JP2000059907A

JP2000059907A - 電気自動車の制動装置

Info

Publication number: JP2000059907A
Application number: JP11014374A
Authority: JP
Inventors: Toshio Taichi; 利夫太地; Tomoyuki Yoshikawa; 智之吉川; Motomu Hake; 求吐合
Original assignee: Nabco Ltd
Current assignee: Nabco Ltd
Priority date: 1998-06-04
Filing date: 1999-01-22
Publication date: 2000-02-25

Abstract

(57)【要約】【課題】電気自動車の制動装置において、配管系統を
複雑にすることなく、液圧制御のためのアクチュエータ
の個数を削減する。【解決手段】コントロール液圧発生部ＣＶにて、回生
制動力に応じた所定値ΔＰをマスタシリンダ液圧Ｐｍに
付加したコントロール液圧Ｐｃを発生させ、このコント
ロール液圧Ｐｃを制御圧として複数の液圧制御弁ＦＣＶ
及びＲＣＶに供給する。液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ
は、内部に弁（弁体３３４及び弁座３３５）を備え、閉
弁時には液圧制御を行い、開弁により入力側と出力側と
を連通させる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、電気自動車の制動
装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来、ハイブリッド車両を含む電気自動
車用の制動装置としては、例えば特開平５−１６１２１
１号公報（以下、公報１という。）又は特開平７−２６
４７１０号公報（以下、公報２という。）に示されるよ
うに、マスタシリンダからホイールシリンダに至る配管
系統に液圧の伝達を制限する液圧制御弁（差圧弁）を設
けるとともに、この液圧制御弁と一体に、回生制動力に
対応して弁付勢力を付与するアクチュエータ（リニアソ
レノイド）が設けられている。このような構成により、
回生制動力の分だけ液圧制動力を制限して、回生制動力
を有効に利用することができる。

【０００３】また、特開平８−０８０８３８号公報（以
下、公報３という。）、特開平９−３０３４３３号公報
（以下、公報４という。）、又は特開平９−３０３４３
４号公報（以下、公報５という。）には、液圧制御弁と
アクチュエータとを互いに別体とし、アクチュエータに
よって発生させたコントロール圧に基づいて液圧制御弁
の閉弁付勢力を制御する電気自動車の制動装置が示され
ている。このような制動装置においては、１つのアクチ
ュエータによって発生させたコントロール圧を用いて、
複数の液圧制御弁を制御することが可能となる。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】上記公報１及び２の制
動装置は、アクチュエータの付勢力によって直接に液圧
制御弁の閉弁付勢力を変化させるものであるため、配管
系統は比較的簡素である。しかし、例えばＸ配管車両に
おいて、前後輪それぞれに液圧制御弁が配設されている
場合には、その数に対応してアクチュエータを設ける必
要があり、アクチュエータの数を削減することができな
い。これに対して、上記公報３〜５の制動装置は、全体
としてアクチュエータの数を低減させることが可能であ
る。しかしながら、公報３の制動装置は、マスタシリン
ダからホイールシリンダに至る配管系統とは別に、液圧
制御弁の圧力室にパイロット圧としてのマスタシリンダ
液圧を導入する配管が必要になるとともに、通常時にマ
スタシリンダとホイールシリンダとの間を遮断するた
め、別途リザーバに接続する配管が必要になる等の理由
により、配管系統が複雑になる。また、公報４及び５の
制動装置は、液圧制御弁として、常閉型の減圧弁を用い
るために、マスタシリンダとホイールシリンダとを連通
させるバイパス通路が別途必要となる。従って、公報３
〜５の制動装置においては、アクチュエータの数は削減
できるが、その代わりに、配管系統が複雑になる。

【０００５】このように、従来の電気自動車の制動装置
では、アクチュエータの数の削減と、配管系統の複雑化
防止とを両立させることができない。上記のような従来
の問題点に鑑み、本発明は、配管系統を複雑にすること
なく、液圧制御のためのアクチュエータの個数を削減す
ることのできる電気自動車の制動装置を提供することを
目的とする。

【０００６】

【課題を解決するための手段】本発明は、ブレーキ操作
により、駆動輪に設けられた駆動モータの回生制動力を
発生させるとともに、必要な制動力に対する不足分を、
駆動輪又は従動輪に設けられた液圧制動装置により液圧
制動力として発生させる電気自動車の制動装置におい
て、前記回生制動力に対応した所定値△Ｐを増減される
コントロール液圧を発生するコントロール液圧発生部
と、マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けられ、
このマスタシリンダからの入力液圧を開弁付勢力として
受ける入力室と、この入力室と通路を介して連通される
とともに、前記液圧制動装置への出力液圧を閉弁付勢力
として受ける出力室と、前記入力室及び前記出力室に対
して隔離されるとともに、前記コントロール液圧を受け
て閉弁付勢力を発生させる制御室と、前記開弁付勢力及
び前記閉弁付勢力に基づいて前記通路を開閉する弁部と
を有し、前記コントロール液圧を受けて前記通路を閉じ
るとともに、前記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制
御特性に基づいて出力液圧を発生させる液圧制御弁とを
備えたことを特徴とするものである（請求項１）。

【０００７】このように構成された電気自動車の制動装
置において、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって
直接駆動されるものではなく、回生制動力に対応して発
生したコントロール液圧を制御室に受けて制御され、所
定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出
力液圧を発生させるものである。また、液圧制御弁は、
入力室と出力室とを連通する通路を有する構成となって
いる。

【０００８】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁は、開弁方向に付勢するばねを有す
るものであってもよい（請求項２）。この場合、液圧制
御弁は、ばねの付勢に抗する力がない場合には、常に開
弁状態を維持する。また、開弁状態の液圧制御弁は、液
圧制動装置内の液圧を逃がすバイパス通路の役目を果た
す。

【０００９】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁は、液圧制動装置からマスタシリン
ダ側への液流を許容する逆止弁体を有していてもよい
（請求項３）この場合、マスタシリンダからの入力液圧が低下して、
入出力間の圧力差が大きくなると、逆止弁体の作用によ
り、液圧制動装置からマスタシリンダ側へ液の戻りが生
じる。

【００１０】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁は、駆動輪に対応して設けられ、液
圧制御時に入力液圧と同じ割合で出力液圧が昇圧するも
のであってもよい（請求項４）。この場合、液圧制御弁
の出力液圧により、全制動力のうち回生制動力の負担分
を除く、残りの所要制動力が液圧によって負担される。

【００１１】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁は、駆動輪及び従動輪に対応して設
けられ、従動輪に対応する液圧制御弁は、液圧制御時に
入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧するものであっ
てもよい（請求項５）。この場合、回生制動力が付与さ
れない従動輪に対して、入力液圧より高い割合での昇圧
により、回生制動力を考慮して抑制された液圧制動力
が、入力液圧の増加とともに回生制動力を考慮しないレ
ベルに追いつく。

【００１２】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁は、１つのコントロール液圧発生部
に対して２以上設けられてもよい（請求項６）。この場
合、２以上の液圧制御弁が、１つのコントロール液圧発
生部により制御される。

【００１３】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁は、閉弁すると入力液圧と同じ割合
で出力液圧が昇圧する駆動輪用の液圧制御弁と、閉弁す
ると入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧する従動輪
用の液圧制御弁とが、１つのコントロール液圧発生部に
対して設けられたものであってもよい（請求項７）。こ
の場合、駆動輪に関しては、液圧制御弁の出力液圧によ
り、全制動力のうち所定の割合の制動力が液圧によって
負担される。回生制動力が付与されない従動輪に対して
は、入力液圧より高い割合での昇圧により、回生制動力
を考慮して抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加と
ともに回生制動力を考慮しないレベルに追いつく。

【００１４】上記電気自動車の制動装置（請求項７）に
おいて、従動輪用の液圧制御弁は、駆動輪用の液圧制御
弁より、入力液圧の上昇に対して早期に開弁するもので
あってもよい（請求項８）。この場合、従動輪の液圧が
駆動輪の液圧より早期に立ち上がる。

【００１５】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、液圧制御弁と並列に設けられ、出力液圧が前記
液圧制動装置の無効圧に達すると、入力液圧を所定割合
に減圧して出力する液圧比例弁を備えてもよい（請求項
９）。この場合、出力液圧が無効圧に達するまでは、液
圧比例弁による減圧が行われることなく、液圧制動装置
の無効ストロークが詰められる。

【００１６】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、コントロール液圧発生部は、回生制動力に応じ
た駆動力を発生する駆動手段と、この駆動力を受けてコ
ントロール液圧を発生する制御ピストンとを有するもの
であってもよい（請求項１０）。この場合、駆動手段と
制御ピストンとによって、所要のコントロール液圧が発
生する。

【００１７】上記電気自動車の制動装置（請求項１０）
において、駆動手段は、制御ピストンに駆動力を伝達す
る直流モータであってもよい（請求項１１）。この場
合、回生制動力に応じた入力を供給することによって、
モータの駆動力は変化する。従って、駆動力の制御が容
易である。

【００１８】上記電気自動車の制動装置（請求項１０）
において、コントロール液圧発生部は、駆動手段の摺動
抵抗より大きい付勢力を有する制御ピストン戻し機構を
有するものであってもよい（請求項１２）。この場合、
駆動手段の故障等が発生した場合、制御ピストン戻し機
構により、駆動手段の摺動抵抗に打ち勝って制御ピスト
ンが戻される。

【００１９】上記電気自動車の制動装置（請求項１０）
において、コントロール液圧発生部には、コントロール
液圧を検出するための液圧センサが設けられていてもよ
い（請求項１３）。この場合、液圧センサによって、コ
ントロール液圧が直接検出される。また、コントロール
液圧の異常検出により駆動手段の作動を停止させること
ができる。

【００２０】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、コントロール液圧発生部は、ブレーキ操作が行
われると、所定値ΔＰを、そのとき最大限出力可能な回
生制限値に対応する値として、コントロール液圧を発生
させるものであってもよい（請求項１４）。この場合、
液圧制御弁は、所定値ΔＰに基づいて、入力液圧の上昇
初期段階から回生制動力に応じた液圧制御を行う状態と
なる。

【００２１】上記電気自動車の制動装置（請求項１）に
おいて、コントロール液圧発生部は、ブレーキ操作が行
われると、所定値ΔＰが、そのとき最大限出力可能な回
生制限値に対応する値に達するまで、入力液圧の上昇割
合以上の勾配で当該所定値ΔＰを増加させることによ
り、コントロール液圧を発生させるものであってもよい
（請求項１５）。この場合、液圧制御弁は、入力液圧の
上昇初期段階において増加するΔＰに基づいて、液圧制
御特性をシフトさせることにより、液圧制御に応答の遅
れをもたせる。その間に、閉弁が遅延した液圧制御弁を
通じて、液圧制動装置の無効ストロークが詰められる。

【００２２】また、本発明は、ブレーキ操作により、駆
動輪に設けられた駆動モータの回生制動力を発生させる
とともに、必要な制動力に対する不足分を、駆動輪又は
従動輪に設けられた液圧制動装置により液圧制動力とし
て発生させる電気自動車の制動装置において、前記回生
制動力に対応した駆動力を発生する駆動手段と、一方側
でこの駆動力及びマスタシリンダからの入力液圧Ｐｍを
受けて、他方側で前記入力液圧に、前記駆動力に対応す
る所定値△Ｐを付加したコントロール液圧（Ｐｍ＋Δ
Ｐ）を発生する制御ピストンとを有するコントロール液
圧発生部と、前記制御ピストンの他方側に接続され、前
記回生制動力を液圧制動力として発生させる際に必要と
なる液量及び液圧を消費するストローク補償ピストン
と、前記マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けら
れ、前記コントロール液圧を受けて前記マスタシリンダ
と前記液圧制動装置との間の通路を閉じるとともに、前
記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づい
て出力液圧を発生させる液圧制御弁とを備えたことを特
徴とするものであってもよい（請求項１６）。

【００２３】このように構成された電気自動車の制動装
置において、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって
直接駆動されるものではなく、回生制動力に対応して発
生したコントロール液圧を制御室に受けて制御され、所
定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出
力液圧を制御するものである。また、液圧制御弁は、入
力室と出力室とを連通する通路を有する構成となってい
る。一方、ストローク補償ピストンは、回生制動時のブ
レーキストロークを消費する。回生制動力が失効する
（故障を含む）に伴って前記駆動力が低減されると、制
御ピストンが他側のコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）に
より戻される。制御ピストンが戻されると、ストローク
補償ピストンもこれに追従して、制御ピストン側の液量
がマスタシリンダ側に戻され、この液量が液圧制動装置
に供給される。

