JP6161415B2 - 液圧ブレーキ制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、液圧ブレーキ制御装置に関する。

本技術分野の背景技術として、特開２００８−２１３６３３号公報（特許文献１）に記載された技術がある。この技術は、マスタシリンダとストロークシミュレータとの間の液圧路に設けられ、マスタシリンダ側のブレーキ液圧と車輪ブレーキ側のブレーキ液圧との差圧が開弁圧となったときに開弁して、ストロークシミュレータへのブレーキ液の流入を許容するとともに、マスタシリンダ側のブレーキ液圧と車輪ブレーキ側のブレーキ液圧との差圧が閉弁圧となったときに閉弁して、ストロークシミュレータへのブレーキ液の流入を遮断し、マスタシリンダのブレーキ液圧を車輪ブレーキへ付与するシミュレータ切替弁を設けたものである。

また、他に、特開２０１２−５１４５５号公報（特許文献２）に記載された技術がある。この技術は、制御弁が設けられてマスタシリンダとポンプの吸入側とを接続する第３ブレーキ回路と並列に、調圧部とストロークシミュレータとが直列に並ぶ管路を設けたものである。

特開２００８−２１３６３３号公報 特開２０１２−５１４５５号公報

前記特許文献１に係る技術では、前記シミュレータ切替弁を常閉型のものとして構成し、車輪ブレーキ側のブレーキ液圧とマスタシリンダ側のブレーキ液圧との差圧が開弁圧以上となった場合に、切換弁が開弁してストロークシミュレータへのブレーキ液の流入を許容するようになっている。このため、車輪ブレーキ側のブレーキ液圧とマスタシリンダ側のブレーキ液圧の差圧が徐々に大きくなり、前記開弁圧以上となって開弁する際には、ブレーキ液が急にストロークシミュレータへと流入することとなって、マスタシリンダの圧力が急激に変化する可能性があり、これによってペダル操作感を悪化させてしまうおそれがある。

また、前記特許文献２に係る技術では、マスタシリンダからストロークシミュレータへのブレーキ液の流れが、電磁弁を介して許容・遮断されるようになっている。このため、電磁弁やそれを制御するためのソレノイド、駆動回路等が必要となり、弁自体も大型化し、コスト増となる可能性がある。さらには、当該構成の場合には、システム作動時において常に電流を流す必要があるため、消費電力の増加や熱対策が必要になる等の課題もある。

そこで、本発明は、前記従来の液圧ブレーキ制御装置の実情に鑑みて案出されたもので、良好なペダル操作感を確保しつつ小型かつ低コストで消費電力を抑えた液圧ブレーキ制御装置を提供することを目的としている。

前述した技術的課題を解決するべく、例えば特許請求の範囲に記載した構成を採用する。

すなわち、本願は上記の課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるとすれば、
車両に用いられる液圧ブレーキ制御装置であって、
ブレーキ回路中に設けられたポンプと、
運転者のペダル操作によってブレーキ液圧を発生するマスタシリンダと前記ブレーキ液圧が作用するように構成されたホイルシリンダとを接続する第１管路と、
前記第１管路と前記ポンプの吐出側とを接続する第２管路と、
前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記マスタシリンダ側に設けられた遮断弁と、
前記第２管路と前記ポンプの吸入側とを接続する第３管路と、
前記第３管路上に設けられ、前記ポンプの吐出側から前記ポンプの吸入側へのブレーキ液の流れ込み量を調整する調圧弁と、
前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記ホイルシリンダ側に設けられた流入弁と、
前記第１管路上において前記流入弁よりもホイルシリンダ側と前記ポンプの吸入側とを接続する第４管路と、
第４管路上に設けられた流出弁と、
前記第１管路上において前記遮断弁よりもマスタシリンダ側から分岐した第５管路と、
前記第５管路の下流端に設けられた調圧部と、
前記第５管路上において前記調圧部の上流側に設けられた切換弁と、
を備え、
前記切換弁は、弁体と付勢部材とを有し、前記弁体は、第１受圧面と第２受圧面を有し、前記弁体の前記第１受圧面と前記第２受圧面に作用するブレーキ液の液圧力差に基づいて作動する常開型の弁であって、
前記付勢部材は前記第２受圧面に作用するブレーキ液圧力の作用方向と同方向に前記第２受圧面を付勢し、
前記第１受圧面の面積は、前記第２受圧面の面積より大きく、
前記ポンプの駆動状態では、前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基づいて前記第１受圧面に作用する液圧力に対して前記第２受圧面に作用する前記ポンプの吐出側のブレーキ液圧に基づく液圧力と前記付勢部材による荷重との合計が所定以上大きくなるように設定して、前記切換弁を開弁状態とし、
電源失陥時には、前記第２管路を介して前記第２受圧面に作用する前記マスターシリンダのブレーキ液圧に基づく液圧力と前記付勢部材による荷重との合計に対して前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基いて前記第１受圧面に作用する液圧力が所定以上大きくなったときに前記切換弁を閉弁し、前記調圧部へのブレーキ液の流入を遮断することを特徴としている。

