JP2001171511A - ブレーキ液圧源装置および液圧ブレーキシステム - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】バキュームブースタと電気制御の液圧助勢装置
との両方を備えた液圧ブレーキシステムにおいて、バキ
ュームブースタによる助勢状態から液圧助勢装置による
助勢状態へ滑らかに移行させる。 【解決手段】バキュームブースタのブースタ負圧、ブレ
ーキペダルのペダル踏力Ｆp およびマスタシリンダのマ
スタシリンダ圧Ｐmcの間には図６に示す関係がある。こ
の事実に基づいて、マスタシリンダ圧の増加勾配が大き
い場合に、増加勾配が小さい場合よりブースタ負圧が大
きいと推定する第１負圧推定部と、ペダル踏力の増加勾
配が大きい場合に、増加勾配が小さい場合よりブースタ
負圧が小さいと推定する第２負圧推定部との少なくとも
一方を設ける。その少なくとも一方により推定されたブ
ースタ負圧に基づいてバキュームブースタの助勢限界到
達時点を推定し、液圧助勢装置の作動を開始させる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ブレーキ操作部材
の操作力が、負圧により作動するバキュームブースタに
よって倍力され、マスタシリンダへの入力とされる形式
のブレーキ液圧源装置と、そのブレーキ液圧源装置を備
えた液圧ブレーキシステムとに関するものである。

【０００２】

【従来の技術】運転者によりブレーキ操作部材に加えら
れるブレーキ操作力をバキュームブースタにより倍力
し、その倍力した力でマスタシリンダを作動させること
が広く行われている。また、本出願人は、特開平１０−
２３６２９４号公報において、ポンプを備えた動力液圧
源の液圧に基づいて、ブレーキシリンダの液圧を、ブレ
ーキ操作力に対応する液圧より大きくする電気制御助勢
装置を提案した。この電気制御助勢装置は、バキューム
ブースタが助勢限界に達した後に作動するものである。
バキュームブースタは、ハウジング内に軸方向に移動可
能に設けられたパワーピストンと、そのパワーピストン
の前方に形成されてエンジンの吸気側に接続される低圧
室と、パワーピストンの後方に形成された変圧室と、ブ
レーキ操作部材と連携させられる入力部材と、マスタシ
リンダの加圧ピストンと連携させられる出力部材と、入
力部材と出力部材との相対移動に基づいて変圧室を低圧
室に連通させる後退位置と大気に連通させる前進位置と
いずれからも遮断する中間位置とに切り換わる切換弁と
を含むように構成される。したがって、変圧室の圧力が
大気圧より低い間は入力部材に加えられる入力としての
ブレーキ操作力の増大に伴って助勢力が増大し、助勢作
用をなすが、変圧室の圧力が大気圧に等しくなれば、も
はや助勢作用をなし得ない。この状態を助勢限界と称
し、バキュームブースタが助勢限界に達した後は、電気
制御助勢装置を作動させて、ブレーキ操作力の増分とマ
スタシリンダ圧の増分との関係をバキュームブースタの
助勢限界以前と変わりなくするのである。

【０００３】ブースタの助勢限界は上記のように一義的
に決まるが、助勢限界時のブースタの助勢力、すなわち
限界助勢力は一義的には決まらない。前述のようにブー
スタの助勢力は低圧室と変圧室との圧力差で決まるのに
対して、低圧室の負圧はエンジンの吸気側負圧に依存し
ており、エンジンの作動状態に応じて変化するからであ
る。エンジンの吸気側負圧はエンジンの制御のために必
要であるため、吸気負圧センサにより検出されるのが普
通であり、もし、吸気負圧センサが設けられていなくて
も、エンジン回転数とスロットル開度等他の検出値に基
づいて比較的正確に推定することができる。それに対
し、バキュームブースタの低圧室の負圧であるブースタ
負圧の推定は容易ではない。バキュームブースタとエン
ジン吸気側との接続通路には逆止弁が設けられるのが普
通であり、ブースタ負圧は、前回バキュームブースタが
作動してから後の吸気側負圧の最大値に応じた大きさ、
すなわち吸気側負圧の最大値から逆止弁の開弁圧を差し
引いた大きさになっており、その上、バキュームブース
タの作動に伴って変化するからである。逆止弁とバキュ
ームブースタとの間に負圧を蓄えるバキュームタンクが
設けられる場合には、バキュームブースタの作動に伴う
ブースタ負圧の変化は小さくなるが、近年はバキューム
タンクが小形化されており、ブースタ負圧の変化は無視
し得ないことが多い。

【０００４】前述の電気制御助勢装置を制御するために
は、バキュームブースタの状態、特にブースタ負圧を監
視することが望ましく、少なくとも、バキュームブース
タが助勢限界に達したこと、あるいは間もなく助勢限界
に達することを検出することが必要である。また、バキ
ュームブースタの状態あるいは助勢限界を知ることは、
電気制御助勢装置の制御のため以外にも必要になる。バ
キュームブースタとの関連で液圧ブレーキシステムを制
御する場合に一般的に必要になるのであり、その他、ブ
ースタ負圧の異常あるいはバキュームブースタの助勢限
界を運転者に報知する等の目的でも必要になる。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題，課題解決手段および効
果】そこで本出願人は、前記特開平１０−２３６２９４
号公報において、バキュームブースタの作動状態の監視
あるいは助勢限界の検出のための手段をいくつか提案し
たが、本発明はさらに別の手段を得ることを課題として
なされたものである。本発明によって下記各態様のブレ
ーキ液圧源装置および液圧ブレーキシステムが得られ
る。各態様は請求項と同様に、項に区分し、各項に番号
を付し、必要に応じて他の項の番号を引用する形式で記
載する。これは、あくまでも本発明の理解を容易にする
ためであり、本明細書に記載の技術的特徴およびそれら
の組合わせが以下の各項に記載のものに限定されると解
釈されるべきではない。また、一つの項に複数の事項が
記載されている場合、それら複数の事項を常に一緒に採
用しなければならないわけではない。一部の事項のみを
選択して採用することも可能なのである。

