规定值以下，活塞49如图7所示使单设的储液箱41与第2压力室47连通，则第2压力室47的制动液压向储液箱41侧释放、减压。此外，在活塞49向图面左方移动之前，由活塞49使油量放大泵42的排出口处在被切断状态。

第3压力室48与第2压力室47通过油量放大比例控制阀43连通着。该油量放大比例控制阀43以给定的比值将来自第2压力室47的制动液压衰减，并传送到第3压力室48。

在第2压力室47的制动液压由油量放大泵42排出的制动液高压化时，通过油量放大比例控制阀43作用到第3压力室48的制动液压与第2压力室47内的制动液压的关系，决定于在油量放大比例控制阀43上设定的衰减比。另外，通过活塞49随主缸压力而左右移动，容许·禁止从油量放大泵42向第2压力室47的排出，或使储液箱41与第2压力室47连通·切断，从而可控制第2压力室47内的制动液压。因此，对该第2压力室47内的制动液压，按照在油量放大比例控制阀43上设定的衰减比、以与主缸压力PU对应的压力比进行控制。

对按这种方式控制的第2压力室47内的制动液，由油量放大控制阀44控制其与第2管路部位A2的连·切断。该油量放大控制阀44通常为切断状态，但可根据例如车轮的滑移状态等车辆的状况控制在连通状态。该油量放大控制阀44变为连通状态时，如上所述压力被控制的高压制动液，通过油量放大控制阀44向各轮缸4、5流动。此外。该油量放大控制阀44也不限于根据车辆的状况进行控制，也可根据制动踏板1的状态、例如在踩踏制动踏板1后经过规定时间时控制为连通状态。

在具有这样的油量放大装置40的制动装置中，可以实现比由压力放大装置10放大后的第2制动液压PL更高的制动液压。此外，由于从单设的储液箱41向第2管路部位A2供给制动液，所以能相对于第2管路部位A2将制动液量放大。例如，如在压力放大装置10的执行动作结束后开始执行该油量放放大装置的动作，则能保持压力放大装置10的减小踏力的状态，可在只给驾驶员留有很轻的负担的情况下，由油量放大装置40进一步确保制动力。这时，由于压力放大装置10的执行动作已经结束，不再进行过度的踏力减低，因而能在踏板感觉上保留适度的反力。如从压力放大装置10的执行动作切换到油量放大装置40，则由压力放大装置10进行的使第1管路部位A1的制动液量的减少即第1管路部位A1内的制动液压的减低结束，经油量放大后的第2管路部位A2的压力增压，所以既能防止踏板行程变得极长，又能确保制动力。油量放大装置40对第2管路部位A2的制动液量的放大及压力放大装置10进行的从第1管路部位A1向第2管路部位A2的制动液移动和压力放大，也可适当切换控制，或同时进行，由压力放大装置10实现踏力的减低及施加在轮缸上的压力的放大，同时可由油量放大装置40防止踏力的过分减低，并对驾驶员施加适当的反力。如提高在油量放大比例控制阀43上设定的拐点压力，则在主缸压力PU变高时，能仅从油量放大泵42向第2压力室47排出，所以，即使不设油量放大控制阀44，也能在主缸压力达到规定值以上的高压时只对第2管路部位A2的制动液实现增压。

其次，用图8说明上述第3实施例的变形例。

图8示出可以代替油量放大装置40的油量放大装置550。

该油量放大装置550，备有与上述第3实施例相同的单设的储液箱41及从该储液箱41抽引制动液并能在高压下排出的油量放大泵42。该油量放大泵42的排出端，通过油量放大控制阀44连接于第2管路部位A2。在从该油量放大泵42的排出侧和油量放大控制阀44之间延伸的管路上，连接有一个当来自油量放大泵42的高压制动液流过时以规定的衰减比使制动液压衰减的油量放大比例控制阀43。在该油量放大比例控制阀43和第1管路部位A1连接的管路上，配置着一个单向阀50。单向阀50的作用是使来自第1管路部位A1侧的主缸压力PU与存在于上述油量放大比例控制阀43与单向阀50之间的制动液的压力相等。即，单向阀50的作用是使主缸压力PU与从油量放大泵42排出的制动液中由油量放大比例控制阀43衰减后的制动液压相等。这时，在单向阀50上，如果与主缸压力PU相比，在油量放大比例控制阀43与单向阀50之间的制动液压变高时，使单向阀50的液室51与储液箱41通过孔52连通，使制动液返回储液箱41，直到该制动液压与主缸压力PU相等为止。因此由从油量放大泵42排出的制动液提高的在油量放大控制阀44前的管路内的制动液压，将随着主缸压力PU以规定的比率增大或减小。即，当主缸压力PU为油量放大比例控制阀43的拐点压力以上的压力时，由从油量放大泵42排出的制动液提高的在油量放大控制阀44前的管路内的制动液压，将以主缸压力PU为基准增大在油量放大比例控制阀43上设定的衰减比的倒数倍。如使在油量放大比例控制阀43上设定的衰减比的设定值恒定，则随着主缸压力PU的增大·减小，由从油量放大泵42排出的制动液提高的在油量放大控制阀44前的管路内的制动液压，将与在油量放大比例控制阀43上设定的衰减比的倒数成比例地增大·减小。

这样，相对于主缸压力PU变成高压的制动液，通过油量放大控制阀44的连通，流向第2管路部位A2，将第2管路部位A2的制动液量放大。通过进行这种制动液量的放大，可以获得与用图7说明的第3实施例相同的效果。

另外，单向阀50不只是能使来自第1管路部位A1侧的主缸压力PU与存在于上述油量放大比例控制阀43与单向阀50之间的制动液的压力相等，还能起实现符合规定比值的作用。

另外，油量放大控制阀44也可以省略，这时，用压力放大装置10对第2管路部位A2进行的压力放大及用油量放大装置对制动液量的放大，可根据主缸压力PU同时进行。在这种情况下，由压力放大装置10进行的使制动液从第1管路部位A1向第2管路部位A2移动后的踏力减低和压力放大，及由油量放大装置550使第2管路部位A2制动液量增大后的的压力放大和防止踏板行程过度增加，两种效果可以兼得。

构成图7的压力放大装置10的节流装置132，也可置换为在第1实施例中详述过的比例控制阀13。这时，可将该比例控制阀13的拐点压力设定为与第2控制阀43的拐点压力不同的值。例如，如将油量放大比例控制阀43的拐点压力设定得高于比例控制阀13的拐点压力，则当第2管路部位A2的第2制动压力PL大于在上比例控制阀13设定的拐点压力、且大于在油量放大比例控制阀43上设定的拐点压力时，开始进行压力放大。

其次，用图10说明第4实施例。对于与到上述为止的实施例起同样作用效果的结构，标以到上述为止的相同符号，其说明从略。

本实施例的特征部分在于，其结构是将作为保持装置的比例控制阀13及作为制动液移动装置的泵15装在对车轮产生制动力的轮缸4、5内部。即将比例控制阀13及泵15配置在轮缸4、5的组件内，且配置成将比例控制阀13及泵15以及实际上对车轮产生制动力的轮缸活塞63之间连通的管路结构。当轮缸活塞63在制动液压作用下向图中右侧移动时，将制动块61压向轮盘60，从而对车轮产生制动力。轮盘60与车轮整体转动，利用轮盘60与制动块61之间的摩擦，对车轮进行制动。

本实施例中的泵15，从随着车轮转动的轮盘60接受驱动能量。即，构成将泵15与轮盘60之间联结并将轮盘60的转动能量传递给泵15的传动构件62、及配置在传动构件62上用于切换泵15与轮盘60之间的联结状态的离合器65。

另外，也可将该传动构件62按规定的偏心量相对于车轮轴64的中心线设置，利用该偏心量对泵15产生活塞运动或行程运动，以实现泵的作用。在本实施例中，离合器65仅在后轮侧构成，在前轮侧没有设置。如采用这种方式，则在前轮侧车轮转动时，泵15总是处在被驱动的状态，但在不产生主缸压力时，比例控制阀13不起压力保持作用，所以在管路中只是回流的制动液，不会引起制动的拖曳等。而这种制动液的回流却能持续地在轮缸活塞63上施加油压脉动作用，所以能在轮缸活塞63与制动块61之间保持最小的间隙，可以提高踏入制动踏板时的初始响应特性。即，由于在轮缸活塞63上持续地加有由油压脉动产生的作用力，所以不会因车体振动等使轮缸活塞63向图中左侧移动而使间隙变大。此外，如象前轮侧那样使泵经常地保持被驱动的状态，则当驾驶员踩踏制动踏板、使主缸3中产生的主缸压力大于比例控制阀13的拐点压力时，即可开始正常的压力放大作用。另外，泵15的转数及排出压力(每单位时间的排出量)还随车轮的转数而变化。即，车轮速度小时，泵15的排出压力小，车轮速度大时，泵15的排出压力大。也就是说，如主缸压力保持一定，则车体速度大时，可发挥大的压力放大作用，车体速度小时，只发挥小的压力放大作用。通过这样的动作，在车体速度小时可以防止所谓的制动晃动(カツクンブレ-キ)，而在车体速度大时，可将施加在轮缸活塞63上的制动液压的增压增益加大，因而能实现短距离制动。

另外，在后轮侧，由于采用离合机构65，所以也可在踏入制动踏板后经过规定时间再使离合器联结，实现放大作用。

对于该离合器65，既可采用电气式离合机构，也可采用机械式离合机构。例如，当采用电气式离合机构时，可在收到图中未示出的制动开关的信号后将离合器联结，在采用机械式离合机构的情况下，可在主缸压力达到规定压力以上时，使机械机构联结。

在上述的本实施例中，可高效率地回收车轮的转动能量，将其用于泵的驱动，能起到再生制动的作用。

如将本实施例应用于电车，则与利用减速器的再生制动相比，可以获得更多的绝对能量，特别是在强制动时，可以避免制动力不足的情况。

另外，在本实施例中，如图所示，还可在主缸3与轮缸4、5之间配置用于实现防抱控制作用的增压控制阀31、32及减压控制阀33、34。即，构成增压控制阀31、32及减压控制阀33、34，并构成进行防抱控制时贮存轮缸压力减压部分的制动液的ABS储液箱36及将贮存在储液箱36内的制动液排出的ABS泵35。这时，可以对在主缸3到轮缸4、5内的比例控制阀13之间的低于施加在轮缸活塞63上的制动液压的压力，进行增减压控制。按照这种方式，可减轻加在各控制阀上的负荷。

以下，根据图11，作为第5实施例，说明一般车辆的制动配管及ABS传动单元的组装方法。对于与到上述为止的实施例具有同样作用效果的结构，标以相同符号，其说明从略。

如图11所示，在本实施例中示出第1配管系统A及第2配管系统B，并采用在第1配管系统A中连接右前轮FR的轮缸4及左后轮RL的轮缸5、在第2配管系统B中连接左前轮FL的轮缸及右后轮RR的轮缸的X形配管。

ABS传动器30A，将分别配置在第1配管系统A及第2配管系统B内的共计4个增压控制阀及共计4个减压控制阀、2个储液箱、2个泵、及用于驱动该泵的电机，按单独的单元组件化。

另外，分别配置在第1配管系统A及第2配管系统B内的比例控制阀13，由比例控制阀单元13A整体化构成。

这样，将ABS传动器30A与比例控制阀单元13A分别组件化后以制动配管连接，就能使不需要按每种车型改换规格的ABS传动器30A对各种车型通用化，并只对经常需要按各种车型改换拐点设定等的比例控制阀13采用与每种车型对应的规格。即，如能采用各种车型通用的ABS传动器30A，则能使整个产品的成本降低。

如详细说明比例控制阀单元13A的结构，则在通常制动时，在主缸3内产生的主缸压力，从第1管路部位A1、B1通过阀封135实际上不经衰减地传递到第2管路部位A2、B2，对各轮缸加压。然后，由泵从第1管路部位抽引制动液并向第2管路部位A2、B2排出，使该第2管路部位A2、B2的制动液压变为高于主缸压力的第2制动液压。在第2制动液压升高到规定的拐点压力之前、及通常制动时，比例控制阀活塞136总是被螺旋弹簧137向上方顶推。因此，在阀封135与比例控制阀活塞136之间留有间隙，使第1管路部位与第2管路部位呈导通状态。如由于泵的排出使第2管路部位达到拐点压力，则施加在比例控制阀活塞136上的力大于螺旋弹簧137的弹顶力，将比例控制阀活塞136推向空气室138侧(图中下侧)。随着该动作，阀封135与比例控制阀活塞136的肩部接触，将导通切断。进一步如第2管路部位高于拐点压力，则产生将比例控制阀活塞136向上推压的力，在另一方面，主缸压力作为将比例控制阀活塞136向下方推压的力而起作用，这两者的作用保持平衡。这样，在第2管路部位的制动液压转移到比拐点压力高压力时，比例控制阀活塞136将反复持续地轻微振动，使从第2管路部位向第1管路部位流动的压力在规定值以下。即，利用第1管路部位的制动液压使第2管路部位的压力保持高于规定压力。由于第2管路部位的制动液压作用在从阀封径向截面积B减去比例控制阀活塞136的截面积A后的环形面积B-A(其中B＞A)上，主缸压力作用在阀封径向截面积B上，所以与主缸压力相比，第2管路部位的制动液压在高的液压上保持平衡。该液压平衡的比率，换句话说就是第2制动液压的衰减比，它决定于两个受压面积A、B的比率(B/A)。如该比率(B/A)大，则衰减比大，第2管路部位的第2制动液压的增压斜率变大。因此，例如在前后配管中采用本发明时，如将前轮侧制动配管中的比例控制阀的受压面积A、B的比率(B/A)设定得大、而将后轮侧制动配管中的比例控制阀的受压面积A、B的比率(B/A)设定得小，则当对前后轮以相同的泵排出能力驱动并使压力放大装置执行动作时，对前轮侧轮缸施加大的制动液压，而对后轮侧轮缸施加比前轮侧低的制动液压，所以能在高于主缸压力的压力区域上实现前后的制动力分配。此外，139是阀瓣。