【００２４】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）
において、ストローク補償ピストンは、最大回生制動力
相当の液量を消費すると、フルストロークに達するもの
であってもよい（請求項１７）。この場合、回生制動力
が最大の場合にストローク補償ピストンがフルストロー
クとなって、ボトミング圧に達する。

【００２５】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）
において、ストローク補償ピストンは、液量調節機構を
有するものであってもよい（請求項１８）。この場合、
液量調節機構により任意の液量を設定することが可能に
なる。

【００２６】上記電気自動車の制動装置（請求項１８）
において、ストローク補償ピストンは、液圧制御弁によ
って制御される液圧制動装置の数、及び、その液量消費
特性に基づいて補償量を決定されるものであってもよい
（請求項１９）。この場合、液圧制動装置の数や液量消
費特性に応じた補償液量で、適切な補償がなされる。

【００２７】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）
において、ストローク補償ピストンは、コントロール液
圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を受けるとともに、マスタシリンダか
らの入力液圧Ｐｍを受けて、その差圧ΔＰを出力する差
圧ピストンを有し、この差圧ピストンの出力側に、当該
差圧ΔＰに基づいて回生制動力を液圧制動力として発生
させる際に必要となる液量及び液圧を消費すべく作動す
る補償ピストンを有するものであってもよい（請求項２
０）。この場合、差圧ピストンは、コントロール液圧Ｐ
ｃからマスタシリンダ液圧Ｐｍを除去した差圧ΔＰを出
力する。一方、補償ピストンは、このΔＰのみによって
駆動され、回生制動力を液圧制動力として発生させる際
に必要となる液量及び液圧を消費すべく作動する。こう
して、補償ピストンはマスタシリンダ液圧Ｐｍの影響を
直接受けることなく、ΔＰのみによって作動するので、
回生制動力が使用されない場合に補償ピストンが動作す
ることによる不要なストローク補償動作が防止される。

【００２８】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）
において、コントロール液圧発生部の前記駆動手段は、
直流モータであってもよい（請求項２１）。この場合、
回生制動力に応じた入力を供給することによって、モー
タの駆動力を容易に、かつ、自在に変化させることがで
きる。

【００２９】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）
において、コントロール液圧発生部の制御ピストンは、
一方側と他方側とを連通させる貫通路と、この貫通路を
作動時に閉じる弁体とを有するものであってもよい（請
求項２２）。この場合、貫通路を通って所定の液量が制
御ピストンの他方側に供給される。

【００３０】

【発明の実施の形態】図１７は、本発明の一実施形態に
よる電気自動車の制動装置の構成を示す図である。図に
おいて、ブレーキペダル１にはマスタシリンダ２が接続
されており、このマスタシリンダ２は、一対の液圧制御
弁ユニット３と接続されている。図の左側の液圧制御弁
ユニット３は、コントロール液圧発生部ＣＶ、前輪用の
液圧弁装置ＦＶ、後輪用の液圧弁装置ＲＶ、及び、液圧
センサＣＳを備えている。液圧弁装置ＦＶ及びＲＶは、
それぞれ、前輪左側車輪用の液圧制動装置４ＦＬ及び後
輪右側用の液圧制動装置４ＲＲと接続されている。図の
右側の液圧制御弁ユニット３も同様に構成され、液圧弁
装置ＦＶ及びＲＶは、それぞれ、前輪右側車輪用の液圧
制動装置４ＦＲ及び後輪左側用の液圧制動装置４ＲＬと
接続されている。すなわち、このブレーキ配管形態は、
Ｘ配管である。マスタシリンダ２から図１７の右側の液
圧制御弁ユニット３に至る経路上には液圧センサＭＳが
設けられている。この電気自動車は、前輪５ＦＬ及び５
ＦＲを駆動輪、後輪５ＲＬ及び５ＲＲを従動輪とする前
輪駆動車であり、前輪５ＦＬ及び５ＦＲには駆動モータ
６が接続されている。

【００３１】ブレーキコントローラ７は、上述の各液圧
センサＭＳ、ＣＳ（一対）、並びに、ブレーキペダル２
が踏まれたことを検知するブレーキスイッチ８からの信
号を受け取り、各コントロール液圧発生部ＣＶに対して
駆動信号を出力する。ブレーキコントローラ７と接続さ
れたシステムコントローラ９は、インバータ１０を制御
し、駆動モータ６はこのインバータ１０によって、任意
の速度で駆動される。また、駆動モータ６は、電力の回
生により回生制動力を前輪５ＦＬ及び５ＦＲに作用させ
る。なお、上記のようなＸ配管構成を有する制動装置に
おいては、一系統の配管の故障時に他系統の配管によ
り、前輪の一方及び後輪の一方が制動され、バランスを
崩すことなく、車両を停止させることができる。

【００３２】次に、上記液圧制御弁ユニット３の構成に
ついて詳細に説明する。図１及び図２は、液圧制御弁ユ
ニット３の横断面図であり、図１は最大回生制動時の状
態を、図２は回生制動がオフの状態を、それぞれ示して
いる。図２に示す回生制動がオフの状態とは、例えば、
充分な回生制動力が得られない場合や、回生制動系統に
何らかの故障が発生した場合の状態であり、このとき
は、ブレーキコントローラ７（図１７）からコントロー
ル液圧発生部ＣＶには駆動信号が与えられていない。

【００３３】図２において、液圧制御弁ユニット３は、
中心部に存在するコントロール液圧発生部ＣＶと、その
上方及び下方にそれぞれ設けられている前輪の液圧弁装
置ＦＶ及び後輪の液圧弁装置ＲＶとによって構成されて
いる。前輪の液圧弁装置ＦＶは、外側に配置された液圧
比例弁ＦＰＶと内側に配置された液圧制御弁ＦＣＶとに
よって構成されている。液圧制御弁ＦＣＶと液圧比例弁
ＦＰＶとは、互いに並列に接続されており、入力及び出
力は共通である。同様に、後輪の液圧弁装置ＲＶは、外
側に配置された液圧比例弁ＲＰＶと内側に配置された液
圧制御弁ＲＣＶとによって構成されている。液圧制御弁
ＲＣＶと液圧比例弁ＲＰＶとは、互いに並列に接続され
ており、入力及び出力は共通である。

【００３４】図４は、図２からコントロール液圧発生部
ＣＶのみを抜き出して示した図である。図２を参照した
図４において、コントロール液圧発生部ＣＶは、シリン
ダ３０１の内部に制御ピストン３０２を有する。この制
御ピストン３０２は、軸方向（図の左右方向）に移動可
能に支持され、かつ、機械的駆動手段によって駆動され
る。当該コントロール液圧発生部ＣＶは、回生制動力を
パラメータとして、入力ポート３０１ａに供給されるマ
スタシリンダ液圧Ｐｍに応じた制御圧Ｐｃを、出力ポー
ト３０１ｂに提供する装置である。

【００３５】上記制御ピストン３０２の左端部には、中
央部に孔３０３ａが形成されたばね受け座３０３が装着
されている。制御ピストン３０２は、このばね受け座３
０３と、シリンダ３０１に螺着された取付蓋３０４との
間に保持されたリターンスプリング３０５によって右方
向に付勢される。リターンスプリング３０５を収容する
シリンダ３０１内の液室Ｑ１は、出力ポート３０１ｂと
連通している。制御ピストン３０２の内部には、入力ポ
ート３０１ａに連通し、ピン３０６が遊挿された孔３０
２ａと、この孔３０２ａから軸方向に穿設された軸孔３
０２ｂと、この軸孔３０２ｂを介して孔３０２ａと連通
した弁室３０２ｃと、右端側に穿設された嵌合穴３０２
ｄとが設けられている。

【００３６】上記弁室３０２ｃには、ばね３０７により
図の右方向に付勢された弁体３０８が設けられ、この弁
体３０８の支軸であるロッド３０９が軸孔３０２ｂに挿
通されている。図示の状態では、ロッド３０９の右端が
ピン３０６に当接して左方向に押されていることによ
り、弁体３０８はばね３０７に抗して、制御ピストン３
０２に対して左方向に移動している。この結果、弁体３
０８は弁室３０２ｃの右端側壁面から離反している。す
なわち、弁体３０８と弁室３０２ｃの右端側壁面を弁座
とする弁は開弁状態である。取付蓋３０４は、その中心
部に液圧センサＣＳが埋設されている。この液圧センサ
ＣＳは、取付蓋３０４の中心軸方向に形成された孔３０
４ａを通じて液室Ｑ１と連通している。従って、液圧セ
ンサＣＳは出力ポート３０１ｂの液圧すなわち、コント
ロール液圧Ｐｃを検出する。なお、このようにコントロ
ール液圧Ｐｃを直接検出することは、正確にコントロー
ル液圧Ｐｃを把握できるとともに、圧力の異常が検出さ
れた場合は、制御ピストン３０２の作動を停止させるこ
とにより、フェールセーフを確保することができる点で
好ましい。

【００３７】コントロール液圧発生部ＣＶの右側には、
モータ（ＤＣモータ）３１０と、このモータ３１０の回
転軸に、スラスト軸受３１１を介して接続された主軸３
１２と、この主軸３１２とボールねじを構成し、円柱状
部３１３ａと縦長の鍔部３１３ｂとを有するナット部材
３１３と、ナット部材３１３の回転を防ぐため鍔部３１
３ｂと係合した回り止め部材３１４とが設けられてい
る。ナット部材３１３の円柱状部３１３ａは、制御ピス
トン３０２の嵌合穴３０２ｄに摺動自在に嵌合してい
る。モータ３１０は、供給された電流に応じた回転トル
クで主軸３１２を回転させ、これによりナット部材３１
３は図の左方向に前進する。前述のように、図２及び図
４に示す状態においては、モータ３１０に駆動信号が与
えられていないため、ナット部材３１３は右端位置にあ
る。従って、制御ピストン３０２には、モータ３１０の
回転トルクによる左方向への力が付与されていない。な
お、ナット部材３１３は、モータ３１０の回転トルクに
よる前進方向への力と、これに対抗するリターンスプリ
ング３０５のばね力等とのバランスにより、回転トルク
に応じた位置まで制御ピストン３０２を押し込む。一
方、回転トルクが失われると、ナット部材３１３は、リ
ターンスプリング３０５のばね力を受けて迅速に元の位
置に戻る。

【００３８】一方、図３に示すように、制御ピストン３
０２の摺動方向と直交するシリンダ３０１の上部側に、
ストローク補償ピストンを構成する補償ピストン３１５
が図の上下方向に所定範囲で摺動自在に設けられてい
る。補償ピストン３１５の下端部は液室Ｑ１に面してお
り、液室Ｑ１の液圧を受ける。補償ピストン３１５は、
ばね３１６を介して取付蓋３１７を螺着することによ
り、シリンダ３０１内に封止されている。取付蓋３１７
はロックナット３１８により固定されており、従って、
上下方向に任意の位置で固定される。取付蓋３１７の固
定位置により、補償ピストン３１５の端部との隙間Ｇが
変化する。この隙間Ｇは、補償ピストン３１５のストロ
ークを決定するため、取付蓋３１７の固定位置に応じて
補償液量を調整することが可能である。補償液量は、液
圧制動装置の種類や数に対応して調整される。なお、補
償液量は回生制動力に相当するものであるため、上記の
ような可調整の構成は、どのような回生制動力にも対応
することができる点で好適である。

【００３９】図５は、図２から前輪側の液圧比例弁ＦＰ
Ｖのみを抜き出して示した図である。なお、後輪側の液
圧比例弁ＲＰＶも構造は同様である。図２を参照した図
５において、シリンダ３０１内に設けられたピストン穴
３０１ｃには、ピストン３２１が軸方向に摺動自在に嵌
挿され、栓部材３２２によって封止されている。ピスト
ン３２１の外周には凹部３２１ａが形成され、ピストン
穴３０１ｃとの間に液室Ｑ２を形成している。また、ピ
ストン３２１の左端側内部には、ばね受け部３２１ｂ及
び連絡孔３２１ｃが形成されている。このばね受け部３
２１ｂ内の液室Ｑ３は、連絡孔３２１ｃを通じて液室Ｑ
２と連通している。ばね受け部３２１ｂには、ばね３２
３が装填され、弁体（逆止弁体）３２４は栓部材３２２
に当接した状態で、ばね３２３によって左方向に付勢さ
れている。ピストン３２１の左端部には略円筒状の弁座
３２５が取り付けられ、この弁座３２５を弁体３２４の
円柱部３２４ｂが貫通している。