【０００６】（１）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧
により作動するバキュームブースタによって倍力され、
その倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレー
キ液圧源装置において、前記マスタシリンダの出力の変
化率が大きい場合に、変化率が小さい場合より前記バキ
ュームブースタの負圧が大きいと推定する第１負圧推定
部と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率が大きい
場合に、変化率が小さい場合より前記バキュームブース
タの負圧が小さいと推定する第２負圧推定部との少なく
とも一方を備えた負圧推定装置を設けたブレーキ液圧源
装置（請求項１）。ブレーキ操作部材には、例えば、運
転者の足により操作されるブレーキペダルあるいは手に
よって操作されるレバーがある。第１負圧推定部は以下
の事実に基づいてバキュームブースタの負圧（ブースタ
負圧と称する）を推定する。同じ速度でブレーキ操作が
行われた場合に、バキュームブースタの負圧（ブースタ
負圧と称する）が大きい場合には小さい場合に比較して
マスタシリンダ圧の増加勾配が大きくなる。これは、ブ
ースタ負圧が大きい場合にはブースタの助勢遅れが小さ
いためであると考えられる。そして、通常のブレーキ操
作においては、ブレーキ操作がほぼ一定の速度で行われ
るため、一般的に、マスタシリンダの出力状態の変化率
が大きい場合に、変化率が小さい場合よりバキュームブ
ースタの負圧が大きいと推定することは妥当なことであ
る。特に、運転者各人では、緊急時以外はブレーキ操作
部材の操作速度（ブレーキ操作速度と称する）がほぼ決
まっているため、各運転者に対しては上記推定は一層妥
当である。また、ブレーキ操作速度が大きく変化する場
合には、例えば、ブレーキ操作速度を複数段階に分け、
各段階内では、マスタシリンダの出力の変化率が大きい
場合に、変化率が小さい場合よりバキュームブースタの
負圧が大きいと推定されるようにすればよい。第２負圧
推定部は以下の事実に基づいてブースタ負圧を推定す
る。同じ速度でブレーキ操作が行われた場合に、ブース
タ負圧が小さい場合には大きい場合に比較してブレーキ
操作部材の操作力（ブレーキ操作力と称する）の増加勾
配が大きくなる。これは、ブースタ負圧が小さい場合に
はブースタの助勢遅れが大きいためであると考えられ
る。上述のブレーキ操作速度に関する説明はそのまま第
２負圧推定部にも当てはまる。バキュームブースタの負
圧は、ブレーキ操作部材が操作され、マスタシリンダの
出力の変化率あるいはブレーキ操作部材の操作力の変化
率が得られる際の負圧が推定されるのであるが、推定時
のブースタ負圧が大きければ、バキュームブースタの作
動開始時においてもブースタ負圧は大きく、作動開始時
の負圧の推定も可能である。 （２）前記第１負圧推定部が、前記バキュームブースタ
の負圧の推定に、前記マスタシリンダの出力自体を加味
する出力加味部を含む (1)項に記載のブレーキ液圧源装
置（請求項２）。マスタシリンダ出力の変化率に基づい
てブースタ負圧を推定するに当たって、マスタシリンダ
出力自体をも加味すれば、推定精度を向上させるとがで
きる。 （３）前記第１負圧推定部が、前記バキュームブースタ
の負圧の推定に、前記ブレーキ操作部材の操作力を加味
する操作力加味部を含む (1)項または (2)項に記載のブ
レーキ液圧源装置（請求項３）。マスタシリンダ出力の
変化率に基づいてブースタ負圧を推定するに当たって、
ブレーキ操作力をも加味すれば推定精度を向上させるこ
とができる。マスタシリンダ出力とブレーキ操作力とを
共に加味すれば一層向上させることができる。 （４）前記出力加味部および前記操作力加味部が、前記
ブレーキ操作部材の操作力と前記マスタシリンダの出力
との関係を加味する入出力関係加味部を構成する(3)項
に記載のブレーキ液圧源装置。 （５）前記入出力関係加味部が、前記操作力が予め定め
られた設定操作力未満である期間中におけるマスタシリ
ンダの出力の変化率を前記出力の変化率とする部分を含
む (4)項に記載のブレーキ液圧源装置（請求項４）。ブ
レーキ操作力が比較的小さい期間におけるマスタシリン
ダ出力の変化率とブースタ負圧との間には所定の関係が
あるため、ブレーキ操作力が設定操作力未満である期間
中におけるマスタシリンダ出力の変化率に基づいてブー
スタ負圧を推定することができる。 （６）前記入出力関係加味部が、前記操作力が予め定め
られた設定操作力以上である期間中におけるマスタシリ
ンダ出力の変化率を前記出力の変化率とする部分を含む
(4)項または (5)項に記載のブレーキ液圧源装置（請求
項５）。ブレーキ操作力が比較的大きい期間におけるマ
スタシリンダ出力の変化率とブースタ負圧との間には、
上記 (5)項の場合とは異なる所定の関係があるため、ブ
レーキ操作力が設定操作力以上である期間中におけるマ
スタシリンダ出力の変化率に基づいてブースタ負圧を推
定することができる。本項における設定操作力は、 (5)
項における設定操作力より大きくされることが望まし
い。ブレーキ操作力が中間的な大きさである期間におけ
るマスタシリンダ出力の変化率とブースタ負圧との間の
関係が一律ではないからである。本項の特徴が (5)項の
特徴と共に採用される場合には、例えば、それぞれにお
いて推定された負圧の平均値が負圧の推定値とされるよ
うにしたり、また、推定結果の利用目的に応じていずれ
か一方の推定値が選択的に利用されるようにしたりする
ことができる。 （７）前記第１負圧推定部が、前記ブレーキ操作部材の
操作力が設定操作力以上である状態と設定操作力未満で
ある状態とで出力信号が変化する操作力スイッチと、そ
の操作力スイッチの出力信号の変化時点以後における前
記マスタシリンダの出力の変化率の最大値が大きいほど
前記バキュームブースタの負圧を大きい値に推定する特
定時点変化率依拠推定部とを含む (1)項に記載のブレー
キ液圧源装置（請求項６）。本項の第１負圧推定部によ
れば、実施形態の項で詳述するように、ブースタ負圧を
特に良好に推定することができる。本項は (4)項あるい
は (6)項の一具体例であると言い得る。操作力スイッチ
の代わりに操作力センサを設け、特定時点変化率依拠推
定部を、操作力センサの検出値が設定操作力に達した時
点以降におけるマスタシリンダの出力の変化率の最大値
が大きいほどバキュームブースタの負圧を大きい値に推
定するものとすることも可能であり、その場合には、上
記 (6)項の態様の一例となる。 （８）前記第２負圧推定部が、前記バキュームブースタ
の負圧の推定に、前記ブレーキ操作部材の操作力自体を
加味するブレーキ操作力加味部を含む (1)項ないし (7)
項のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源装置（請求項
７）。ブレーキ操作力の変化率に基づいてブースタ負圧
を推定するに当たって、ブレーキ操作力自体をも加味す
れば、推定精度を向上させることができる。 （９）前記ブレーキ操作力加味部が、前記マスタシリン
ダ出力が予め定められた設定出力未満である期間中にお
けるブレーキ操作部材の操作力の変化率を前記操作力の
変化率とする部分を含む (8)項に記載のブレーキ液圧源
装置。マスタシリンダ出力が比較的小さい期間における
ブレーキ操作力の変化率とブースタ負圧との間には所定
の関係があるため、マスタシリンダ出力が設定出力未満
である期間中におけるブレーキ操作力の変化率に基づい
てブースタ負圧を推定することができる。 （１０）前記ブレーキ操作力加味部が、前記マスタシリ
ンダ出力が予め定められた設定出力以上である期間中に
おける変化率を前記操作力の変化率とする部分を含む
(8)項に記載のブレーキ液圧源装置。マスタシリンダ出
力が比較的大きい期間におけるブレーキ操作力の変化率
とブースタ負圧との間には所定の関係があるため、マス
タシリンダ出力が設定出力以上である期間中におけるブ
レーキ操作力の変化率に基づいてブースタ負圧を推定す
ることができる。本項における設定出力は、 (9)項にお
ける設定出力より大きくされることが望ましい。 （１１）前記第２負圧推定部が、設定マスタシリンダ圧
到達時におけるブレーキ操作力と、その後のブレーキ操
作力の増加勾配の最大値である最大操作力勾配とに基づ
いてブースタ負圧を推定する (8)項に記載のブレーキ液
圧源装置。 （１２）前記第２負圧推定部が、前記マスタシリンダ圧
が設定液圧以上である状態と設定液圧未満である状態と
で出力信号が変化するマスタシリンダ圧スイッチと、そ
のマスタシリンダ圧スイッチの出力信号の変化時点以降
における前記操作力の変化率の最大値が大きいほど前記
バキュームブースタの負圧を小さい値に推定する特定時
点変化率依拠推定部とを含む (1)項または (7)項に記載
のブレーキ液圧源装置（請求項８）。本項の第２負圧推
定部によれば、実施形態の項で詳述するように、ブース
タ負圧を特に良好に推定することができる。本項は (8)
項あるいは(10)項の一具体例であると言い得る。マスタ
シリンダ圧スイッチの代わりにマスタシリンダ圧センサ
を設け、特定時点変化率依拠推定部を、マスタシリンダ
圧センサの検出値が設定液圧に達した時点以降における
ブレーキ操作部材の操作力の変化率の最大値が大きいほ
どバキュームブースタの負圧を小さい値に推定するもの
とすることも可能であり、その場合には、上記(10)項の
態様の一例となる。 （１３）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置において、前記マスタシリンダの液圧であるマスタシ
リンダ圧の変化率と、前記ブレーキ操作部材の操作力が
設定操作力まで増加した時点におけるマスタシリンダ圧
とに基づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する
第１負圧推定部と、前記ブレーキ操作部材の操作力であ
るブレーキ操作力の変化率と、前記マスタシリンダ圧が
設定マスタシリンダ圧まで増加した時点における前記ブ
レーキ操作力とに基づいて前記バキュームブースタの負
圧を推定する第２負圧推定部との少なくとも一方を備え
た負圧推定装置を設けたブレーキ液圧源装置（請求項
９）。後に実施形態の項において詳細に説明するよう
に、マスタシリンダ圧の変化率とブレーキ操作力が設定
操作力まで増加した時点におけるマスタシリンダ圧との
間、あるいはブレーキ操作力の変化率とマスタシリンダ
圧が設定マスタシリンダ圧まで増加した時点におけるブ
レーキ操作力との間には、それぞれ一定の関係がある。
したがって、これら両関係の各々に基づいてブースタ負
圧を推定する第１負圧推定部と第２負圧推定部との少な
くとも一方を有する負圧推定装置を設ければ、ブースタ
負圧を良好に推定することができる。 （１４）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置において、前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配
に基づいて前記バキュームブースタが助勢限界に達した
ことを検出する助勢限界検出装置を設けたブレーキ液圧
源装置（請求項１０）。バキュームブースタの助勢限界
到達前と後とではブレーキ操作力の増加勾配が異なるた
め、ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に基づいてバ
キュームブースタの助勢限界到達を検出することができ
る。 （１５）前記助勢限界検出装置が、前記操作力の増加勾
配の急変時を助勢限界時として検出する(14)項に記載の
ブレーキ液圧源装置。バキュームブースタの助勢限界到
達時には、ブレーキ操作力の増加勾配が急変するため、
その事実に基づいて助勢限界到達を検出することができ
る。上記増加勾配の急変時は、例えば、その時点の前と
後とで増加勾配が設定量以上変化する時点として検出す
ることができ、設定量は相前後する増加勾配の差で設定
することも、比で設定することも可能である。 （１６）前記助勢限界検出装置が、前記操作力の増加勾
配である操作力勾配をブレーキ操作力で割った無次元化
操作力勾配の急変時を助勢限界時として検出する(14)項
に記載のブレーキ液圧源装置（請求項１１）。上記無次
元化操作力勾配の急変は、例えば、相前後する無次元化
操作力勾配の差や比を、設定無次元化操作力勾配差や設
定無次元化操作力勾配比と比較することによって検出す
ることができる。ブレーキ操作力の増加勾配はブレーキ
操作速度やブースタ負圧により変わるため、助勢限界到
達前後における増加勾配の差や比もブースタ負圧に応じ
て変わる。そのため、(15)項に関連して説明した設定増
加勾配差や設定増加勾配比を適切に設定することが難し
く、その分だけ助勢限界到達の検出精度が低くなること
を否めない。それに対し、無次元化操作力勾配はブレー
キ操作速度やブースタ負圧の影響が小さいため、適切な
設定無次元化勾配差や設定無次元化勾配比を設定するこ
とが容易であり、その分だけ助勢限界到達を正確に検出
することが可能となる。 （１７）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置において、前記ブレーキ操作部材の操作速度と前記マ
スタシリンダの出力変化速度との関係に基づいて前記バ
キュームブースタの負圧を推定する速度依拠負圧推定部
を設けたブレーキ液圧源装置（請求項１２）。マスタシ
リンダを駆動する力とマスタシリンダの出力とはほぼ対
応するが、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタシリン
ダの出力変化速度とは対応するとは限らない。バキュー
ムブースタには無視できない作動遅れがあり、その作動
遅れは、ブースタ負圧が小さいほど大きく、ブレーキ操
作部材の操作速度が大きいほど大きい。ブレーキ操作部
材の操作速度とマスタシリンダの出力変化速度とバキュ
ームブースタの負圧との間には一定の関係があるのであ
り、したがって、ブレーキ操作部材の操作速度とマスタ
シリンダの出力変化速度とに基づいてバキュームブース
タの負圧を推定することができる。 （１８）前記速度依拠負圧推定部が、第１基準時点にお
ける前記操作速度の同じ値に対する第２基準時点におけ
る前記出力変化速度が大きい場合に小さい場合に比較し
て前記負圧が大きいと推定する基準時点速度依拠負圧推
定部を含む(17)項に記載のブレーキ液圧源装置。バキュ
ームブースタの負圧が大きいほど、バキュームブースタ
の作動遅れが小さく、ブレーキ操作部材の操作力の増大
に対してマスタシリンダ圧は遅れ小さく増大し、操作速
度が同じであれば、出力変化速度は、バキュームブース
タの負圧が大きい場合に、小さい場合より大きくなる。
現実には、例えば、予め定められた第１基準時点におけ
る操作速度と、予め定められた第２基準時点における出
力変化速度と、バキュームブースタの負圧との関係が、
予めテーブルあるいは式によって表され、検出された操
作速度および出力変化速度とテーブルあるいは式とを用
いてバキュームブースタの負圧が推定される。これらテ
ーブルあるいは式は、同じ操作速度に対して、負圧が大
きいほど、出力変化速度が大きくなるように作成され
る。あるいは、第２基準時点における出力変化速度を第
１基準時点における操作速度で割ることにより、操作速
度の大きさの影響を除いた無次元化出力勾配とでも称す
べきものを求め、その値が大きいほどバキュームブース
タの負圧が大きいと推定されるようにすることもでき
る。 （１９）前記基準時点速度依拠負圧推定部が、前記第１
基準時点における前記操作速度の同じ値に対する前記第
２基準時点における前記出力変化速度が大きい場合に小
さい場合に比較して、前記負圧を大きい値に推定する基
準時点速度依拠負圧値推定部を含む(18)項に記載のブレ
ーキ液圧源装置（請求項１３）。本態様によれば、負圧
が値で推定される。 （２０）前記第１基準時点と第２基準時点とが時間的に
同じ時点である(17)項ないし(19)項のいずれか１つに記
載のブレーキ液圧源装置。 （２１）前記第１基準時点および前記第２基準時点が、
前記ブレーキ操作部材の操作量が予め定められた基準操
作量に達した時点である(20)項に記載のブレーキ液圧源
装置。 （２２）前記第１基準時点および前記第２基準時点が、
前記マスタシリンダの出力が予め定められた基準出力値
に達した時点である(20)項に記載のブレーキ液圧源装
置。 （２３）前記第１基準時点および前記第２基準時点が、
前記ブレーキ操作部材の操作開始後予め定められた基準
時間が経過した時点である(20)項に記載のブレーキ液圧
源装置。 （２４）前記第１基準時点と第２基準時点とが時間的に
互いに異なる時点である(17)項ないし(19)項のいずれか
１つに記載のブレーキ液圧源装置。本項においては、第
１基準時点と第２基準時点とが時間的に互いに異なる時
点とされ、時を異にして取得される操作速度と出力変化
速度とに基づいてブースタ負圧が推定される。(18)項に
ついて説明したブースタ負圧を推定するためのテーブル
あるいは式は、第１，第２基準時点の設定に応じてブー
スタ負圧が推定されるように構成される。同じ操作速度
と同じ出力変化速度との組合わせであっても、第１，第
２基準時点の設定に応じてブースタ負圧は異なる大きさ
に推定されるのである。操作速度および出力変化速度に
基づいて無次元化出力勾配を求めてブースタ負圧を推定
する場合も同じであり、無次元化出力勾配の値が同じで
あっても、第１，第２基準時点の設定に応じてブースタ
負圧は異なる大きさに推定される。 （２５）前記第１基準時点が、前記ブレーキ操作部材の
操作量、前記マスタシリンダの出力、および前記ブレー
キ操作部材の操作開始後の経過時間のうちの１つが予め
定められた設定値に達した時点である(24)項に記載のブ
レーキ液圧源装置。 （２６）前記第２基準時点が、前記操作量，前記出力お
よび前記経過時間のうちの前記１つが、第１設定値とし
ての前記設定値とは異なる第２設定値に達した時点であ
る(25)項に記載のブレーキ液圧源装置。 （２７）前記第２基準時点が、前記操作量，前記出力お
よび前記経過時間のうちの前記１つとは別の１つが、第
１設定値としての前記設定値とは異なる第２設定値に達
した時点である(25)項に記載のブレーキ液圧源装置。 （２８）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置において、前記ブレーキ操作部材の操作速度と、前記
マスタシリンダの出力の前記ブレーキ操作部材の操作に
対する遅れ量との関係に基づいて前記バキュームブース
タの負圧を推定する遅れ量依拠負圧推定部を設けたブレ
ーキ液圧源装置（請求項１４）。ブレーキ操作部材の操
作に対するマスタシリンダ圧の出力の遅れは、バキュー
ムブースタの負圧が小さいほど大きくなるとともに、ブ
レーキ操作部材の操作速度が大きいほど大きくなる。上
記マスタシリンダの出力の遅れ量とブレーキ操作部材の
操作速度とバキュームブースタの負圧との間には一定の
関係があるのであり、ブレーキ操作部材の操作速度とマ
スタシリンダの出力の遅れ量とに基づいてバキュームブ
ースタの負圧を推定することができる。 （２９）前記遅れ量が、前記ブレーキ操作部材の操作量
が予め定められた設定操作量に達した時点に、遅れがな
い理想状態においてその操作量に対応する前記マスタシ
リンダの出力値と、実際の出力値との差である(28)項に
記載のブレーキ液圧源装置。遅れ量は、本項の態様の
他、例えば、(30)項に記載のように、時間により得ら
れ、あるいはブレーキ操作部材の操作ストロークにより
得られる。 （３０）前記遅れ量が、遅れがない理想状態において基
準出力値に対応する基準操作量に、前記ブレーキ操作部
材の操作量が達した第１時点と、実際の出力値が前記基
準出力値に達した第２時点との間の経過時間である(28)
項に記載のブレーキ液圧源装置。 （３１）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置と、そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブ
レーキシリンダと、前記バキュームブースタが助勢限界
に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレ
ーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配よ
り大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、前記バ
キュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブレーキ
操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御
助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始時
期決定装置とを含む液圧ブレーキシステム（請求項１
５）。バキュームブースタ作動開始時のブースタ負圧が
判っている場合には、そのブースタ負圧とブレーキ操作
力の変化率とに基づいて、バキュームブースタの助勢限
界に対応するブレーキ操作力を推定することができ、電
気制御助勢装置の作動開始時期を適切に決定することが
できる。なお、上記「ブレーキシリンダの液圧をブレー
キ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より
大きい勾配で増加させる」ための装置として、後に実施
形態の項において詳述するように、バキュームブースタ
とマスタシリンダとの間に配設され、バキュームブース
タと並列に加圧ピストンを駆動する電気制御液圧ブース
タと称すべきものがあり、この装置は正に電気制御助勢
装置と称し得る。それに対し、同じく実施形態の項にお
いて後述するように、マスタシリンダから供給される作
動液をポンプにより加圧してブレーキシリンダに供給す
る形式の装置もあり、この装置は作動原理からすれば電
気制御助勢装置とは称しにくい。しかし、「ブレーキシ
リンダの液圧をブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に
対応する増加勾配より大きい勾配で増加させる」という
機能の面から観れば、この装置も電気制御助勢装置と称
し得る。 （３２）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置と、そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブ
レーキシリンダと、前記バキュームブースタが助勢限界
に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレ
ーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増圧勾配よ
り大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、前記バ
キュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブレーキ
操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制御
助勢装置の、前記ブレーキ操作部材の操作力の増加に対
する前記ブレーキシリンダの液圧の増加勾配である電気
制御助勢サーボ比を決定するサーボ比決定装置とを含む
液圧ブレーキシステム（請求項１６）。バキュームブー
スタ作動開始時のブースタ負圧が判っている場合には、
そのブースタ負圧とブレーキ操作力の変化率とに基づい
て、バキュームブースタが助勢限界に達した後における
電気制御助勢装置の所要助勢サーボ比を適切に決定する
ことができる。 （３３）前記バキュームブースタの負圧と、前記ブレー
キ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電気制
御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢開始
時期決定装置を含む(32)項に記載の液圧ブレーキシステ
ム（請求項１７）。本項の態様によれば、(32)項の態様
による効果と(31)項の態様による効果との両方を享受す
ることができる。 （３４）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置と、そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブ
レーキシリンダと、前記ブレーキ操作部材の操作力が予
め定められた設定操作力以上で、かつ、車両の減速度が
予め定められた設定減速度未満である場合に、前記ブレ
ーキシリンダの液圧を、前記ブレーキ液圧源装置の液圧
による場合に比較して高くする電気制御助勢装置とを含
む液圧ブレーキシステム（請求項１８）。ブレーキ操作
力が設定操作力以上であるにもかかわらず、車両の減速
度が設定減速度未満である場合には、何らかの事情で、
ブレーキシリンダの液圧不足、ブレーキ摩擦材とブレー
キ回転体との摩擦係数不足等が発生したと推測される。
その場合には、電気制御助勢装置の助勢力を増すことに
より、それらの不足を補うことができ、電気制御助勢装
置の利用価値を高めることができる。 （３５）前記設定減速度が、理論上期待し得る最大の減
速度である最大減速度であり、前記設定操作力が、当該
液圧ブレーキシステムが標準状態において前記最大減速
度を発生させるために必要な最大操作力であって、前記
電気制御助勢装置が、前記ブレーキシリンダの液圧を前
記最大減速度が発生するまで増加させるものである(34)
項に記載の液圧ブレーキシステム。乾燥したアスファル
ト路面上においては最大約１Ｇの減速度を発生させるこ
とができ、この１Ｇが理論上車両に発生させることがで
きる最大の減速度である。したがって、ブレーキシリン
ダの液圧を減速度１Ｇに相当する最大所要液圧より高く
することは無駄であり、この最大減速度を発生させるた
めに必要な最大マスタシリンダ圧および最大ブレーキ操
作力は液圧ブレーキシステムごとに決まっている。ただ
し、これは各液圧ブレーキシステム全体が標準状態にあ
る場合のことであって、実際には、ブースタ負圧，ブレ
ーキ摩擦材の摩擦係数の不足等により、液圧ブレーキシ
ステム全体が標準状態にあるとは限らず、最大ブレーキ
操作力が加えられたからといって最大減速度が得られる
とは限らない。それに対し、電気制御助勢装置を、最大
ブレーキ操作力が加えられた場合には、最大減速度が得
られる高さまでマスタシリンダ圧を増加させるものとす
れば、液圧ブレーキシステムは状態のいかんを問わず最
大減速度を生じさせるに足るものとなり、完全である。
なお、路面の摩擦係数が低い場合には、アンチロック制
御装置によりマスタシリンダ圧が路面の摩擦係数に見合
った大きさに制御されるようにすればよい。 （３６）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置と、そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブ
レーキシリンダと、前記バキュームブースタが助勢限界
に達した後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレ
ーキ操作部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配よ
り大きい勾配で増加させる電気制御助勢装置と、その電
気制御助勢装置の作動中に前記ブレーキ操作部材の操作
力に対して減速度が不足している場合に、電気制御助勢
装置の助勢特性を高める助勢機能増大装置とを含む液圧
ブレーキシステム。電気制御助勢装置は、バキュームブ
ースタが助勢限界に達した後にバキュームブースタに変
わって助勢機能を果たすたものであるが、本項において
はさらに、ブレーキ操作力に対して車両の減速度が不足
している場合には、助勢機能増大装置により電気制御助
勢装置の助勢特性が高められ、減速度の不足が補われ
る。 （３７）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置と、そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブ
レーキシリンダと、前記ブレーキ操作部材の操作速度と
前記マスタシリンダの出力変化速度との関係に基づいて
前記バキュームブースタの負圧を推定する速度依拠負圧
推定部と、前記バキュームブースタが助勢限界に達した
後に、前記ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作
部材の操作力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい
勾配で増加させる電気制御助勢装置と、前記速度依拠負
圧推定部により推定されるバキュームブースタの負圧
と、前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づい
て、前記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電
気制御助勢開始時期決定装置と、速度依拠負圧推定部に
より推定されるバキュームブースタの負圧と、ブレーキ
操作部材の操作力の変化率とに基づいて、電気制御助勢
装置の、ブレーキ操作部材の操作力の増加に対する前記
ブレーキシリンダの液圧の増加勾配である電気制御助勢
サーボ比を決定するサーボ比決定装置との少なくとも一
方とを含む液圧ブレーキシステム。 （３８）ブレーキ操作部材の操作力が、負圧により作動
するバキュームブースタによって倍力され、その倍力さ
れた力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液圧源装
置と、そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブ
レーキシリンダと、前記ブレーキ操作部材の操作速度
と、前記マスタシリンダの出力の前記ブレーキ操作部材
の操作に対する遅れ量との関係に基づいて前記バキュー
ムブースタの負圧を推定する遅れ量依拠負圧推定部と、
前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記
ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作
力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加
させる電気制御助勢装置と、前記遅れ量依拠負圧推定部
により推定されるバキュームブースタの負圧と、前記ブ
レーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電
気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢
開始時期決定装置と、遅れ量依拠負圧推定部により推定
されるバキュームブースタの負圧と、ブレーキ操作部材
の操作力の変化率とに基づいて、電気制御助勢装置の、
ブレーキ操作部材の操作力の増加に対するブレーキシリ
ンダの液圧の増加勾配である電気制御助勢サーボ比を決
定するサーボ比決定装置との少なくとも一方とを含む液
圧ブレーキシステム。

【０００７】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態を図面に
基づいて詳細に説明する。図１に示す液圧ブレーキシス
テムは、左，右の前輪１０，１２と左，右の後輪１４，
１６とを備えた四輪自動車に搭載されている。この液圧
ブレーキシステムにおいて、ブレーキペダルの踏込みに
基づいてマスタシリンダの加圧室に液圧を発生させ、ブ
レーキペダルの踏力をマスタシリンダとは別に発生させ
た液圧によって助勢する構成、ならびにアンチロック制
御を行うための構成は、未だ公開されていないが、本出
願人の出願に係る特願平１１−１２３６０４号の明細書
に記載の液圧ブレーキシステムと同じであり、簡単に説
明する。

【０００８】本液圧ブレーキシステムは、ブレーキ操作
部材としてブレーキペダル１８を備えており、そのブレ
ーキペダル１８はバキュームブースタ２０（以下、ブー
スタ２０と略称する）を介してタンデム型のマスタシリ
ンダ２２に連結されている。ブースタ２０は、図２に示
すように、中空のハウジング３０を備えている。ハウジ
ング３０内の空間は、パワーピストン３２によりマスタ
シリンダ２２の側の低圧室３４とブレーキペダル１８の
側の変圧室３６とに仕切られている。低圧室３４は、負
圧源としてのエンジンの吸気側であって、本実施形態で
は、インテークマニホルド（図示省略）であって、スロ
ットルバルブと複数のインテークバルブ側へエアを供給
するために分岐させられた部分との間の部分に接続され
ている。本実施形態においては、低圧室３４の負圧がブ
ースタ負圧である。

【０００９】パワーピストン３２は、マスタシリンダ２
２の側において、ゴム製のリアクションディスク３８を
介してブースタピストンロッド４０と連携させられてい
る。ブースタピストンロッド４０は、後述するように、
パワーピストン３２の作動力をマスタシリンダ２２の第
１加圧ピストンに伝達する。

【００１０】低圧室３４と変圧室３６との間に切換弁４
２が設けられている。切換弁４２は、オペレーティング
ロッド４４とパワーピストン３２との相対移動に基づい
て作動するものであり、コントロールバルブ４６，エア
バルブ４８，バキュームバルブ５０およびコントロール
バルブスプリング５２を備えている。エアバルブ４８
は、コントロールバルブ４６と共同して変圧室３６の大
気に対する連通・遮断を制御するものであり、オペレー
ティングロッド４４と連携させられている。エアバルブ
４８は、オペレーティングロッド４４により前記リアク
ションディスク３８に押しつけられる入力ピストン５４
と一体に形成されているのである。オペレーティングロ
ッド４４のエアバルブ４８側とは反対側の端部は、図１
に示すように、前記ブレーキペダル１８に回動可能に連
結されている。コントロールバルブ４６はコントロール
バルブスプリング５２により、オペレーティングロッド
４４に対してエアバルブ４８に着座する向きに付勢され
ている。バキュームバルブ５０は、コントロールバルブ
４６と共同して変圧室３６の低圧室３４に対する連通・
遮断を制御するものであり、パワーピストン３２と一体
的に移動可能に設けられている。