其次，根据图12说明第6实施例。在本实施例中与到上述为止的实施例的具有同样作用效果的结构，标以相同符号，其说明从略。

如图12所示，在第1配管系统A及第2配管系统B中，分别设置从主缸3侧抽吸制动液并向各轮缸侧排出的泵15A、15B。此外，在该泵15A、15B上分别并联设置管路A10、B10，按使泵的排出可以回流的方式构成。

在图13的流程图中，表示出使各泵15A、15B的开始驱动的条件。首先，在步骤1进行各泵的初始状态设定，在步骤2检测图中未示出的制动开关的输入。在驾驶员踩踏制动踏板1、进入车辆制动状态时，该制动开关为ON(接通)状态。在步骤3，判断制动开关是否是在ON状态，如为肯定判断时，进入步骤4，使电机(图中未示出)通电，将泵驱动，执行泵的抽吸排出作用。然后，进入步骤5，判断从电机通电开始后是否经过规定时间，如为肯定判断，则进入步骤6，如为否定判断，则返回步骤3。在步骤6中，将电机的通电切断。另外，在步骤3中如为否定判断时，也进入步骤6。

根据图14说明作用效果。图中示出制动开关为ON状态即车辆制动状态、使电机通电进行本实施例的控制时、及不进行本实施例的控制时的轮缸压力的变化。图中实线为进行本实施例的控制时的轮缸压力的变化，虚线为不进行本实施例的控制时的轮缸压力的变化，而双点划线则是实际上不存在制动液流阻的过程时的轮缸压力变化。从图中可以看出，在本实施例中，可通过泵的驱动及回流使制动液的移动速度加速，并能减小流阻，能所以提高轮缸压力增大的响应性能。

如图15所示，也可根据踏板行程的变化进行泵的驱动控制。即，在步骤11进行初始状态设定，在步骤12用图中未示出的传感器检测踏板行程PS。在步骤13中，判断当前的踏板行程检测值PS(n)是否大于上一次踏板行程检测值PS(n-1)，如为肯定判断，则在步骤14中使电机通电。而如为否定判断时，则进入步骤15，判断电机通电后是否经过规定时间，如判断肯定时，则进入步骤16，使电机通电停止。如为否定判断时，返回步骤12。这样，当存在踏板行程变化量时，利用泵使制动液的移动速度加速，也可获得同样的效果。另外，因通常的制动踏板存在游隙，所以，从制动踏板行程的变化来说，可以从踏入制动踏板时起在踏板的游隙之间使泵驱动，在实际上产生主缸压力时，在第1管路A内由泵形成制动液的流动。因此，即使在制动踏板踏入的初期也能充分地适应。此外，作为与制动踏板行程相当的参数，还可通过检测主缸压力、或踏力等，进行泵的驱动控制。

以下，给出到上述为止的实施例的变形例。

例如在第1实施例等中，压力放大装置10用泵15和保持装置13构成，但并不限于此，如图9所示，也可采用在第1管路A中直接串联连接泵15的简单结构。这时，例如可将泵15嵌入配置在第1管路A中，且根据制动开关的操作状态，使泵15正向转动，抽吸第1管路部位A1中的制动液并向第2管路部位A2排出，从而实现制动液的移动。然后，也可在根据制动开关的状态等检测到驾驶员减弱踏班踏力时，使泵15反向转动，将施加在轮缸上的制动液压减小到通常状态。为了在万一发生泵15的故障等时也至少在轮缸上施加主缸压力PU，最好在泵15上设置保障装置，使第2管路部位A2的压力至少保持在主缸压力PU以上。

另外，在到上述为止的实施例中，由压力放大装置10进行的第2管路部位A2的压力放大及由油量放大装置40进行的第2管路部位A2的制动液量的放大，是对右前轮FR及左后轮RL进行的。但是，压力放大装置10的压力放大或油量放大装置40的制动液量放大，也可仅对左右前轮进行。即，由于在车辆制动时引起载荷移动，所以有时不太希望确保左右后轮的制动力。此外，如发生很大的载荷移动，则若在后轮施加大的制动力，有易于发生车轮拖滑的可能性。因此，在这种情况下，如仅对左右前轮进行压力放大，则能获得高效率的制动力。

在图7和图8说明过的油量放大装置中，为了从储液箱41抽出制动液并排出高压的制动液，采用油量放大泵42。但是，也可以将该油量放大泵42及储液箱41更换为以高压贮存规定量的制动液的储液室，使用来自该储液室的高压制动液，将第2管路部位A2的制动液量放大。

在到上述为止的实施例中，由制动液压发生装置产生制动液压，是通过驾驶员的踏板操作在主缸中产生主缸液压PU实现的。但是，例如也可将本发明应用于当与前车之间的距离在规定距离以下时即使驾驶员不踩踏制动踏板也能产生制动作用的自动制动。这时，可用自动用泵代替制动踏板及主缸等作为制动液压发生装置。即使在这种情况下，如备有本发明的压力放大装置10，也能减轻构成制动液压发生装置的泵等在产生第1制动液压时的负担。

如本发明所示，如能利用压力放大装置10使第2制动液压增压，则能减小在上述实施例中所构成的增力装置2的作用，甚至可将其去掉。即，尽管没有增力装置2对主缸压力PU的增压作用，也能在充分减轻驾驶员的踏板踏力负担的同时，确保大的制动力。

另外，在上述实施例中，在前轮驱动的X形配管车辆中应用了本发明，但本发明对驱动方式及配管系统可不施加限制，例如对备有右前轮-左后轮、右后轮-左后轮的T-T形配管的车辆等也能适用。

根据图16说明第7实施例。

本实施例在制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统，这里，对将本发明的制动装置应用于在前轮驱动的4轮车中备有右前轮-左后轮、左前轮-右后轮的各配管系统的X形配管的车辆的例，进行说明。

首先，根据图16所示的制动配管模式图说明制动装置的基本结构。与在上述中的实施例起同样作用的部分，标以相同符号，其说明从略。

在图16中，在对车辆施加制动力时由驾驶员踏入的制动踏板1与增力装置2连接，将加在踏板1上的踏力及踏板行程传递给增力装置2。

主缸3将由增力装置2增力后的制动液压施加于如后文所述的整个制动配管，该主缸3备有向主缸3供给制动液或贮存来自主缸3的剩余制动液的单设的主储液箱3a。

在上述主缸3中产生的主缸压力PU传递给第1配管系统A内的制动液，该第1配管系统A联结配置于主缸3及右前轮FR并对该车轮施加制动力的第1轮缸(W)4及配置于主缸3及左后轮RL并对该车轮施加制动力的第2轮缸5。同样地，主缸压力PU还传递到联结配置在左前轮及右后轮的各轮缸和主缸3的第2配管系统，因可采用与第1配管系统A相同的结构，所以不再详述。

第1配管系统A由以配置在该第1配管系统A内的压力放大装置10分成的2个部位构成。

即，第1配管系统A具有位于从主缸3到压力放大装置10之间接受主缸压力PU的第1管路部位A1、及从压力放大装置10到轮缸4、5之间的第2管路部位A2。另外，上述第1管路部位A1具有从主缸3通过储液箱20到泵15的第1分支管路部位A1a及从主缸3到第2轮缸5的第2分支管路部位A1b。

当踏入制动踏板1并在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，上述压力放大装置10使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，并将第2管路部位A2的压力保持在第2制动液压PL上。在本实施例中，该压力放大装置10由比例控制阀(PV)13及泵15构成。

泵15在第1配管系统A内与比例控制阀13及并联，在产生主缸压力PU时，用于从第1管路部位A1抽吸制动液并向第2管路部位A2排出。

比例控制阀13所起的作用是，当由泵15将第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动、使第2管路部位A2的制动液压变成大于主缸压力PU的第2制动液压PL时，用于保持该差压(PL-PU)。

这样，备有泵15及比例控制阀13的压力放大装置10，随着制动踏板1的踏入，使形成规定的主缸压力的第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，使第1管路部位A1内的制动液压即主缸压力减压后作为主缸压力PU，同时利用比例控制阀13保持第2管路部位A2内的放大后的第2制动液压PL与主缸压力PU的差压，并进行压力放大。

因此，比主缸压力PU高的第2制动液压PL，通过第2管路部位A2施加在第1轮缸4上，所以对前轮侧(右前轮FR)施加高的压力。另一方面，比第2制动液压PL低的主缸压力PU，通过第2分支管路部位A1b施加在第2轮缸5上，所以对后轮侧(左后轮RL)施加比前轮侧低的压力。

另外，防抱控制、或使制动液从主缸3侧向轮缸4、5侧移动而提高制动力的压力放大控制(由压力放大装置10进行的控制)，由图中未示出的电子控制装置(ECU)进行。该ECU由众所周知的备有CPU、ROM、RAM、及总线的微型计算机构成。

在本实施例中，通过将压力放大装置10配置在第1配管系统A内、并将比例控制阀13反向连接，构成低压侧的第1管路部位A1及高压侧的第2管路部位A2。另外，还使第1管路部位A1由从主缸3通过储液箱20到泵15的第1分支管路部位A1a及从主缸3到第2轮缸5的第2分支管路部位A1b构成。

就是说，在结构上是对第1轮缸4施加高压的第2制动液压，而对第2轮缸5施加比第2制动液压PL低的主缸压力PU。

因此，比主缸压力PU高的第2制动液压PL施加在第1轮缸4上，所以前轮侧(右前轮FR)被施加高的压力因而能发挥大的制动力，另一方面，后轮侧(左后轮RL)被施加比前轮侧低的压力即主缸压力PU，所以很难抱死。

这种状态示于图17，在现有的没有压力放大装置并将比例控制阀正向连接在左后轮RL这边的例中，右前轮FR与左后轮RL的压力状态，如图17(a)所示，在轮缸压力(W)对主缸压力(M)的关系中，两者都被压低，但在本实施例中，右前轮FR与左后轮RL的压力状态，如图17(a)所示，在保持规定的大小关系的同时，两者都设定得(比现有的)高。

就是说，按照这种结构，能实现前后轮的理想的制动力分配，同时，使对前轮侧的轮缸4施加的制动液压大于施加于后轮侧的轮缸5的制动液压，并能将作为整体的制动液压设定得高，所以可在发挥踏力减低效果的同时使作为车辆整体的制动力提高。

另外，对前轮侧施加压力高于主缸压力PU的制动液压，而对后轮侧仍施加原来的主缸压力PU，因此，能不损失主缸压力PU，具有能以最大效率使轮缸压力增压的效果。

在本实施例中，由于还备有防抱控制系统，所以即使对前轮侧的轮缸4施加的制动液压大于施加于后轮侧的轮缸5的制动液压，并将作为整体的制动液压设定得高，但仍具有不发生车轮抱死的优点。

在本实施例中，说明了没有将比例控制阀配置在第2轮缸5这边的例，但也可以象以往一样将比例控制阀正接。在这种情况下，能将第2轮缸5的制动液压与第1轮缸4的制动液压之差进一步加大。

在图16说明的实施例中，废除泵15从主缸3一侧吸抽制动液的管道A1a，且贮液器20可以是通常用于ABS的贮液器(参照图59)。并且，在这样的结构中，为了在轮缸处形成比主缸压力还高的压力而进行如下的控制。也就是说，为了对前后轮实施公知的ABS控制，在后轮RL没有制动倾向时，关闭增压控制阀32并且把减压控制阀34变为导通状态，减低轮缸25上制动液压时，通过用泵15吸抽排出该减压部分的制动液和利用比例控制阀B的压力保持作用，在前轮FR的轮缸4上把这样的制动液压增大到比主缸还高的制动液压。这样，即使废除了管道A1a，能够伴随由于ABS控制增大也能使前轮FR发挥大的前轮制动力。在执行这样的控制时，例如在相当于紧急制动时的主缸液压的控制时，具有分配前后制动力使后轮比前轮更快地制动的效果。这样，在紧急制动时，一个轮在进行ABS控制的减压控制时，能够有效地使用该减压部分的制动液使另一个轮的制动液压增大得比主缸的压力还高，可以使另一个轮较早进入最优滑动的状态，与通常的ABS控制相比，可以缩短制动距离。