【００４０】上記弁座３２５の右端面に弁体３２４のテ
ーパ部３２４ａが押しつけられた状態が閉弁状態であ
り、これらが互いに離反した状態が開弁状態である。弁
体３２４の円柱部３２４ｂの外周面と弁座３２５の内周
面との間には隙間があり、液の流通が可能である。ま
た、弁座３２５の側面には通孔３２５ａが形成されてい
る。開弁状態では、液室Ｑ３は、上記隙間と通孔３２５
ａを介してピストン３２１の左端側に形成された液室Ｑ
４と連通する。

【００４１】ピストン３２１は、右端側でばね３２６に
よって左方向に付勢され、上記ばね３２３によって右方
向に付勢されている。液圧が付与されない状態では、ピ
ストン３２１は、２つのばね３２６及び３２３の力のバ
ランスがとれた位置にあり、開弁している。マスタシリ
ンダ液圧Ｐｍが供給されるシリンダ３０１の入力ポート
３０１ｄは、上記液室Ｑ２に連通し、液室Ｑ２は後述す
る液圧制御弁ＦＣＶの入力ポート３０１ｆと連通してい
る。また、ホイールシリンダ圧Ｐｗを出力する出力ポー
ト３０１ｅは、上記液室Ｑ４と連通し、液室Ｑ４は後述
する液圧制御弁ＦＣＶの出力ポート３０１ｇと連通して
いる。

【００４２】図６は、図２から前輪側の液圧制御弁ＦＣ
Ｖのみを抜き出して示した図である。なお、後輪側の液
圧制御弁ＲＣＶも構造は同様である。図２を参照した図
６において、シリンダ３０１内に設けられたピストン穴
３０１ｈには、ピストン３３１が軸方向に摺動自在に嵌
挿され、栓部材３３２によって封止されている。ピスト
ン３３１の右端部とシリンダ３０１との間には液室Ｑ５
（入力室）が、また、ピストン３３１の左端部とシリン
ダ３０１との間には液室Ｑ６（出力室）が、それぞれ形
成されている。液室Ｑ５は、入力ポート３０１ｆ及び、
コントロール液圧発生部ＣＶの入力ポート３０１ａと連
通している。液室Ｑ６は、出力ポート３０１ｇと連通し
ている。また、ピストン３３１の外周の一部とシリンダ
３０１との間には、上記液室Ｑ５及びＱ６とは隔離され
た液室Ｑ７（制御室）が形成され、この液室Ｑ７はコン
トロール液圧発生部ＣＶの出力ポート３０１ｂと連通し
ている。

【００４３】ピストン３３１の内部には、連絡孔３３１
ａと、これに連通したばね受け部３３１ｂとによって、
中心軸部分を貫通した通路が形成されている。ばね受け
部３３１ｂには、ばね３３３が装着され、弁体３３４
（逆止弁体）はシリンダ３０１に当接した状態で、ばね
３３３によって左方向に付勢されている。ピストン３３
１の左端部には略円筒状の弁座３３５が取り付けられ、
この弁座３３５を弁体３３４の円柱部３３４ｂが貫通し
ている。

【００４４】上記弁座３３５の右端面に弁体３３４のテ
ーパ部３３４ａが押しつけられた状態が閉弁状態であ
り、これらが互いに離反した状態が開弁状態である。弁
体３３４の円柱部３３４ｂの外周面と弁座３３５の内周
面との間には隙間があり、液の流通が可能である。ま
た、弁座３３５の側面には通孔３３５ａが形成されてい
る。開弁状態では、上記液室Ｑ５及びＱ６は、上記連絡
孔３３１ａ、ばね受け部３３１ｂ、上記隙間及び通孔３
３５ａを介して互いに連通している。

【００４５】ピストン３３１は、右端側でばね３３６に
よって左方向に付勢され、上記ばね３３３によって右方
向に付勢されている。液圧が付与されない状態では、ピ
ストン３３１は、２つのばね３３６及び３３３の力のバ
ランスがとれた図示の位置にあり、開弁している。この
ように、いわゆるノーマルオープンの弁であることは、
異常時に液圧制動力の発生を妨げないため、フェイルセ
ーフの点から好ましい。また、液圧制動装置４ＲＲ、４
ＦＬ、４ＦＲ及び４ＲＬからマスタシリンダ２側への液
の戻りを許容するバイパス通路の役目をも果たすため、
別途バイパス通路を設ける必要がない。上記液室Ｑ７
は、コントロール液圧発生部ＣＶの出力ポート３０１ｂ
と連通しており、コントロール液圧Ｐｃを受ける。

【００４６】次に、上記のように構成されたコントロー
ル液圧発生部ＣＶ、液圧比例弁ＦＰＶ（ＲＰＶ）及び液
圧制御弁ＦＣＶ（ＲＣＶ）における、それぞれのピスト
ンにかかる力の釣り合いに基づく液圧制御（ミータリン
グ）動作について説明する。図１は、最大回生制動時の
液圧制御弁ユニット３の状態を示す断面図である。ま
ず、コントロール液圧発生部ＣＶの動作について説明す
る。図７は、図１からコントロール液圧発生部ＣＶのみ
を抜き出して示した図である。図１を参照した図７にお
いて、モータ３１０の回転によりナット部材３１３が左
方向に前進する。従って、ナット部材３１３の鍔部３１
３ｂにより制御ピストン３０２は左に押され、所定距離
移動している。この結果、ロッド３０９がピン３０６か
ら離れ、弁体３０８はばね３０７の付勢を受けて弁室３
０２ｃの右端側壁面に当接している。すなわち、コント
ロール液圧発生部ＣＶは閉弁状態にある。

【００４７】上記の状態のコントロール液圧発生部ＣＶ
において、ばね受け部３０３の外径をＤｃ１、ばね受け
部３０３の内径をＤｓ、入力ポート３０１ａ側における
制御ピストン３０２の受圧最大径をＤｍ、制御ピストン
３０２のマスタシリンダ液圧受入部での直径をＤｐとす
ると（図７中の各記号参照。）、コントロール液圧Ｐｃ
にかかわる制御ピストン３０２の左端部側の受圧面積Ｓ
ｃ１は、Ｓｃ１＝（π／４）・（Ｄｃ１^２−Ｄｓ^２）．．．（１）で表される。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対する制
御ピストン３０２の右端部側の受圧面積Ｓｍは、Ｓｍ＝（π／４）・（Ｄｍ^２−Ｄｐ^２−Ｄｓ^２）．．．（２）で表される。

【００４８】ここで、Ｓｃ１＝Ｓｍとなるように、Ｄｃ
１、Ｄｓ、Ｄｍ及びＤｐの各値を設定しておく。すなわ
ち、式（１）及び（２）より、（Ｄｃ１^２−Ｄｓ^２）＝（Ｄｍ^２−Ｄｐ^２−Ｄｓ^２）とおいて、これをＤｍについて解くと、Ｄｍ＝（Ｄｃ１^２＋Ｄｐ^２）^１／２．．．（３）となるので、この式（３）の関係を保つことにより、Ｓ
ｃ１＝Ｓｍの関係が得られる。

【００４９】一方、リターンスプリング３０５のばね力
をＦｓ、制御ピストン３０２の摺動抵抗をｆ（＜Ｆ
ｓ）、モータ３１０による制御ピストン３０２を左方向
に押す力をＦとすると、制御ピストン３０２にかかる力
の釣り合いの関係により、Ｓｃ１・Ｐｃ＋Ｆｓ＋ｆ＝Ｓｍ・Ｐｍ＋Ｆ．．．（４）が成り立つ。これにより、Ｐｃ＝（Ｓｍ／Ｓｃ１）・Ｐｍ＋｛（Ｆ−Ｆｓ−ｆ）／Ｓｃ１｝．．(５）となる。ここで、上記Ｓｃ１＝Ｓｍの関係より、（Ｓｍ
／Ｓｃ１）＝１であるから、ΔＰ＝｛（Ｆ−Ｆｓ−ｆ）
／Ｓｃ１｝とおくと、Ｐｃ＝Ｐｍ＋ΔＰ．．．（６）と表される。ここで、ΔＰを決定する要素のうち、Ｆ
ｓ、ｆ及びＳｃ１は定数若しくは略一定数であり、残る
Ｆは、ブレーキコントローラ７（図１７）から与えられ
るモータ３１０の駆動信号に依存する。すなわち、その
時点で発生可能な回生制動力に応じてΔＰが変化し、コ
ントロール液圧Ｐｃが変化する。このコントロール液圧
Ｐｃは、出力ポート３０１ｂを通じて、前輪側の液圧制
御弁ＦＣＶ及び後輪側の液圧制御弁ＲＣＶに供給され、
マスタシリンダ液圧Ｐｍとの関係で、これらの弁を制御
する。こうして、単一のコントロール液圧発生部ＣＶか
ら生じたコントロール液圧Ｐｃは、２つの液圧制御弁Ｆ
ＣＶ及びＲＣＶに対して、いわば共通の「アクチュエー
タ」として作用する。なお、上記リターンスプリング３
０５のばね力Ｆｓと、制御ピストン３０２の摺動抵抗を
ｆとが、ｆ＜Ｆｓの関係にあることは、制御ピストン３
０２の駆動機構に故障が発生した場合に、摺動抵抗が原
因となってコントロール液圧Ｐｃの残圧が生じることを
防止する効果がある。

【００５０】ブレーキコントローラ７は、マスタシリン
ダ液圧Ｐｍに応じて、発生させるべき回生制動力を決定
し、決定した回生制動力に応じた駆動信号をモータ３１
０に与える。この駆動信号により、ΔＰが決まる。図１
４は、ΔＰが終始一定の、コントロール液圧発生パター
ンの例である。すなわち、ブレーキ操作が行われると、
マスタシリンダ液圧Ｐｍが立ち上がる前から一定のΔＰ
が与えられ、コントロール液圧Ｐｃは、常にマスタシリ
ンダ液圧Ｐｍより所定値ΔＰ大きい。このΔＰは、その
とき最大限出力可能な回生制限値に対応する値である。

【００５１】次に、液圧比例弁ＦＰＶの閉弁状態におけ
る液圧制御動作について説明する。図８は、図１から前
輪側の液圧比例弁ＦＰＶのみを抜き出して示した図であ
り、当該状態は閉弁状態（厳密には閉弁と開弁とを高速
に繰り返す臨界的状態である。）である。図８におい
て、ピストン３２１におけるホイールシリンダ液圧Ｐｗ
の受圧最大径をＤｗ、弁座３２５の内径をＤｓ、ピスト
ン３２１の凹部３２１ａの外径をＤｍとすると、ホイー
ルシリンダ液圧Ｐｗにかかわるピストン３２１の左端部
側の受圧面積Ｓｗは、Ｓｗ＝（π／４）・（Ｄｗ^２−Ｄｓ^２）．．．（７）で表される。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するピ
ストン３２１の右端部側の受圧面積Ｓｍは、Ｓｍ＝（π／４）・（Ｄｗ^２−Ｄｍ^２−Ｄｓ^２）．．．（８）で表される。

【００５２】一方、ばね３２６のばね力をＦｓ、ピスト
ン３２１の摺動抵抗をｆとすると、ピストン３２１にか
かる力の釣り合いの関係により、Ｓｗ・Ｐｗ＝Ｓｍ・Ｐｍ＋Ｆｓ＋ｆ．．．（９）が成り立つ。ここで、左辺は閉弁付勢力を表し、右辺は
開弁付勢力を表す。これにより、Ｐｗ＝（Ｓｍ／Ｓｗ）・Ｐｍ＋｛（Ｆｓ＋ｆ）／Ｓｗ｝．．．（１０）となる。ここで、Ｓｍ／Ｓｗ＝Ｋ１（定数）とおくと、Ｐｗ＝Ｋ１・Ｐｍ＋｛（Ｆｓ＋ｆ）／Ｓｗ｝．．．（１１）と表される。すなわち、式（１１）は、マスタシリンダ
液圧Ｐｍに対するホイールシリンダ液圧Ｐｗが１次方程
式の形で表され、（Ｆｓ＋ｆ）／Ｓｗを切片とする勾配
Ｋ１の直線で表されることを示している。ここで、切片
の値及び勾配Ｋ１の値は、いずれも正の一定値である。
Ｋ１として設定される値は、例えば０．１であり、直線
の勾配は小さい。