【００１１】このように構成されたブースタ２０におい
ては、非作動状態では、コントロールバルブ４６が、エ
アバルブ４８に着座する一方、バキュームバルブ５０か
ら離間し、それにより、変圧室３６が大気から遮断され
て低圧室３４に連通させられる。したがって、この状態
では、低圧室３４も変圧室３６も共に等しい高さの負圧
（大気圧以下の圧力）となる。それに対して、作動状態
では、オペレーティングロッド４４がパワーピストン３
２に対して相対的に前進し、コントロールバルブ４６が
バキュームバルブ５０に着座して変圧室３６が低圧室３
４から遮断される。その後、オペレーティングロッド４
４がパワーピストン３２に対してさらに前進させられれ
ば、エアバルブ４８がコントロールバルブ４６から離間
し、それにより、変圧室３６が大気に連通させられる。
この状態では、変圧室３６の負圧が減少して（大気圧に
接近して）低圧室３４と変圧室３６との間に差圧が発生
し、その差圧によってパワーピストン３２が作動させら
れる。このパワーピストン３２の作動力はブースタピス
トンロッド４０を介してマスタシリンダ２２の第１加圧
ピストンに伝達され、第１加圧ピストンからの反力がリ
アクションディスク３８によりパワーピストン３２と入
力ピストン５４とに分配され、運転者は入力ピストン５
４に分配された反力をオペレーティングロッド４４を介
して、マスタシリンダ２２からの反力として知覚するこ
とができる。オペレーティングロッド４４ないし入力ピ
ストン５４がブースタ２０の入力部材、ブースタピスト
ンロッド４０が出力部材なのである。

【００１２】図１に示すように、前記マスタシリンダ２
２のハウジング６０は有底円筒状をなし、ハウジング６
０内には、それぞれ直径が異なる３つの円形穴６２，６
４，６６が直列にかつ同心に設けられ、最も直径が小さ
い円形穴６４に第１加圧ピストン６８および第２加圧ピ
ストン７０が互いに直列に配列されている。これら加圧
ピストン６８，７０は円形穴６４に摺動可能かつ液密に
嵌合され、それぞれの前方に第１，第２加圧室７２，７
４が形成されている。第１，第２加圧ピストン６８，７
０は有底円筒状をなし、それらの内部に配設された弾性
部材としての圧縮コイルスプリング７６，７８により、
図示の後退端位置に向かって付勢されている。

【００１３】ハウジング６０の開口部には、閉塞部材８
０が液密に取り付けられ、スナップリング等の固定部材
によりハウジング６０に着脱可能に固定されてハウジン
グ６０の開口を閉塞している。閉塞部材８０は、第１加
圧ピストン６８と当接することにより、第１加圧ピスト
ン６８の後退限度を規定する。また、第２加圧ピストン
７０の後退限度は、第１加圧ピストン６８の後退限度の
規定と、図示しない部材によるスプリング７６の初期長
さおよび初期荷重の規定との共同により規定されてい
る。

【００１４】第１加圧ピストン６８の後端面から後方へ
中空円筒状のピストンロッド８２が延び出させられてお
り、閉塞部材８０を実質的に液密かつ摺動可能に貫通し
てブースタ２０側に臨まされている。前記ブースタ２０
のブースタピストンロッド４０の先端部は、ピストンロ
ッド８２の内部に軸方向に相対移動可能に嵌合されてお
り、ブースタピストンロッド４０からピストンロッド８
２にパワーピストン３２の作動力が伝達され、その作動
力に基づいて第１，第２加圧室７２，７４にそれぞれ互
いに等しい高さの液圧が発生させられる。

【００１５】閉塞部材８０がハウジング６０に嵌合され
ることにより、その閉塞部材８０と第１加圧ピストン６
８との間に補助加圧室９０が形成されている。この補助
加圧室９０に圧力が発生させられると、第１加圧ピスト
ン６８が前進する向きに押され、それにより、第１加圧
室７２に圧力が発生させられる。第１加圧室７２に圧力
が発生させられると、第２加圧ピストン７０が前進する
向きに押され、それにより第２加圧室７４にも圧力が発
生させられる。

【００１６】第１，第２加圧室７２，７４は、第１，第
２加圧ピストン６８，７０が後退端位置にある状態にお
いて、ハウジング６０に設けられた２個のリザーバ用ポ
ート９２および第１，第２加圧ピストン６８，７０にそ
れぞれ設けられた連通路９４により、リザーバ９６に連
通させられる。第１，第２加圧ピストン６８，７０が、
後退端位置から小距離前進すれば、２個のリザーバ用ポ
ート９２が遮断され、それにより第１，第２加圧室７
２，７４が第１，第２加圧ピストン６８，７０の前進に
より昇圧可能となる。

【００１７】第１加圧室７２は、ハウジング６０に設け
られたホイールシリンダ用ポート９８および主通路１０
０により、左，右前輪１０，１２の各回転をそれぞれ抑
制する２個のブレーキ１０２，１０４を作動させるブレ
ーキシリンダたるフロントホイールシリンダ１０６，１
０８に接続されている。主通路１００は、基幹通路１１
０および２本の分岐通路１１２を有し、各分岐通路１１
２の先端にそれぞれフロントホイールシリンダ１０６，
１０８が接続されている。

【００１８】また、第２加圧室７４は、ハウジング６０
に設けられたホイールシリンダ用ポート１１４および主
通路１１６により、左，右後輪１４，１６の各回転をそ
れぞれ抑制する２個のブレーキ１１８，１２０を作動さ
せるブレーキシリンダたるリヤホイールシリンダ１２
２，１２４に接続されている。主通路１１６は、基幹通
路１２６および２本の分岐通路１２８を有し、各分岐通
路１２８の先端にそれぞれリヤホイールシリンダ１２
２，１２４が接続されている。本実施形態の液圧ブレー
キシステムは前後２系統式であるのである。

【００１９】本実施形態の液圧ブレーキシステムには、
アンチロック制御を行うべく、ホイールシリンダ１０
６，１０８，１２２，１２４の各々について電磁弁装置
１３０が設けられている。電磁弁装置１３０はそれぞ
れ、常開の電磁開閉弁である増圧弁１３２および常閉の
電磁開閉弁である減圧弁１３４を有し、これら増圧弁１
３２，減圧弁１３４の開閉の組合わせにより、ホイール
シリンダ圧１０６，１０８，１２２，１２４の液圧であ
るホイールシリンダ圧が増大，減少，保持される。ホイ
ールシリンダ１０６，１０８，１２２，１２４から減圧
弁１３４を経てリザーバ１３６に排出された作動液は、
ポンプモータ１３８により駆動されるＡＢＳ用ポンプ１
４０により汲み上げられて主通路１００，１１６に戻さ
れる。符号１４２はダンパ室、符号１４４はオリフィス
であり、それらによりＡＢＳ用ポンプ１４０の脈動が軽
減される。アンチロック制御は、本発明とは直接関係が
ないため、更なる説明は省略する。

【００２０】前記補助加圧室９０は、ハウジング６０に
設けられた増圧用ポート１５０によって常時増圧装置１
５２に連通させられている。増圧装置１５２は、ポンプ
の一種であるギヤポンプにより構成された増圧用ポンプ
１５４と、その増圧用ポンプ１５４を駆動するポンプモ
ータ１５６と、圧力制御弁１６０とを含んでいる。増圧
用ポンプ１５４は、リザーバ９６の作動液を汲み上げて
補助加圧室９０に圧送する。増圧用ポンプ１５４の吐出
側には、作動液が増圧用ポンプ１５４側へ逆流すること
を防止する逆止弁１６２が設けられている。

【００２１】増圧装置１５２には、さらに、増圧用ポン
プ１５４および圧力制御弁１６０をバイパスするバイパ
ス通路１６４が設けられ、バイパス通路１６４の途中に
は逆止弁１６６が設けられている。逆止弁１６６は、リ
ザーバ９６から補助加圧室９０に向かう作動液の流れは
常時許容する一方、その逆向きの流れは常時阻止する。
ブレーキペダル１８が素早く踏み込まれたとき、リザー
バ９６内の作動液が逆止弁１６６を経て補助加圧室９０
に補給され、負圧の発生が防止される。

【００２２】図３に圧力制御弁１６０を拡大して示す。
圧力制御弁１６０は、補助加圧室９０の液圧を電磁的に
制御する。圧力制御弁１６０は、図示しないハウジング
と、補助加圧室９０とリザーバ９６との間における作動
液の流通状態を制御する弁子１７０およびそれが着座す
べき弁座１７２と、それら弁子１７０および弁座１７２
の相対移動を制御する磁気力を発生させるソレノイド１
７４とを有している。

【００２３】ソレノイド１７４が励磁されない非作用状
態（ＯＦＦ状態）では、図３（ａ）に示すように、スプ
リング１７６の弾性力によって弁子１７０が弁座１７２
から離間させられ、それによって補助加圧室９０とリザ
ーバ９６との間における双方向の作動液の流れが許容さ
れる。その結果、ブレーキ操作が行われて第１加圧ピス
トン６８が移動させられ、それに伴って補助加圧室９０
の容積が変化すれば、それに伴い、補助加圧室９０に対
する作動液の流入および流出が許容される。そのために
圧力制御弁１６０は常開弁とされている。

【００２４】それに対し、ソレノイド１７４が励磁され
た作用状態（ＯＮ状態）では、図３（ｂ）に示すよう
に、ソレノイド１７４の磁気力によりアーマチュア１７
８が吸引され、弁子１７０が弁座１７２に着座させられ
る。補助加圧室９０の液圧が小さい間は、圧力制御弁１
６０は閉じているが、補助加圧室９０の液圧が増大し、
ソレノイド１７４の磁気力に基づくソレノイド吸引力Ｆ
1 が、補助加圧室９０の液圧に基づく力Ｆ2 とスプリン
グ１７６の弾性力Ｆ3 との和より小さくなれば、弁子１
７０が弁座１７２から離間し、増圧用ポンプ１５４から
の作動液がリザーバ９６に逃がされ、補助加圧室９０の
液圧のそれ以上の増加が阻止される。スプリング１７６
の弾性力Ｆ3 を無視すれば、補助加圧室９０にはソレノ
イド吸引力Ｆ1 に応じてリニアに増加する液圧が発生さ
せられることになる。

【００２５】本液圧ブレーキシステムは、図４に示す電
子制御ユニット１９０（以下、ＥＣＵ１９０と称する）
を備えている。ＥＣＵ１９０はコンピュータ１９２を備
え、このコンピュータ１９２は、ＰＵ（プロセッシング
ユニット）１９４，ＲＯＭ１９６，ＲＡＭ１９８，Ｉ／
Ｏポート２００を備えている。Ｉ／Ｏポート２００に
は、踏力スイッチ２０２，マスタシリンダ圧センサ２０
４および車輪速センサ２０６が接続されるとともに、前
記ポンプモータ１３８を始めとする各種アクチュエータ
が駆動回路２０８を介して接続されている。これら駆動
回路２０８とコンピュータ１９２とによりＥＣＵ１９０
が構成されている。

【００２６】踏力スイッチ２０２は、操作量の一種であ
る操作力たる踏力に応じて作動する操作力スイッチであ
る。踏力が設定踏力未満の状態と設定踏力以上の状態と
で出力信号が変化するように構成されているのであり、
ここでは設定踏力未満の状態でＯＦＦ信号、設定踏力以
上の状態でＯＮ信号を発するものとする。具体的には、
図１に示すように、ブレーキペダル１８に固定のケーシ
ング２１２から作動子２１０が突出させられており、作
動レバー２１４により作動させられる。作動レバー２１
４は、長手方向の一端部においてブレーキペダル１８に
回動可能に取り付けられ、中間部に前記オペレーティン
グロッド４４が回動可能に連結されている。したがっ
て、ブレーキペダル１８が踏み込まれ、踏力が設定踏力
に達したとき、作動レバー２１４が作動子２１０を図示
しないスプリング等の付勢装置の付勢力に抗してケーシ
ング２１２内に押し込む。それにより、踏力スイッチ２
０２の出力信号がＯＦＦからＯＮに変化する。

【００２７】マスタシリンダ圧センサ２０４は、第１加
圧室７２とホイールシリンダ１０６，１０８とを接続す
る主通路１００の基幹通路１１０に設けられており、マ
スタシリンダ圧に応じたマスタシリンダ圧信号を出力す
る。車輪速センサ２０６は、左，右の各前輪１０，１２
および各後輪１４，１６の各々について設けられ、各輪
の車輪速に応じた車輪速信号を出力する。

【００２８】コンピュータ１９２のＲＯＭ１９６には、
助勢制御ルーチン，アンチロック制御ルーチン等が記憶
されており、それらルーチンがＰＵ１９４によりＲＡＭ
１９８を使用しつつ実行されることによって、助勢制
御，アンチロック制御等が実行される。助勢制御は、ブ
ースタ２０が助勢限界に達した後も、それ以前と変わり
ない比率（ブレーキペダル１８の踏力に対する比率）で
マスタシリンダ圧およびホイールシリンダ圧が増加させ
られるように増圧装置１５２を制御するものであり、ブ
ースタ２０が助勢限界に達した後、補助加圧室９０に液
圧を発生させ、その液圧に基づく作動力により、ブース
タ２０を介して伝達される踏力を倍力することにより実
現される。

【００２９】この助勢制御を行うために、前記ＲＯＭ１
９６には図７に示す助勢制御ルーチンが記憶されてい
る。この助勢制御ルーチンにおいては、ブースタ２０が
助勢限界に達するまでにステップ２（以下、Ｓ２で表
す。他のステップについても同様とする）のブースタ負
圧推定ルーチンの実行により、ブースタ負圧が推定さ
れ、その推定されたブースタ負圧に基づいて、助勢限界
時におけるマスタシリンダ圧である助勢限界時圧が、助
勢限界時圧決定ルーチンＳ４の実行により決定される。
その後、動的サーボ比決定ルーチンＳ６においてブース
タ２０の動的サーボ比が決定され、補助加圧室圧制御ル
ーチンＳ８において、マスタシリンダ圧センサ２０４に
より検出される実マスタシリンダ圧が助勢限界時圧に達
した時点から、決定された動的サーボ比と増圧装置１５
２による助勢サーボ比とが等しくなるように補助加圧室
９０の増圧制御が行われる。

【００３０】まず、ブースタ負圧推定ルーチンＳ２の内
容を詳細に説明する。ブースタ２０の作動開始時におけ
るブースタ負圧と、踏力Ｆp が設定踏力に達した時点に
おけるマスタシリンダ出力と、設定踏力到達後における
マスタシリンダ出力の最大変化率との間には、所定の関
係があることが実験により判明した。そこで、本実施形
態においては、踏力スイッチ２０２の出力信号がＯＦＦ
からＯＮに変化した時点（踏力Ｆp が設定踏力に達した
時点）にマスタシリンダ圧センサ２０４により検出され
たマスタシリンダ圧Ｐmcfon と、踏力Ｆp が設定踏力に
達した後におけるマスタシリンダ出力の変化率の最大値
としての最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax と、作動
開始時ブースタ負圧との関係が予め調べられ、図５のグ
ラフで表される関係が取得されて、テーブルとしてＲＯ
Ｍ１９６に記憶されている。

【００３１】マスタシリンダ圧Ｐmcfon と最大マスタシ
リンダ圧勾配ＤＰmcmax と作動開始時ブースタ負圧との
間に図５の関係が成立する理由は、図６に基づいて次の
ように推測される。ブレーキペダル１８が小さい速度で
踏み込まれる場合には、踏力とマスタシリンダ圧との間
には図６に実線と破線とで表される関係が成立する。実
線が作動開始時ブースタ負圧が大きい場合であり、破線
が作動開始時ブースタ負圧が小さい場合である。それに
対し、ブレーキペダル１８が大きい速度で踏み込まれる
場合には、踏力とマスタシリンダ圧との間の関係は、そ
れぞれ図６において細線および二点鎖線で表されるもの
に変化する。この図から明らかなように、作動開始時ブ
ースタ負圧が大きいほど踏力スイッチＯＮ時のマスタシ
リンダ圧Ｐmcfon が大きく、同じ作動開始時ブースタ負
圧に対しては、踏力スイッチＯＮ時のマスタシリンダ圧
Ｐmcfon が小さいほど踏力スイッチＯＮ後における最大
マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax が大きくなる。前者は
自明のことであるが、後者は、同じ作動開始時ブースタ
負圧（例えば５００mmHg）に対して、踏込速度が大きい
ほどブースタ２０の作動遅れが大きくなり、踏力スイッ
チＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon が小さくなるとと
もに、後にブースタ２０の作動遅れが急激に回復して最
大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax が大きくなるためで
あると推測される。この推測が妥当であるか否かは現時
点では不明であるが、図５の関係が成立することは実験
により確かめられているので、本実施形態においては、
図５のグラフで表されるテーブルと、図８のフローチャ
ートで表されるブースタ負圧推定ルーチンの実行によ
り、作動開始時ブースタ負圧が推定される。

【００３２】ブースタ負圧推定ルーチンの実行時には、
ステップ１０（Ｓ１０で表す。他のステップについても
同様とする）において踏力スイッチ２０２の出力信号が
ＯＮであるか否かが判定され、当初はＯＦＦであるため
Ｓ１２の推定終了処理が行われて１回のブースタ負圧推
定ルーチンの実行が終了する。推定終了処理において
は、後述のフラグＦ１，Ｆ２のリセット、踏力スイッチ
ＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon を記憶するＯＮ時圧
メモリおよび最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax を記
憶する最大勾配メモリのクリア等が行われる。フラグＦ
１，Ｆ２，ＯＮ時圧メモリおよび最大勾配メモリは前記
ＲＡＭ１９８に設けられている。

【００３３】上記Ｓ１０およびＳ１２の実行が繰り返さ
れているうちに踏力スイッチ２０２の出力信号がＯＮに
なれば、Ｓ１０の判定がＹＥＳとなり、Ｓ１４において
フラグＦ１がＯＮにセットされているか否かが判定され
るが、Ｓ１２においてＯＦＦにリセットされているた
め、当初は判定がＮＯとなり、Ｓ１６においてその時点
におけるマスタシリンダ圧が踏力スイッチＯＮ時のマス
タシリンダ圧Ｐmcfon としてＯＮ時圧メモリに記憶され
た後、Ｓ１８においてフラグＦ１がＯＮにされる。

【００３４】したがって、次にＳ１４が実行される際に
は判定がＹＥＳとなり、Ｓ２０においてマスタシリンダ
圧勾配が演算される。この演算の最も単純なものは、相
前後する２つのマスタシリンダ圧の差を求めるものであ
る。本ブースタ負圧推定ルーチンは、助勢制御ルーチン
の一部として一定時間ごとに実行されるようになってい
るため、相前後する２つのマスタシリンダ圧の差は上記
一定時間内におけるマスタシリンダ圧の変化量であっ
て、時間に対するマスタシリンダ圧勾配の一種である。
マスタシリンダ圧勾配は、マスタシリンダ圧に含まれる
ノイズの影響を低減するためのステップを含む方法によ
り演算されるようにしてもよい。