对图19，这样的结构也可以适用。此时，与制动液压有关的前后轮的关系变得相反。另外也可以采用双位阀取代比例控制阀B。轮缸4和5也适用于与右前轮和左前轮相对应的前后管道的制动系统。此时，在旋转制动等时，在车体的左右车轮间也能得到相同的效果。也就是说，把旋转内轮的轮缸的制动液压减压，使用该减压的制动液，使旋转外轮的制动液压比主缸液压还高。

其次，说明第8实施例，但与到上述为止的实施例相同的部分的说明从略。

本实施例，与上述第7实施例不同，没有设置防抱控制系统。

首先，根据图18所示的制动配管模式图说明制动系统的基本结构。

在图18中，制动踏板1与增力装置2连接，主缸3备有主储液箱3a。

主缸压力PU传递到直到第1、第2轮缸4、5的第1配管系统A内的制动液。主缸压力PU也同样传递到第2配管系统，因可采用与第1配管系统A相同的结构，所以不再详述。

第1配管系统A由以配置在该第1配管系统A内的压力放大装置10分成的2个部位构成。即，第1配管系统A具有位于从主缸3到压力放大装置10之间接受主缸压力PU的第1管路部位A1、及从压力放大装置10到各轮缸4、5之间的第2管路部位A2。

当踏入制动踏板1并在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，压力放大装置10使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，并将第2管路部位A2的压力保持在第2制动液压PL上。在本实施例中，该压力放大装置10由比例控制阀13(PV)及泵15构成。

泵15在第1配管系统A内与比例控制阀13及并联，在产生主缸压力PU时用于从第1管路部位A1抽吸制动液并向第2管路部位A2排出。

比例控制阀13在第1配管系统A内反向连接，其所起的作用是，当由泵15将第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动、使第2管路部位A2的制动液压变成大于主缸压力PU的第2制动液压PL时，用于保持该差压(PL-PU)。另外，还与比例控制阀13并联配置着一个减压阀17。

这样，在本实施例中，没有设置防抱控制系统，但通过将压力放大装置10配置在第1管路系统A内、同时将比例控制阀13反向连接，构成低压侧的第1管路部位A1及高压侧的第2管路部位A2。

因此，比主缸压力PU高的第2制动液压PL施加在第1轮缸4上，所以对前轮侧(右前轮FR)施加高的压力因而能发挥大的制动力，另一方面，在后轮侧(左后轮RL)施加比前轮侧低的压力即主缸压力PU，所以很难抱死。

就是说，按照这种结构，与上述第7实施例一样，能实现前后轮的理想的制动力分配，同时，使对前轮侧的轮缸4施加的制动液压大于施加于后轮侧的轮缸5的制动液压，并能将作为整体的制动液压设定得高，所以可在发挥踏力减低效果的同时使作为车辆整体的制动力提高。

另外，同样地，对前轮侧施加压力高于主缸压力PU的制动液压，而对后轮侧仍施加原来的主缸压力PU，因此，能不损失主缸压力P，具有能以最大效率使轮缸压力增压的效果。

在本实施例中，说明了没有将比例控制阀配置在第2轮缸5这边的例，但也可以象以往一样将比例控制阀正接。在这种情况下，能将第2轮缸5的制动液压与第1轮缸4的制动液压之差进一步加大。

其次，说明第9实施例，但与到上述为止的实施例相同的部分的说明从略。

本实施例，备有与上述第7实施例相同的制动装置基本结构及防抱控制系统，但在前轮侧与后轮侧的加压状态与上述第7实施例相反。

首先，根据图19所示的制动配管模式图说明制动系统的基本结构。

在图19中，制动踏板1与增力装置2连接，主缸3备有主储液箱3a。

主缸压力PU传递到直到第1、第2轮缸4、5的第1配管系统A内的制动液。主缸压力PU也同样传递到第2配管系统，因可采用与第1配管系统A相同的结构，所以不再详述。

第1配管系统A由以配置在该第1配管系统A内的压力放大装置10分成的2个部位构成。

即，第1配管系统A具有位于从主缸3到压力放大装置10之间接受主缸压力PU的第1管路部位A1、及从压力放大装置10到轮缸4、5之间的第2管路部位A2。另外，上述第1管路部位A1具有从主缸3通过储液箱20到泵15的第1分支管路部位A1a及从主缸3到第1轮缸4的第2分支管路部位A1b。

当踏入制动踏板1并在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，压力放大装置10使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，并将第2管路部位A2的压力保持在第2制动液压PL上。在本实施例中，与上述实施例7相同，该压力放大装置10由反接的比例控制阀(PV)13及泵15构成。

另外，储液箱20、第1、第2增压控制阀31、32、第1、第2减压控制阀33、34等，也与上述实施例7相同。

这样，在本实施例中，通过将压力放大装置10配置在第1管路系统A内、同时将比例控制阀13反向连接，构成低压侧的第1管路部位A1及高压侧的第2管路部位A2。另外，还使第1管路部位A1由从主缸3通过储液箱20到泵15的第1分支管路部位A1a及从主缸3到第1轮缸4的第2分支管路部位A1b构成。

就是说，与上述第7实施例相反，在结构上是对第2轮缸5施加高压的第2制动液压PL，而对第1轮缸4施加比第2制动液压PL低的主缸压力PU。

因此，比主缸压力PU高的第2制动液压PL施加在第2轮缸5上，所以对后轮侧(右左后RL)施加高的压力，另一方面，在前轮侧(右前轮FR)施加比后轮侧低的压力即主缸压力PU。

这种状态示于图20，在现有的没有压力放大装置并将比例控制阀正向连接在左后轮RL这边的例中，右前轮FR与左后轮RL的压力状态，如图20(a)所示，两者都被压低。另一方面，在本实施例中，左后轮RL与右前轮FR的压力状态，与上述实施例7的如图17(a)所示的情况相反，如图20(a)所示，保持规定的大小关系并将左后轮RL侧设定得高。

就是说，按照这种结构，能使对后轮侧的轮缸5施加的制动液压大于施加于前轮侧的轮缸4的制动液压，并能将作为整体的制动液压设定得高，所以可在发挥踏力减低效果的同时使作为车辆整体的制动力提高。

特别是，在例如载货多的情况下，制动时的载荷移动少，使加在后轮侧的载荷大，但在本实施例中，由于提高后轮侧的轮缸5的制动液压，能加大后轮侧的制动力，所以具有能提高在货物多的情况下的制动性能的优点。

另外，即使是象本实施例这样使施加于后轮侧轮缸5的制动液压大于施加于前轮侧轮缸4的制动液压的情况，但通过制动块等的结构，实际上仍然可将前轮侧的制动力设定得大于后轮侧的制动力。所以在车辆制动时发生载荷移动等情况下，能避免后轮侧的车轮先陷入抱死状态。

在本实施例中，说明了备有防抱控制系统的例，但与上述实施例8一样，也能适用于没有设置防抱控制系统的例，在这种情况下，与上述实施例8的不同之处在于，施加于后轮侧轮缸的制动液压大于施加于前轮侧轮缸的制动液压。

其次，根据图21说明本发明的第10实施例。

本实施例在制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统，这里，对将本发明的制动装置应用于在前轮驱动的4轮车中备有右前轮-左后轮、左前轮-右后轮的各配管系统的X形配管的车辆的例，进行说明。

首先，根据图21所示的制动配管模式图说明制动装置的基本结构。与在上述中的实施例起同样作用的部分，标以相同符号，其说明从略。

第1配管系统A由以配置在该第1配管系统A内的压力放大装置10分成的2个部位构成。即，第1配管系统A具有位于从主缸3到压力放大装置10之间接受主缸压力PU的第1管路部位A1、及从压力放大装置10到各轮缸4、5之间的第2管路部位A2。

压力放大装置10，是所谓的进行制动加力的动力制动器，当踏入制动踏板1并在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，并将第2管路部位A2的压力保持在第2制动液压PL上。

在本实施例中，该压力放大装置10由比例控制阀(PV)13及泵15构成。此外，在第1配管系统A的结构中，第1管路部位A1在比例控制阀13及泵15与主缸3之间形成，第2管路部位A2在各轮缸4、5与比例控制阀13之间形成。

备有泵15及比例控制阀13的压力放大装置10，随着制动踏板1的踏入，使形成规定的主缸压力的第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，使第1管路部位A1内的制动液压(即主缸压力PU)减压，同时用比例控制阀13保持第2管路部位A2内的放大后的第2制动液压PL与主缸压力PU的差压，并进行压力放大。然后，将高于主缸压力PU的第2制动液压PL施加于各轮缸4、5，可确保大的制动力。

尤其是，在本实施例中，与泵15并联设置着一个相对压力减压阀17。在比例控制阀13和泵15间的管路的制动液压比储液箱20和泵15间的管路的制动液压大过规定值以上的情况下，即第2配管部位A2的制动液压比第1配管部位A1的制动液压大过规定值以上的情况下，该相对压力减压阀17打开，使第2配管部位A2的制动液排向第1配管部位A1，从而使第2配管部位A2的制动液压降低。

因此，第2配管部位A2的制动液压不会上升到比第1配管部位A1的制动液压大过规定值以上(即规定的差压以上)。

这样，在本实施例中，采用在制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统的结构，同时与泵15并联配置着一个相对压力减压阀17。

因此，当第2配管部位A2的制动液压比第1配管部位A1的制动液压大过规定值以上时，相对压力减压阀17打开，使第2配管部位A2的制动液排向第1配管部位A1，从而使第2配管部位A2的制动液压降低。

另外，当第2配管部位A2的制动液压通过相对压力减压阀17而降低时，在制动液压刚降低后，相对压力减压阀17起着对第1配管部位A1具有的压力进行相对压力减压的作用，但在这之后，在储液箱20的活塞24被推向下方并由球阀21将第1配管部位A1与泵15的吸入口切断后，通过弹簧28将制动液压在只有几个大气压的储液室27内释放，所以相对压力减压阀17又与绝对压力减压阀的作用相近。

图22示出这种情况，例如，当没有相对压力减压阀17时，如图22的直线②所示，第2配管部位A2的制动液压(轮缸压力PL)急速增大，所以该制动液压如点划线所示急速地接近第2配管部位A2的耐压限度。可是，象本实施例这样具有相对压力减压阀17时，在轮缸压力PL与主缸压力PU的差压ΔP达到规定值以上时，相对压力减压阀17打开，使制动液从高压侧(第2配管部位A2)排向低压侧(第1配管部位A1)，如图22的直线⑩所示，可进行调节使轮缸压力PL与主缸压力PU的差压ΔP降到规定值以下。

另外，如上所述，在对第2配管部位A2的制动液压进行减压、并由球阀21将第1配管部位A1与泵15的吸入口切断时，如图22的直线11所示，相对压力减压阀17发挥绝对压力减压阀的功能。

因此，由于使轮缸压力PL的增加程度变得平缓，所以轮缸压力PL很难达到管路的耐压限度。因此，通过使用规格为在通常不应达到的差压下打开的相对压力减压阀17，实际上可以防止管路的制动液压达到管路的耐压限度。因此，具有增加制动装置耐久性、减少故障的效果。

另外，在本实施例中，由于不要求过高的耐压性能，所以也能减少耐压设备，因此具有有助于降低成本的优点。

再有，这种使制动液压很很难达到管路耐压限度的构成，不是由于使用传感器等，而在于回路结构本身，所以不受传感器等的故障的影响，因而安全性极高。

其次，根据图23说明第11实施例，但与第10实施例相同部分的说明从略。

本实施例，与上述第10实施例相同，在制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统，但其特征在于不仅使用上述相对压力减压阀，还使用了绝对压力减压阀。

在图23中，制动踏板1与增力装置2连接，主缸3备有主储液箱3a。

主缸压力PU传递到直到第1、第2轮缸4、5的第1配管系统A内的制动液。主缸压力PU也同样传递到第2配管系统B，因可采用与第1配管系统A相同的结构，所以不再详述。

尤其是，在本实施例中，与比例控制阀13并联设置着一个相对压力减压阀171。在比例控制阀13和泵15间的管路的制动液压比在比例控制阀13和主缸3之间的管路的制动液压大过规定值以上的情况下，即第2配管部位A2的制动液压比第1配管部位A1的制动液压大过规定值以上的情况下，该相对压力减压阀171打开，使第2配管部位A2的制动液排向第1配管部位A1，从而使第2配管部位A2的制动液压降低。

因此，第2配管部位A2的制动液压不会上升到比第1配管部位A1的制动液压大过规定值以上。

另外，除上述相对压力减压阀171外，还配置着一个绝对压力减压阀172。该绝对压力减压阀172设在比例控制阀13和泵15之间与主储液箱3a连接的管路上，并在比例控制阀13和泵15之间的管路的制动液压比主储液箱3a内的制动液压大过规定值以上时、即第2配管部位A2的制动液压比主储液箱3a内的制动液压(近似于大气压)大过规定值以上时打开，使第2配管部位A2的制动液排向储液箱3a，从而使第2配管部位A2的制动液压降低。