【００５３】次に、液圧制御弁ＦＣＶの閉弁状態におけ
る液圧制御動作について説明する。図９は、図１から前
輪側の液圧制御弁ＦＣＶのみを抜き出すとともに、これ
を閉弁状態（厳密には閉弁と開弁とを高速に繰り返す臨
界的状態である。）とした図である（なお、図１は開弁
状態である。）。図９において、ホイールシリンダ液圧
Ｐｗに対するピストン３３１の受圧最大径をＤｗ、コン
トロール液圧Ｐｃの受圧にかかわるピストン３３１の最
小径をＤｃ、最大径をＤｍ（マスタシリンダ液圧Ｐｍの
受圧にかかわる最大径と同一）、弁座３３５の内径をＤ
ｓとすると、ホイールシリンダ液圧Ｐｗにかかわるピス
トン３３１の左端部側の受圧面積Ｓｗは、Ｓｗ＝（π／４）・（Ｄｗ^２−Ｄｓ^２）．．．（１２）で表される。また、コントロール液圧Ｐｃに対するピス
トン３３１の受圧面積Ｓｃは、Ｓｃ＝（π／４）・（Ｄｍ^２−Ｄｃ^２）．．．（１３）で表される。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するピ
ストン３３１の右端部側の受圧面積Ｓｍは、Ｓｍ＝（π／４）・（Ｄｍ^２−Ｄｓ^２）．．．（１４）で表される。

【００５４】一方、ばね３３６のばね力をＦｓ、ピスト
ン３３１の摺動抵抗をｆとすると、ピストン３３１にか
かる力の釣り合いの関係により、Ｓｗ・Ｐｗ＋Ｓｃ・Ｐｃ＝Ｓｍ・Ｐｍ＋Ｆｓ−ｆ．．．（１５）が成り立つ。ここで、左辺は閉弁付勢力を表し、右辺は
開弁付勢力を表す。これに、式（６）のＰｃを代入する
と、Ｐｗ＝｛（Ｓｍ−Ｓｃ）／Ｓｗ｝・Ｐｍ＋｛（Ｆｓ−ｆ−Ｓｃ・ΔＰ）／Ｓｗ｝．．．（１６）となる。ここで、（Ｓｍ−Ｓｃ）／Ｓｗ＝Ｋ２（定数）
とおくと、Ｐｗ＝Ｋ２・Ｐｍ＋｛（Ｆｓ−ｆ−Ｓｃ・ΔＰ）／Ｓｗ｝．．．（１７）となる。すなわち、式（１７）は、マスタシリンダ液圧
Ｐｍに対するホイールシリンダ液圧Ｐｗが、１次方程式
で表され、（Ｆｓ−ｆ−Ｓｃ・ΔＰ）／Ｓｗを切片とす
る勾配Ｋ２の直線で表されることを示している。この勾
配Ｋ２は正の一定値であり、通常１．０以上の値に設定
される。一方、切片の値は、ΔＰ（＝Ｐｃ−Ｐｍ）によ
り変動し、一定値ではない。このようにして切片にΔＰ
が含まれることにより、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対す
るホイールシリンダ液圧Ｐｗの液圧制御特性にΔＰがパ
ラメータとして関与し、ホイールシリンダ液圧Ｐｗは回
生制動力の影響を受ける。

【００５５】なお、上記の液圧比例弁及び液圧制御弁に
関する説明は、前輪側のものについて行ったが、後輪側
の液圧比例弁ＲＰＶ及び液圧制御弁ＲＣＶについても、
同様である。但し、式（１１）及び（１７）におけるＫ
１及びＫ２の各値、並びに、当該式における切片の値
は、駆動輪であるか否かや液圧制動装置の種類を考慮し
て、前輪側と後輪側とで互いに独立して設計される。

【００５６】図１２は、上記の液圧制御弁ユニット３に
おける、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対する前輪側のホイ
ールシリンダ液圧Ｐｗの特性を示すグラフである。図に
おいて、原点（０，０）を通過する勾配１の直線（破線
で示す。）は、マスタシリンダ液圧Ｐｍとホイールシリ
ンダ液圧Ｐｗとが等しい特性を示しており、回生制動が
オフ又は故障のときは、この特性に従ってホイールシリ
ンダ液圧Ｐｗが発生する。これに対して、実線で示す折
れ線グラフ部分が本実施形態の液圧制御弁ユニット３に
よって提供される前輪（駆動輪）の液圧特性である。

【００５７】上記折れ線グラフによる特性は、式（１
１）によって表される勾配Ｋ１（この場合、０．１）の
直線と、式（１７）によって表される勾配Ｋ２（この場
合１．０）の直線とをグラフ上で重ね、Ｐｍに対しての
Ｐｗが大きい方の特性（すなわち、グラフ上で上方にあ
る方）をとり、かつ、出力であるＰｗは入力であるＰｍ
を越えないという関係から描かれている。具体的には、
原点から折れ点Ｐ１までは、Ｐｗ＝Ｐｍの関係でホイー
ルシリンダ液圧Ｐｗが増加する。続いて、折れ点Ｐ１か
ら折れ点Ｐ２までは、前述の式（１１）に従って勾配Ｋ
１で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが微増する。折れ点Ｐ
２以降は、前述の式（１７）に従って勾配Ｋ２で、ホイ
ールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。

【００５８】次に、図１２に示した特性を、制動装置の
各部の動作に対応させて具体的に説明する。まず、図１
２に示す前輪側の特性に関して図１〜図９及び図１７を
参照して説明する。なお、回生制動力は最大値を提供可
能であり、コントロール液圧発生パターンは図１４に示
すパターンであるとする。このとき、ブレーキ操作が行
われる前の液圧制御弁ユニット３は、図２に示す状態に
あり、コントロール液圧発生部ＣＶ、液圧制御弁ＦＣ
Ｖ、及び、液圧比例弁ＦＰＶの各弁はすべて開弁状態に
ある。

【００５９】ここで、ブレーキ操作が行われると、図１
７におけるブレーキスイッチ８が動作して検出信号がブ
レーキコントローラ７に送られる。また、ブレーキペダ
ル１の踏み込みに応じてマスタシリンダ２からマスタシ
リンダ液圧Ｐｍが出力され、液圧制御弁ユニット３に供
給される。マスタシリンダ液圧Ｐｍは、液圧センサＭＳ
によって検出され、検出信号がブレーキコントローラ７
に送られる。ブレーキコントローラ７及びシステムコン
トローラ９は、受け取った検出信号に応じて回生制動を
開始する。また、ブレーキコントローラ７は、回生制動
指令量に基づいて、モータ電流をコントロール液圧発生
部ＣＶのモータ３１０（図２）に供給する。これにより
モータ３１０が駆動され、ナット部材３１３が前進して
制御ピストン３０２を押すことにより、コントロール液
圧発生部ＣＶは閉弁状態となる。

【００６０】閉弁により、コントロール液圧発生部ＣＶ
は、前述の式（６）に基づいて、コントロール液圧Ｐｃ
を発生させる。ここで、モータ電流は、式（６）におけ
るΔＰが、その時点における最大限出力可能な回生制限
値ＲＢmaxに対応する値となるように、最初から一定の
値で与えられる（図１４参照）。従って、モータ３１０
により駆動されたナット部材３１３は、回生制限値ＲＢ
maxに対応する力Ｆで制御ピストン３０２を押し込む。
この力Ｆに応じて、所定値ΔＰ（＝｛（Ｆ−Ｆｓ−ｆ）
／Ｓｃ１｝）が決まり、コントロール液圧Ｐｃが式
（６）に基づいて発生する。なお、コントロール液圧Ｐ
ｃにより、補償ピストン３１５が押し込まれる。補償ピ
ストン３１５（図３）は、最大回生制動力発生時にボト
ミングして、ギャップＧが０となる。補償ピストン３１
５がボトミングすると、制御ピストン３０２もそれ以上
押し込まれることはなく、その位置で停止する。これ
は、最大回生制動力を液圧制動力として発生させたなら
ば消費されるであろう液量及び液圧を模擬的に吸収した
状態である。

【００６１】液圧比例弁ＦＰＶの液圧制御特性は式（１
１）に示すように、回生制動力には無関係であり、勾配
Ｋ１の直線は最初から決まっている。また、マスタシリ
ンダ液圧Ｐｍが０のときは、開弁状態である。従って、
ブレーキ操作によってマスタシリンダ液圧Ｐｍが立ち上
がると、ホイールシリンダ液圧（出力液圧）Ｐｗも同値
で立ち上がる。液圧比例弁ＦＰＶにおいて、閉弁付勢力
と開弁付勢力とが互いに釣り合っている状態は、勾配Ｋ
１の直線の左方への延長線（図示せず）上にある（Ｐ
ｍ,Ｐｗ）について得られるが、原点から折れ点Ｐ１ま
での間においては、このＫ１勾配の直線の延長線より、
Ｐｗ＝Ｐｍの直線が下方にある。これは、閉弁付勢力と
開弁付勢力とが互いに釣り合っているＫ１勾配直線上の
状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に低
いことを示す。従って、このときの液圧比例弁ＦＰＶに
おいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より小さく、開弁状
態が維持される。この動作は、図１２に示す特性の原点
から折れ点Ｐ１までに相当する。

【００６２】一方、液圧制御弁ＦＣＶは、上記所定値Δ
Ｐが決まることにより、式（１７）が確定するので、図
１２の勾配Ｋ２の直線が決まる。従って、マスタシリン
ダ液圧Ｐｍが上昇する前から、折れ点Ｐ２の位置（回生
制動力最大のときは、Ｐｍ＝３０ｋｇｆ／ｃｍ^２となる
位置）が確定している。このことは、液圧制御弁ＦＣＶ
を早期に液圧制御状態にする意義がある。従って、液圧
制御弁ＦＣＶは、当初は開弁状態にあるが、コントロー
ル液圧Ｐｃを受けて、すぐに閉弁状態となる。

【００６３】マスタシリンダ液圧Ｐｍが、折れ点Ｐ１に
相当する値を越えると、勾配Ｋ１の直線とＰｗ＝Ｐｍの
直線との上下関係が逆転する。従って、これ以降は、液
圧比例弁ＦＰＶの閉弁付勢力と開弁付勢力とがつりあっ
た状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に
高い状態となろうとする。従って、このときの液圧比例
弁ＦＰＶにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より大き
くなり、閉弁状態になる。閉弁により、液圧比例弁ＦＰ
Ｖは、式（１１）に基づいて、入力に対して出力を制御
する液圧制御状態となる。従って、ホイールシリンダ液
圧Ｐｗは、勾配Ｋ１の直線に沿って、液圧がほとんど上
昇しない状態となる。こうして、液圧制動は抑制され
る。この状態の間に、液圧制動装置４ＦＬ及び４ＦＲの
無効ストローク（実際にブレーキが効き始めるまでの遊
び）が詰められる。このことは、後の液圧制動開始時に
ブレーキストロークの違和感を防止する効果がある。一
方、閉弁状態にある液圧制御弁ＦＣＶは、マスタシリン
ダ液圧Ｐｍが約２６ｋｇｆ／ｃｍ^２あたりからホイール
シリンダ液圧Ｐｗを出力可能な状態となるが、折れ点Ｐ
１からＰ２までは、Ｋ１勾配直線すなわち液圧比例弁Ｆ
ＰＶの出力の方が大きいため、液圧制御弁ＦＣＶの出力
はホイールシリンダ液圧Ｐｗに影響を与えない。

【００６４】マスタシリンダ液圧Ｐｍが折れ点Ｐ２に相
当する値（本例では３０ｋｇｆ／ｃｍ^２）以上になる
と、液圧制御弁ＦＣＶの出力が液圧比例弁ＦＰＶの出力
を上回るため、液圧制御弁ＦＣＶの出力がホイールシリ
ンダ液圧Ｐｗとなる。以後、マスタシリンダ液圧Ｐｍの
増加に伴って、勾配Ｋ２（＝１）でホイールシリンダ液
圧Ｐｗが上昇する。勾配が１であることにより、その後
も引き続いて回生制動力が有効に利用される。勾配Ｋ２
は設計上の値から決まる一定値であるが、式（１７）に
おける切片は回生制動力に応じて変動する。回生制動力
が大きくなるほど勾配Ｋ２の直線が図の矢印方向にシフ
トする。回生制動力が小さくなるほど、直線は左方にシ
フトして、折れ点Ｐ２は折れ点Ｐ１に接近する。すなわ
ち、Ｐｗ＝Ｐｍの直線と、実線の折れ線グラフとによっ
て挟まれる領域の面積は、回生制動力によるブレーキ負
担を表している。