【００３５】続いて、Ｓ２２において今回演算されたマ
スタシリンダ圧勾配が前回演算されたマスタシリンダ圧
勾配より大きいか否かにより、マスタシリダ圧勾配が増
大中であるか否かの判定が行われ、増大中であれば、Ｓ
２４において、今回のマスタシリンダ圧勾配が前回のマ
スタシリンダ圧勾配の代わりに最大勾配メモリに記憶さ
れる。

【００３６】Ｓ１０，１４，２０，２２，２４が繰り返
されているうちに、マスタシリンダ圧勾配が減少に転じ
るため、Ｓ２２の判定がＮＯとなり、Ｓ２６においてフ
ラグＦ２がＯＮにセットされているか否かが判定される
が、Ｓ１２においてＯＦＦにリセットされているため、
当初は判定がＮＯとなり、Ｓ２８において、作動開始時
ブースタ負圧の推定演算が行われ、Ｓ３０においてフラ
グＦ２がＯＮにセットされる。フラグＦ２は、マスタシ
リンダ圧勾配が減少に転じた後１回だけＳ２８が実行さ
れるようにするために設けられているのである。

【００３７】上記Ｓ２８における作動開始時ブースタ負
圧の演算は、Ｓ１６において取得された踏力スイッチＯ
Ｎ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon と、Ｓ２４において取
得された踏力スイッチＯＮ後における最大マスタシリン
ダ圧勾配ＤＰmcmax と、前記図５のグラフで表されるテ
ーブルとに基づいて行われる。図５において、マスタシ
リンダ圧Ｐmcfon と最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcma
x とに対応する点のブースタ負圧が、テーブルのデータ
（上記点を囲む４点のデータ）に基づく比例計算により
求められるのである。

【００３８】次に助勢限界時圧決定ルーチンＳ４につい
て説明する。上記のようにして求められる作動開始時ブ
ースタ負圧と、最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax
と、助勢限界時におけるマスタシリンダ圧である助勢限
界時圧Ｐmcs との間には、図９に示すように、各液圧ブ
レーキシステムに特有の関係がある。作動開始時ブース
タ負圧と助勢限界時におけるブースタ負圧との間にも、
また、助勢限界時ブースタ負圧と同時期におけるマスタ
シリンダ圧との間にも、各液圧ブレーキシステムに特有
の関係があるからである。そこで、本実施形態において
は、作動開始時ブースタ負圧と最大マスタシリンダ圧勾
配ＤＰmcmax と助勢限界時圧Ｐmcs との間の関係が予め
調べられ、テーブル化されたものが前記ＲＯＭ１９６に
記憶されており、このテーブルと、作動開始時ブースタ
負圧と上記最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax とか
ら、比例計算により助勢限界時圧Ｐmcs が演算される。

【００３９】続いて、動的サーボ比決定ルーチンＳ６お
よび補助加圧室圧制御ルーチンＳ８について説明する。
補助加圧室圧制御ルーチンＳ８においては、補助加圧室
９０の液圧である補助加圧室圧が、マスタシリンダ圧勾
配が助勢限界到達前と後とで変化しないように制御され
る。そのために、まず、動的サーボ比決定ルーチンＳ６
において、助勢限界到達前におけるブースタ２０の動的
サーボ比αが決定される。この動的サーボ比αは次式で
表されるものである。 α＝Ａmc×ΔＰmc／ΔＦb ただし、Ａmcは第１加圧ピストン６８の第１加圧室７２
側の受圧面積、ΔＰmcはマスタシリンダ圧の増分、ΔＦ
b はブースタ２０の作動力の増分である。低速のブレー
キ操作が行われる場合のブースタ２０のサーボ比、すな
わち静的サーボ比は、パワーピストン３２と入力ピスト
ン５４とのリアクションディスク３８に対する接触面積
に基づいて一義的に決まるが、通常のブレーキ操作時に
おける動的サーボ比αは、変圧室３６への大気の流入遅
れと低圧室３４の負圧変化とに起因して静的サーボ比よ
り小さくなる。この動的サーボ比αと最大マスタシリン
ダ圧勾配と作動開始時ブースタ負圧との関係も、各液圧
ブレーキシステムにおいてほぼ決まっており、本実施形
態においては、これらの図１０に示す関係も予め調べら
れてテーブル化され、ＲＯＭ１９６に記憶されている。
したがって、動的サーボ比決定ルーチンＳ６において
は、ブースタ負圧推定ルーチンＳ２において推定された
作動開始時ブースタ負圧および最大マスタシリンダ圧勾
配と、上記テーブルとにより、動的サーボ比αが決定さ
れ、これが後に助勢サーボ比として使用される。

【００４０】以上の準備が完了した後、マスタシリンダ
圧センサ２０４により検出されたマスタシリンダ圧が、
Ｓ４で決定された助勢限界時圧に達すれば、ブースタ２
０が助勢限界に達したものとして、補助加圧室圧制御ル
ーチンＳ８が実行される。ポンプモータ１５６が起動さ
れて増圧用ポンプ１５４により作動液が補助加圧室９０
に向かって圧送されるとともに、圧力制御弁１６０のソ
レノイド１７４の励磁電流が、次式が満たされるように
制御されるのである。 Ｐassist＝｛（Ｐmc−Ｐmcs ）／α´｝×｛（α´−
１）×Ａmc／Ａassist｝ ただし、Ｐassistは補助加圧室圧、Ｐmcはマスタシリン
ダ圧、Ｐmcs は助勢限界時圧、Ａassistは第１加圧ピス
トン６８の補助加圧室９０側の受圧面積であり、α´は
増圧装置１５２および補助加圧室９０による助勢サーボ
比であって、助勢限界到達前のバキュームブースタの動
的サーボ比αに等しい。

【００４１】上記励磁電流の制御は、例えば、次のよう
にして行われる。上式により目標加圧量Ｐassistが決定
されたならば、その目標加圧量Ｐassistに応じて、圧力
制御弁１６０のソレノイド１７４に供給すべき励磁電流
である目標電流値が決定される。目標加圧量とソレノイ
ド電流値との関係が、例えばテーブル化されてＲＯＭ１
９６に記憶されており、その関係に従って目標加圧量に
対応する目標電流値が決定され、ソレノイド１７４に供
給される。

【００４２】以上の制御が行われることにより、本実施
形態においてはブースタ２０が助勢限界に到達すると同
時に増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制
御助勢が開始され、しかも、この電気制御助勢の助勢サ
ーボ比α´が助勢限界到達前におけるブースタ２０によ
る動的サーボ比αと等しくされるため、マスタシリンダ
圧は助勢限界到達前と後とで変わらない勾配で増加し、
入力ピストン５４およびオペレーティングロッド４４に
対する反力も一定の勾配で増加する。そのため、運転者
にはブースタ２０による倍力と、増圧装置１５２および
補助加圧室９０による電気制御助勢との交替が殆どわか
らず、良好なブレーキ操作フィーリングが得られる。

【００４３】また、ブースタ２０の助勢限界到達時点を
決定するための検出装置として、マスタシリンダ圧セン
サ２０４と踏力スイッチ２０２とを必要とするのみであ
り、しかも、マスタシリンダ圧センサ２０４はブレーキ
液圧制御のために殆ど不可避的に設けられるものである
ため、実際に付加すべきものは踏力センサ２０２のみで
あって、安価に目的を達し得る利点もある。

【００４４】さらに、ブースタ２０の助勢限界到達時点
を決定するために、ブースタ２０の作動開始時における
ブースタ負圧の推定が行われるのであるが、この推定
が、作動開始時におけるブースタ負圧と、踏力スイッチ
ＯＮ時のマスタシリンダ圧Ｐmcfon および踏力スイッチ
ＯＮ後の最大マスタシリンダ圧勾配ＤＰmcmax との関係
に着目することにより、ブースタ２０の作動遅れをも考
慮する新規な方法で行われるため、助勢限界到達時点が
正確に決定できる効果もある。

【００４５】本発明の別の実施形態を説明する。この実
施形態におけるハード構成は上記実施形態におけるそれ
と殆ど同じであり、図１１に示すように、踏力スイッチ
２０２が踏力センサ２２０（例えば、踏力スイッチ２０
２の作動子をロードセルに変更したもの）に、また、マ
スタシリンダ圧センサ２０４がマスタシリンダ圧スイッ
チ２２２に変更されている点が相違点である。それに対
し、制御プログラムは図１２，１３に示すように変更さ
れている。図１２の助勢制御ルーチンおよび図１３のブ
ースタ負圧推定ルーチンの流れは、前記図７の助勢制御
ルーチンおよび図８のブースタ負圧推定ルーチンと酷似
しているので、対応するステップを、ダッシュ付きの同
じステップ番号で示して重複した説明は省略し、異なる
部分のみを以下に説明する。

【００４６】まず、ブースタ負圧の推定を説明する。ブ
レーキ操作が行われてマスタシリンダ２２の液圧が増加
させられる場合に、マスタシリンダ圧スイッチ２２２が
ＯＦＦ状態からＯＮ状態に変わる時点の踏力である圧力
スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon と、その後の踏力の最大増
加勾配である最大踏力勾配ＤＦmax と、作動開始時ブー
スタ負圧との間には、図１４に示す関係がある。その理
由は図１５に基づいて次のように推測される。図１５
に、作動開始時ブースタ負圧が５００mmHg，３００mmHg
で、踏込速度が大，中，小である場合における踏力Ｆp
とマスタシリンダ圧Ｐmcとの関係を示す。この図から明
らかなように、ブースタ２０の助勢限界到達前には、作
動開始時ブースタ負圧が小さいほど、また、踏込速度が
大きいほど、ブースタの作動遅れが大きいため、同じマ
スタシリンダ圧Ｐmcに対する踏力Ｆp が大きくなる。そ
して、マスタシリンダ圧Ｐmcがある大きさ（ここではマ
スタシリンダ圧スイッチがＯＦＦ状態からＯＮ状態に変
わる大きさ）に達した時点の踏力Ｆp （Ｆpmcon ）が中
程度の大きさＦpm2 である場合について見れば、作動開
始時ブースタ負圧が５００mmHgである場合は「踏込速度
大」であるのに対し、作動開始時ブースタ負圧が３００
mmHgである場合は「踏込速度中」であり、作動開始時ブ
ースタ負圧が大きい場合の方が小さい場合に比較して踏
込速度が大きくなっている。そして、踏込速度が大きけ
れば踏力Ｆp の時間に対する増加勾配ＤＦp が大きくな
り、当然最大踏力勾配ＤＦmax も大きくなる。また、同
じ作動開始時ブースタ負圧（例えば５００mmHg）につい
て見れば、最大踏力勾配ＤＦmax が大きいほどマスタシ
リンダ圧スイッチＯＮ時の踏力Ｆpmcon が大きくなる。
したがって、圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon ，最大踏
力勾配ＤＦmax および作動開始時ブースタ負圧の間に
は、図１４に示す関係が成立すると推測される。そこ
で、本実施形態においては、図１４に示す関係がテーブ
ル化されてＲＯＭ１９６に記憶されており、このテーブ
ルと、マスタシリンダ圧スイッチ２２２の出力信号と、
踏力センサ２２０により検出される踏力とに基づいて、
図１３のブースタ負圧推定ルーチンが実行され、作動開
始時ブースタ負圧が推定される。

【００４７】ブースタ負圧推定ルーチンは、Ｓ１０´，
１４´および１６´において圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆ
pmcon が取得され、Ｓ２０´，２２´および２４´にお
いて圧力スイッチＯＮ後の最大踏力勾配ＤＦmax が取得
される点と、Ｓ２８´において使用されるテーブルが図
１４に示す圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon と最大踏力
勾配ＤＦmax との関係をテーブル化したものである点と
において図８のブースタ負圧推定ルーチンと異なり、他
の点は同じである。

【００４８】上記ブースタ負圧推定ルーチンＳ２´の実
行に続いて、助勢限界時踏力決定ルーチンＳ４´が実行
される。このルーチンにおいては、ブースタ負圧推定ル
ーチンＳ２´で取得された最大踏力勾配ＤＦmax および
作動開始時ブースタ負圧と、図１６のグラフで表される
テーブルとに基づいて助勢限界時踏力Ｆpsが決定され
る。次に、動的サーボ比決定ルーチンＳ６´において、
最大踏力勾配ＤＦmax および作動開始時ブースタ負圧と
図１７に示すグラフで表されるテーブルとに基づいて動
的サーボ比αが決定される。

【００４９】以上の準備が終了した後、踏力センサ２２
０により検出される踏力が助勢限界時踏力決定ルーチン
Ｓ４´で決定された助勢限界時踏力Ｆpsに達すれば、補
助加圧室圧制御ルーチンＳ８´が実行される。ポンプモ
ータ１５６が起動されて増圧用ポンプ１５４により作動
液が補助加圧室９０に向かって圧送されるとともに、圧
力制御弁１６０のソレノイド１７４の励磁電流が、次式
が満たされるように制御されるのである。 Ｐassist＝（Ｆp −Ｆps）×Ｒp ×（α´−１）／Ａmc ただし、Ｐassistは補助加圧室圧、Ｆp は踏力、Ｆpsは
助勢限界時踏力、Ｒp はブレーキペダル１８のレバー
比、Ａmcは第１加圧ピストン６８の第１加圧室７２側の
受圧面積であり、α´は増圧装置１５２および補助加圧
室９０による助勢サーボ比であって、助勢限界到達前の
バキュームブースタの動的サーボ比αに等しい。このよ
うに制御されれば、運転者にはブースタ２０による倍力
と、増圧装置１５２および補助加圧室９０による電気制
御助勢との交替が殆どわからず、良好なブレーキ操作フ
ィーリングが得られる。

【００５０】また、ブースタ２０の助勢限界到達時点を
決定するための検出装置として、踏力センサ２２０とマ
スタシリンダ圧スイッチ２２２とを必要とするのみであ
り、安価に目的を達し得る利点もある。さらに、ブース
タ２０の助勢限界到達時点を決定するために、ブースタ
２０の作動開始時におけるブースタ負圧の推定が行われ
るのであるが、この推定が、作動開始時におけるブース
タ負圧と、圧力スイッチＯＮ時踏力Ｆpmcon および圧力
スイッチＯＮ後の最大踏力勾配ＤＦmax との関係に着目
することにより、ブースタ２０の作動遅れをも考慮する
新規な方法で行われるため、助勢限界到達時点が正確に
決定できる効果もある。

【００５１】以上の説明から明らかなように、図１ない
し１０に記載の実施形態における踏力スイッチ２０２お
よびマスタシリンダ圧センサ２０４と、コンピュータ１
９２の図８のブースタ負圧推定ルーチンを実行する部分
とが入出力関係加味部を含む第１負圧推定部を構成して
おり、そのうち、コンピュータ１９２のＳ１６およびＳ
２８を実行する部分が出力加味部を構成し、踏力スイッ
チ２０２とコンピュータ１９２のＳ１０を実行する部分
が操作力加味部を構成し、踏力スイッチ２０２とコンピ
ュータ１９２のＳ１０，Ｓ１４，Ｓ１６，Ｓ１８，Ｓ２
０を実行する部分が、操作力が設定操作力以上である期
間におけるマスタシリンダ圧の増加勾配を出力の変化率
として採用する部分を構成している。さらに、踏力スイ
ッチ２０２が操作力スイッチを構成し、コンピュータ１
９２のＳ１４，Ｓ２０，Ｓ２２，Ｓ２４，Ｓ２８を実行
する部分が特定時点変化率依拠推定部を構成している。

【００５２】また、図１１ないし１７に記載の実施形態
における踏力センサ２２０およびマスタシリンダ圧スイ
ッチ２２２と、コンピュータ１９２の図１３のブースタ
負圧推定ルーチンを実行する部分とが入出力関係加味部
を含む第２負圧推定部を構成しており、そのうちコンピ
ュータ１９２のＳ１６´およびＳ２８´を実行する部分
が操作力加味部を構成し、マスタシリンダ圧スイッチ２
２２とコンピュータ１９２のＳ１０´を実行する部分が
マスタシリンダ出力加味部を構成し、マスタシリンダ圧
スイッチ２２２とコンピュータ１９２のＳ１０´，Ｓ１
４´，Ｓ１６´，Ｓ１８´，Ｓ２０´を実行する部分
が、マスタシリンダ出力としてのマスタシリンダ圧がが
設定マスタシリンダ圧以上である期間におけるブレーキ
操作力としての踏力の増加勾配を操作力の変化率として
採用する部分を構成している。さらに、マスタシリンダ
圧スイッチ２２２とコンピュータ１９２のＳ１４´，Ｓ
２０´，Ｓ２２´，Ｓ２４´，Ｓ２８´を実行する部分
が特定時点変化率依拠推定部を構成している。

【００５３】そして、ブースタ２０と、補助加圧室９０
を備えたマスタシリンダ２２と、増圧装置１５２と、上
記各実施形態における負圧推定装置とがブレーキ液圧源
装置を構成している。各負圧推定装置は、それぞれ第１
負圧推定部，第２負圧推定部の一方のみから成るのであ
るが、第１負圧推定部と第２負圧推定部との両方を備え
た負圧推定装置を構成することも可能である。

【００５４】上記実施形態においては、踏力とマスタシ
リンダ圧とに基づいてブースタ２０の助勢限界到達が推
定ないし検出されるようになっていたが、踏力センサ２
２０を備えた液圧ブレーキシステムにおいては、踏力セ
ンサ２２０の出力信号のみからブースタ２０の助勢限界
到達を検出することも可能である。その一例を以下に説
明する。ハード構成は図１および図１１に記載のものを
使用する。