因此，第2配管部位A2的制动液压不会上升到比规定的绝对压力(从大气压算起的压力)大过规定值以上。

这样，在本实施例中，由于备有上述的相对压力减压阀171及绝对压力减压阀172，所以可构成安全性比上述第10实施例更高的结构。

图24示出这种情况，例如，当没有相对压力减压阀171及绝对压力减压阀172时，如图24的直线②、⑩所示，第2配管部位A2的制动液压(轮缸压力PL)急速增大，在其后的拐点压力P2处呈两种变化状态逐渐接近管路的耐压限度，如以原状态继续变化则如单点划线所示达到耐压限度。可是，象本实施例这样具有绝对压力减压阀172时，轮缸压力PL如直线⑩所示增加，如达到拐点压力P3处的绝对压力，则绝对压力减压阀172打开，使制动液从高压侧排向低压侧，从而如图24的直线11所示，对管路进行调节，使其不超过耐压限度。

因此，由于轮缸压力PL不会达到耐压限度以上，所以能防止因制动液压过度上升而对制动装置造成的恶劣影响。就是说，与只有相对压力减压阀171时相比，具有可靠地防止制动液压过度上升的显著优点。

其次，说明本发明的第12实施例。与上述第10实施例相同部分的说明从略。

本实施例，与上述第10实施例相同，在制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统，但其特征在于代替上述相对压力减压阀而采用了对泵的操作进行控制的结构。

首先，根据图25所示的制动配管模式图说明制动装置的结构。

特别是，在本实施例中，在比例控制阀13和主缸3之间，设有用于检测第1管路部位A1的制动液压的压力传感器11。而该压力传感器11的信号输入ECU12，从ECU12向泵15传送控制信号。

上述ECU12，如图26所示，备有众所周知的CPU12a、ROM12b。RAM12c、输入输出部12d、总线12e等，在输入输出部12d上，除上述压力传感器11以外，还连接检测制动踏板1的踏入量的踏板行程传感器111、检测车辆减速加速度的G传感器112、检测制动踏板1的踏入状态的制动开关113等，同时，还连接着上述泵15、第1、第2增压控制阀31、32、第1、第2减压控制阀33、34等。

另外，由压力传感器11测得的制动液压信息虽然是第1管路部位A1的信息，但因在第1管路部位A1的制动液压与第2管路部位A2的制动液压之间有着规定的比例关系，所以可利用换算图等将压力传感器11测得的值换算成第2管路部位A2的压力，从而求得第2管路部位A2的的制动液压。或者，由于存在着上述比例关系，所以也可以使用原有的第1管路部位A1的制动液压，作为间接地表示第2管路部位A2的制动液压的值。

其次，根据图27的流程图说明由本实施例的ECU12执行的控制处理。该处理从点火ON时开始。

在图27的步骤20～步骤23中，进行泵15的压力放大容许条件(增压装置执行条件)的运算。

就是说，在步骤20，根据来自踏板行程传感器111的信号，计算踏板行程量Pp。

接着，在步骤21，根据在上述步骤20中求得的踏板行程量Pp，计算踏板行程变化量ΔPp。

在步骤22，读取G传感器112的信号，算出车辆的减速加速度ΔVB。

然后，在步骤23，根据来自压力传感器11的信号，求取第1管路部位A1的制动液压BP。

接着，在步骤24，根据制动开关113是否为ON，判断制动踏板1是否已被踏入。这时，如为肯定判断，则进入步骤25，而如为否定判断，则返回步骤20。

在步骤25，判断在上述步骤20、步骤21、步骤22中算出的值之中是否都满足条件。即，将已算出的增压装置执行条件的各值与规定的基准值进行比较，判断增压装置执行条件之中是否都满足基准值。这时，如为肯定判断，则进入步骤26，而如为否定判断，则返回上述步骤20。

在步骤26，判断检测出的第1管路部位A1的制动液压BP是否超过规定的基准值KBP。这里，没有将第1管路部位A1的制动液压BP换算成第2管路部位A2的制动液压，所以第1管路部位A1的制动液压BP的规定基准值RBP的设定，应使第2管路部位A2的制动液压不超过管路的耐压限度。这时，如为肯定判断，则进入步骤27，而如为否定判断，则进入步骤28。

在步骤27，由于容许增压，所以使泵15驱动，执行第2管路部位A2的制动液压的增压。

另外，在步骤28，因增压被禁止，所以停止泵15的驱动，第2管路部位A2的制动液压的增压禁止，返回步骤20。

这样，在本实施例中，即使是在已踏入制动踏板1的情况下，但当规定的增压装置执行条件都不满足时，或当(间接表示第2管路部位A2的制动液压的)第1管路部位A1的制动液压BP超过规定的基准值KBP时，由于禁止着泵15的驱动，所以能防止第2管路部位A2的制动液压过度增大而超过管路的耐压限度。

另外，在本实施例中，在第1管路部位A1配置了压力传感器，但也可将压力传感器配置在第2管路部位A2。在这种情况下，可以直接检测第2管路部位A2的制动液压，所以具有能根据更准确的制动液压进行适当处理，还能简化运算处理的优点。

其次，说明第13实施例。与上述第12实施例相同部分的说明简化或省略。

如图28所示，在本实施例中，在从主缸3到轮缸4、5的管路A上，配置的不是比例控制阀而是按开闭两位式控制的双位阀133。

泵15与该双位阀133并联配置。该泵15将制动液从第1管路部位A1压送到第2管路部位A2，利用第1管路部位A1的制动液使第2管路部位A2的制动液压增大。

另外，在双位阀133和轮缸4、5间的管路(第2管路部位A2)与主储液箱3a之间，配置着一个绝对压力减压阀172。该绝对压力减压阀172在第2管路部位A2的制动液压达到规定值(绝对值)以上时打开，将制动液从高压侧排向低压侧(主储液箱3a侧；大气压)。

因此，即使在本实施例的情况下，也与上述实施例的采用绝对压力减压阀时一样，具有能可靠地防止第2管路部位A2的制动液压增加到管路耐压限度以上的优点。

其次，根据图29说明本发明的第14实施例。

首先，根据图29所示的制动配管模式图说明制动装置的基本结构。

如图29所示，第1配管系统A由以配置在第1配管系统A内的第1比例控制阀(PV)14及第2比例控制阀13和泵15分成的3个部位构成。

即，第1配管系统A具有：位于从主缸3到第1比例控制阀14及(通过储液箱20)泵15的吸入侧之间接受主缸压力PU的第1管路部位A1、从第1比例控制阀14到第2比例控制阀13及第2轮缸5之间的第2管路部位A2、及从泵15的排出侧到第2比例控制阀13及第1轮缸4之间的第3管路部位A3。

另外，上述第1比例控制阀14在主缸3和第2管路部位A2之间的管路上反向连接，第2比例控制阀13在第2管路部位A2和第3管路部位A3之间的管路上反向连接。而泵15配置在储液箱20和第3管路部位A3之间的管路上，在产生主缸压力PU时从第1管路部位A1抽吸制动液并向第3管路部位A3排送。此外，在本实施例中，由上述第1、第2比例控制阀14、13及泵15构成压力放大装置10。

因此，在踏入制动踏板1而在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，在泵15被驱动后，第1管路部位A1的制动液向第3管路部位A3移动，所以通过第2比例控制阀13的动作，将第3管路部位A3的制动液压保持在第3制动液压BP3。这时，通过该第2比例控制阀13的动作，第2管路部位A2的第2制动液压BP2以规定的比例设定得低于上述第3制动液压BP3。因此，第1～3管路部位A1～A3的制动液压的大小关系，为主缸压力PU(第1制动液压BP1)＜第2制动液压BP2＜第3制动液压BP3。

因此，由于高于主缸压力PU的第2制动液压BP2施加在第2轮缸5上，所以在后轮侧(左后轮RL)上确保有大到一定程度的制动力，而高于第2制动液压BP2的第3制动液压BP3施加在第1轮缸4上，所以对前轮侧(右前轮FR)施加有更高压力而确保更大的制动力。

这样，在本实施例中，第1比例控制阀14在主缸3和第2管路部位A2之间的管路上反向连接，第2比例控制阀13在第2管路部位A2和第3管路部位A3之间的管路上反向连接，泵15配置在储液箱20和第3管路部位A3之间的管路上，用于从第1管路部位A1抽吸制动液并向第3管路部位A3排送。

因此，在踏入制动踏板1而在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，在泵15被驱动后，建立如下关系，即第1管路部位A1的主缸压力PU(第1制动液压BP1)＜第2管路部位A2的第2制动液压BP2＜第3管路部位A3的第3制动液压BP3。

由此，在第1轮缸4上施加有最高的第3制动液压BP3，所以前轮侧(右前轮FR)施加有高的压力而能发挥大的制动力。另一方面，在第2轮缸5上施加有比其低的第2制动液压BP2，所以后轮侧(左后轮RL)与前轮侧相比，很难抱死。

就是说，按照这种结构，能实现前后轮的理想的制动力分配，同时，使对前轮侧的轮缸4施加的制动液压大于施加于后轮侧的轮缸5的制动液压，并能将作为整体的制动液压设定得高，所以可在发挥踏力减低效果的同时使作为车辆整体的制动力提高。

另外，对于各比例控制阀14、13，不仅使其拐点压力不同，而且，例如象在图11中所详述的那样，也可以使比例控制阀13与比例控制阀14的受压面积比不同。这时，例如将比例控制阀13的增压斜率设定得大于比例控制阀14的增压斜率，则能接近更为理想的制动力分配。即，也可将比例控制阀13的衰减比设定得大于比例控制阀14的衰减比。

其次，说明第15实施例，但与上述第14实施例相同部分的说明从略。

本实施例，与上述第14实施例相同，备有制动装置的基本结构及防抱控制系统，但在前轮侧和后轮侧施加力的状态，与上述第14实施例相反。

如图30所示，在本实施例中，第1、第2比例控制阀14、13、泵15、第1～3管路部位A1～A3、储液箱20等的构成，与述第14实施例相同，但在与第2管路部位A2连接的第1主缸108进行右前轮FR的制动这一点上、及与第3管路部位A3连接的第2主缸3进行左后轮RL的制动这一点上，与上述实施例14不同。

因此，对右前轮FR的轮缸4施加较小的制动液压(但比主缸压力PU大)，而在左后轮RL的第2轮缸5上施加比第1轮缸4大的制动液压。

就是说，按照这种结构，使对后轮侧的第2轮缸5施加的制动液压大于施加于前轮侧的第1轮缸4的制动液压，并能将作为整体的制动液压设定得高，所以可在发挥踏力减低效果的同时使作为车辆整体的制动力提高。

特别是，在例如载货多的情况下，制动时的载荷移动少，使加在后轮侧的载荷大，但在本实施例中，由于提高后轮侧的第2轮缸5的制动液压，能加大后轮侧的制动力，所以具有能提高在货物多的情况下的制动性能的优点。

另外，即使是象本实施例这样使施加于后轮侧的第2轮缸5的制动液压大于施加于前轮侧的第1轮缸4的制动液压的情况，但通过制动块等的结构，实际上仍然可将前轮侧的制动力大于后轮侧的制动力。所以在车辆制动时发生载荷移动等情况下，能避免后轮侧的车轮先陷入抱死状态。

此外，将第1、第2比例控制阀14、13内的1个或2个更换为双位阀或节流装置，也可望能获得同样的作用效果。

其次，说明第16实施例，但与到上述为止的实施例相同部分的说明从略。

首先，根据图31所示的制动配管模式图说明制动装置的基本结构。

在图31中，制动踏板1与增力装置2连接，主缸3备有主储液箱3a。

主缸压力PU传递到直到第1、第2轮缸4、5的第1配管系统A内的制动液。主缸压力PU也同样传递到第2配管系统，因可采用与第1配管系统A相同的结构，所以不再详述。

第1配管系统A由以压力放大装置10分成的2个部位构成。即，第1配管系统A具有位于从主缸3到压力放大装置10之间接受主缸压力PU的第1管路部A1、及从压力放大装置10到各轮缸4、5之间的第2管路部位A2。

当踏入制动踏板1并在第1配管系统A内产生主缸压力PU时，压力放大装置10使第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动，并将第2管路部位A2的压力保持在第2制动液压PL上。

在本实施例中，该压力放大装置10由比例控制阀13(PV)及泵15构成。

泵15在第1配管系统A内与比例控制阀13及并联，在产生主缸压力PU时，用于从第1管路部位A1抽吸制动液并向第2管路部位A2排出。

比例控制阀13，与上述第1实施例相同，在第1配管系统A内反向连接，其所起的作用是，当由泵15将第1管路部位A1的制动液向第2管路部位A2移动、使第2管路部位A2的制动液压变成大于主缸压力PU的第2制动液压PL时，用于保持该差压(PL-PU)。

在本实施例中，防抱控制系统30，配置在第2管路部位A2内，不与泵15共用。即，防抱控制系统30构成独自的ABS泵35。另外，ABS储液箱36也不连接泵15的抽吸流路，在防抱控制系统30的结构中不同时设置压力放大功能。