【００６５】次に、図１３は、上記の液圧制御弁ユニッ
ト３における、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対する後輪
（従動輪）側のホイールシリンダ液圧Ｐｗの特性を示す
グラフである。図において、原点（０，０）を通過する
勾配１の直線は、マスタシリンダ液圧Ｐｃとホイールシ
リンダ液圧Ｐｗとが等しい特性を示しており、回生制動
がオフ又は故障のときは、この特性に従ってホイールシ
リンダ液圧Ｐｗが発生する。これに対して、実線で示す
折れ線グラフ部分が本実施形態の液圧制御弁ユニットに
よって提供される後輪の液圧特性である。

【００６６】上記図１３の折れ線グラフによる特性は、
式（１１）によって表される勾配Ｋ１（この場合０．
１）の直線と、式（１７）によって表される勾配Ｋ２
（この場合１．５）の直線とをグラフ上で重ね、Ｐｍに
対してのＰｗが大きい方の特性（すなわち、グラフ上で
上方にある方）をとり、かつ、出力であるＰｗは入力で
あるＰｍを越えないという関係から描かれている。具体
的には、原点から折れ点Ｐ１までは、Ｐｗ＝Ｐｍの関係
でホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。続いて、折れ
点Ｐ１から折れ点Ｐ２までは、前述の式（１１）に従っ
て勾配Ｋ１で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが微増する。
折れ点Ｐ２以降は、前述の式（１７）に従って勾配Ｋ２
で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。さらに、折
れ点Ｐ３以降は、Ｐｗ＝Ｐｍの関係でホイールシリンダ
液圧Ｐｗが増加する。

【００６７】次に、図１３に示す後輪側の特性に関して
図１〜図９及び図１７を参照して説明する。前輪側の場
合と同様に、回生制動力は最大値を提供可能であり、コ
ントロール液圧発生パターンは図１４に示すパターンで
あるとする。このとき、ブレーキ操作が行われる前の液
圧制御弁ユニット３は、図１に示す状態にあり、コント
ロール液圧発生部ＣＶ、液圧制御弁ＲＣＶ、及び、液圧
比例弁ＲＰＶの各弁はすべて開弁状態にある。ブレーキ
操作が行われると、前輪側の場合と同様に、コントロー
ル液圧発生部ＣＶの動作が行われ、補償ピストン３１５
が押し込まれる。

【００６８】液圧比例弁ＲＰＶにおいては、最初は開弁
状態にあるため、ブレーキ操作によってマスタシリンダ
液圧Ｐｍが立ち上がると、ホイールシリンダ液圧（出力
液圧）Ｐｗも同値で立ち上がる。ここで、Ｋ１勾配の直
線の延長線より、Ｐｗ＝Ｐｍの直線の方が下方にある。
これは、閉弁付勢力と開弁付勢力とが互いに釣り合って
いる状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的
に低いことを示す。従って、このときの液圧比例弁ＲＰ
Ｖにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より小さく、開
弁状態が維持される。この動作は、図１３に示す特性の
原点から折れ点Ｐ１までに相当する。

【００６９】一方、液圧制御弁ＲＣＶは、上記所定値Δ
Ｐが決まることにより、式（１７）が確定するので、図
１３の勾配Ｋ２の直線が決まる。従って、マスタシリン
ダ液圧Ｐｍが上昇する前から、折れ点Ｐ２の位置（回生
制動力最大のときは、Ｐｍ＝１５ｋｇｆ／ｃｍ^２となる
位置）が確定している。液圧制御弁ＦＣＶは、当初は開
弁状態にあるが、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇ととも
に、すぐに閉弁状態となる。

【００７０】マスタシリンダ液圧Ｐｍが、折れ点Ｐ１に
相当する値を越えると、勾配Ｋ１の直線とＰｗ＝Ｐｍの
直線との上下関係が逆転する。従って、これ以降は、液
圧比例弁ＲＰＶの閉弁付勢力と開弁付勢力とがつりあっ
た状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に
高い状態となる。すなわち、このときの液圧比例弁ＲＰ
Ｖにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より大きくな
り、閉弁状態になる。閉弁により、液圧比例弁ＲＰＶ
は、式（１７）に基づいて、入力に対して出力を制御す
る液圧制御状態となる。従って、ホイールシリンダ液圧
Ｐｗは、勾配Ｋ１の直線に沿って、液圧がほとんど上昇
しない状態となる。こうして、液圧制動は抑制される。
一方、閉弁状態にある液圧制御弁ＲＣＶは、マスタシリ
ンダ液圧Ｐｍが約１２ｋｇｆ／ｃｍ^２あたりからホイー
ルシリンダ液圧Ｐｗを出力可能な状態となるが、折れ点
Ｐ１からＰ２までは、Ｋ１勾配直線すなわち液圧比例弁
ＲＰＶの出力の方が大きいため、液圧制御弁ＲＣＶの出
力はホイールシリンダ液圧Ｐｗに影響を与えない。

【００７１】マスタシリンダ液圧Ｐｍが折れ点Ｐ２に相
当する値（本例では１５ｋｇｆ／ｃｍ^２）以上になる
と、液圧制御弁ＲＣＶの出力が液圧比例弁ＲＰＶの出力
を上回るため、液圧制御弁ＲＣＶの出力がホイールシリ
ンダ液圧Ｐｗとなる。以後、マスタシリンダ液圧Ｐｍの
増加に伴って、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇割合を越
える割合の勾配Ｋ２（＝１．５）でホイールシリンダ液
圧Ｐｗが上昇する。勾配Ｋ２は設計上の値から決まる一
定値であるが、式（１７）における切片は回生制動力に
応じて変動する。回生制動力が大きくなるほど勾配Ｋ２
の直線が図の矢印方向にシフトする。回生制動力が小さ
くなるほど、直線は左方にシフトして、折れ点Ｐ２は折
れ点Ｐ１に接近する。

【００７２】勾配Ｋ２は１．５であるため、この直線は
Ｐｗ＝Ｐｍの直線と折れ点Ｐ３で交差する。マスタシリ
ンダ液圧Ｐｍが、この折れ点Ｐ３に相当する値に達する
と、出力は入力を越えられないため、ホイールシリンダ
液圧Ｐｗは上昇が止まり、その結果、勾配Ｋ２の直線と
Ｐｗ＝Ｐｍの直線との上下関係が逆転する。従って、こ
れ以降は、液圧制御弁ＲＣＶの閉弁付勢力と開弁付勢力
とがつりあった勾配Ｋ２直線上の状態に比べて、ホイー
ルシリンダ液圧Ｐｗが相対的に低い状態となる。従っ
て、このときの液圧制御弁ＲＣＶにおいては、閉弁付勢
力が開弁付勢力より小さくなり、開弁状態になってい
る。すなわち、折れ点Ｐ３以降のマスタシリンダ液圧Ｐ
ｍは、そのままホイールシリンダ液圧Ｐｗとなって出力
される。なお、折れ点Ｐ１、Ｐ２及びＰ３によって囲ま
れる領域は、回生制動力の負担を表している。

【００７３】図１２と図１３との比較により明らかなよ
うに、前輪のホイールシリンダ液圧Ｐｗは、後輪のホイ
ールシリンダ圧力Ｐｗより低いレベルにある。これは、
車両の前輪が駆動輪であることから、回生制動力を有効
利用するためには、前輪の液圧制動を抑制する必要があ
るからである。

【００７４】図１１は、マスタシリンダ液圧に対する車
両減速度の構成を示すグラフである。図に示すように、
マスタシリンダ液圧ＰｍがＰｒ（図１３の折れ点Ｐ２に
相当するマスタシリンダ液圧）までは、回生制動力のみ
によって全制動力がまかなわれる。マスタシリンダ液圧
ＰｍがＰｒ以上になると後輪の液圧制動力が生じて、回
生制動力に加算される。さらに、マスタシリンダ液圧Ｐ
ｍがＰｆ（図１２の折れ点Ｐ２に相当するマスタシリン
ダ液圧）以上になると、前輪の液圧制動力が生じて、回
生制動力及び後輪の液圧制動力に加算されるとともに、
後輪は液圧制動力の負担率が１００％となり、所望の理
想的なブレーキ力配分が得られる。こうして、回生制動
力を有効に利用しつつ、車両減速度は全体として、マス
タシリンダ液圧Ｐｍの増加に応じてほぼ一定の勾配で増
加する。

【００７５】ブレーキ操作中に、ブレーキ踏力が変化し
て、Ｐｍ≦Ｐｃ−ΔＰとなった場合は、コントロール液
圧Ｐｃによって制御ピストン３０２が押し戻され、これ
に補償ピストン３１５が追従して戻り、ΔＰに相当する
全液量がマスタシリンダ２側へ戻される。これにより、
ブレーキストロークに違和感を生じることが防止され
る。一方、ブレーキ操作中に回生制動力が失効した場合
は、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶが開弁してマスタシリ
ンダ液圧Ｐｍがそのままホイールシリンダ液圧Ｐｗとし
て液圧制動装置に供給される。また、制御ピストン３０
２の戻りによってコントロール液圧発生部ＣＶが開弁す
るため、補償ピストン３１５に吸収されていた液量及び
液圧がマスタシリンダ側に戻り、回生制動力相当の液量
を補填する。従って、このときも、ブレーキストローク
に違和感を生じることが防止される。

【００７６】なお、ブレーキペダル１（図１７）が戻さ
れると、ブレーキスイッチ８の信号がオフとなり、回生
制動が終了するとともに、ブレーキコントローラ７から
液圧制御弁ユニット３に送られていたモータの駆動信号
が失われる。従って、ナット部材３１３は後退し、制御
ピストン３０２は元の位置（図２）に戻る。この結果、
コントロール液圧発生部ＣＶは開弁する。また、液圧制
御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ並びに液圧比例弁ＦＰＶ及びＲＰ
Ｖは、閉弁付勢力が開弁付勢力より大きくなって閉弁す
る。ところが、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ並びに液圧
比例弁ＦＰＶ及びＲＰＶの各弁体３２４及び３３４は、
それぞれテーパ部３２４ａ及び３３４ａを有する逆止弁
体であるため、ホイールシリンダ液圧Ｐｗがマスタシリ
ンダ液圧Ｐｍに対して一定値以上の差圧を有する場合に
は、弁体３２４及び３３４がそれぞればね３２３及び３
３３に抗して押され、開弁する。従って、液圧制動装置
４ＲＲ、４ＦＬ、４ＦＲ及び４ＲＬの液圧及び液量は、
マスタシリンダ２に戻される。すなわち、別途戻り用の
バイパス管路等を設けなくとも、液圧制御弁ＦＣＶ及び
ＲＣＶ並びに液圧比例弁ＦＰＶ及びＲＰＶがその作用を
する。また、補償ピストン３１５に吸収されていた液圧
及び液量は、開弁状態のコントロール液圧発生部ＣＶを
通って、マスタシリンダ２に戻される。

【００７７】一方、回生制動がオフのとき（回生制動の
故障の場合を含む。）は、コントロール液圧発生部Ｃ
Ｖ、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ、並びに液圧比例弁Ｆ
ＰＶ及びＲＰＶがすべて開弁状態にある。従って、マス
タシリンダ液圧Ｐｍが上昇すると、Ｐｗ＝Ｐｍの関係
で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇することにより、
全制動力が液圧制動力によってまかなわれる。従って、
フェールセーフが確保される。

【００７８】図１５は、図１４とは異なるコントロール
液圧発生パターンを示したグラフである。このようなコ
ントロール液圧発生パターンによれば、モータ電流は、
式（６）におけるΔＰが、その時点における最大限出力
可能な回生制限値ＲＢmaxに対応する値に達するまで、
マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇に伴い、マスタシリンダ
液圧Ｐｍの上昇勾配以上の勾配で増加するように供給さ
れる（図１５参照）。そして、マスタシリンダ液圧Ｐｍ
が所定値ＰＲ２（約１５ｋｇｆ／ｃｍ^２）に達した時点
で、モータ電流が一定値となり、ΔＰも一定値となる。
このようなコントロール液圧発生パターンは例えば後輪
用として用いることができる。