【００５５】いま、増圧装置１５２および補助加圧室９
０が設けられていないと仮定して、ブレーキペダル１８
がほぼ一定の速度で踏み込まれたとすれば、時間ｔの経
過に従って踏力Ｆp は図１８に示すように変化する。ブ
ースタ２０が助勢限界に達すれば、助勢力が増加しなく
なるため踏力Ｆp の増加勾配が急変する。この増加勾配
の急増を検出すればブースタ２０の助勢限界到達を検出
することができる。この方法によれば、マスタシリンダ
圧の勾配変化に基づいてブースタ２０の助勢限界到達を
検出する場合に比較して、信頼性が向上する効果が得ら
れる。マスタシリンダ圧Ｐmcの増加勾配ＤＰmcも、図１
９に示すように、ブースタ２０の助勢限界点Ｂを境にし
て変化するため、この変化に基づいてブースタ２０の助
勢限界到達を検出することができる。しかし、図１９か
ら明らかなように、マスタシリンダ圧Ｐmcの変化は減少
であって、運転者が、所望の減速度が得られるようにな
ったためにブレーキペダル１８の踏込みを止めた場合と
似た変化である。そのため、この場合のマスタシリンダ
圧の変化と、ブースタ２０の助勢限界到達に基づく変化
とを区別することが必要となり、それだけ助勢限界到達
の検出が難しくなり、あるいは助勢限界到達検出の信頼
性が低くなることを避け得ないのであるが、踏力Ｆp の
急変は、図１８から明らかなように急増であるため、運
転者がブレーキペダル１８の踏込みを止めた場合とは逆
向きの変化であり、それだけ助勢限界到達の検出が容易
であり、あるいは助勢限界到達検出の信頼性が高くな
る。

【００５６】踏力自体の急増、すなわち踏力の増加勾配
ＤＦp （＝ｄＦp ／ｄｔ）の急増を検出することによ
り、助勢限界到達を検出することも可能である。しか
し、踏力の増加勾配ＤＦp を踏力Ｆp で割った無次元化
踏力勾配に基づけば、助勢限界到達の検出が一層容易と
なる。具体的には、例えば、図１８において、設定時間
毎に踏力Ｆｐを検出し、相前後して検出された踏力Ｆn-
1 ，Ｆn の差ＤＦn ＝（Ｆn −Ｆn-1 ）を踏力Ｆn で割
った無次元化踏力勾配ＤＦn ／Ｆnを求め、その無次元
化踏力勾配ＤＦn ／Ｆn の急増を検出すれば、確実に勢
限界到達を検出できるのである。

【００５７】さらに具体的には、図１８において、助勢
限界点Ａに跨がる時期、すなわち一定間隔の時点ｔ0 〜
ｔ4 の各時点にそれぞれ取得された４つの無次元化踏力
勾配ＤＦ1 ／Ｆ1 ，ＤＦ2 ／Ｆ2 ，ＤＦ3 ／Ｆ3 ，ＤＦ
4 ／Ｆ4 の間に、 （ＤＦ3 ／Ｆ3 ）／（ＤＦ1 ／Ｆ1 ）＞Ｊ （ＤＦ4 ／Ｆ4 ）／（ＤＦ3 ／Ｆ3 ）＜Ｋ の２つの不等式が成立すれば、無次元化踏力勾配ＤＦ2
／Ｆ2 が助勢限界点Ａに対応する無次元化踏力勾配であ
り、時点ｔ1 またはｔ2 が助勢限界到達時点であるとす
るのである。踏力勾配ＤＦn 自体は、ブースタ負圧やブ
レーキ操作速度の大小の影響を受けるが、無次元化踏力
勾配ＤＦn ／Ｆn はそれらの影響を受けることが少な
い。そのため、上記しきい値Ｊ，Ｋを互いに相当異なる
大きさに設定しても、助勢限界点Ａ近傍で上記２つの不
等式が確実に成立するようにすることができ、助勢限界
点Ａを確実に検出することができるのである。

【００５８】無次元化踏力勾配ＤＦn ／Ｆn は上記のよ
うにブースタ負圧やブレーキ操作速度の大小の影響を受
けることが少ないため、 （ＤＦ3 ／Ｆ3 ）−（ＤＦ1 ／Ｆ1 ）＞Ｌ （ＤＦ4 ／Ｆ4 ）−（ＤＦ3 ／Ｆ3 ）＜Ｍ の２つの不当式が成立した場合に，無次元化踏力勾配Ｄ
Ｆ2 ／Ｆ2 が助勢限界点Ａに対応する無次元化踏力勾配
であり、時点ｔ1 またはｔ2 が助勢限界到達時点である
とすることも可能である。

【００５９】以上の説明から明らかなように、本実施形
態において、踏力センサ２２０とコンピュータのブース
タ２０の助勢限界を検出する部分とが、請求項１０およ
び１１にいう助勢限界検出装置を構成している。上記２
つの実施形態は、増圧装置１５２および補助加圧室９０
が設けられていないと仮定して説明したが、これら助勢
限界検出装置により助勢限界到達が検出されるまでは増
圧装置１５２を作動させず、検出後に作動させることと
すれば、本実施形態の助勢限界検出装置と増圧装置１５
２および補助加圧室９０による電気制御助勢とを共に採
用することができる。

【００６０】本発明のさらに別の実施形態を説明する。
この実施形態も、上記２つの実施形態と同様に踏力セン
サ２２０の出力信号のみからブースタ２０の助勢限界到
達を検出するものである。本実施形態のハード構成は、
増圧装置１５２，補助加圧室９０およびマスタシリンダ
圧センサ２０４が設けられない点以外は、図１の実施形
態と同じである。

【００６１】図２０に作動開始時ブースタ負圧が異なる
場合の踏力Ｆp とマスタシリンダ圧Ｐmcとの関係を示
し、図２１に経過時間ｔと踏力Ｆp および踏力変化勾配
ｄＦp／ｄｔとの関係を示す。図２１は運転者が同じ減
速度を得ることを意図した場合に、作動開始時ブースタ
負圧が異なることによって踏力Ｆp および踏力変化勾配
ｄＦp ／ｄｔが変わる状態を示している。図２１から明
らかなように、助勢限界を超えてブレーキ操作が行われ
る場合には、作動開始時ブースタ負圧の大きさによって
踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの変化状態が異なり、作動開
始時ブースタ負圧が小さいほど踏力変化勾配ｄＦp ／ｄ
ｔの最大値が大きくなる。

【００６２】したがって、例えば、踏力Ｆp の設定値で
ある設定踏力Ｆpkを助勢限界時における踏力近傍の大き
さに設定しておけば、実際の踏力Ｆp が設定踏力Ｆpkに
達した時点における踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔである設
定時踏力変化勾配ｄＦpk／ｄｔの大きさから作動開始時
ブースタ負圧を推定することができる。その一例を図２
２に示す。図示の例は、設定時踏力変化勾配ｄＦpk／ｄ
ｔの大きさを３領域に分け、実際の設定時踏力変化勾配
ｄＦpk／ｄｔがどの領域に属するかにより作動開始時ブ
ースタ負圧を大，中，小の３段階に推定するものであ
る。勿論、段階数を２段階に減ずることも、４段階以上
に増すことも、連続的な値として推定することも可能で
ある。本実施形態は、第２負圧推定部の実施形態の１つ
である。

【００６３】なお、踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔの大きさ
は、それの取得時期により変わり、一定の設定踏力Ｆpk
に対して、図２１に示すように、作動開始時ブースタ負
圧が異なる各々の場合に、それぞれ特徴的な大きさとし
て取得できない場合がある。その場合には、例えば、制
動開始時におけるエンジン回転数，スロットル開度，車
速等、作動開始前ブースタ負圧に影響を与える別の量の
少なくとも１つあるいはそれらの適宜の組み合わせに基
づいて、設定踏力Ｆpkが自動的に変更されるようにする
ことが望ましい。例えば、制動開始時におけるスロット
ル開度と、適切な設定踏力Ｆpkとの関係を予め調べてテ
ーブル化あるいは式化しておき、それらテーブルあるい
は式に基づいて設定踏力Ｆpkが自動的に設定されるよう
にするのである。適切な設定踏力Ｆpkとしては、例え
ば、各作動開始時ブースタ負圧において、踏力変化勾配
ｄＦp ／ｄｔの最大値に対応する踏力、踏力変化勾配ｄ
Ｆp／ｄｔの変化勾配ｄ2 Ｆp ／ｄｔ2 が最大になる時
期の踏力等を選ぶことができる。

【００６４】また、踏力Ｆp とマスタシリンダ圧Ｐmcと
の関係は、実際にはブレーキペダル１８の踏込速度によ
っても変わる。そこで、ブレーキ操作開始時期から一定
時間経過後の踏力変化勾配ｄＦp ／ｄｔ等に基づいて踏
込速度を取得し、その取得した勾配に応じて設定踏力Ｆ
pkが自動的に設定されるようにすることが望ましい。こ
のようにすれば、作動開始時ブースタ負圧の推定に対す
る踏込速度の影響を軽減することができる。

【００６５】以上の実施形態において、液圧ブレーキシ
ステム全体が正常であれば、車両の減速度が不足するこ
とはないが、例えば、ウォータフェード，ヒートフェー
ド等が発生してブレーキ摩擦材とブレーキ回転体との摩
擦係数が低下し、あるいは２系統のブレーキ装置の一方
が失陥し、あるいはブースタ２０とエンジン吸気側を接
続する負圧ホースが外れる等の異常が発生した場合に
は、減速度が不足することがある。その場合には、ハー
ド構成は図１および図１１に記載のものを使用し、増圧
装置１５２を正常時とは異なる特性で制御することによ
り、減速度の不足を補うことができる。

【００６６】その一例は、図２３に示すものである。こ
の実施形態は、上記異常が生じても、通常は特別な制御
を行わず、ブースタ２０が助勢限界に達した後に増圧装
置１５２および補助加圧室９０による電気制御助勢を行
うのみとし、踏力が予め定められた設定踏力に達したに
もかかわらず、実際の減速度が設定減速度に達しない場
合に、増圧装置１５２の増圧機能を向上させて実際の減
速度を設定減速度まで高めるものである。

【００６７】具体的には、例えば、上記設定減速度を乾
燥アスファルト路上で期待し得る最大の減速度０．８Ｇ
以上の値、あるいは理論上期待し得る最大の減速度１．
０Ｇである最大減速度Ｇmax に設定し、設定踏力を液圧
ブレーキシステムが標準状態にあるときにそれら最大減
速度Ｇmax を得ることができる最大踏力Ｆpmaxに設定し
ておき、最大踏力Ｆpmaxでブレーキ操作が行われている
にもかかわらず実際の減速度が最大減速度Ｇmax に達し
ない場合には、増圧装置１５２の増圧機能を向上させて
（本実施形態では圧力制御弁１６０の励磁電流を大きく
して）、実際の減速度が最大減速度Ｇmax に等しくなる
ようにすればよい。この場合、前記図１および図１１の
装置に、車両の減速度を実際に検出する減速度センサ、
あるいは車輪回転速度や車体の路面に対する相対移動速
度を検出する速度検出装置から供給される速度から減速
度を演算する手段、あるいは他の装置から減速度のデー
タを読み込む手段等を付加し、制御プログラムに上記制
御を可能にする設定減速度保証ルーチンを追加すればよ
い。

【００６８】以上の説明から明らかなように、本実施形
態における電気制御助勢装置が請求項１８にいう電気制
御助勢装置に相当する。

【００６９】異常発生時に減速度の不足を補う別の実施
形態は、図２４に示すものである。この実施形態は、上
記図２３の実施形態におけると同様に、踏力と車両減速
度とを取得する手段を備えた液圧ブレーキシステムにお
いて、踏力と車両減速度とを２座標軸とする座標面を失
陥領域，電気制御助勢領域および特別増圧領域に分け、
踏力と車両減速度とを座標とする座標点がこれら３領域
のいずれにあるかにより、液圧ブレーキシステムの制御
特性を変更するものである。すなわち、上記座標点が電
気制御助勢領域にある場合には、液圧ブレーキシステム
全体が正常であるとして、前述の通常制御を行い、特別
増圧領域にある場合には、増圧装置１５２および補助加
圧室９０を通常の電気制御助勢のためではなく、その時
点における踏力に見合った減速度にできる限り近い減速
度が得られるようにする特別増圧制御のために作動させ
るのである。座標点が失陥領域にある場合には、運転者
にブザー，ランプ，ディスプレイ等により液圧ブレーキ
システムの失陥を報知し、かつ、車両を走行不能の状態
にするか、あるいは設定速度以下でのみ走行できる状態
にする。座標点が特別増圧領域にある場合にもその事実
を運転者に知らせることが望ましい。

【００７０】上記異常発生時に減速度の不足を補う２つ
の実施形態において、増圧装置１５２の作動中にアンチ
ロック制御が開始された場合に、増圧装置１５２の作動
が継続されるようにすることも可能であるが、消費エネ
ルギ低減の観点からは作動を停止させることが望まし
い。

【００７１】以上の各実施形態においては、電気制御助
勢が増圧装置１５２および補助加圧室９０により行われ
るようになっていたが、ポンプによってアンチロック制
御用のリザーバあるいはマスタシリンダから作動液を汲
み出してホイールシリンダに供給する形式の増圧装置に
よって行われるようにすることも可能である。その一例
を図２５，２６に示す。

【００７２】本実施形態の液圧ブレーキシステムにおい
て、ブレーキペダル４００の踏力は、ブースタ４０２に
より倍力され、その倍力された踏力に応じた液圧が液圧
源たるマスタシリンダ４０４に発生させられる。ブース
タ４０２はバキュームブースタであり、前記ブースタ２
０と同様に構成されている。また、マスタシリンダ４０
４は、ハウジングに第１，第２加圧ピストン４０６，４
０８が互いに直列にかつ個別に摺動可能に嵌合されるこ
とにより、ハウジング内に２つの互いに独立の加圧室が
形成されたタンデム型である。このマスタシリンダ４０
４は、前記マスタシリンダ２２とは異なり、補助加圧室
は有さず、ブースタ４０２のブースタピストンロッド
は、第１加圧ピストン４０６に軸方向に相対移動可能に
嵌合され、ブースタ４０２により倍力されたブレーキペ
ダル４００の踏力は、第１加圧ピストン４０６に伝達さ
れる。

【００７３】マスタシリンダ４０４の一方の加圧室に発
生させられた液圧は、主通路４１０により、左前輪４１
２および右後輪４１４をそれぞれ制動するブレーキ４１
６，４１８を作動させるブレーキシリンダたるフロント
ホイールシリンダ４２０，リヤホイールシリンダ４２２
に供給され、他方の加圧室に発生させられた液圧は、主
通路４２６により、右前輪４２８および左後輪４３０を
それぞれ制動するブレーキ４３２，４３４を作動させる
ブレーキシリンダたるフロントホイールシリンダ４３
６，リヤホイールシリンダ４３８に供給される。本実施
形態の液圧ブレーキシステムは、ダイアゴナル２系統式
なのである。これら２つの系統は同様に構成されてお
り、左前輪−右後輪系統を代表的に説明し、右前輪−左
後輪系統については、その構成要素に左前輪−右後輪系
統の構成要素と同じ符号を付して対応関係を示し、説明
を省略する。

【００７４】上記主通路４１０は、基幹通路４４０と２
本の分岐通路４４２とを有し、各分岐通路４４２の先端
にホイールシリンダ４２０，４２２が接続されており、
これら分岐通路４４２の途中にはそれぞれ、アンチロッ
ク制御を行うべく、電磁弁装置４４４が設けられてい
る。これら電磁弁装置４４４はそれぞれ、常開の電磁開
閉弁である増圧弁４４６および常閉の電磁開閉弁である
減圧弁４４８を有し、これら増圧弁４４６，減圧弁４４
８の開閉の組合わせにより、ホイールシリンダ圧が増
大，減少，保持される。ホイールシリンダ４２０，４２
２から減圧弁４４８を経てリザーバ４５０に排出された
作動液は、ポンプモータ４５２により駆動されるポンプ
４５４により汲み上げられて主通路４１０に戻される。

【００７５】リザーバ４５０は、作動液を付勢手段とし
てのスプリングによって圧力下に収容するものであり、
ポンプ通路４６０により、ポンプ４５４の吸入側に接続
されている。ポンプ４５４の吸入側には逆止弁である吸
入弁４６２、吐出側には逆止弁である吐出弁４６４がそ
れぞれ設けられている。ポンプ４５４の吐出側を主通路
４１０に接続する補助通路４６６には、絞りとしてのオ
リフィス４６８と固定ダンパ４７０とがそれぞれ設けら
れており、それらにより、ポンプ４５４の脈動が軽減さ
れる。ポンプ４５４は、アンチロック制御中、作動液を
リザーバ４５０から汲み上げて主通路４１０に還流させ
る。

【００７６】前記主通路４１０には、補助通路４６６と
の接続点とマスタシリンダ４０４との間の部分に圧力制
御弁４８０が設けられており、ホイールシリンダ４２
０，４２２にマスタシリンダ圧より高い液圧を発生さ
せ、電気制御助勢が行われるようにされている。圧力制
御弁４８０の構成は、前記圧力制御弁１６０と同じであ
り、詳細な図示および構成の説明を省略し、作用を簡単
に説明する。

【００７７】この圧力制御弁４８０においては、ソレノ
イドが励磁されない非作用状態では、スプリングの弾性
力によって弁子が弁座から離間させられ、それにより、
主通路４１０においてマスタシリンダ側とホイールシリ
ンダ側との間での双方向の作動液の流れが許容され、そ
の結果、ブレーキ操作が行われれば、ホイールシリンダ
圧がマスタシリンダ圧と共に変化させられる。圧力制御
弁４８０は、常開弁とされているのである。

【００７８】ソレノイドが励磁される作用状態では、弁
子が弁座に着座させられる。ポンプ４５４の吐出圧、す
なわちホイールシリンダ圧が小さい間は圧力制御弁４８
０は閉じており、ポンプ４５４からの作動液がマスタシ
リンダ４０４に逃げることが阻止され、ポンプ４５４の
吐出圧が増加し、ホイールシリンダ４２０，４２２にマ
スタシリンダ圧より高い液圧が発生させられる。ポンプ
４５４の吐出圧、すなわちホイールシリンダ圧が更に増
加すれば、圧力制御弁４８０が開き、ポンプ４５４から
の作動液がマスタシリンダ４０４に逃がされ、その結
果、ポンプ４５４の吐出圧、すなわちホイールシリンダ
圧がそれ以上増加することが防止される。ホイールシリ
ンダ４２０，４２２には、マスタシリンダ４０４に対し
て、ソレノイドの励磁により弁子を弁座に着座させる力
に基づく差圧分、高い液圧が発生させられることにな
る。本実施形態においては、圧力制御弁４８０，ポンプ
４５４，ポンプモータ４５２を含んで増圧装置が構成さ
れている。ポンプ４５４およびポンプモータ４５２は、
アンチロック制御と増圧との両方に用いられるのであ
る。