在这种结构中，防抱控制、或使制动液从主缸3侧向轮缸4、5侧移动而提高制动力的控制，由图32所示的的电子控制装置(ECU)进行。

该ECU12按众所周知的备有CPU12a、ROM12b。RAM12c、输入输出部12d、总线12e等的微型计算机构成，在输入输出部12d上，除根据所施加的电压检测防抱控制用泵35的异常的电压传感器114以外，还连接着作为上述压力放大装置的泵15、第1、第2增压控制阀31、32、第1、第2减压控制阀33、34等。

其次，说明由该ECU12执行的控制处理。

如图33的流程图所示，在步骤30，由电压传感器114检测施加于防抱控制用泵35的电压状态，并根据来自该电压传感器114的信号判断泵35是否发生了异常。这时，如判断发生了异常，则在步骤31禁止压力放大装置的泵15的驱动。

这样，在本实施例中，采用在制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统的构成，但与上述实施例2不同，采用将压力放大装置的泵15和在防抱控制中使用的泵35分别设置的液压回路结构。

另外，在由电压传感器114检测出防抱控制用泵35的异常，确认防抱控制用泵35发生了异常时，将压力放大装置的泵15的驱动禁止。

因此，在防抱控制用泵35发生某种异常因而不能对轮缸压力进行减压控制的情况下，能够防止压力放大装置10的泵15使制动力增加而对轮缸压力进行的增压控制。

就是说，在不能正常进行防抱控制时，由于使压力放大装置10的泵15不能对轮缸压力进行增压，所以能防止车轮抱死，因而具有提高制动控制的制动性能及进一步提高安全性的效果。

另外，在本实施例中，检测了泵35的异常，但在进一步提高安全性的情况下，除此以外，还对第1、第2增压控制阀31、32、第1、第2减压控制阀33、34等的异常进行检测，在检测出其异常的情况下，也可禁止压力放大装置的泵15的驱动。

如图6等所示，对于制动装置的基本结构中组合了防抱控制系统的构成，说明了将第2管路部位A2的第2制动液压的增压和防抱控制使用的泵15共用的情况。

就是说，在图6中，在结构上使第1环路部位A1的制动液通过储液箱20向第2管路部位A2移动、将制动液压提高到第2制动液压的泵15，与在防抱控制中为使轮缸压力减压而从各轮缸4、5抽出、或将储液箱20内的制动液抽出并回流的泵15，二者是共用的。

因此，假定在防抱控制用的结构(尤其是泵15)中，其控制及机械结构发生某种异常，因而不能对轮缸压力进行减压时，由于压力放大装置10也正使用着同一个泵15，所以压力放大装置10的用于增加制动力的轮缸压力增压控制就不能进行了。

就是说，在本实施例中，由于防抱控制用的泵和作为压力放大装置10的泵15是共用的，所以在泵15发生故障不能进行防抱控制时，当然压力放大装置10也就不能使轮缸压力增压了。因此，具有使制动控制的安全性进一步提高的效果。

另外，这种防止车轮抱死用的结构，不是由于使用传感器等，而在于回路结构本身，所以不受传感器等的故障的影响，因而安全性极高。

再有，由于无需设置两个用途不同的泵，所以具有结构简单化、还能降低成本的优点。

其次，根据图34说明第17实施例。

首先，根据图34所示的制动配管模式图说明制动装置的基本结构。对于与到上述为止的实施例起同样作用效果的结构，标以相同符号，其说明从略。

说明作为本实施例特征的切换装置100。

该切换装置100用于切换压力放大装置10的制动(动力制动)结构和通常制动结构。

上述切换装置100由配置在从主缸3到第1增压控制阀31之间的管路上的第1切换控制阀102及配置在从主缸3到比例控制阀13之间的管路上的第2切换控制阀101构成。该第1、第2切换控制阀102、101是根据控制信号使管路按连通·切断2个位置切换的电磁阀。此外，在第1切换控制阀102上并联配置着一个单向阀103。

因此，在利用压力放大装置10提高制动液压以加大制动力时，如上述图34所示，设定为第1切换控制阀102关闭，而第2切换控制阀101打开。因此，高压的第2制动液压施加于前轮侧的第1轮缸4，同时较低的主缸压力PU施加于后轮侧的第2轮缸5。

另一方面，在进行通常制动的操作时，由于压力放大装置10的泵15的驱动不进行，所以，如图35所示，设定为第1切换控制阀102打开，而第2切换控制阀101关闭(这也是使两个切换控制阀102、101的通电OFF的状态)。因此，构成通常制动的结构，即主缸压力PU通过连通状态的第1切换控制阀102施加于前轮侧的第1轮缸4，同时通过比例控制阀13降到比其压力更低的制动液压施加于后轮侧的第2轮缸5。

另外，上述切换装置100的控制，以及使制动液从主缸3侧移动到轮缸4、5侧以提高制动力的控制等，有图36所示的电子控制装置(ECU)12进行。

该ECU12按众所周知的备有CPU12a、ROM12b。RAM12c、输入输出部12d、总线12e等的微型计算机构成。

在输入输出部12d上，连接着通过驾驶员的操作驱动切换装置100用于切换动力制动状态和通常制动状态的手动切换开关115、及作为泵15的异常检测装置、根据施加于泵15的电压检测泵15的异常的电压传感器114。还连接着第1、第2增压控制阀31、32、第1、第2减压控制阀33、34等。

其次，根据图37的流程图说明由该ECU12执行的切换装置100的切换控制。

首先，在图37的步骤40，判断手动切换开关115是ON还是OFF。就是说，判断是设定在动力制动状态(开关；ON)、还是设定在通常制动状态(开关；OFF)。这时，如手动切换开关115为ON，则进入步骤41，而如为OFF时，则进入步骤44。

在步骤41，根据来自电压传感器114的信号，判断泵15是否发生了异常。这时，如判定发生了异常，则进入步骤44，而如判定未发生异常，则进入步骤42。

步骤42，是容许动力制动的状态，所以，首先，使第1切换控制阀102通电(ON)，成切断状态，接着在步骤43，使第2切换控制阀101断电(OFF)，成连通状态，结束本次处理。就是说，如图34所示，构成能使用动力制动的状态。

另一方面，在步骤44，是不容许动力制动而使用通常制动的状态，首先使第1切换控制阀102断电(OFF)，成连通状态，接着在步骤45，使第2切换控制阀101通电(ON)，成切断状态，然后在步骤46，禁止动力制动的泵15的工作，结束本次处理。就是说，如图35所示，构成能使用通常制动的状态。

这样，在本实施例中，根据手动切换开关115和来自电压传感器114的信号对第1、第2切换控制阀102、101进行控制，从而能切换为使用动力制动的状态和使用通常制动的状态。

因此，例如在因泵15异常而不能使用动力制动状态的情况下，前轮侧和后轮侧的制动液压变得相等，后轮侧很容易比前轮侧先抱死，造成制动不稳定，但在本发明中，可由电压传感器114检测出泵15的这种异常，并切换成通常制动状态。就是说，在发生了这种异常的情况下，由于能将回路结构切换成通常的的比例控制阀13正向连接的状态，实现理想的前后轮的制动力分配，所以能起到进行稳定制动的效果。

另外，即使在泵15无异常的情况下，由于能通过驾驶员的操作利用手动切换开关115适当选择切换动力制动状态和通常制动状态，所以能进行恰当的多种方式的运行。

其次，根据图38说明第8实施例，但与上述实施例相同部分的说明从略。

首先，根据图38所示的制动配管模式图说明制动系统的基本结构。

在图38中，储液箱140连接在第1管路部位A1和泵15的吸入侧之间，同时在主缸3侧和储液箱140之间的第1管路部位A1上连接一个电磁阀143。

该储液箱140用于贮存从轮缸4、5排出的制动液，它备有：与配管连接的储液箱孔145、贮存制动液的储液室147、可改变储液室147容积的活塞149、及将活塞向图中上侧顶推用于产生将制动液压出的力的弹簧151。此外，在该储液箱140内，还安装着一个测定活塞149移动量的行程传感器153，用于根据活塞149的移动量检测储液室147内的制动液量。

另一方面，电磁阀143按开闭2位置控制，用于切换在主缸3侧和储液箱140之间的第1管路部位A1的管路的·切断状态。

来自上述行程传感器153的信号，输入到ECU12，从ECU12将控制信号传送给电磁阀143。

上述ECU12，如图39所示，备有众所周知的CPU12a、ROM12b。RAM12c、输入输出部12d、总线12f等，在输入输出部12d上，连接上述行程传感器153，同时还连接着电磁阀143、泵15、第1、第2增压控制阀31、32、第1、第2减压控制阀33、34等。

其次，说明结构如上所述的本实施例的控制处理。

当根据来自图中未示出的车轮速度传感器的信息检测出车轮的抱死状态时，使电磁阀143闭合，同时使第1、第2增压控制阀31、32关闭，使第1、第2减压控制阀33、34打开，从而可使供给轮缸4、5的制动液进入储液室147内，因此，能使轮缸压力减压。即，可执行防抱控制中的轮缸压力的减压控制。

在车轮抱死的倾向解除后、要使轮缸压力增压时，使电磁阀143闭合，同时使第1、第2增压控制阀31、32打开，使第1、第2减压控制阀33、34关闭，并驱动泵15，将储液室147内贮存的制动液抽出，可时轮缸压力增压。

另外，在防抱控制的增压中由泵15的抽吸而消耗储液室147内的制动液时，使电磁阀143打开，同时通过泵15的驱动从第1管路部位A1抽吸制动液，(在防止发生轮缸压力的反力的同时)可进行轮缸压力的增压。

而在根据来自行程传感器153的信测知储液箱140已装满的情况下，使电磁阀143闭合，同时使第1、第2增压控制阀31、32关闭，使第1、第2减压控制阀33、34也关闭，通过泵15的驱动，将储液箱140贮存的制动液抽出，可确保储液箱容量。因此，在下一次防抱控制时能可靠地进行利用储液箱140的减压控制。

这样，在本实施例中，根据储液箱140内的制动液量，由电磁阀143对从主缸3到储液箱140的流路、即第1管路部位A1和泵15吸入侧之间的流路进行开闭控制，同时，按照需要，进行泵15的驱动，所以能适当地进行防抱控制中的减压控制及轮缸压力的增压控制。特别是，在本实施例中因采用电磁阀143开闭流路，所以具有能进行更精密的控制的优点。

以下，根据图40的流程图，说明第19实施例。制动装置的系统结构及ECU的结构，可随时采用到上述为止的实施例中说明过的结构。

在步骤50判断制动踏板1是否已被踏入、制动开关113是否为ON。这时，如为肯定判断，则进入步骤51，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤51，根据来自行程传感器111的信号检测制动踏板1的操作量X。就是说，求出制动踏板1踏入某种程度的状态(即当前位置)。

接着，在步骤52，根据制动踏板1的操作量X，改变开始制动加力的开始基准dXs。具体地说，从图41(a)所示的操作量X与操作变化量阈值(开始基准)dXs的关系图，求出与操作量X对应的操作变化量阈值dXs，并将该值设定为开始制动加力的操作变化量阈值dXs。

然后，在步骤53，对制动踏板1的操作量X微分，算出制动踏板1的移动速度(操作速度)即操作量变化量dX。

接着，在步骤54，判断制动踏板1的操作量变化量dX是否超过上述操作变化量阈值dXs。这时，如为肯定判断，则进入步骤55，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤55，由于是开始制动加力的时间，所以驱动泵15使轮缸压力增压，开始制动加力，并结束本次处理。

这样，在本实施例中，在备有由压力放大装置10构成的动力制动装置中，求出制动踏板1的位置(操作量X)及速度(操作变化量dX)，根据操作量X改变开始制动加力的操作变化量阈值(开始基准)dXs，并在操作变化量dX超过该开始基准dXs时，开始制动加力。

因此，无论制动踏板1处于何种踏入状态，都能可靠地进行制动加力，所以能获得可确保足够制动力的显著效果。就是说，在为紧急制动而要求比通常制动时的车轮制动更大的制动力的状态下，能可靠地确保大的制动力。

例如，在以往，将制动踏板1从一定程度的踏入状态进一步踏入时，由于不能加大制动踏板1的操作速度，因而达不到制动加力的开始基准，所以不能开始制动加力，但在本实施例中，在这种情况下，由于根据制动踏板1的一定程度的踏入状态改变制动加力的开始基准(使其减小)，所以当如上所述进一步踏入时，能迅速使泵15驱动(泵15开始驱动，或提高泵15的转数)，开始制动加力。

另外，作为改变开始基准的图，例如可使用图41(b)所示的阶梯状的图。在这种情况下，具有少占ROM12b存储区的优点。

在开始制动加力后，可使该制动加力时的加力恒定，但也可根据制动踏板1的操作量X(具体地说，是在操作量X超过规定值的情况下)，逐渐改变加力(具体地说，是逐渐增加)。这时，例如即使是在平缓的制动中接着进行紧急制动操作时，也仍具有能获得良好制动性能的优点。