【００７９】このようにマスタシリンダ液圧Ｐｃを発生
させることにより、ΔＰは最初０であり、マスタシリン
ダ液圧の上昇とともに徐々に増加して最終的に一定値と
なる。このような特性を採用すると、Ｋ２勾配の直線の
切片が、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇初期の所定期間
において変動する。すなわち、図１２及び図１３におけ
るＫ２勾配の直線はマスタシリンダ液圧の上昇とともに
右方向へ連続的にスライドし、最終的にはその時点の回
生制動力の最大値に相当する位置まで移動する。この結
果、液圧制御弁ＦＣＶ（ＲＣＶ）は、最初から所定の特
性で待ち構えているのではなく、ΔＰの増加に追随する
形で、特性自体を変動させる。従って、初期の時点で
は、開弁状態にあり、その後の液圧制御の状態に入るの
が遅れる。また、液圧制御状態に入ると、ホイールシリ
ンダ液圧Ｐｗは、Ｋ２勾配直線に沿って出力されようと
するため、過渡的に移動するＫ２勾配直線上の出力点の
軌跡によってＫ１勾配直線に近似した特性が描かれる。
従って、Ｋ１勾配を出力する液圧比例弁ＦＰＶ（ＲＰ
Ｖ）を省略することも可能である。

【００８０】次に、上記実施形態の液圧制御弁ユニット
３と類似した他の実施形態による液圧制御弁ユニット
を、図１８に示すような、異なる配管構成の制動装置に
適用した場合について説明する。図１８において、ブレ
ーキペダル１にはマスタシリンダ２が接続されており、
このマスタシリンダ２からの２系統の配管が、それぞれ
一対の液圧制御弁ユニット３と接続されている。図の左
側の液圧制御弁ユニット３Ｆは、コントロール液圧発生
部ＣＶ、前輪の両輪用の液圧弁装置ＦＶを備えている。
一対の液圧弁装置ＦＶはそれぞれ、前輪左側車輪用の液
圧制動装置４ＦＬ及び前輪右側用の液圧制動装置４ＦＲ
と接続されている。一方、図の右側の液圧制御弁ユニッ
ト３Ｒは、コントロール液圧発生部ＣＶ、後輪の両輪用
の液圧弁装置ＲＶを備えている。一対の液圧弁装置ＲＶ
はそれぞれ、後輪左側車輪用の液圧制動装置４ＲＬ及び
後輪右側用の液圧制動装置４ＲＲと接続されている。す
なわち、このブレーキ配管形態も、Ｘ配管である。マス
タシリンダ２からの一系統の配管には、液圧センサＭＳ
が設けられている。当該車両は、前輪５ＦＬ及び５ＦＲ
を駆動輪、後輪５ＲＬ及び５ＲＲを従動輪とする前輪駆
動車であり、前輪５ＦＬ及び５ＦＲには駆動モータ６が
接続されている。

【００８１】ブレーキコントローラ７は、上述の液圧セ
ンサＭＳ及びブレーキペダル２が踏まれたことを検知す
るブレーキスイッチ８からの信号を受け取り、各液圧制
御弁ユニット３Ｆ及び３Ｒのコントロール液圧発生部Ｃ
Ｖに対して駆動信号を出力する。ブレーキコントローラ
７と接続されたシステムコントローラ９は、インバータ
１０を制御し、駆動モータ６はこのインバータ１０によ
って、任意の速度で駆動される。また、駆動モータ６
は、電力の回生により回生制動力を前輪５ＦＬ及び５Ｆ
Ｒに作用させる。

【００８２】液圧制御弁ユニット３Ｆ及び３Ｒの基本的
な構成は図２に示した液圧制御弁ユニット３と同様であ
るが、１つの液圧制御弁ユニット３Ｆ（３Ｒ）内に一対
の液圧弁装置ＦＶ（ＲＶ）を備えていることが特徴であ
る。図１０は、前輪側の液圧制御弁ユニット３Ｆの構造
を示した断面図である。図において、一対の液圧弁ＦＶ
は、それぞれ液圧制御弁ＦＣＶ及び液圧比例弁ＦＰＶに
よって構成されている。また、液圧制御弁ＦＣＶ及び液
圧比例弁ＦＰＶの出力は、前輪側の左右両輪のホイール
シリンダ液圧Ｐｗとして供給される。後輪側の液圧制御
弁ユニット３Ｒも同様に構成されており（図示略）、一
対の液圧弁ＲＶは、それぞれ液圧制御弁ＲＣＶ及び液圧
比例弁ＲＰＶによって構成されている。また、液圧制御
弁ＲＣＶ及び液圧比例弁ＲＰＶの出力は、後輪側の左右
両輪のホイールシリンダ液圧Ｐｗとして供給される。

【００８３】このようなＸ配管構成を有する制動装置に
おいては、一系統の配管の故障時に他系統の配管によ
り、前輪の一方及び後輪の一方が制動され、バランスを
崩すことなく、車両を停止させることができる。また、
図１８の配管構成は、前輪側の液圧制御弁ユニット３Ｆ
と後輪側の液圧制御弁ユニット３Ｒとで、互いに別々の
コントロール液圧を発生させることができるという特徴
を有している。

【００８４】図１８の構成においては、前輪用、すなわ
ち液圧制御弁ユニット３Ｆのコントロール液圧発生部Ｃ
Ｖに与えるコントロール液圧発生パターンとして、図１
６に示す特性を与えても良い。これは、マスタシリンダ
液圧Ｐｍが所定値ＰＦ２（３０ｋｇｆ／ｃｍ^２）に達す
るまで、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇割合より大きい
割合でコントロール液圧Ｐｃが上昇するように、ΔＰを
マスタシリンダＰｍの上昇初期の所定期間に増加させ、
その後一定値としたものである。この場合、前述の図１
５の場合と同様に、液圧比例弁ＦＰＶを省略することも
可能となる。

【００８５】次に、上記実施形態の液圧制御弁ユニット
３と類似したさらに他の実施形態による液圧制御弁ユニ
ット３ＦＲを、図１９に示すような配管構成の制動装置
に適用した場合について説明する。図１９において、ブ
レーキペダル１にはマスタシリンダ２が接続されてお
り、このマスタシリンダ２からの２系統の配管が、液圧
制御弁ユニット３ＦＲと接続されている。この液圧制御
弁ユニット３ＦＲは、コントロール液圧発生部ＣＶと、
一対の液圧弁装置ＦＶと、液圧センサＣＳとを備えてい
る。図の左側の液圧弁装置ＦＶは、前輪左側車輪用の液
圧制動装置４ＦＬと接続されているとともに、プロポー
ショニングバルブ（Ｐバルブ）ＰＶを介して後輪右側用
の液圧制動装置４ＲＲと接続されている。また、図の右
側の液圧弁装置ＦＶは、前輪右側車輪用の液圧制動装置
４ＦＲと接続されているとともに、プロポーショニング
バルブＰＶを介して後輪左側用の液圧制動装置４ＲＬと
接続されている。すなわち、このブレーキ配管形態も、
Ｘ配管である。なお、マスタシリンダ２からの一系統の
配管には、液圧センサＭＳが設けられている。当該車両
は、前輪５ＦＬ及び５ＦＲを駆動輪、後輪５ＲＬ及び５
ＲＲを従動輪とする前輪駆動車であり、前輪５ＦＬ及び
５ＦＲには駆動モータ６が接続されている。

【００８６】上記液圧制御弁ユニット３ＦＲは、図１０
に示す液圧制御弁ユニット３Ｆから、一対の液圧比例弁
ＦＰＶを省略した構成（図示略）であり、液圧制御弁Ｆ
ＣＶの出力をホイールシリンダ液圧Ｐｗとするものであ
る。従って、図１９における液圧弁装置ＦＶとは、液圧
制御弁ＦＣＶに他ならない。一方、プロポーショニング
バルブＰＶは、入力液圧が所定値以上になると、後輪側
の液圧制動装置４ＲＬ及び４ＲＲの液圧上昇勾配を抑え
る作用をする。

【００８７】ブレーキコントローラ７は、上述の液圧セ
ンサＭＳ及びブレーキペダル２が踏まれたことを検知す
るブレーキスイッチ８からの信号を受け取り、液圧制御
弁ユニット３ＦＲのコントロール液圧発生部ＣＶに対し
て駆動信号を出力する。ブレーキコントローラ７と接続
されたシステムコントローラ９は、インバータ１０を制
御し、駆動モータ６はこのインバータ１０によって、任
意の速度で駆動される。また、駆動モータ６は、電力の
回生により回生制動力を前輪５ＦＬ及び５ＦＲに作用さ
せる。

【００８８】図１９の構成においては、図１７及び図１
８の構成と異なり、液圧制御弁ユニット３ＦＲは１個し
か設けられておらず、駆動輪用の液圧制動装置４ＦＬ及
び４ＦＲ並びに従動輪用の液圧制動装置４ＲＬ及び４Ｒ
Ｒが共に共通の液圧弁装置ＦＶ（液圧制御弁ＦＣＶ）に
よって制御される。また、コントロール液圧発生部ＣＶ
に与えるコントロール液圧発生パターンとしては、図１
６に示す特性が与えられる。当該特性は前述のように、
マスタシリンダ液圧Ｐｍが所定液圧ＰＦ２（３０ｋｇｆ
／ｃｍ^２）に達するまでに、ΔＰを０から所定値にまで
増加させるものである。

【００８９】図２０は、上記液圧制御弁ユニット３ＦＲ
による、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するホイールシリ
ンダ液圧Ｐｗの関係を示すグラフである。マスタシリン
ダ液圧Ｐｍが０から上昇し始めると、開弁状態の液圧制
御弁ＦＣＶを通じてホイールシリンダ液圧Ｐｗはマスタ
シリンダ液圧Ｐｍと同値で上昇する。マスタシリンダ液
圧Ｐｍの上昇と共にΔＰも０から増加し始め、折れ点Ｐ
１に相当するマスタシリンダ液圧に達したとき、液圧制
御弁ＦＣＶは液圧制御の状態となる。この折れ点Ｐ１に
到達するまでに、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇して
おり、これにより、液圧制動装置４ＦＬ、４ＦＲ、４Ｒ
Ｌ及び４ＲＲの無効ストロークを詰める無効圧を提供す
ることができる。続いて、折れ点Ｐ１からＰ２までは、
漸次増加するΔＰの値に従って、勾配Ｋ２の直線が右方
向にスライドする。これに伴って出力点も折れ点Ｐ２ま
でスライドする。折れ点Ｐ２に相当するマスタシリンダ
液圧Ｐｍに達したとき、ΔＰは一定値となり、これ以降
は勾配Ｋ２で、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇に伴って
ホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇する。

【００９０】図１９に示す制動装置においては、前後輪
に対して共通の液圧制御特性が適用されることから、前
後輪のブレーキ力配分は理想配分に比べて若干損なわれ
る。しかし、液圧制御弁ユニット３ＦＲが１個であると
ともに、図１０における液圧比例弁ＦＰＶが不要であ
り、構成が簡素である点で実用性に優れている。

【００９１】なお、上記各実施形態においては、式
（６）に示すように、マスタシリンダ液圧Ｐｍに所定値
ΔＰを加えたものがコントロール液圧Ｐｃであるとした
が、マスタシリンダ液圧Ｐｍから所定値ΔＰを減じるこ
とによってコントロール液圧Ｐｃを得てもよい。また、
上記各実施形態において、コントロール液圧発生部ＣＶ
の駆動手段はモータ３１０等によって構成されたもので
あるが、他の駆動手段を採用することもできる。例え
ば、比例ソレノイドや、マスタシリンダに接続されるも
のと同様の構成としたバキュームブースタ若しくはハイ
ドロブースタ（油圧ブースタ）を用いることができる。

【００９２】次に、図３に示した補償ピストン３１５等
を有する構成とは異なるストローク補償に関する構成に
ついて説明する。図２１は、当該構成に係るストローク
補償ピストンを構成するバルブ組立体（以下、単にスト
ローク補償ピストンという。）ＳＶの断面図である。こ
のストローク補償ピストンＳＶは、図３に示した補償ピ
ストン３１５、ばね３１６、取付蓋３１７及びロックナ
ット３１８の代わりに用いられる独立したバルブ組立体
である。図２１において、ストローク補償ピストンＳＶ
は、シリンダ４０１の内部に補償ピストン４０２と、差
圧ピストン４０３と、ポペット弁体４０４とを備えてい
る。