【００７９】圧力制御弁４８０には、図２５に示すよう
にバイパス通路４８６が設けられており、そのバイパス
通路４８６の途中に逆止弁４８８が設けられている。万
が一、ブレーキペダル４００の踏込み時に圧力制御弁４
８０内の可動部材に生ずる流体力によって圧力制御弁４
８０が閉じることがあっても、マスタシリンダ４０４か
らホイールシリンダ４２０，４２２へ向かう作動液の流
れが確保されるようにするためである。圧力制御弁４８
０にはさらに、それに並列にリリーフ弁４９０も設けら
れており、ポンプ４５４による吐出圧が過大となること
が防止される。

【００８０】ポンプ４５４は、アンチロック制御中，助
勢制御中に作動し、助勢制御の実行中であれば、リザー
バ４５０から作動液を汲み上げ、その作動液を各ホイー
ルシリンダ４２０，４２２に吐出することによって各ホ
イールシリンダ４２０，４２２を増圧する。しかし、ア
ンチロック制御が実行されていない場合には、リザーバ
４５０に汲み上げるべき作動液が存在しないのが普通で
あり、助勢制御の実行を確保するためには、アンチロッ
ク制御の実行の有無を問わず、リザーバ４５０に作動液
を補給することが必要となる。そのため、本実施形態に
おいては、基幹通路４４０のうちマスタシリンダ４０４
と圧力制御弁４８０との間の部分から延びてリザーバ４
５０に至る補給通路４９４が設けられている。

【００８１】補給通路４９４の途中に流入制御弁４９６
が設けられている。流入制御弁４９６は、マスタシリン
ダ４０４からリザーバ４５０への作動液の補給が必要で
あるときには開状態となり、マスタシリンダ４０４から
リザーバ４５０への作動液の流れを許容し、一方、マス
タシリンダ４０４からリザーバ４５０への作動液の補給
が必要ではないときには閉状態となり、マスタシリンダ
４０４からリザーバ４５０への作動液の流れを阻止し、
マスタシリンダ４０４による昇圧を可能とする。本実施
形態においては、流入制御弁４９６が常閉の電磁開閉弁
とされている。助勢制御が行われるとき、流入制御弁４
９６は、アンチロック制御が行われていなければ開か
れ、アンチロック制御が行われていてもリザーバ４５０
に作動液がなければ開かれ、リザーバ４５０に作動液が
あれば開かれないようにされる。

【００８２】また、ポンプ通路４６０のうち補給通路４
９４との接続点とリザーバ４５０との接続点との間の部
分に、補給通路４９４からリザーバ４５０に向かう作動
液の流れを阻止し、その逆向きの流れを許容する逆止弁
４９８が設けられている。そのため、主通路４１０のう
ち、圧力制御弁４８０より上流側の部分内の高圧の作動
液は、リザーバ４５０により低圧にされずに、ポンプ４
５４により汲み上げられ、比較的少ない電気エネルギに
よりホイールシリンダ４２０，４２２の液圧を十分に高
くすることができる。

【００８３】本液圧ブレーキシステムのＥＣＵ５００
は、図２６に示すように、前記ＥＣＵ１９０と同様に構
成されており、同じ作用を為す部分には同一の符号を付
して説明を省略する。コンピュータ１９２のＩ／Ｏポー
ト２００には、踏力スイッチ５０２，マスタシリンダ圧
センサ５０４および車輪速センサ５０６が接続されてい
る。これらはそれぞれ、前記踏力スイッチ２０２，マス
タシリンダ圧センサ２０４および車輪速センサ２０６と
同様に構成されている。Ｉ／Ｏポート２００にはまた、
駆動回路２０８を介して増圧弁４４６等の各種アクチュ
エータが接続されている。

【００８４】コンピュータ１９２のＲＯＭ１９６には、
助勢制御ルーチン，アンチロック制御ルーチン等が記憶
されており、ＰＵ１９４はＲＡＭ１９８を使用しつつ、
これらルーチンを実行する。本実施形態において助勢制
御は、ブースタ４０２が助勢限界に達した状態で行われ
る。例えば、前述のようにして推定されたブースタ負圧
に基づいて、マスタシリンダ圧の助勢限界値である助勢
限界時圧が求められ、マスタシリンダ圧センサ５０４に
より検出される実マスタシリンダ圧が助勢限界時圧以上
になれば、電気制御による助勢が開始される。

【００８５】この助勢制御において、ホイールシリンダ
圧とマスタシリンダ圧との差圧（助勢用差圧と称する）
が、ブースタ４０２が助勢限界に達した後も達する前と
同じ勾配でホイールシリンダ圧が増大させられる大きさ
に制御される。この助勢制御は、例えば、前記実施形態
におけると同様にブースタ２０のブースタ負圧，動的サ
ーボ比，助勢限界到達等の推定に基づいて、圧力制御弁
４８０への励磁電流を制御することにより行われるよう
にすることができる。

【００８６】また、助勢制御が、図１８を用いて説明し
たブースタ２０の助勢限界到達検出に基づいて行われる
ようにすることも、ブースタ２０の低圧室３４と変圧室
３６との少なくとも一方の圧力を検出する圧力センサ、
あるいは低圧室３４と変圧室３６との差圧を検出する差
圧検出装置等の検出結果に基づいて助勢限界到達を検出
し、その検出結果に基づいて行われるようにすることも
可能である。これらの場合には、例えば、次のようにし
て助勢制御を行うことができる。マスタシリンダ圧と助
勢用差圧との間、助勢用差圧とソレノイド１７４の励磁
電流との間等にはそれぞれ特定の関係があるため、それ
らの関係をそれぞれテーブル化してコンピュータ１９２
のＲＯＭ１９６に記憶させておき、マスタシリンダ圧セ
ンサ５０４により検出されるマスタシリンダ圧に基づい
て上記助勢用差圧，励磁電流等が決定され、ポンプモー
タ４５２が起動されるとともに圧力制御弁４８０のソレ
ノイド１７４が励磁され、ホイールシリンダ４２０，４
２２，４３６，４３８に作動液が供給されるようにする
のである。

【００８７】上記助勢制御は、図２５の液圧ブレーキシ
ステムのみならず、図１の液圧ブレーキシステムを始
め、他の形式のものにおいても実施することができる。
また、マスタシリンダあるいはリザーバから作動液を汲
み上げてホイールシリンダに供給し、ホイールシリンダ
圧をマスタシリンダ圧に対して増大させることにより助
勢制御が行われる液圧ブレーキシステムにおいて、踏力
スイッチに代えて踏力センサを設けるとともに、マスタ
シリンダ圧センサに代えてマスタシリンダ圧スイッチを
設け、踏力センサにより検出される踏力に基づいて助勢
用差圧を求め、その助勢用差圧に基づいて圧力制御弁の
ソレノイドの励磁電流を求めて助勢制御を行うようにし
てもよい。

【００８８】本発明のさらに別の実施形態を図２７ない
し図３３に基づいて説明する。本実施形態は、ブレーキ
操作部材の操作速度とマスタシリンダの出力速度との関
係に基づいてバキュームブースタの負圧を推定する態様
の一例である。本実施形態の液圧ブレーキシステムのハ
ード構成は、図１ないし図１０に示す実施形態のそれと
殆ど同じであり、図２７に電子制御ユニット５５０（以
下、ＥＣＵ５５０と称する）のみを示す。ＥＣＵ５５０
は、前記ＥＣＵ１９０と同様にコンピュータ１９２を主
体として構成されており、ＥＣＵ１９０の構成要素と同
じ作用を為す構成要素には同一の符号を付して対応関係
を示し、説明を省略する。

【００８９】コンピュータ１９２のＩ／Ｏポート２００
には、ブレーキスイッチ５５２，踏力センサ５５４，マ
スタシリンダ圧センサ５５６および車輪速センサ５５８
が接続されている。ブレーキスイッチ５５２は、ブレー
キペダル１８が踏み込まれず、非踏込位置ないし非作動
位置に位置する状態と、踏み込まれた状態とで出力信号
が変わるように構成されている。ブレーキペダル１８
は、本実施形態においては、車体との間に配設されたリ
ターンスプリングによって後退方向へ付勢されており、
車体に設けられたストッパに当接し、リターンスプリン
グの付勢による回動を規制された位置が非踏込位置であ
る。ブレーキスイッチ５５２は、本実施形態において
は、ブレーキペダル１８が非踏込位置に位置する状態に
おいてＯＦＦ信号を出力し、踏み込まれた状態において
ＯＮ信号を出力するように構成されている。踏力センサ
５５４，マスタシリンダ圧センサ５５６および車輪速セ
ンサ５５８はそれぞれ、前記各実施形態の踏力センサ２
２０，マスタシリンダ圧センサ２０４，車輪速センサ２
０６と同様に構成されている。コンピュータ１９２のＲ
ＯＭ１９６には、図２８に示す助勢制御ルーチン，図２
９に示すブースタ負圧推定ルーチンおよび図３０に示す
最大踏力変化速度取得ルーチン等が記憶されており、Ｒ
ＡＭ１９８には、図示は省略するが、これら助勢制御ル
ーチン等を実行するためのフラグ，メモリ等が設けられ
ている。

【００９０】助勢制御ルーチンは、Ｓ４０のブースタ負
圧推定ルーチンの実行により推定された作動開始時にお
けるブースタ負圧と、Ｓ４２の最大踏力変化速度取得ル
ーチンの実行により取得された最大踏力変化速度とに基
づいてＳ４４，Ｓ４６が実行され、助勢限界時踏力およ
び動的サーボ比が決定され、それらに基づいてＳ４８の
補助加圧室圧制御ルーチンが実行される。

【００９１】ブースタ負圧推定ルーチンを説明する。ブ
レーキ操作が行われてマスタシリンダ２２の液圧が増加
させられる場合、ブースタ２０の作動遅れがないとすれ
ば、踏力Ｆとマスタシリンダ圧Ｐmcとの間には図３１に
示す関係が成立する。また、踏力Ｆとマスタシリンダ圧
Ｐmcおよび操作速度たるブレーキペダル１８の踏込速度
を表す踏力変化速度ｄＦとマスタシリンダ２２の出力変
化速度であるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcの時間に
対する変化の一例を図３２に示す。そして、マスタシリ
ンダ圧が予め定められた基準出力値たる基準マスタシリ
ンダ圧Ｐmck に達した時点に取得される踏力変化速度ｄ
Ｆpmckと、踏力が予め定められた基準操作量たる基準踏
力Ｆk に達した時点に取得されるマスタシリンダ圧変化
速度ｄＰmcFkと、作動開始時ブースタ負圧との間には、
図３３のグラフで表される関係が成立する。ブースタ２
０には無視できない作動遅れがあり、その作動遅れは、
作動開始時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化
速度ｄＦが大きいほど大きい。ブースタ２０の作動遅れ
によりマスタシリンダ圧Ｐmcの増加が遅れ、その遅れは
作動開始時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化
速度ｄＦが大きいほど大きいのである。そのため、踏力
変化速度ｄＦpmckが同じであれば、マスタシリンダ圧変
化速度ｄＰmcFkは、作動開始時ブースタ負圧が大きい場
合に、小さい場合より大きくなり、踏力変化速度ｄＦpm
ckに対して遅れがないマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmc
を基準とすれば、基準に近いマスタシリンダ圧変化速度
ｄＰmcFkが得られる。図３３のグラフで表される関係は
予め実験により調べられ、テーブルとしてＲＯＭ１９６
に記憶されており、このテーブルと、基準マスタシリン
ダ圧到達時における踏力変化速度ｄＦpmckと、基準踏力
到達時におけるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkとに
基づいて作動開始時ブースタ負圧が推定される。

【００９２】ブースタ負圧推定ルーチンのＳ５０におい
ては、ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮ信号である
か否か、すなわちブレーキペダル１８が踏み込まれたか
否かの判定が行われる。ブレーキペダル１８が踏み込ま
れておらず、ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＦＦ信
号であれば、Ｓ５０の判定はＮＯになってＳ８０が実行
され、推定終了処理が行われる。フラグＦ１１〜Ｆ１３
のリセット，マスタシリンダ圧メモリ等のクリア等の処
理が行われるのである。

【００９３】上記Ｓ５０，Ｓ８０の実行が繰り返されて
いるうちにブレーキペダル１８が踏み込まれ、ブレーキ
スイッチ５５２の信号がＯＮ信号になれば、Ｓ５０の判
定がＹＥＳになり、Ｓ５２においてフラグＦ１１がＯＮ
にセットされているか否かの判定が行われる。フラグＦ
１１はＯＮにセットされることにより、作動開始時ブー
スタ負圧が推定されたことを記憶するが、Ｓ８０におい
てＯＦＦにリセットされているため、当初は判定がＮＯ
となり、Ｓ５４が実行されてマスタシリンダ圧変化速度
ｄＰmcおよび踏力変化速度ｄＦが演算される。マスタシ
リンダ圧変化速度ｄＰmcは、本実施形態では、Ｓ５４が
実行される毎に、マスタシリンダ圧センサ５５６の検出
信号に基づいて得られるマスタシリンダ圧が読み込まれ
て、ＲＡＭ１９８に設けられたマスタシリンダ圧メモリ
に記憶されるとともに、マスタシリンダ圧メモリに記憶
された複数のマスタシリンダ圧のうち、最新のマスタシ
リンダ圧から最も古いマスタシリンダ圧を引くことによ
り得られるマスタシリンダ圧差を時間で除することによ
り求められる。この時間は、最古のマスタシリンダ圧が
得られてから、最新のマスタシリンダ圧が得られるまで
の時間であり、ブースタ負圧推定ルーチンの実行サイク
ルタイムに基づいて得られる。なお、最新のマスタシリ
ンダ圧がマスタシリンダ圧メモリに記憶されるとき、最
古のマスタシリンダ圧は消去され、マスタシリンダ圧メ
モリには、常に予め定められた数のマスタシリンダ圧が
記憶されるようにされ、新たな最古のマスタシリンダ圧
と最新のマスタシリンダ圧との差が求められる。踏力変
化速度ｄＦも同様に、踏力センサ５５４の検出信号に基
づいて得られる踏力が読み込まれ、踏力メモリに記憶さ
れた複数の踏力のうち、最新の踏力から最古の踏力を引
くことにより得られる差を時間で除することにより求め
られる。演算されたマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcお
よび踏力変化速度ｄＦはそれぞれ、ＲＡＭ１９８に設け
られたマスタシリンダ圧変化速度メモリ，踏力変化速度
メモリに記憶される。

【００９４】次いでＳ５６が実行され、フラグＦ１２が
ＯＮにセットされているか否かの判定が行われる。フラ
グＦ１２はＯＮにセットされることにより、マスタシリ
ンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達した時点での踏力変
化速度ｄＦpmckが取得されたことを記憶するが、Ｓ８０
においてリセットされており、Ｓ５６の判定は当初はＮ
ＯになってＳ５８が実行され、マスタシリンダ圧Ｐmcが
基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したか否かの判定が行
われる。マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧
Ｐmck に達していなければ、Ｓ５８の判定はＮＯになっ
てＳ６４が実行される。そして、フラグＦ１３がＯＮに
セットされているか否かの判定が行われる。フラグＦ１
３は、ＯＮにセットされることにより、踏力Ｆが基準踏
力Ｆk に達した時点のマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmc
Fkが取得されたことを記憶するが、Ｓ８０においてリセ
ットされており、Ｓ６４の判定は当初はＮＯになってＳ
６６が実行され、踏力Ｆが基準踏力Ｆk に到達したか否
かが判定される。踏力Ｆが基準踏力Ｆk に達していなけ
れば、Ｓ６６の判定はＮＯになってＳ７２が実行され、
フラグＦ１２がＯＮにセットされているか否かの判定が
行われる。フラグＦ１２がセットされていなければ、Ｓ
７２の判定はＮＯになってルーチンの実行は終了する。

【００９５】例えば、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マス
タシリンダ圧Ｐmck に達するよりも、ｄｔ時間早く、踏
力Ｆが基準踏力Ｆk に達したとすれば、Ｓ５８の判定が
ＹＥＳになる前にＳ６６の判定がＹＥＳになってＳ６８
が実行され、Ｓ５４において演算された最新のマスタシ
リンダ圧変化速度ｄＰmcが、踏力Ｆが基準踏力Ｆk に達
した時点におけるマスタシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkで
あって、ブースタ負圧を推定するためのマスタシリンダ
圧変化速度ｄＰmcFkとして、ブースタ負圧推定用マスタ
シリンダ圧変化速度メモリに記憶される。そして、Ｓ７
０においてフラグＦ１３がセットされる。しかし、フラ
グ１２がセットされていないため、Ｓ７２の判定はＮＯ
になり、ブースタ負圧の推定は行われず、ルーチンの実
行は終了する。

【００９６】以後、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタ
シリンダ圧Ｐmck に達するまで、Ｓ５０〜Ｓ５８，Ｓ６
４，Ｓ７２が繰り返し実行される。マスタシリンダ圧Ｐ
mcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達すれば、Ｓ５８の
判定がＹＥＳになってＳ６０が実行され、Ｓ５４におい
て演算された最新の踏力変化速度ｄＦが、マスタシリン
ダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達した時点に
おける踏力変化速度ｄＦpmckであって、ブースタ負圧を
推定するための踏力変化速度ｄＦpmckとして、ブースタ
負圧推定用踏力変化速度メモリに記憶される。これら前
記ブースタ負圧推定用踏力変化速度メモリおよびブース
タ負圧推定用マスタシリンダ圧変化速度メモリは、ＲＡ
Ｍ１９８に設けられている。そして、Ｓ６２においてフ
ラグＦ１２がＯＮにセットされる。