<实验例>

其次，说明为确认本实施例的效果而进行的实验例。

该实验，是假定在驾驶员象通常一样以平常的心态踩踏制动器时遇到紧急情况而毅然踏入的情况下，分别求出踏入前的主缸油压与踏板速度、踏力斜率、及升压斜率的关系。其结果记入图42。在踏板速度等与踏入前油压之间，存在着如图42的线(紧急时和通常时的边界线)X1、X2、X3所示的关系。

从图42可以清楚地看出，当踏入前的油压低时，即在制动踏板1没怎么踏入的情况下，由于在踏入时可以加大踏板速度等，所以，即使象以往一样制动加力的开始基准被固定时，也能在适当的时间开始制动加力。

可是，当踏入前的油压高时，即在制动踏板1踏入到中途的情况下，即使再踏入，踏板速度等也不能加大，所以如象以往一样制动加力的开始基准被固定，则就不可能在适当的时间开始制动加力。

与此不同，在本实施例中，可根据制动踏板1的操作量X改变制动加力的开始基准dXs，具体地说，在制动踏板1的操作量X大的情况下，由于可以改变开始基准dXs，使制动加力的开始时间提前，所以能在适当的时间开始制动加力，因此，即使是例如在紧急时等从半制动状态踏入制动器的情况下，仍能确保大的制动力。

其次，说明第20实施例。在本实施例中，制动装置的系统结构及ECU的结构，也可随时采用到上述为止的实施例中说明过的结构。

如图43的流程图所示，在本实施例中，首先，在步骤60，判断制动开关113是否为ON。这时，如为肯定判断，则进入步骤61，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤61，根据来自行程传感器111的信号检测制动踏板1的操作量X。

接着，在步骤62，判断制动踏板1的操作量X是否超过规定的操作量阈值(第1开始基准)Xs。具体地说，如图44所示，就是判断操作量X是否已达到操作量阈值(第1开始基准)Xs。这时，如为肯定判断，则进入步骤63，而如为否定判断，则进入步骤66。

在步骤63，根据制动踏板1的操作量X，改变开始制动加力的第2开始基准dXs。具体地说，从上述图44所示的操作量X与操作变化量阈值(第2开始基准)dXs的关系图，求出与操作量X对应的操作变化量阈值dXs，并将该值设定为开始制动加力的操作变化量阈值dXs。

然后，在步骤64，对制动踏板1的操作量X微分，算出制动踏板1的操作速度(操作速度)即操作量变化量dX。

接着，在步骤65，判断制动踏板1的操作量变化量dX是否超过上述操作变化量阈值dXs。这时，如为肯定判断，则进入步骤66，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤66，由于是开始制动加力的时间，所以驱动泵15使轮缸压力增压，开始制动加力，并结束本次处理。

这样，在本实施例中，在备有由压力放大装置10构成的动力制动装置中，求出制动踏板1的位置(操作量X)，并在该操作量X超过开始制动加力的操作量阈值(第1开始基准)Xs时，开始制动加力。与此同时，求出制动踏板1的位置(操作量X)及速度(操作变化量dX)，根据操作量X改变开始制动加力的操作变化量阈值(开始基准)dXs，并在操作变化量dX超过该开始基准dXs时，开始制动加力。

因此，与上述第19实施例一样，无论制动踏板1处于何种踏入状态，都能可靠地进行制动加力，所以能获得可确保足够制动力的显著效果，同时在将制动踏板1踏入一定值时，由于进行动力加力，所以具有减轻其后的运算处理的优点。

其次，说明第21实施例。在本实施例中，特别是为检测车体减速度而采用了G传感器，并根据其输出改变动力加力的执行(ON)·停止(OFF)的开始基准。

如图45的流程图所示，在本实施例中，首先，在步骤70，判断制动开关113是否为ON。这时，如为肯定判断，则进入步骤71，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤71，根据来自G传感器的信号检测车体减速度Y。

接着，在步骤72，根据车体减速度Y，改变开始制动加力的开始基准(操作量变化量阈值)dXs。

然后，在步骤73，检测制动踏板1的操作量X，并接着在步骤74，对制动踏板1的操作量X微分，算出制动踏板1的移动速度(操作速度)即操作量变化量dX。

接着，在步骤75，判断制动踏板1的操作量变化量dX是否超过上述操作变化量阈值dXs。这时，如为肯定判断，则进入步骤76，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤76，由于是开始制动加力的时间，所以驱动泵15使轮缸压力增压，开始制动加力，并结束本次处理。

这样，在本实施例中，在备有由压力放大装置10构成的动力制动装置中，求出车体减速度Y，根据该车体减速度Y改变操作变化量阈值dXs，并在制动踏板1的操作变化量dX超过该操作变化量阈值dXs时，开始制动加力。

因此，在(例如象紧急时急速踏入制动器那样)发生超过规定值的减速G的情况下，由于能可靠地进行制动加力，所以可确保足够的制动力。

另外，在本实施例中，由G传感器G求出了车体减速度Y，但也可根据由车轮速度传感器求得的车轮速度等，用众所周知的方法求出估计车体速度及估计车体减速度。

根据图46的流程图说明第22实施例。

制动装置的系统结构及ECU的结构，可随时采用到上述为止的实施例中说明过的结构。另外，采用增力装置2作为第1放大装置，采用压力放大装置10作为第2放大装置。

在电子控制装置12中，随着驾驶员的接通点火开关的动作，执行图46的流程。即，在步骤80，根据来自图中未示出的车轮速度传感器的输出，计算各车轮的车轮速度VW。接着在步骤81，计算车轮减速度dVW。

在步骤82，判断制动开关113是否为接通状态、即制动踏板1是否被踏入规定值以上。当制动开关113为接通状态时，进入步骤83，如判断不是接通状态时，返回步骤80。

在步骤83，判断在步骤81中计算出的车轮减速度dVW是否小于规定减速度KdVW。该规定减速度KdVW可以将在具有例如在雨天柏油路等中μ路以上的摩擦系数的路面上急刹车时各车轮产生的车轮减速度作为标准，进行设定。在步骤83如为肯定判断时，接着在步骤84执行上述的第2放大装置的动作。这时，构成在具有规定路面μ的路面上急刹车时的情况。此外，规定减速度KdVW与各车轮的车轮的减速度dVW的比较，可以只对一个车轮进行，也可以全部车轮作为比较对象，如至少有一个车轮的车轮减速度dVW小于规定减速度KdVW，则为肯定判断，可进行规定时间的第2放大装置的动作。

在步骤84，在进行了规定时间的第2放大装置的动作后，进入步骤85，判断制动开关113是否为接通状态。这时，如制动开关113为断开状态，则作为车辆制动已经结束的状态结束第2放大装置的动作，返回步骤80。而如制动开关113为接通状态，则返回步骤84，继续执行第2放大装置的动作。

根据图47，说明在执行上述流程时对制动踏板1的操作力与轮缸压力PL的关系。

图47的直线S1表示当不进行制动增力器2的增力作用及第2放大装置的放大作用时施加于各轮缸4、5的轮缸压力PL相对于驾驶员对制动踏板1的操作力即踏力的关系。对于该直线S1，在以上述图1说明过的车辆用制动装置中，借助于作为第1放大装置的制动增力器2的增力作用，至少具有位于直线S1上侧的线的特性。当不执行第2放大装置的动作时，利用增力装置(制动增力器)2的增力作用，使轮缸压力PL及主缸压力PU转移到双点划线BB的情况。在该实施形态1中，假定将对后轮侧轮缸5配置的比例阀6省去，则轮缸压力PL将成为施加在轮缸4、5上的制动液压。

其次，如观察轮缸压力PL随时间的变化，在从踏入制动踏板1的时间0起到时间t1的车轮减速度dVW达到规定减速度KdVW之前的这段时间内，借助于制动增力器2的增力作用，得到直线S2所示的特性。而在时间1，车轮减速度dVW达到规定减速度KdVW时，

如执行压力放大装置的动作，则泵15从第1管路部位A1抽吸制动液并向第2管路部位A2排出。即，使第1管路部位A1的具有主缸压力PU的制动液向第2管路部位A2移动，从而将第2管路部位A2的制动液压增大为第2制动液压PL。这时，因第1管路部位A1的制动液量减少，所以在驾驶员踏入制动踏板1时，传递给驾驶员的反力被减低。即，能减轻驾驶员保持制动踏板1的踏入行程时的负担。另外，由于利用泵15向第2管路部位A2排出制动液，将第2管路部位A2的制动液压提高到第2制动液压PL，所以轮缸压力PL按图47中直线S3增大。即，在轮缸压力PL达到在时间t1的轮缸压力P1后，在P1以上时，相对于驾驶员对制动踏板1的操作力F的斜率提高。该直线S3所示的斜率，可根据在比例控制阀13上设定的衰减比、即当制动液从第1管路部位A1向第2管路部位A2流动时的制动液压衰减比进行设定。这样，在本实施形态1中，相当于第1放大装置的增力装置2的操作力放大作用，对车轮制动力相对低的制动区域进行，而相当于第2放大装置的压力放大装置10的放大作用，对车轮制动力相对高的制动区域进行。

在上述的本实施例中，除在车辆制动时执行通常增力作用的增力装置2之外，在根据例如车轮减速度判断出要求更大的制动力后，可通过执行压力放大装置的动作，获得更大的车辆制动力。就是说，如采用增力作用不太大的增力装置2并以该增力装置2确保通常区域的制动，则能获得使该通常区域的制动符合驾驶员感觉的平滑的制动，同时，在车辆紧急制动状态下，可执行作为第2放大装置的压力放大装置的动作，进行紧急制动，可获得两全的效果。此外，由于备有这样的压力放大装置，具有压力放大装置的使制动液压放大的加力作用，所以有可能在制动装置中采用第1室和第2室的容量小、且增力作用(增力比)不怎么大的制动增力器2。

另外，在压力放大装置10中作为保持第1管路部位A1和第2管路部位A2的差压的保持装置，采用了比例控制阀13，所以在本实施形态1中，除了仅在ABS中已采用的车轮速度传感器外无需再附加其他类型的传感器。即可执行作为第2放大装置的压力放大装置的动作。即，在执行压力放大装置的动作后，即使在制动踏板1的踏入被解除而使主缸压力PU降低时，由于机械式的比例控制阀13的作用，在轮缸4、5内不会残留制动液，因而不会发生制动拖曳的情况。此外，如果在比例控制阀13上预先以机械方式设定拐点压力及压力的衰减比，则可根据该设定增大车轮制动力。

其次，根据图48和图49说明第23实施例。

在上述实施例的控制中，随着路面状态，根据与车轮状况对应的车轮减速度dVW，执行第2放大装置的动作。但是，在本实施形态2中，根据驾驶员操作的制动踏板1的踏板行程PS，执行第2放大装置即压力放大装置10的动作。

即，如图48所示，在随着点火开关的接通动作等开始程序流程后，在步骤90，根据来自行程传感器111的信号检测踏板行程PS。接着，在步骤91，将该踏板行程PS与规定值KPS进行比较。该规定值KPS，例如可根据当车辆以超过规定值的车体速度行驶而驾驶员使车辆以一定的紧急程度停止时应踏入的踏板行程进行设定。这时，如判断踏板行程PS大于规定值KPS时，进入步骤92，如为否定判断，则返回步骤90。在车辆非制动时，即制动踏板1没有被踏入时，因踏板行程PS在规定值KPS以下，所以返回步骤90。

在步骤92，驾驶员的踏板踏入量即踏板行程PS大于规定值KPS，作为车辆应尽快停止的状态，执行第2放大装置的动作。

其次，用图49说明有关的作用。从踏板行程PS为0时起逐渐踏入制动踏板1、使踏板行程PS变为PS1，通过第1放大装置即制动增力器2的作用，使主缸压力PU达到P2，施加在前轮侧轮缸4的制动液压也达到与主缸压力PU同样的压力，按如线S2所示变化，施加在后轮侧轮缸5的制动液压，通过正向连接在管路中的比例阀6的众所周知的作用，按规定的衰减比施加比主缸压力PU低的压力。即，后轮侧轮缸5的制动液压，如线S4所示，与产生高于比例阀6的拐点压力的主缸压力PU的踏板行程PS0相对应，变为与线S2相比按规定压力减压后的压力。

如踏板行程大于PS1(＝KPS)，则执行压力放大装置10的动作，与表示增力装置2的增力作用施加于前轮侧轮缸4的制动液压变化的线BB1相比，前轮侧轮缸4的制动液压按位于上侧的线S3放大。这时，可在踏板行程PS2实现大于由增力装置2的增力作用能产生的轮缸压力极限、即压力P3的压力P4。而施加于后轮侧轮缸5的制动液压，与表示增力装置2的增力作用的制动液压变化的线BB2相比，其放大也向上侧推移。这样，当踏板行程变得大于规定值时，则执行压力放大装置10的动作，可以得到比增力装置2的轮缸压力增压斜率大的增压斜率，能获得大的车辆制动力。这时，能得到与上述实施形态相同的作用效果。

对于增力装置2，即使采用了在踏板行程PS2时几乎不起增力作用的增力率小的增力装置2，也能利用第2放大装置使施加在轮缸4、5上的制动液压逐渐增大。而第2放大装置的动作，由于是通过泵15的制动液移动及反向连接的比例控制阀13执行，所以在踏板行程PS1或PS2时，即使是动作接近停止的状态，也仍能借助于比例控制阀13的机械节流作用，使施加在轮缸4、5上的制动液压逐渐增大。