【００９３】上記補償ピストン４０２は軸方向に（図示
の位置から右方向に）摺動可能であり、ばね座４０５を
介してセットスプリング４０６により図の左方へ付勢さ
れている。セットスプリング４０６の右端側は、シリン
ダ４０１に螺着された取付蓋４０７によって封止されて
おり、この取付蓋４０７はロックナット４０８によって
固定されている。補償ピストン４０２がセットスプリン
グ４０６に抗して右方向に摺動し、その右端部が取付蓋
４０７に当接したときが、フルストロークすなわちスト
ローク補償動作のボトミング状態である。従って、取付
蓋４０７の固定位置を変えることにより、図３に示した
構成の場合と同様に、補償液量を調整することができ
る。

【００９４】一方、差圧ピストン４０３も所定範囲で軸
方向に摺動可能に取り付けられており、リターンスプリ
ング４０９によって図の左方に付勢されている。図２２
は、図２１における差圧ピストン４０３の周辺のみを取
り出して拡大した断面図である。図２１及び図２２を参
照して、リターンスプリング４０９の収められた液室Ｑ
８は、マスタシリンダ液圧Ｐｍが導入される入力ポート
４０１ａと連通している。差圧ピストン４０３は、その
内部を軸方向に貫通する通路４０３ｐを有している。こ
の通路４０３ｐは、差圧ピストン４０３の右端側の、補
償ピストン４０２の左端面に接する液室Ｑ９と連通して
いる。また、差圧ピストン４０３の左端側は、スリーブ
４１０の凹部４１０ａに摺動自在に挿入されている。こ
の凹部４１０ａの底面（図の左端面）と、これに面する
差圧ピストン４０３の左端部４０３ａとの間には液室Ｑ
１０が形成されている。スリーブ４１０は、シリンダ４
０１に螺着されたプラグ４１１によって固定されてい
る。プラグ４１１の左端部にはコントロール液圧Ｐｃの
入力ポート４１１ａが形成され、プラグの内部を貫通し
て設けられた通路４１１ｂと連通している。

【００９５】上記通路４１１ｂの右端にはポペット弁体
４０４があり、このポペット弁体４０４はバルブスプリ
ング４１２によって右方に付勢されている。従って、図
示の状態において、ポペット弁体４０４は、差圧ピスト
ン４０３の左端部に形成された弁座４０３ｖに圧接して
いる。すなわち、ポペット弁体４０４と弁座４０３ｖと
による弁は、閉弁状態となっている。差圧ピストン４０
３の通路４０３ｐ内の液圧がバルブスプリング４１２の
付勢力を上回った場合は、ポペット弁体４０４が押され
て弁座４０３ｖから離れ、当該弁は開弁状態となる。プ
ラグ４１１と接するポペット弁体４０４の外周部の一部
には切欠部４０４ａがあり、ここを通った油液が、スリ
ーブ４１０と差圧ピストン４０３との隙間を介して、液
室Ｑ１０に達する。

【００９６】図２３は、上記のように構成されたストロ
ーク補償ピストンＳＶを有する電気自動車の制動装置の
一実施形態を示す接続図である。当該構成は、図１９に
示した構成と類似したものであり、共通の部分について
の説明は省略する。図において、ストローク補償ピスト
ンＳＶには、マスタシリンダ２の一系統からマスタシリ
ンダ液圧Ｐｍと、コントロール液圧発生部ＣＶにおいて
発生させたコントロール液圧Ｐｃとが供給される。

【００９７】次に、上記のように構成されたストローク
補償ピストンＳＶの動作について図２１及び図２２を参
照して説明する。図２２において、差圧ピストン４０３
にかかる力は、液室Ｑ１０に面した左端部４０３ａにか
かるコントロール液圧Ｐｃ、液室Ｑ８に面した鍔部４０
３ｂにかかるマスタシリンダ液圧Ｐｍ及びリターンスプ
リング４０９のばね力Ｆｓ、並びに、液室Ｑ９に面した
右端部４０３ｃにかかる液圧Ｐｘ（未知数）である。従
って、上記左端部４０３ａ、鍔部４０３ｂ及び右端部４
０３ｃの有効受圧面積をそれぞれ、Ｓａ、Ｓｂ及びＳｃ
とすれば、ミータリング状態の差圧ピストン４０３にか
かる力の釣り合いの関係により、以下の式が成り立つ。

【００９８】Ｓａ・Ｐｃ＝Ｓｂ・Ｐｍ＋Ｆｓ＋Ｓｃ・Ｐｘ．．．（１８）ここで、Ｓａ、Ｓｂ及びＳｃは互いに等しくなるように
設計されている。従って、Ｓｂ＝Ｓａ、Ｓｃ＝Ｓａとす
れば、上記式（１８）は、Ｓａ・Ｐｃ＝Ｓａ（Ｐｍ＋Ｐｘ）＋Ｆｓ．．．（１９）となる。また、ばね力Ｆｓは液圧に比べて相対的に小さ
いため無視することができる。従って、Ｓａ・Ｐｃ＝Ｓａ（Ｐｍ＋Ｐｘ）となり、両辺をＳａで割ると、Ｐｃ＝Ｐｍ＋Ｐｘ、すなわち、Ｐｘ＝Ｐｃ−Ｐｍ．．．（２０）の関係が得られる。ここで、前述の式（６）より、Ｐｃ
−Ｐｍ＝ΔＰであるから、結局、Ｐｘ＝ΔＰとなる。す
なわち、液室Ｑ９に生じる液圧Ｐｘは、コントロール液
圧Ｐｃからマスタシリンダ液圧Ｐｍを取り除いたΔＰで
ある。従って、補償ピストン４０２は、ΔＰのみに応じ
て駆動され、駆動量に応じた液量及び液圧が消費され
る。

【００９９】こうして、回生制動力に応じて変化するΔ
Ｐのみにより補償ピストン４０２が駆動され、回生制動
力を液圧制動力として発生させたならば消費されるであ
ろう液量及び液圧が模擬的に吸収される。一方、ブレー
キペダル１（図２３）が戻されると、コントロール液圧
Ｐｃが低下するため、吸収された液量及び液圧によりポ
ペット弁体４０４が弁座４０３ｖから離反して開弁状態
となり、通路４１１ｂを通って油液が戻される。

【０１００】上記のようなストローク補償ピストンＳＶ
の構成によれば、補償ピストン４０２の動作にマスタシ
リンダ液圧Ｐｍが最終的に関与していないので、所定の
ΔＰが発生していないとき、例えばブレーキ操作初期か
ら液圧制動力のみで制動する場合に、補償ピストン４０
２は実質的に作動しない。これにより、このような液圧
制動のみの場合に、いわゆるブレーキペダルの踏み抜け
感が生じない。また、液圧制動のみの場合と、回生制動
を併用する場合とで、ペダルストロークの差が生じな
い。従って、ペダルストロークの差に基づくブレーキ操
作の違和感がない。

【０１０１】

【発明の効果】以上のように構成された本発明は以下の
効果を奏する。請求項１の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって直接駆動
されるものではなく、回生制動力に対応して発生したコ
ントロール液圧を制御室に受けて制御され、所定値△Ｐ
をパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を
発生させるものである。従って、回生制動力に応じた液
圧制御が行われ、回生制動力を有効に活用することがで
きるとともに、コントロール液圧を複数の液圧制御弁に
供給すれば、１つのコントロール液圧発生部によって複
数の液圧制御弁を制御することができる。特に、Ｘ配管
車両において、左右前輪の液圧制動装置を液圧制御する
場合には、１つのコントロール液圧発生部によって各液
圧制御弁を制御することができる。また、液圧制御弁
は、入力室と出力室とを連通する通路を有する構成とな
っているので、入力液圧と出力液圧との関係によって開
弁する。従って、別途パイロット室や、バイパス通路を
設ける必要がなく、そのための配管等を不要として、構
成を簡略化することができる。

【０１０２】請求項２の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制御弁は、ばねの付勢に抗する力がない場合に
は、常に開弁状態を維持するので、何らかの異常が発生
しても、入力液圧がそのまま液圧制動装置に供給され
る。従って、フェイルセーフが確保される。また、開弁
状態の液圧制御弁は、液圧制動装置内の液圧を逃がすバ
イパス通路の役目を果たすので、別途バイパス通路を設
ける必要がない。

【０１０３】請求項３の電気自動車の制動装置によれ
ば、マスタシリンダからの入力液圧が低下して、入出力
間の圧力差が大きくなると、逆止弁体の作用により、液
圧制動装置からマスタシリンダ側へ液の戻りが生じる。
従って、液の戻りのために別途バイパス通路を設ける必
要がない。

【０１０４】請求項４の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制御弁の出力液圧により、全制動力のうち回生
制動力の負担分を除く、残りの所要制動力が液圧によっ
て負担されるので、入力液圧の上昇後も回生制動力を有
効に活用することができる。

【０１０５】請求項５の電気自動車の制動装置によれ
ば、回生制動力が付与されない従動輪に対して、入力液
圧より高い割合での昇圧により、回生制動力を考慮して
抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加とともに回生
制動力を考慮しないレベルに追いつく。従って、理想的
なブレーキ力配分を容易に得ることができる。

【０１０６】請求項６の電気自動車の制動装置によれ
ば、２以上の液圧制御弁が、１つのコントロール液圧発
生部により制御されるので、いわゆるアクチュエータの
数を低減することができる。

【０１０７】請求項７の電気自動車の制動装置によれ
ば、駆動輪に関しては、液圧制御弁の出力液圧により、
全制動力のうち所定の割合の制動力が液圧によって負担
される。回生制動力が付与されない従動輪に対しては、
入力液圧より高い割合での昇圧により、回生制動力を考
慮して抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加ととも
に回生制動力を考慮しないレベルに追いつく。従って、
回生制動力を有効に活用することができるとともに、理
想的なブレーキ力配分を容易に得ることができる。

【０１０８】請求項８の電気自動車の制動装置によれ
ば、従動輪の液圧が駆動輪の液圧より早期に立ち上がる
ので、回生制動力が直接作用しない従動輪の液圧制動力
を早期に立ち上げて、理想的なブレーキ力配分を得るこ
とができる。

【０１０９】請求項９の電気自動車の制動装置によれ
ば、出力液圧が無効圧に達するまでは、液圧比例弁によ
る減圧が行われることなく、液圧制動装置の無効ストロ
ークが詰められるので、液圧制動開始時のブレーキスト
ロークの違和感を解消することができる。

【０１１０】請求項１０の電気自動車の制動装置によれ
ば、駆動手段と制御ピストンとによって、所要のコント
ロール液圧が発生するので、液圧ポンプが搭載されてい
ない車両においても、コントロール液圧を発生させるこ
とができる。

【０１１１】請求項１１の電気自動車の制動装置によれ
ば、回生制動力に応じた入力を供給することによって、
モータの駆動力は変化するので、駆動力の制御が容易で
ある。

【０１１２】請求項１２の電気自動車の制動装置によれ
ば、駆動手段の故障等が発生した場合、制御ピストン戻
し機構により、駆動手段の摺動抵抗に打ち勝って制御ピ
ストンが戻されるので、コントロール液圧の残圧が生じ
ることを防止することができる。

【０１１３】請求項１３の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧センサによって、コントロール液圧が直接検出
されるので、コントロール液圧の検出精度を高めること
ができる。また、コントロール液圧の異常検出により駆
動手段の作動を停止させることができるため、フェール
セーフを確保することができる。

【０１１４】請求項１４の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制御弁は、コントロール液圧を受けて早期に液
圧制御を行うので、制御遅れを防止して、迅速な制御を
行うことができる。

【０１１５】請求項１５の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制御弁は、コントロール液圧を受けて徐々に閉
弁状態となり、その間に液圧制動装置の無効ストローク
が詰められるので、液圧制動開始時にブレーキストロー
クの違和感が生じるのを防止することができる。この結
果、液圧制御弁に、いわゆる液圧比例弁の機能を持た
せ、液圧比例弁を省略することができる。