【００９７】フラグＦ１２，Ｆ１３の両方がセットされ
れば、Ｓ７２，Ｓ７４の判定がいずれもＹＥＳになって
Ｓ７６が実行され、ブースタ負圧が推定される。この推
定は、Ｓ６０，Ｓ６８においてそれぞれ、ブースタ負圧
推定用の踏力変化速度メモリおよびマスタシリンダ圧変
化速度メモリに記憶された踏力変化速度ｄＦpmck，マス
タシリンダ圧変化速度ｄＰmcFkおよびＲＯＭ１９６に記
憶されたテーブルに基づいて行われる。図３３におい
て、踏力変化速度ｄＦpmckとマスタシリンダ圧変化速度
ｄＰmcFkとに対応する点のブースタ負圧が、テーブルの
データ（上記点を囲む４点のデータ）に基づく比例計算
により求められるのである。そして、Ｓ７８が実行さ
れ、フラグＦ１１がＯＮにセットされる。そのため、次
にＳ５２が実行されるとき、その判定はＹＥＳになって
ルーチンの実行は終了する。ブースタ負圧の推定は、ブ
レーキペダル１８の１回の踏込みにつき、１回のみ行わ
れるようにされているのである。

【００９８】最大踏力変化速度取得ルーチンを説明す
る。まず、Ｓ９０においてブレーキスイッチ５５２の信
号がＯＮ信号であるか否かが判定され、ＯＮ信号でなけ
ればＳ１０４が実行され、最大踏力変化速度取得終了処
理が行われる。フラグＦ１４のリセット等が行われるの
である。ブレーキスイッチ５５２の信号がＯＮ信号にな
れば、Ｓ９０の判定がＹＥＳになってＳ９２が実行さ
れ、踏力の変化速度が演算される。この演算は、Ｓ５４
の踏力変化速度の演算と同様に行われ、演算後、Ｓ９４
が実行され、踏力変化速度が増大中であるか否かの判定
が行われる。この判定は、図１３に示すブースタ負圧推
定ルーチンのＳ２２´におけると同様に、今回演算され
た踏力変化速度が前回演算された踏力変化速度より大き
いか否かにより行われる。増大中であれば、Ｓ９４の判
定はＹＥＳになり、Ｓ９６において、今回の踏力変化速
度が前回の踏力変化速度の代わりに最大踏力変化速度メ
モリに記憶された後、Ｓ９８においてフラグＦ１４がＯ
ＦＦにリセットされる。フラグＦ１４は、ＯＮにセット
されることにより、最大踏力変化速度が取得されたこと
を記憶する。

【００９９】Ｓ９０〜Ｓ９８が繰り返されているうち
に、踏力変化速度が減少に転ずるため、Ｓ９４の判定が
ＮＯになってＳ１００が実行され、フラグＦ１４がＯＮ
にセットされているか否かが判定される。フラグＦ１４
はＳ１０４等においてＯＦＦにリセットされており、Ｓ
１００の判定はＮＯになってＳ１０２が実行され、フラ
グＦ１４がセットされる。

【０１００】このようにブースタ負圧が推定され、Ｓ９
６において最大踏力変化速度が取得されたならば、それ
らを用いてＳ４４，Ｓ４６が実行され、助勢限界時踏力
および動的サーボ比が決定される。ブースタ負圧が推定
され、最大踏力変化速度が取得されたことは、フラグＦ
１１，Ｆ１４のセットによりわかる。助勢限界時踏力お
よび動的サーボ比の決定は、図１１ないし図１７に示す
実施形態におけると同様に行われる。それらの決定は、
本実施形態では、最大踏力変化速度を用いて行われる
が、最大踏力変化速度と助勢限界時踏力と作動開始時ブ
ースタ負圧との間には、図１６に示す最大踏力勾配と助
勢限界時踏力と作動開始時ブースタ負圧との間に成立す
る関係と同じ傾向の関係が成立し、その関係が予め実験
により調べられ、テーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶さ
れており、最大踏力変化速度，作動開始時ブースタ負圧
およびテーブルを用いて助勢限界時踏力が決定される。
動的サーボ比についても同様である。なお、最大踏力変
化速度の取得は、助勢限界時踏力決定ルーチンおよび動
的サーボ比決定ルーチンにおいてそれぞれ行われるよう
にしてもよい。そして、助勢限界時踏力および動的サー
ボ比が決定されたならば、Ｓ４８の補助加圧室圧制御ル
ーチンが、例えば、図１２に示す実施形態と同様に実行
される。

【０１０１】以上の説明から明らかなように、本実施形
態においては、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ
圧に達した時点が第１基準時点であり、踏力が基準踏力
に達した時点が第２基準時点であり、コンピュータ１９
２のＳ６０，Ｓ６８，Ｓ７６を実行する部分が基準時点
速度依拠負圧値推定部を構成している。

【０１０２】なお、上記実施形態において最大踏力変化
速度を取得する際、フラグＦ１４のリセットは、Ｓ１０
４においてのみ行うようにしてもよい。また、踏力変化
速度が増大から減少に転じ、最大踏力変化速度が得られ
たならば、以後、踏力変化速度の演算等は行われないよ
うにしてもよい。例えば、ブレーキスイッチ５５２の信
号がＯＮになった後、踏力変化速度が演算される前にフ
ラグＦ１４がＯＮにセットされているか否かの判定を行
うようにする。Ｓ９２の実行前にＳ１００の判定を行う
のである。また、マスタシリンダの出力変化速度，ブレ
ーキペダルの踏込速度として、図１ないし図１７に示す
各実施形態におけると同様に、一定時間内におけるマス
タシリンダ圧の変化量，踏力の変化量を取得するように
してもよい。さらに、最大踏力変化速度に代えて、最大
マスタシリンダ圧変化速度を取得し、ブースタ負圧，最
大マスタシリンダ圧変化速度に基づいて助勢限界時圧，
動的サーボ比を取得し、補助加圧室圧の制御を行うよう
にしてもよい。

【０１０３】第１基準時点および第２基準時点は、時間
的に同じ時点でもよく、ブレーキペダル１８の踏込み開
始後、予め定められた基準時間が経過した時点としても
よい。その例を図３４に示すブースタ負圧推定ルーチン
に基づいて説明する。本実施形態のブースタ負圧推定ル
ーチンのＳ１１０〜Ｓ１１４は、上記実施形態のＳ５０
〜Ｓ５４と同様に実行される。そして、Ｓ１１６におい
て、ブレーキペダル１８の踏込みが開始されてから、す
なわちＳ１１０の判定がＹＥＳになってから予め定めら
れた基準時間が経過したか否かの判定が行われる。この
判定は、本実施形態では、コンピュータ１９２に設けら
れたタイマを用いて行われるが、Ｓ１１６の判定は当初
はＮＯであり、ルーチンの実行は終了する。

【０１０４】ブレーキペダル１８の踏込みが開始されて
から基準時間が経過すれば、Ｓ１１６の判定はＹＥＳに
なってＳ１１８が実行され、ブースタ負圧が推定され
る。この推定は、Ｓ１１６の判定がＹＥＳになる直前の
Ｓ１１４において演算されたマスタシリンダ圧変化速度
および踏力変化速度であって、マスタシリンダ圧変化速
度メモリおよび踏力変化速度メモリにそれぞれ記憶され
ている変化速度とテーブルとを用いて行われる。本実施
形態においては、第１基準時点と第２基準時点とが時間
的に同じ時点であり、予め設定された基準時間が経過し
た時点において得られるマスタシリンダ圧変化速度と踏
力変化速度と作動開始時ブースタ負圧との間には、図示
は省略するが、図２７ないし図３３に示す実施形態にお
けるマスタシリンダ圧変化速度と踏力変化速度と作動開
始時ブースタ負圧との間に成立する関係と同じ傾向の関
係が成立し、その関係は予め調べられてテーブルとして
ＲＯＭに記憶されている。ブースタ負圧の推定後、Ｓ１
１８においてフラグＦ１５がセットされ、ブースタ負圧
が推定されたことが記憶される。そして、推定されたブ
ースタ負圧を用いて助勢限界時踏力，動的サーボ比が推
定され、それらを用いて補助加圧室圧の制御が行われ
る。

【０１０５】第１基準時点および第２基準時点は、ブレ
ーキ操作部材の操作量が予め定められた基準操作量に達
した時点、あるいはマスタシリンダの出力が予め定めら
れた基準出力値に達した時点でもよい。例えば、図３４
に示す実施形態において、Ｓ１１６において基準時間が
経過したか否かを判定するのに代えて、ブレーキ操作部
材の操作量が予め定められた基準操作量に達したか否
か、あるいはマスタシリンダの出力が予め定められた基
準出力値に達したか否かの判定を行い、達したならば、
ブースタ負圧を推定するようにすればよい。

【０１０６】本発明のさらに別の実施形態を図３５ない
し図３７に基づいて説明する。本実施形態は、ブレーキ
操作部材の操作速度と、マスタシリンダの出力のブレー
キ操作部材の操作に対する遅れ量との関係に基づいてブ
ースタ負圧を推定する態様の一例であり、遅れ量は、ブ
レーキペダルの踏込開始から、マスタシリンダ圧が基準
マスタシリンダ圧に達するのに要した時間の基準時間に
対する差である遅れ時間を取得することにより取得され
る。本実施形態の液圧ブレーキシステムのハード構成
は、図２７ないし図３３に示す実施形態のそれと同じで
あり、図３５に示すブースタ負圧推定ルーチンはコンピ
ュータ１９２のＲＯＭ１９６に記憶されている。

【０１０７】遅れ時間ｄｔと、踏力変化速度ｄＦと、作
動開始時ブースタ負圧との間には、図３６のグラフで表
される関係が成立する。遅れ時間を取得するための基準
となる時間である基準時間は、図３７に実線で示すよう
に、ブースタ２０の低圧室３４に正規の負圧がある状態
において、ブレーキペダル１８が基準速度で踏み込まれ
たときに、踏込開始から、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準
マスタシリンダ圧Ｐmck に達するのに要する時間であ
る。正規の負圧は、通常の状態においてブースタ２０に
得られる最大の負圧であり、基準速度は低い速度であ
る。したがって、このように基準時間を設定すれば、ブ
ースタ負圧が小さくても、踏力変化速度が大きくても、
図３７に二点鎖線で示すように、マスタシリンダ圧の出
力に遅れが生じ、遅れ時間は、作動開始時ブースタ負圧
が小さいほど大きく、踏力変化速度が大きいほど大きく
なり、これら遅れ時間，作動開始時ブースタ負圧および
踏力変化速度の間に図３６に示す関係が成立する。この
グラフで表される関係は、予め調べられてテーブルとし
てＲＯＭ１９６に記憶されており、このテーブルと、遅
れ時間と、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ
圧Ｐmck に達したときの踏力変化速度ｄＦpmckとに基づ
いて作動開始時ブースタ負圧が推定される。

【０１０８】ブースタ負圧推定ルーチンのＳ１３０，Ｓ
１３２は、前記実施形態のＳ５０，Ｓ５２と同様に実行
され、ブレーキペダル１８が踏み込まれれば、Ｓ１３４
において踏力変化速度が演算される。この演算は、前記
ブースタ負圧推定ルーチンのＳ５４の踏力変化速度の演
算と同様に行われる。また、ＲＡＭ１９８に設けられた
カウンタのカウント値Ｃが１増加させられ、ブレーキペ
ダル１８が踏み込まれてからの時間が計測される。な
お、カウンタは、Ｓ１４４においてリセットされる。演
算後、Ｓ１３６が実行されてマスタシリンダ圧Ｐmcが基
準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したか否かの判定が行わ
れる。この判定は当初はＮＯであり、ルーチンの実行は
終了する。

【０１０９】マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリン
ダ圧Ｐmck に達すれば、Ｓ１３６の判定はＹＥＳになっ
てＳ１３８が実行され、遅れ時間ｄｔが取得される。遅
れ時間ｄｔは、ブレーキペダル１８が踏み込まれてか
ら、すなわちＳ１３０の判定がＹＥＳになってから、Ｓ
１３６の判定がＹＥＳになるまでに要する時間から、基
準時間をひくことにより求められる。ブレーキペダル１
８が踏み込まれてから、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マ
スタシリンダ圧Ｐmck に達するまでの時間は、本実施形
態では、カウンタのカウント値Ｃから得られる。コンピ
ュータ１９２に設けられたタイマを用いて取得するよう
にしてもよい。ブレーキペダル踏込み時の時間をＲＡＭ
１９８に記憶し、マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシ
リンダ圧Ｐmck に達したときの時間から引くのである。
そして、Ｓ１４０が実行され、遅れ時間ｄｔと、Ｓ１３
４において演算された踏力変化速度ｄＦpmckであって、
マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に
達したときの踏力変化速度とＲＯＭ１９６に記憶された
前記テーブルとに基づいてブースタ負圧が推定される。
推定後、Ｓ１４２が実行され、フラグＦ１６がセットさ
れてルーチンの実行が終了する。本実施形態において
は、コンピュータ１９２のＳ１３０，Ｓ１３４〜Ｓ１４
０を実行する部分が遅れ量依拠負圧推定部を構成してい
る。

【０１１０】ブースタ負圧の推定にマスタシリンダの出
力のブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量を用いる別
の態様を図３８ないし図４０に基づいて説明する。本実
施形態においては、ブレーキペダル１８の操作量である
踏力が、予め設定された設定操作量である設定踏力に達
した時点における理想マスタシリンダ圧と実マスタシリ
ンダ圧との差が遅れ量とされる。理想マスタシリンダ圧
は、図４０に実線で示すように、遅れがない理想状態に
おいて踏力に対して得られるマスタシリンダ圧であり、
ブースタ２０の作動遅れやブレーキペダル１８の踏込速
度が大きいことによりマスタシリンダ圧の増加が遅れれ
ば、二点鎖線で示すように、踏力に対して得られる実際
のマスタシリンダ圧が理想マスタシリンダ圧より小さく
なる。このマスタシリンダ圧の増加遅れ量は、作動開始
時ブースタ負圧が小さいほど大きく、踏力変化速度が大
きいほど大きく、マスタシリンダ圧の増加遅れ量と、踏
力変化速度と、作動開始時ブースタ負圧との間には図３
９のグラフに示す関係が成立し、この関係は予め調べら
れてテーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されている。ま
た、ＲＯＭ１９６には、図３８に示すブースタ負圧推定
ルーチン等が記憶されている。

【０１１１】ブースタ負圧推定ルーチンのＳ１５０，Ｓ
１５２は、図３５に示すブースタ負圧推定ルーチンのＳ
１３０，Ｓ１３２と同様に実行され、Ｓ１５４において
踏力変化速度が演算された後、Ｓ１５６において踏力Ｆ
が設定踏力Ｆk に達したか否かの判定が行われる。踏力
Ｆが設定踏力Ｆk に達していなければ、Ｓ１５６の判定
はＮＯになってルーチンの実行は終了する。踏力Ｆが設
定踏力Ｆk に達していれば、Ｓ１５６の判定はＹＥＳに
なってＳ１５８が実行され、マスタシリンダ圧の増加遅
れ量が取得される。踏力Ｆが設定踏力Ｆk 以上になった
ときのマスタシリンダ圧が読み込まれ、その実マスタシ
リンダ圧を、設定踏力Ｆk に対して予め取得されてＲＯ
Ｍ１９６に記憶されている理想マスタシリンダ圧から引
くことにより、マスタシリンダ圧の増加遅れ量が取得さ
れるのである。次いでＳ１６０が実行され、ブースタ負
圧の推定が行われる。この推定は、Ｓ１５８において取
得されたマスタシリンダ圧の増加遅れ量，踏力Ｆが設定
踏力Ｆk に達したときの踏力変化速度ｄＦk （Ｓ１５６
がＹＥＳになる直前に演算されて踏力変化速度メモリに
記憶されている最新の踏力変化速度）およびＲＯＭ１９
６に記憶された前記テーブルを用いて行われ、ブースタ
負圧が推定されたならばＳ１６２が実行され、フラグＦ
１７がセットされる。

【０１１２】ブースタ負圧の推定にマスタシリンダの出
力のブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量を用いるさ
らに別の態様を図４１ないし図４３に基づいて説明す
る。本実施形態においては、遅れ量として、出力遅れに
よってブレーキペダル１８の踏込みに生ずる余分なスト
ロークである作動遅れストロークが用いられる。図４３
に示すように、ブレーキペダル１８の踏込に対してマス
タシリンダ圧が遅れなく増加する理想状態において、マ
スタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達したときの
ストロークを基準ストロークとすれば、実際のブレーキ
ペダル１８の踏込み時にマスタシリンダ圧が基準マスタ
シリンダ圧に達したときのストロークである実ストロー
クの基準ストロークに対する差が作動遅れストロークで
ある。ブレーキペダル１８の踏込みに対してマスタシリ
ンダ圧の増加に遅れがあり、減速度の増加に遅れがあれ
ば、運転者は意図する減速度を得るべく、マスタシリン
ダ圧の増加に遅れがない場合より多くブレーキペダル１
８を踏み込むため、踏込ストロークが大きくなり、作動
遅れストロークが生ずる。作動開始時ブースタ負圧が小
さいほど、また、踏力変化速度が大きいほど、マスタシ
リンダ圧の出力遅れは大きく、作動遅れストロークは大
きくなり、作動遅れストロークと、踏力変化速度ｄＦpm
ckと、作動開始時ブースタ負圧との間には、図４２にグ
ラフで表す関係が得られる。この関係は予め調べられ、
テーブルとしてＲＯＭ１９６に記憶されている。ＲＯＭ
１９６にはまた、図４１に示すブースタ負圧推定ルーチ
ンが記憶されている。さらに、本実施形態においては、
図示は省略するが、コンピュータ１９２のＩ／Ｏポート
２００に、ブレーキペダル１８の操作量の一種である踏
込ストロークを検出するストロークセンサがブレーキス
イッチ５５２等と共に接続されている。ストロークセン
サは、操作量検出装置の一種であり、例えば、エンコー
ダを含んで構成され、ブレーキペダル１８の回動角度の
検出に基づいて踏込ストロークが検出されるものとされ
る。