其次，用图50说明本发明的第24实施例。对于与到上述为止的实施例中说明过的结构起同样作用的结构，不再详述。在本第24实施例中，说明将上述实施例中的构成第1放大装置的增力装置去掉并将相当于上述实施例中第2放大装置的压力放大装置10串联配置在第1配管系统A内的例。

从主缸3延伸的第1配管系统A，分别与右前轮FR的轮缸4及左后轮RL的轮缸5连接。在该第1配管系统A内，作为第1压力放大装置10，配置反向连接的第1比例控制阀13及与第1比例控制阀13并联连接的第1泵15。在第1配管系统A内，在第1压力放大装置10与各轮缸4、5连接的分叉点之前的管路上，还配置第2放大装置200。该第2压力放大装置200，和第1压力放大装置10一样，也由反向连接的第2比例控制阀14及第2泵215构成。

第1配管系统A，由按这种方式配置的第1、第2压力放大装置10、200分割成第1管路部位A1、第2管路部位A2、及第3管路部位A3。即，分割成从主缸3到第1压力放大装置10的第1管路部位A1、从第1压力放大装置10到第2压力放大装置200的第2管路部位A2、及从第2压力放大装置200到各轮缸4、5的第3管路部位A3。第1泵15的吸入口和连接于第1管路部位A1的第1吸入配管口C1连接，第1泵15的排出口和连接于第2管路部位A2的第1排出配管口B1连接着。同样，第2泵215的吸入口和连接于第2管路部位A2的第2吸入配管口C2连接，第2泵215的排出口和连接于第3管路部位A3的第2排出配管口B2连接着。

另外，在按这种方式构成的制动装置中，在踏入制动踏板1后不使第1压力放大装置10及第2压力放大装置200起作用的情况下，具有根据对制动踏板1的踏力产生的主缸压力PU的制动液，在第1。第2比例控制阀13、14中不经压力衰减地通过，将主缸压力PU传递到轮缸4、5。

以下，根据图51说明本第24实施例的作用。

随着点火开关等的动作而开始的流程，在步骤100，根据来自车轮速度传感器201、201的输出信号计算车轮速度VW。接着，在步骤110，计算车体速度VB。这时的车体速度VB，可根据从动车轮的车轮速度计算，也可采用图中未示出的车体加速度传感器等的输出值的积分值等。在步骤120，计算车轮的车轮加速度dVW。车轮速度VW等也可按各流程对每个车轮进行计算。

在步骤130，根据来自行程传感器111的输出，计算踏板行程PS。在步骤140，计算踏板行程的每单位时间的变化量dPS。

在步骤150，检测制动开关113是否是接通状态，以检测车辆是否是制动状态。这时，当制动开关113不是接通状态、因而判断车辆不在制动状态时，返回步骤100。而当判断制动开关113是接通状态时，进入步骤160。

在步骤160，执行第1放大装置的动作。即，驱动第1泵15，通过从第1管路部位A1抽吸制动液并向第2管路部位A2排出，使制动液移动。随着该移动使第2管路部位A2及第3管路部位A3的制动液压增大，施加在轮缸4、5上的压力变为与主缸压力PU相比被增压后的第2制动液压。这时，反向连接的第1比例控制阀13，在使制动液从第2、第3管路部位A2、A3侧向第1管路部位A1侧流动时，以规定的衰减比使制动液减压流动。因此，可保持第2、第3管路部位A2、A3的制动液压。另外，当逐渐地踏入制动踏板1时，实际上从第2管路部位A2到第1管路部位A1没有制动液的流动，随着第1管路部位A1的制动液压的增大及由泵使制动液从第1管路部位A1向第2管路部位A12的移动，按规定的压力比使制动液压增压。

在步骤170，将车轮速度VW和规定值KVW进行比较，当车轮速度VW大于规定值KVW时，进入步骤180，如为否定判断时，返回步骤150。在步骤180，将车体速度VB与规定值KVB进行比较，当判断车体速度VB大于规定值KVB时，进入步骤190，如为否定判断时，则返回步骤150。这里，规定值KVW及规定值KVB，设定为能够判断车辆是否是从正以一定程度的高速行驶着的状态进行车辆制动的值。例如，规定值KVB可设定在时速80Km/s左右，规定值KVW可根据行驶中的车轮的滑移等设定在85Km/s左右。在步骤190，判断车轮加速度dVW是否小于规定值KdVW、换句话说就是判断减速方向的减速加速度是否大于规定值。该规定值KdVW，例如可根据在驾驶员希望某种程度的紧急停车时作为车轮状态而产生的值，进行设定。这时，如在步骤190为肯定判断，则作为从超过规定值的车速进行某种程度的紧急停车的状态，进入步骤220，执行第2放大装置200的动作。即，驱动第2泵215，在第2管路部位A2，用第2泵215抽吸具有由第1放大装置10放大后的制动液压的制动液，并向第3管路部位A3排出。因此，第3管路部位A3的制动液压相对于比主缸压力PU高的第2管路部位A2的制动液而增压，变成第3制动液压。然后，该增压的制动液，通过反向连接的第2比例控制阀14，以与第1比例控制阀13同样的作用保持。因此，在轮缸4上施加由该第1、第2放大装置2级放大后的第3制动液压，同样，在轮缸5上，施加以由第1、第2放大装置2级放大后的第3制动液压为基准的制动液压(由比例阀6按规定值减压衰减后的压力)。因此，与主缸压力PU相比，根据经2级放大后的制动液压，可对各车轮发挥大的车轮制动力。

当在步骤190为否定判断时，进入步骤200。在步骤200，判断踏板行程PS是否大于规定值KPS。这时，如为否定判断，则返回步骤150。如为肯定判断时，进入步骤210。在步骤210，判断踏板行程的每单位时间的变化量dPS是否大于规定值KdPS。这时，如为否定判断，进入步骤150。在只执行第1放大装置10的动作的情况下，继续进行车辆制动，直到车辆停止。

在步骤210，如为肯定判断时，从车轮状态判断为不是那么急的制动状态，但从驾驶员对踏板1的踏入状态，判断为紧急制动状态，在步骤220，执行第2放大装置200的动作。

在第2放大装置200的执行中，经过规定时间时进入步骤230，判断制动开关是否是接通状态。即，在车辆停止或车辆制动状态被解除之前，除第1放大装置10外第2放大装置200也在动作，所以可产生大的车辆制动力，例如能缩短停止前的距离。

这样，由于将第1放大装置10、第2放大装置200串联配置在从主缸3到轮缸4、5的管路中，所以可将第1放大装置10的压力放大作用按较小程度设定，例如第1泵15不必采用性能太高的泵。另外，由于利用第1放大装置10进行第1级放大，所以使制动液压进一步高压化的第2放大装置200的第2泵215，也没有必要采用性能过高的泵了。

图53是第25实施例，示出作为驾驶员不进行制动操作时的制动控制(以下称非制动时的制动控制)、可进行提供制动力用于抑制例如车轮滑移的驱动轮加载控制(TRC控制)的汽车制动控制装置及其外围结构的简略结构图。对于与到上述为止的实施例中说明过的结构具有同样作用的结构，标以相同的符号。

如图53所示，在本实施例的制动控制装置中，真空增力器(制动增力器)2与串列式主缸3联结，在主缸3上还连接着按X形配管(对角配管)的双油压系统构成的用于进行驱动轮加载控制等的油压控制回路30′。以下，对各结构进行说明。

真空增力器2利用发动机产生的吸气岐管负压(吸入负压)与大气压的压力差，随着制动踏板1的踏入对压力差进行调整，从而发挥使施加在主缸3的活塞9a、9b的力增大的所谓增力作用。

在该真空增力器2内，设有由薄膜511分隔、在发挥增力作用时导入大气压的变压室(第2室)513、及平时导入吸气负压的负压室(第1室)515，为调节两室513、515的压力，配置着第1机动阀517及第2机动阀519、以及第1连通控制阀521及第2连通控制阀523。

其中，第1、第2机动阀517、519随制动踏板1的动作机械地进行开闭动作，如踩踏制动踏板1，则第1机动阀517关闭，第2机动阀519打开，仅将大气压导入变压室513。

另外，第1、第2连通控制阀521、513，是例如在进行驱动轮加载控制时根据来自电子控制装置(ECU；参照图54)12′的信号按开或关2位置驱动的电磁阀。该第1连通控制阀521设在将变压室515和上述第1及第2机动阀517、519连通的第1连通管路527上，正常时打开，使第1连通管路527连通。另一方面，第2连通控制阀523设在将变压室515和大气侧连通的第2连通管路529上，正常时关闭，将第2连通管路529切断。

主缸3通过流路33a、33b与主储液箱3a直接联结。该流路33a、33b在主缸3侧的开口部(图中未示出)，当真空增力器2动作、使活塞9a、9b向箭头A方向移动时，被活塞9a、9b封闭。

另外，主缸3分别与构成油压控制回路31′的第1油压配管35a及第2油压配管35b连接。

在油压控制回路31′中，右前(FR)轮的轮缸4和左后(RL)轮的轮缸5通过第1配管系统A中的第1油压配管37a连通。而右后(RR)轮的轮缸7和左前(FL)轮的轮缸8通过第2油压配管37连通。

在第1油压配管37a上设有用于控制FR轮的轮缸4的油压的增压控制阀31及减压控制阀33、以及用于控制RL轮的轮缸5的油压的增压控制阀32及减压控制阀34，在第2油压配管37b上设有用于控制RR轮的轮缸7的油压的增压控制阀31′及减压控制阀33′、以及用于控制FL轮的轮缸8的油压的增压控制阀32′及减压控制阀34′。

这里，说明上述第1油压配管37a的结构。

在从各增压控制阀31、32到主缸3一侧，设置着用于连通切断其油压路径71a的主缸切断阀(SMC阀)133。该SMC阀133的结构为在轮缸4、5侧的油压达到规定值以上时打开。

而在各减压控制阀33、34的下游侧，设置着暂时蓄存从各减压控制阀33、34排出的油的储油箱20。在从该储油箱20到SMC阀133与增压控制阀31、32之间的油压路径70a上，设有从主缸3侧抽吸制动油并向SMC阀133与增压控制阀31、32之间的油压路径72a压送的油压泵15。在从油压泵15排出制动油的路径上还设有抑制内部油压脉动的储油器563。

另外，在第1油压配管37a内，设有在进行后文所述的驱动轮加载控制时从主缸3向油压泵15直接供给制动油用的油压路径73a，在该油压路径73上，设置着用于连通·切断该油压路径73a的油箱切断阀(SRC阀)561。

特别是，在本实施例中，在SMC阀133与主缸3之间的油压路径上设置着压力传感器567，用于检测油压泵15吸入侧的压力。

另一方面，在第2油压配管37b内，与上述在1油压配管37a一样，在同样的部位上设有增压控制阀31′、32′、减压控制阀33′、34′、SMC阀133′、储油箱20′、油压泵15′、储油器564、SRC阀562、压力传器568。

另外，如图54所示，用于控制本实施例的制动控制装置的ECU12′，以众所周知的备有CPU12′a、ROM12′b。RAM12′c、输入输出部12′d、总线12′e等的微型计算机为中心构成，配置于各车轮的车轮速度传感器201、202、201′、202′、制动开关133、压力传感器567、568等的信号，都输入到ECU12′。

例如根据来自各车轮速度传感器201、202、201′、202′或压力传感器567、568的输入信号，驱动控制第1、2连通控制阀521、523、增压控制阀31、32、31′、32′、SRC阀561、562、驱动油压泵15、15′的电机580等驱动器，进行驱动轮加载等控制。

其次，对非制动时的制动控制中的真空增力器2的动作进行简单的说明。

①不发挥增力作用时(图55(a)的状态)

由于是驾驶员不进行制动操作的非制动状态，所以制动踏板1没有被踩入，因此，第1机动阀517打开、第2机动阀519保持关闭。这时，第1连通控制阀521断电而处于打开状态、第2连通控制阀523断电而处于关闭状态，所以变压室513不导入大气压，负压室515和变压室513为连通状态，从负压源导入负压。

因此，两室513、515不产生压力差，不发挥增力作用。

②发挥增力作用时(图55(b)的状态)

由于是驾驶员不进行制动操作的非制动状态，所以制动踏板1没有被踩入，因此，第1机动阀517打开、第2机动阀519保持关闭。这时，在进行驱动轮加载等控制的制动控制的情况下，第1连通控制阀521通电而处于关闭状态、第2连通控制阀523通电而处于打开状态，因此，在变压室513和负压室515的连通被切断的状态，即在负压室515只导入负压的状态下，变压室513只导入大气压。

因此，由于在两室513、515之间产生例如数bar压力差，所以发挥增力作用。

其次，根据图56的流程图及图57时间图，说明本实施例的制动控制装置的动作。

在图56的步骤300，判断制动踏板1是否被踏入、制动开关113是否接通。这时，如为制动踏板1已被踏入的肯定判断，因不是非制动时的制动控制，则结束本次处理，而如为否定判断，则进入步骤310。