【０１１６】請求項１６の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって直接駆動
されるものではなく、回生制動力に対応して発生したコ
ントロール液圧を制御室に受けて制御され、所定値△Ｐ
をパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を
制御するものである。従って、回生制動力に応じた液圧
制御が行われ、回生制動力を有効に活用することができ
るとともに、コントロール液圧を複数の液圧制御弁に供
給すれば、１つのコントロール液圧発生部によって複数
の液圧制御弁を制御することができる。特に、Ｘ配管車
両において、左右前輪の液圧制動装置を液圧制御する場
合には、１つのコントロール液圧発生部によって各液圧
制御弁を制御することができる。また、液圧制御弁は、
入力室と出力室とを連通する通路を有する構成となって
いるので、入力液圧と出力液圧との関係によって開弁す
る。従って、別途パイロット室や、バイパス通路を設け
る必要がなく、そのための配管等を不要として、構成を
簡略化することができる。また、ストローク補償ピスト
ンは、回生制動時のブレーキストロークを消費するの
で、回生制動時のブレーキストロークの違和感を解消す
ることができる。回生制動力が失効する（故障を含む）
に伴って前記駆動力が低減されると、制御ピストンが他
側のコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）により戻される。
制御ピストンが戻されると、ストローク補償ピストンも
これに追従して、制御ピストン側の液量がマスタシリン
ダ側に戻され、この液量が液圧制動装置に供給される。
従って、回生制動から液圧制動への移行時においてもブ
レーキストロークの違和感を解消することができる。

【０１１７】請求項１７の電気自動車の制動装置によれ
ば、回生制動力が最大の場合にストローク補償ピストン
がフルストロークとなって、ボトミング圧に達するの
で、任意の回生制動力に対して、相応のストロークで液
量を消費することができる。

【０１１８】請求項１８の電気自動車の制動装置によれ
ば、液量調節機構により任意の液量を設定することが可
能になるので、液圧制動装置の種類や数量に応じて補償
液量を適正に調節することができる。

【０１１９】請求項１９の電気自動車の制動装置によれ
ば、液圧制動装置の数や液量消費特性に応じた補償液量
で、適切な補償がなされるので、ブレーキストロークの
違和感を解消することができる。

【０１２０】請求項２０の電気自動車の制動装置によれ
ば、補償ピストンはマスタシリンダ液圧Ｐｍの影響を直
接受けることなく、ΔＰのみによって作動するので、回
生制動力が使用されない場合に補償ピストンが動作する
ことによる不要なストローク補償動作が防止される。従
って、液圧制動のみの場合と、回生制動を併用する場合
とで、ペダルストロークの差が生じず、ペダルストロー
クの差に基づくブレーキ操作の違和感がない。

【０１２１】請求項２１の電気自動車の制動装置によれ
ば、回生制動力に応じた入力を供給することによって、
モータの駆動力を容易に、かつ、自在に変化させること
ができる。

【０１２２】請求項２２の電気自動車の制動装置によれ
ば、貫通路を通って所定の液量が制御ピストンの他方側
に供給されるので、制御ピストンの他方側の液量を確保
するための配管やポートを省略することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の電気自動車の制動装置における液圧制
御弁ユニットの一実施形態を示す水平断面図であり、最
大回生制動時の状態を示す。

【図２】上記液圧制御弁ユニットの水平断面図であり、
回生制動オフの状態を示す。

【図３】上記液圧制御弁ユニットの垂直断面図であり、
回生制動オフの状態を示す。

【図４】上記液圧制御弁ユニットを構成するコントロー
ル液圧発生部の水平断面図であり、開弁状態を示す。

【図５】上記液圧制御弁ユニットを構成する液圧比例弁
の水平断面図であり、開弁状態を示す。

【図６】上記液圧制御弁ユニットを構成する液圧制御弁
の水平断面図であり、開弁状態を示す。

【図７】上記液圧制御弁ユニットを構成するコントロー
ル液圧発生部の水平断面図であり、閉弁状態を示す。

【図８】上記液圧制御弁ユニットを構成する液圧比例弁
の水平断面図であり、閉弁状態を示す。

【図９】上記液圧制御弁ユニットを構成する液圧制御弁
の水平断面図であり、閉弁状態を示す。

【図１０】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットの他の実施形態を示す水平断面図であ
り、最大回生制動時の状態を示す。

【図１１】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットによるマスタシリンダ液圧と車両減速度
との関係を示すグラフである。

【図１２】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットによるマスタシリンダ液圧とホイールシ
リンダ液圧との関係を示すグラフである。

【図１３】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットによるマスタシリンダ液圧とホイールシ
リンダ液圧との関係を示すグラフである。

【図１４】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットによるコントロール液圧発生パターンの
一例を示すグラフである。

【図１５】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットによるコントロール液圧発生パターンの
他の例を示すグラフである。

【図１６】本発明の電気自動車の制動装置における液圧
制御弁ユニットによるコントロール液圧発生パターンの
さらに他の例を示すグラフである。

【図１７】本発明における電気自動車の制動装置の一実
施形態を示す接続図である。

【図１８】本発明における電気自動車の制動装置の他の
実施形態を示す接続図である。

【図１９】本発明における電気自動車の制動装置のさら
に他の実施形態を示す接続図である。

【図２０】図１９に示す制動装置における液圧制御弁ユ
ニットによるマスタシリンダ液圧とホイールシリンダ液
圧との関係を示すグラフである。

【図２１】ストローク補償に関する他の構成に係るスト
ローク補償ピストンの断面図である。

【図２２】図２１における差圧ピストンの周辺のみを取
り出して拡大した断面図である。

【図２３】図２１のように構成されたストローク補償ピ
ストンを有する電気自動車の制動装置の一実施形態を示
す接続図である。

【符号の説明】

２マスタシリンダ３,３Ｆ,３Ｒ,３ＦＲ液圧制御弁ユニット４ＲＲ,４ＦＬ,４ＦＲ,４ＲＬ液圧制動装置５ＲＲ後輪（右）５ＦＬ前輪（左）５ＦＲ前輪（右）５ＲＬ後輪（左）３０２制御ピストン３０２ｂ軸孔３０５リターンスプリング３０８弁体３０９ロッド３１０モータ３１３ナット部材３１５補償ピストン３１７取付蓋３１８ロックナット３３１ａ連絡孔３３１ｂばね受け部３３４弁体３３５弁座３３６ばね４０２補償ピストン４０３差圧ピストン４０４ポペット弁体ＣＳ液圧センサＣＶコントロール液圧発生部ＦＣＶ，ＲＣＶ液圧制御弁ＦＰＶ，ＲＰＶ液圧比例弁Ｑ５，Ｑ６，Ｑ７液室ＳＶストローク補償ピストン

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】ブレーキ操作により、駆動輪に設けられた
駆動モータの回生制動力を発生させるとともに、必要な
制動力に対する不足分を、駆動輪又は従動輪に設けられ
た液圧制動装置により液圧制動力として発生させる電気
自動車の制動装置において、前記回生制動力に対応した所定値△Ｐを増減されるコン
トロール液圧を発生するコントロール液圧発生部と、マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けられ、この
マスタシリンダからの入力液圧を開弁付勢力として受け
る入力室と、この入力室と通路を介して連通されるとと
もに、前記液圧制動装置への出力液圧を閉弁付勢力とし
て受ける出力室と、前記入力室及び前記出力室に対して
隔離されるとともに、前記コントロール液圧を受けて閉
弁付勢力を発生させる制御室と、前記開弁付勢力及び前
記閉弁付勢力に基づいて前記通路を開閉する弁部とを有
し、前記コントロール液圧を受けて前記通路を閉じると
ともに、前記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特
性に基づいて出力液圧を発生させる液圧制御弁とを備え
たことを特徴とする電気自動車の制動装置。
【請求項２】前記液圧制御弁は、開弁方向に付勢するば
ねを有することを特徴とする請求項１記載の電気自動車
の制動装置。
【請求項３】前記液圧制御弁は、前記液圧制動装置から
前記マスタシリンダ側への液流を許容する逆止弁体を有
することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動
装置。
【請求項４】前記液圧制御弁は、駆動輪に対応して設け
られ、液圧制御時に入力液圧と同じ割合で出力液圧が昇
圧することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制
動装置。
【請求項５】前記液圧制御弁は、駆動輪及び従動輪に対
応して設けられ、従動輪に対応する液圧制御弁は、液圧
制御時に入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧するこ
とを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項６】前記液圧制御弁は、１つの前記コントロー
ル液圧発生部に対して２以上設けられることを特徴とす
る請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項７】前記液圧制御弁は、閉弁すると入力液圧と
同じ割合で出力液圧が昇圧する駆動輪用の液圧制御弁
と、閉弁すると入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧
する従動輪用の液圧制御弁とが、１つの前記コントロー
ル液圧発生部に対して設けられたものであることを特徴
とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項８】従動輪用の液圧制御弁は、駆動輪用の液圧
制御弁より、入力液圧の上昇に対して早期に開弁するこ
とを特徴とする請求項７記載の電気自動車の制動装置。
【請求項９】前記液圧制御弁と並列に設けられ、出力液
圧が前記液圧制動装置の無効圧に達すると、入力液圧を
所定割合に減圧して出力する液圧比例弁を備えたことを
特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１０】前記コントロール液圧発生部は、回生制
動力に応じた駆動力を発生する駆動手段と、この駆動力
を受けてコントロール液圧を発生する制御ピストンとを
有することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制
動装置。
【請求項１１】前記駆動手段は、前記制御ピストンに駆
動力を伝達する直流モータであることを特徴とする請求
項１０記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１２】前記コントロール液圧発生部は、前記駆
動手段の摺動抵抗より大きい付勢力を有する制御ピスト
ン戻し機構を有することを特徴とする請求項１０記載の
電気自動車の制動装置。
【請求項１３】前記コントロール液圧発生部には、コン
トロール液圧を検出するための液圧センサが設けられて
いることを特徴とする請求項１０記載の電気自動車の制
動装置。
【請求項１４】前記コントロール液圧発生部は、ブレー
キ操作が行われると、前記所定値ΔＰを、そのとき最大
限出力可能な回生制限値に対応する値として、コントロ
ール液圧を発生させることを特徴とする請求項１記載の
電気自動車の制動装置。
【請求項１５】前記コントロール液圧発生部は、ブレー
キ操作が行われると、前記所定値ΔＰが、そのとき最大
限出力可能な回生制限値に対応する値に達するまで、前
記入力液圧の上昇割合以上の勾配で当該所定値ΔＰを増
加させることにより、コントロール液圧を発生させるこ
とを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１６】ブレーキ操作により、駆動輪に設けられ
た駆動モータの回生制動力を発生させるとともに、必要
な制動力に対する不足分を、駆動輪又は従動輪に設けら
れた液圧制動装置により液圧制動力として発生させる電
気自動車の制動装置において、前記回生制動力に対応し
た駆動力を発生する駆動手段と、一方側でこの駆動力及
びマスタシリンダからの入力液圧Ｐｍを受けて、他方側
で前記入力液圧に、前記駆動力に対応する所定値△Ｐを
付加したコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を発生する制
御ピストンとを有するコントロール液圧発生部と、前記制御ピストンの他方側に接続され、前記回生制動力
を液圧制動力として発生させる際に必要となる液量及び
液圧を消費するストローク補償ピストンと、前記マスタ
シリンダと液圧制動装置との間に設けられ、前記コント
ロール液圧を受けて前記マスタシリンダと前記液圧制動
装置との間の通路を閉じるとともに、前記所定値△Ｐを
パラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発
生させる液圧制御弁とを備えたことを特徴とする電気自
動車の制動装置。
【請求項１７】前記ストローク補償ピストンは、最大回
生制動力相当の液量を消費すると、フルストロークに達
することを特徴とする請求項１６記載の電気自動車の制
動装置。
【請求項１８】前記ストローク補償ピストンは、液量調
節機構を有することを特徴とする請求項１６記載の電気
自動車の制動装置。
【請求項１９】前記ストローク補償ピストンは、前記液
圧制御弁によって制御される液圧制動装置の数、及び、
その液量消費特性に基づいて補償量を決定されることを
特徴とする請求項１８記載の電気自動車の制動装置。
【請求項２０】前記ストローク補償ピストンは、前記コ
ントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を受けるとともに、マス
タシリンダからの入力液圧Ｐｍを受けて、その差圧ΔＰ
を出力する差圧ピストンを有し、この差圧ピストンの出
力側に、当該差圧ΔＰに基づいて前記回生制動力を液圧
制動力として発生させる際に必要となる液量及び液圧を
消費すべく作動する補償ピストンを有することを特徴と
する請求項１６記載の電気自動車の制動装置。
【請求項２１】前記コントロール液圧発生部の前記駆動
手段は、直流モータであることを特徴とする請求項１６
記載の電気自動車の制動装置。
【請求項２２】前記コントロール液圧発生部の前記制御
ピストンは、一方側と他方側とを連通させる貫通路と、
この貫通路を作動時に閉じる弁体とを有することを特徴
とする請求項１６記載の電気自動車の制動装置。