【０１１３】ブースタ負圧推定ルーチンのＳ１７０〜Ｓ
１７４は、前記実施形態のＳ１５０〜Ｓ１５４と同様に
実行される。そして、Ｓ１７６においてマスタシリンダ
圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達したか否かの
判定が行われる。マスタシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシ
リンダ圧Ｐmck に達していなければ、Ｓ１７６の判定は
ＮＯになってルーチンの実行は終了する。マスタシリン
ダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に達すれば、Ｓ
１７６の判定はＹＥＳになってＳ１７８が実行され、作
動遅れストロークが取得される。ストロークセンサの検
出信号に基づいて得られるブレーキペダル１８の踏込ス
トロークが読み込まれ、その実踏込ストロークから理想
踏込ストロークを引くことにより、作動遅れストローク
が取得される。ここでは、理想踏込ストロークは、マス
タシリンダ圧Ｐmcが基準マスタシリンダ圧Ｐmck に遅れ
なく達したときのストロークであり、予め取得されてＲ
ＯＭ１９６に記憶されている。次いでＳ１８０が実行さ
れ、作動遅れストローク，Ｓ１７４において演算された
踏力変化速度およびＲＯＭ１９６に記憶された前記テー
ブルに基づいてブースタ負圧が推定され、推定後、Ｓ１
８２が実行され、フラグＦ１８がＯＮにセットされる。
なお、作動遅れストロークは、踏力が設定踏力に達した
ときに取得するようにしてもよい。

【０１１４】以上説明したいくつかの実施形態において
は、マスタシリンダ圧と踏力との一方の検出装置が、設
定値を境にして出力状態が変わるスイッチとされている
ため、安価で済む利点があるが、マスタシリンダ圧と踏
力との両方の検出装置を、それら両方の値を連続的に検
出可能なセンサとすることも可能であり、そうすればブ
ースタ２０の作動状態（時々刻々のブースタ負圧，動的
サーボ比，助勢限界到達等）に関する一層多くの情報を
得ることが可能となり、一層正確な電気制御助勢を行う
ことが可能となる。また、センサは、検出対象量を無段
階に検出することが可能であり、当然スイッチの機能を
果たさせることも可能である。

【０１１５】前記各実施形態においては、複数種類の量
の間の関係がテーブル化されていたが、式で表してお
き、それらの式の演算により目的とする量が取得される
ようにすることも可能である。

【０１１６】また、ブレーキ操作部材の操作速度とマス
タシリンダの出力変化速度との関係に基づいてバキュー
ムブースタの負圧を推定するにあたり、第１基準時点と
第２基準時点とを時間的に互いに異なる時点とする場
合、第２基準時点を、ブレーキ操作部材の操作量，マス
タシリンダの出力，ブレーキ操作部材の操作開始後の経
過時間のうちの１つが、第１設定値とは異なる第２設定
値に達した時点としてもよい。例えば、図２７ないし図
３３に示す実施形態のブースタ負圧推定ルーチンにおい
て、マスタシリンダ圧が基準マスタシリンダ圧に達した
か否かを判定するのに代えて、ブレーキペダル１８の踏
力が第１設定踏力に達したか否かを判定し、達したので
あれば踏力変化速度を取得し、ブレーキペダル１８の踏
力が設定踏力に達したか否かを判定するのに代えて、第
１設定踏力とは異なる設定踏力であって、第１設定踏力
より大きい第２設定踏力に達したか否かを判定し、達し
たのであればマスタシリンダの出力変化速度を取得し、
それら踏力変化速度およびマスタシリンダの出力変化速
度に基づいてブースタ負圧を推定するのである。

【０１１７】さらに、ブースタ負圧を推定するととも
に、ブースタ負圧センサにより検出するようにしてもよ
い。推定と検出との両方を行えば、例えば、推定値と検
出値との不一致によりブースタ負圧センサの故障を検出
することができる。また、通常制動時にブレーキ操作部
材の操作に対して、ブースタの助勢量が不足する際にブ
ースタが助勢限界に達した場合と同様に助勢制御を行っ
て減速度の不足を補う制御を行う場合、ブースタ負圧を
推定する代わりにブースタ負圧センサにより検出するよ
うにしてもよい。

【０１１８】さらに、前後２系統式液圧ブレーキシステ
ムであって、マスタシリンダあるいはリザーバから作動
液を汲み上げてホイールシリンダに供給し、ホイールシ
リンダ圧をマスタシリンダ圧に対して増大させることに
より助勢制御が行われる液圧ブレーキシステム，そのブ
レーキ液圧源装置に本発明を適用してもよく、ダイアゴ
ナル２系統式液圧ブレーキシステムにおいて、マスタシ
リンダに補助加圧室を設け、その補助加圧室に液圧を発
生させることにより助勢制御が行われる液圧ブレーキシ
ステム，そのブレーキ液圧源装置に本発明を適用しても
よい。

【０１１９】以上、本発明のいくつかの実施形態を詳細
に説明したが、これらは例示に過ぎず、本発明は、前記
〔発明が解決しようとする課題，課題解決手段および効
果〕の項に記載された態様を始めとして、当業者の知識
に基づいて種々の変更、改良を施した形態で実施するこ
とができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施形態であるブレーキ液圧源装置
を含み、自身も本発明の一実施形態である液圧ブレーキ
システムの液圧回路部を示す回路図である。

【図２】上記ブレーキ液圧源装置の構成要素であるバキ
ュームブースタの正面断面図である。

【図３】上記ブレーキ液圧源装置の構成要素である圧力
制御弁を概略的に示す図である。

【図４】上記液圧ブレーキシステムの電気制御部を示す
ブロック図である。

【図５】上記ブレーキ液圧源装置におけるブースタ負圧
の推定を説明するためのグラフである。

【図６】上記グラフを説明するためのグラフである。

【図７】前記図４の電気制御部の構成要素であるコンピ
ュータによって実行される助勢制御ルーチンを表すフロ
ーチャートである。

【図８】上記フローチャートにおけるブースタ負圧推定
ルーチンの詳細を示すフロチャートである。

【図９】前記図７のフローチャートによる制御を説明す
るためのグラフである。

【図１０】前記図７のフローチャートによる制御を説明
するための別のグラフである。

【図１１】本発明の別の実施形態である液圧ブレーキシ
ステムの電気制御部を示すブロック図である。

【図１２】上記図１１の電気制御部の構成要素であるコ
ンピュータによって実行される助勢制御ルーチンを表す
フローチャートである。

【図１３】上記フローチャートにおけるブースタ負圧推
定ルーチンの詳細を示すフロチャートである。

【図１４】上記ブースタ負圧推定ルーチンによるブース
タ負圧の推定を説明するためのグラフである。

【図１５】図１４の関係が成立する理由を説明するため
の図である。

【図１６】前記図１２のフローチャートによる制御を説
明するためのグラフである。

【図１７】前記図１２のフローチャートによる制御を説
明するための別のグラフである。

【図１８】本発明のさらに別の実施形態であるブレーキ
液圧源装置におけるバキュームブースタの助勢限界の検
出原理を説明するためのグラフである。

【図１９】上記図１８に示す助勢限界の検出原理の利点
を説明するためのグラフである。

【図２０】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムにおける液圧制御を説明するためのグラフ
である。

【図２１】図２０と同じ実施形態を説明するための図で
ある。

【図２２】図２０と同じ実施形態を説明するための図で
ある。

【図２３】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムにおける液圧制御を説明するためのグラフ
である。

【図２４】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムにおける液圧制御を説明するためのグラフ
である。

【図２５】本発明のさらに別の実施形態であるブレーキ
液圧源装置を含み、自身も本発明のさらに別の実施形態
である液圧ブレーキシステムの液圧回路部を示す回路図
である。

【図２６】上記液圧ブレーキシステムの電気制御部を示
すブロック図である。

【図２７】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムの電気制御部を示すブロック図である。

【図２８】図２７に示す電気制御部の構成要素であるコ
ンピュータによって実行される助勢制御ルーチンを表す
フローチャートである。

【図２９】図２８に示すフローチャートにおけるブース
タ負圧推定ルーチンの詳細を示すフロチャートである。

【図３０】図２８に示すフローチャートにおける最大踏
力変化速度取得ルーチンの詳細を示すフロチャートであ
る。

【図３１】図２７に示す電気制御部を有する液圧ブレー
キシステムにおける踏力とマスタシリンダ圧との関係を
示すグラフである。

【図３２】上記踏力およびマスタシリンダ圧ならびに踏
力変化速度およびマスタシリンダ圧変化速度の時間に対
する変化を示すグラフである。

【図３３】図２８に示すルーチンの実行によるブースタ
負圧の推定を説明するためのグラフである。

【図３４】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュー
タによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示す
フラグである。

【図３５】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュー
タによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示す
フラグである。

【図３６】図３５に示すルーチンの実行によるブースタ
負圧の推定を説明するためのグラフである。

【図３７】マスタシリンダの出力遅れにより生ずる遅れ
時間を説明するグラフである。

【図３８】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュー
タによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示す
フラグである。

【図３９】図３８に示すルーチンの実行によるブースタ
負圧の推定を説明するためのグラフである。

【図４０】マスタシリンダの出力遅れによる生ずるマス
タシリンダ圧の増加遅れを説明するグラフである。

【図４１】本発明のさらに別の実施形態である液圧ブレ
ーキシステムの電気制御部の構成要素であるコンピュー
タによって実行されるブースタ負圧推定ルーチンを示す
フラグである。

【図４２】図４１に示すルーチンの実行によるブースタ
負圧の推定を説明するためのグラフである。

【図４３】マスタシリンダの出力遅れによる生ずる作動
遅れストロークを説明するグラフである。

【符号の説明】

１８：ブレーキペダル ２０：バキュームブースタ
２２：マスタシリンダ ３２：パワーピストン ３４：低圧室 ３６：変圧
室 ４２：切換弁 ６８：第１加圧ピストン ７０：第２加圧ピストン
８２：補助ピストン ９０：補助加圧室 １０
６，１０８：フロントホイールシリンダ １２２，１
２４：リヤホイールシリンダ １３０：電磁弁装置
１６０：圧力制御弁 １９０：電子制御ユニット
２０２：踏力スイッチ ２０４：マスタシリンダ圧
センサ ２２０：踏力センサ ２２２：マスタシリ
ンダ圧スイッチ ５００：電子制御ユニット ５０
２：踏力スイッチ ５０４：マスタシリンダ圧センサ
５５０：電子制御ユニット ５５４：踏力センサ ５５６：マスタシリンダ圧センサ

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 橋本 健 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自動 車株式会社内 Ｆターム(参考） 3D048 BB21 BB25 BB37 CC10 CC26 CC39 GG05 HH08 HH15 HH18 HH31 HH37 HH42 HH53 HH66 HH67 HH75 KK09 QQ07 RR01 RR06 RR25 RR35

Claims (18)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧によ
   り作動するバキュームブースタによって倍力され、その
   倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液
   圧源装置において、 前記マスタシリンダの出力の変化率が大きい場合に、変
   化率が小さい場合より前記バキュームブースタの負圧が
   大きいと推定する第１負圧推定部と、 前記ブレーキ操作部材の操作力の変化率が大きい場合
   に、変化率が小さい場合より前記バキュームブースタの
   負圧が小さいと推定する第２負圧推定部との少なくとも
   一方を備えた負圧推定装置を設けたことを特徴とするブ
   レーキ液圧源装置。
2. 【請求項２】 前記第１負圧推定部が、前記バキューム
   ブースタの負圧の推定に、前記マスタシリンダの出力自
   体を加味する出力加味部を含む請求項１に記載のブレー
   キ液圧源装置。
3. 【請求項３】 前記第１負圧推定部が、前記バキューム
   ブースタの負圧の推定に、前記ブレーキ操作部材の操作
   力を加味する操作力加味部を含む請求項１または２に記
   載のブレーキ液圧源装置。
4. 【請求項４】 前記出力加味部および前記操作力加味部
   が入出力関係加味部を構成しており、その入出力関係加
   味部が、前記操作力が予め定められた設定操作力未満で
   ある期間中におけるマスタシリンダの出力の変化率を前
   記出力の変化率とする部分を含む請求項３に記載のブレ
   ーキ液圧源装置。
5. 【請求項５】 前記出力加味部および前記操作力加味部
   が入出力関係加味部を構成しており、その入出力関係加
   味部が、前記操作力が予め定められた設定操作力以上で
   ある期間中におけるマスタシリンダ出力の変化率を前記
   出力の変化率とする部分を含む請求項３または４に記載
   のブレーキ液圧源装置。
6. 【請求項６】 前記第１負圧推定部が、 前記ブレーキ操作部材の操作力が設定操作力以上である
   状態と設定操作力未満である状態とで出力信号が変化す
   る操作力スイッチと、 その操作力スイッチの出力信号の変化時点以後における
   前記マスタシリンダの出力の変化率の最大値が大きいほ
   ど前記バキュームブースタの負圧を大きい値に推定する
   特定時点変化率依拠推定部とを含む請求項１に記載のブ
   レーキ液圧源装置。
7. 【請求項７】 前記第２負圧推定部が、前記バキューム
   ブースタの負圧の推定に、前記ブレーキ操作部材の操作
   力自体を加味するブレーキ操作力加味部を含む請求項１
   ないし６のいずれか１つに記載のブレーキ液圧源装置。
8. 【請求項８】 前記第２負圧推定部が、 前記マスタシリンダ圧が設定液圧以上である状態と設定
   液圧未満である状態とで出力信号が変化するマスタシリ
   ンダ圧スイッチと、 そのマスタシリンダ圧スイッチの出力信号の変化時点以
   降における前記操作力の変化率の最大値が大きいほど前
   記バキュームブースタの負圧を小さい値に推定する特定
   時点変化率依拠推定部とを含む請求項１に記載のブレー
   キ液圧源装置。
9. 【請求項９】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧によ
   り作動するバキュームブースタによって倍力され、その
   倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ液
   圧源装置において、 前記マスタシリンダの液圧であるマスタシリンダ圧の変
   化率と、前記ブレーキ操作部材の操作力が設定操作力ま
   で増加した時点におけるマスタシリンダ圧とに基づいて
   前記バキュームブースタの負圧を推定する第１負圧推定
   部と、 前記ブレーキ操作部材の操作力であるブレーキ操作力の
   変化率と、前記マスタシリンダ圧が設定マスタシリンダ
   圧まで増加した時点における前記ブレーキ操作力とに基
   づいて前記バキュームブースタの負圧を推定する第２負
   圧推定部との少なくとも一方を備えた負圧推定装置を設
   けたことを特徴とするブレーキ液圧源装置。
10. 【請求項１０】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧に
    より作動するバキュームブースタによって倍力され、そ
    の倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ
    液圧源装置において、 前記ブレーキ操作部材の操作力の増加勾配に基づいて前
    記バキュームブースタが助勢限界に達したことを検出す
    る助勢限界検出装置を設けたことを特徴とするブレーキ
    液圧源装置。
11. 【請求項１１】 前記助勢限界検出装置が、前記操作力
    の増加勾配である操作力勾配をブレーキ操作力で割った
    無次元化操作力勾配の急変時を助勢限界時として検出す
    ることを特徴とする請求項１０に記載のブレーキ液圧源
    装置。
12. 【請求項１２】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧に
    より作動するバキュームブースタによって倍力され、そ
    の倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ
    液圧源装置において、 前記ブレーキ操作部材の操作速度と前記マスタシリンダ
    の出力変化速度との関係に基づいて前記バキュームブー
    スタの負圧を推定する速度依拠負圧推定部を設けたこと
    を特徴とするブレーキ液圧源装置。
13. 【請求項１３】 前記速度依拠負圧推定部が、予め定め
    られた第１基準時点における前記操作速度の同じ値に対
    する予め定められた第２基準時点における前記出力変化
    速度が大きい場合に小さい場合に比較して前記負圧が大
    きいと推定する基準時点速度依拠負圧推定部を含み、そ
    の基準時点速度依拠負圧推定部が、前記第１基準時点に
    おける前記操作速度の同じ値に対する前記第２基準時点
    における前記出力変化速度が大きい場合に小さい場合に
    比較して、前記負圧を大きい値に推定する基準時点速度
    依拠負圧値推定部を含むことを特徴とする請求項１２に
    記載のブレーキ液圧源装置。
14. 【請求項１４】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧に
    より作動するバキュームブースタによって倍力され、そ
    の倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ
    液圧源装置において、 前記ブレーキ操作部材の操作速度と、前記マスタシリン
    ダの出力の前記ブレーキ操作部材の操作に対する遅れ量
    との関係に基づいて前記バキュームブースタの負圧を推
    定する遅れ量依拠負圧推定部を設けたことを特徴とする
    ブレーキ液圧源装置。
15. 【請求項１５】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧に
    より作動するバキュームブースタによって倍力され、そ
    の倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ
    液圧源装置と、 そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキ
    シリンダと、 前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記
    ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作
    力の増加勾配に対応する増加勾配より大きい勾配で増加
    させる電気制御助勢装置と、 前記バキュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブ
    レーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電
    気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御助勢
    開始時期決定装置とを含むことを特徴とする液圧ブレー
    キシステム。
16. 【請求項１６】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧に
    より作動するバキュームブースタによって倍力され、そ
    の倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ
    液圧源装置と、 そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキ
    シリンダと、 前記バキュームブースタが助勢限界に達した後に、前記
    ブレーキシリンダの液圧を前記ブレーキ操作部材の操作
    力の増加勾配に対応する増圧勾配より大きい勾配で増加
    させる電気制御助勢装置と、 前記バキュームブースタの作動開始時の負圧と、前記ブ
    レーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前記電
    気制御助勢装置の、前記ブレーキ操作部材の操作力の増
    加に対する前記ブレーキシリンダの液圧の増加勾配であ
    る電気制御助勢サーボ比を決定するサーボ比決定装置と
    を含むことを特徴とする液圧ブレーキシステム。
17. 【請求項１７】 前記バキュームブースタの負圧と、前
    記ブレーキ操作部材の操作力の変化率とに基づいて、前
    記電気制御助勢装置の作動開始時期を決定する電気制御
    助勢開始時期決定装置を含む請求項１６に記載の液圧ブ
    レーキシステム。
18. 【請求項１８】 ブレーキ操作部材の操作力が、負圧に
    より作動するバキュームブースタによって倍力され、そ
    の倍力された力でマスタシリンダが駆動されるブレーキ
    液圧源装置と、 そのブレーキ液圧源装置の液圧により作動するブレーキ
    シリンダと、 前記ブレーキ操作部材の操作力が予め定められた設定操
    作力以上で、かつ、車両の減速度が予め定められた設定
    減速度未満である場合に、前記ブレーキシリンダの液圧
    を、前記ブレーキ液圧源装置の液圧による場合に比較し
    て高くする電気制御助勢装置とを含むことを特徴とする
    液圧ブレーキシステム。