在步骤310，判断例如是否满足驱动轮加载控制的开始条件，例如车轮的滑移率是否在规定值以上。这时，如为肯定判断，则进入步骤320，而如为否定判断，则结束本次处理。

在步骤320，为发挥真空增力器的增力作用，如图57所示，使第1连通控制阀521通电，将变压室513和负压室515的连通切断，同时在步骤330，使第2连通控制阀523通电，将大气压导入变压室513。

这时，由于负压室515导入负压，借助于该负压与大气压的差压使真空增力器2动作，将数bar的低压力供给主缸3。就是说，通过该压力的供给，在油压泵15、15′的吸入侧预先加压，所以使油压泵15、15′在驱动之后可迅速达到排出制动油的状态。

另外，通过该压力的供给，还可以使制动踏板1与活塞9a、9b一起沿图53的箭头A方向移动，将与主储油箱3a的连接流路33a、33b切断。

接着，在步骤340，如图57所示，使SMC阀133、133′通电，将其油压路径封闭，然后在步骤350，使SRC阀1561、562通电，将其油压路径打开。

接着，在步骤360，使电机580通电，起动油压泵15、15′。因此，油压泵15、15′不是从主储油箱3a而是从主缸3分别通过SRC阀1561、562、油压路径73a、73b抽吸制动液，并向通到各轮缸4、5、7、8的油压路径72a、72b排出。

然后，在步骤370，根据车轮的滑移状态，如图57所示，控制增压控制阀31、32、31′、32′减压控制阀33、34、33′、34′，进行通常的驱动轮加载控制，进行本次处理。

这样，在本实施例中，在进行非制动时的制动控制即驱动轮加载控制时，不仅进行在通常的驱动轮加载控制中对车轮施加制动力的动作，即电机580的通电、SMC阀133、133′的通电、SRC阀561、562的通电及对增压控制阀31、32、31′、32′减压控制阀33、34、33′、34′的控制，而且还产生真空增力器2的增力作用。因此，通过对主缸3施加规定的低压力，可以对油压泵15、15′的吸入侧预先进行稍微增压的加压。

因此，在该预先加压的状态下，如使油压泵15、15′起动，则如上述图52所示，能使轮缸压力迅速升高，所以可起到提高驱动轮加载控制的响应性能的作用。

尤其是，在本实施例中，由于能采用不是从主储油箱3a抽吸制动油的结构、而是从主缸3抽吸制动液的结构，所以能使其结构简单化，因此，具有既能提高响应性能又能降低成本的显著效果。

另外，在本实施例中，当由真空增力器2供给压力时，将从储油箱3a到主缸3的流路33a、33b切断，不会有主缸3以外的制动油被导入油压控制回路30′，所以主缸3的耗油量和轮缸4、5、7、8的耗油量一致。因此，可以得到与制动踏板1的踏入位置对应的减速G，所以具有改进驾驶感觉的优点。

在本实施例的控制说明中，为指明在控制中使用的各阀等，举出了控制第1及第2油压配管37a、37b两系统的制动油压的例，但也可以只控制其中一方的制动油压。

在非制动时的制动控制中，当只控制第1、第2油压配管37a、37b之中一个系统的油压配管时，另一系统通过真空增力器2的加压产生着压力，所以特别是用于低压时也不存在问题。此外，在消除轮缸4、5、7、8与轮缸内的制动块的间隙(无用行程)的意义上也是有效的。例如在VSC控制(在行驶中急速转动驾驶盘时能防止车辆横滑以避开障碍物的控制)中，即使通过一个系统的控制防止了旋转，但大多数还要控制另一系统用于防止其后的来回晃动，所以如将另一系统的无用行程消除，这将具有使油压响应性提高的优点。

其次，说明第26实施例。

本实施例的制动控制装置仅真空增力器与上述实施例25不同，其他结构与上述实施例25相同，所以仅就真空增力器进行说明。

如图58(a)所示，在本实施例中使用的真空增力器2，除与上述实施例25相同的第1机动阀5101及第2机动阀5102、以及第1连通控制阀5103及第2连通控制阀5104之外，还在连通负压室5105和负压源的连通路径上设置第3连通控制阀5106，并在连通负压室5105和大气侧的连通路径上设置第4连通控制阀5107。

在开始非制动时的制动控制时，使第1连通控制阀5103通电(闭)、使第2连通控制阀5104通电(开)，同时，使第3连通控制阀5106通电(开)、使第4连通控制阀5107通电(闭)。因此，在负压室5105导入负压的状态下，变压室5108只导入大气压，所以在两室5105、5108之间产生压力差，发挥真空增力器2的增力作用。

这时，在想要瞬时停止真空增力器2的增力作用的情况下，可使第3连通控制阀5106断电(闭)，将负压室5105的负压导入切断，同时使第4连通控制阀5107断电(开)，将大气导入负压室5105。因此，两室5105、5108都变成大气压，压力差不再存在，所以增力作用停止。

另外，如图58(b)所示，在本实施例中使用的真空增力器2，除与上述实施例25相同的第1机动阀5201及第2机动阀5202、以及第1连通控制阀5203及第2连通控制阀5204之外，也可在连通变压室5207和负压源的连通路径上设置第5连通控制阀5206。

在开始非制动时的制动控制时，使第1连通控制阀5203通电(闭)、使第2连通控制阀5204通电(开)，同时，使第5连通控制阀5206断电(闭)。因此，在负压室5205和变压室5207产生压力差，发挥增力作用。

这时，在想要瞬时停止真空增力器2的增力作用的情况下，可使第2连通控制阀52046断电(闭)，将变压室5207的大气压导入切断，同时使第5连通控制阀5206通电(开)，将负压导入变压室5207。因此，两室5205、5207都变成负压，压力差不再存在，所以增力作用停止。

以下，给出第25、26实施例的变形例。

(1)除上述实施例的油压控制回路以外，可采用各种油压控制回路。

(2)在上述实施例中，作为真空增力器举出了利用发动机负压及大气压的例，但作为真空增力器，可采用利用其他压力源的真空增力器。

就是说，为发挥真空增力器的增力作用，只要在变压室导入比负压室高的压力即可，所以可采用产生这种压力差的各种结构。

(3)除上述实施例中给出的增力作用停止方法以外，也可采用在真空增力器的负压室和变压室导入相等压力以停止增力作用的各种结构。

(4)除真空增力器以外，还可采用液压增力器。

(5)在上述实施例中，根据由压力传感器检测出的油压泵吸入侧油压(背压)，控制真空增力器的增力作用的大小，也可将油压泵的背压作为给定压力进行控制。

例如，当油压泵的背压过大时，例如可对设在连通负压室和变压室的连通路径上的第1连通控制阀进行负荷控制，使负压室和变压室的压力差减小，所以增力作用也减小，因此，油压泵的背压也降低。

(6)在上述实施例中，举出了驱动轮加载控制的例，但本发明当然也能适用于制动踏板未踏入时的各种控制，例如VSC控制、或例如防止追尾事故用的自动制动控制等。

Claims (14)

1.一种车辆用制动控制装置，包括：

一个主缸(3)，它根据一个制动踏板(1)的操作而产生主缸压力；

一个轮缸(4，5)，它产生轮缸压力，用于将制动力施加给一个轮(FR，RL)；

一个制动液配管(A)，它将所述主缸与所述轮缸相连通；

一个设置在所述制动液配管上的保持装置(13)，使得所述制动液配管被分为一个在所述主缸压力下在所述主缸和所述保持装置之间输送制动液的第一管路(A1)和一个在所述轮缸压力下在所述所述保持装置和所述轮缸之间输送制动液的第二管路(A2)，当所述制动踏板被释放时，所述保持装置可操作地使所述轮缸压力通常基本上等于所述主缸压力，而所述保持装置能够保持所述轮缸压力高于所述主缸压力；

一个辅助管路，具有一个连接至所述第一管路的导入管路和一个连接至所述第二管路的排出管路；

一个设置在所述辅助管路上的泵(15)，用于经所述导入管路从所述第一管路取入制动液，并且经所述排出管路向所述第二管路排出制动液，

其中，当所述制动踏板被释放并且满足用于启动制动辅助控制的制动踏板的操作和车辆表现的至少其中一个预定条件时，所述泵可操作地与所述保持装置相配合以增加所述轮缸压力至一个高于并且正比于所述主缸压力的值。

2.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，所述保持装置(13)通过部分使制动液从所述第二管路(A2)流回所述第一管路(A1)而保持所述增加的轮缸压力超过并且正比于所述主缸压力，使得当有所述泵(15)从所述第一管路取入并且向所述第二管路排出制动液时，压力从所述轮缸压力衰减至所述主缸压力。

3.根据权利更求2所述的制动控制装置，其特征在于，所述保持装置(13)包括一个具有连通和中断位置的两路阀门，当由所述泵(15)从所述第一管路(A1)取入和向所述第二管路(A2)排出制动液时，该阀门通常处于所述连通位置并且受到控制而以一个占空率在所述连通和中断位置之间切换，使得确定压力衰减的一个比率，用于超过并正比于所述主缸压力地产生所述增加的轮缸压力。

4.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，还包括：

一个单向阀(134)，它平行于所述保持装置(13)地连接在所述第一和第二管路(A1，A2)之间，使得允许制动液仅从所述第一管路(A1)流向所述第二管路(A2)。

5.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，还包括：

一个防抱控制系统(30)，该系统设在所述第二管路(A2)中，包括：

一个压力调整装置(31至34)，用于增加和减小轮缸压力，以使轮由最佳滑移状态；和

一个储液箱(20，140)，用于在所述压力调整装置的一个操作期间存贮从所述轮缸排出的制动液，所述储液箱连接至所述导入管路，

其中，所述泵(15)可操作地减少存贮在所述储液箱中的制动液。

6.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，还包括：

一个制动液控制阀(143，561)，它设置在所述导入管路中，用于调整从所述第一管路(A1)流向所述导入管路的制动液，使得当所述制动踏板(1)被释放时，所述泵(15)可在低于所述主缸压力的压力下取入制动液。

7.根据权利要求5所述的制动控制装置，其特征在于，还包括：

一个开关装置(21，143)，它设置在所述导入管路中，用于根据存贮在所述储液箱中的制动液的量来开关由所述泵(15)从所述储液箱(20，140)取入到所述第一管路(A1)的制动液。

8.根据权利要求7所述的制动控制装置，其特征在于，所述开关装置(21)整体地设置在所述储液箱(20)中，使得所述泵(15)总是从所述储液箱取入制动液，当所述储液箱中存贮的制动液的量低于一个预定值时，所述开关装置允许制动液从所述第一管路(A1)流向所述储液箱，并且当所述储液箱中存贮的制动液的量超过所述预定值时禁止制动液从所述第一管路流向所述储液箱。

9.根据权利要求5所述的制动控制装置，其特征在于，还包括：

一个开关装置(21，143)，它设置在所述导入管路中，用于在所述防抱控制系统的操作期间开关由所述泵(15)从所述储液箱(20，140)取入到所述第一管路(A1)的制动液。

10.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，所述制动踏板(1)的操作和车辆表现的至少其中一个条件是在所述制动踏板的释放期间所述制动踏板的操作量，并且，当所述制动踏板的操作量大于一个预定值时，操作所述泵(15)以使所述轮缸压力增加至高于主缸(3)的值，并且所述保持装置(13)保持所述增加的轮缸压力超过所述轮缸(4，5)。

11.根据权利要求10所述的制动控制系统，其特征在于，所述制动踏板(1)的操作量是所述制动踏板的一个踏入位置、所述制动踏板的一个释放力、一个制动踏板踏入位置的随时间的变量和所述主缸压力的至少其中之一。

12.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，所述制动踏板(1)的操作和车辆表现的至少其中一个条件是所述制动踏板的释放期间的一个与时间无关的物理量，并且，当所述制动踏板的所述与时间无关的物理量大于一个基准值时，操作所述泵以使所述轮缸压力增加至高于主缸(3)的值，并且所述保持装置(13)保持所述增加的轮缸压力超过所述轮缸(4，5)，还有，其中，所述基准值是一个由所述制动踏板的一个与时间相关的操作量和在所述制动踏板的释放期间的车体减速的一个值的至少其中之一所改变的值。

13.根据权利要求12所述的制动控制装置，其特征在于，所述与时间无关的物理量是所述制动踏板(1)的一个踏入位置、所述制动踏板的一个释放力、和所述主缸压力的至少其中之一，并且所述制动踏板的与时间相关的操作量是所述制动踏板踏入位置的一个随时间的变量、所述制动踏板的释放力的一个随时间的变量、和所述主缸压力的一个随时间的变量的至少其中之一。

14.根据权利要求1所述的制动控制装置，其特征在于，所述制动踏板(1)的操作和车辆表现的至少其中一个条件是车体减速，并且，当所述车体减速大于一个预定值时，操作所述泵(15)以使所述轮缸压力增加至高于主缸(3)的值，并且所述保持装置(13)保持所述增加的轮缸压力超过所述轮缸(4，5)。

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