本発明に係る液圧ブレーキ制御装置によれば、マスタシリンダと調圧部との間に設けた切換弁について、電磁的な力を用いることなく通常作動時には開弁状態を常時維持させ、失陥時のみ閉弁させることが可能となる。これにより、少なくとも通常作動時においては、ペダル操作の途中にて前記切換弁が開閉してしまうおそれがなく、良好なペダル操作感を得ることができる。

しかも、本発明では、上述のように、前記切換弁を電磁的な力を用いることなく単なる液圧力差でもって作動する非電磁弁として構成したことにより、常時の開弁に電力消費を伴う電磁弁を用いた前記従来技術と比較して消費電力の抑制が図れるとともに、当該切換弁自体も小型かつ低コストで構成することができる。

実施例１、実施例２の液圧ブレーキ制御装置の液圧回路図である。 実施例１の切換弁の開弁状態を示す縦断面図である。 実施例１の切換弁の閉弁状態を示す縦断面図である。 実施例２の切換弁の開弁状態を示す縦断面図である。 実施例２の切換弁の閉弁状態を示す縦断面図である。 実施例３、実施例４の液圧ブレーキ制御装置の液圧回路図である。 実施例３の液圧弁の開弁状態を示す縦断面図である。 実施例３の液圧弁の閉弁状態を示す縦断面図である。 実施例４の液圧弁の開弁状態を示す縦断面図である。 実施例４の液圧弁の閉弁状態を示す縦断面図である。 実施例５、実施例６の液圧ブレーキ制御装置の液圧回路図である。

以下、本発明に係る液圧ブレーキ制御装置の実施例を、図面を用いて説明する。

まず、最初に、図１〜３を用いて、本発明に係る液圧ブレーキ制御装置の実施例１を説明する。

図１は、本実施例に係る液圧ブレーキ制御装置１の液圧回路の構成を示す当該装置の液圧回路図である。

すなわち、本実施例１に係る液圧ブレーキ制御装置１は、主としてブレーキペダルBP、マスタシリンダM/C、ホイルシリンダW/C、液圧ユニットHUから構成される。マスタシリンダM/CからホイルシリンダW/Cの間は液圧ユニットHUを介してP（プライマリ）系統、S（セカンダリ）系統の２系統の配管で接続されている。

なお、図１に記載された各部位の符号の末尾に付けられたP、Sは前記P系統、S系統を示し、FL、RR、FR、RLは左前輪、右後輪、右前輪、左後輪に対応することを示す。よって、以下の説明では、P、S系統または各輪を区別しないときは、P、S、FL、RR、FR、RLの記載を省略する。

ブレーキペダルBPは、インプットロッドIRを介してマスタシリンダM/Cに接続されている。

マスタシリンダM/CにはP系統、S系統の２系統の第１管路１３が接続されており、該第１管路１３の終端は２方向に分岐した第６管路１１に接続されるとともに、該第６管路１１はホイルシリンダに接続されている。

このとき、P系統には、左前輪のホイルシリンダW/C（FL）と右後輪のホイルシリンダW/C（RR）が接続され、S系統には、右前輪のホイルシリンダW/C（FR）と左後輪のホイルシリンダW/C（RL）が接続される。

液圧ユニットHUは、P系統、S系統共通のモータMとポンプPPを有し、リザーバタンクRSVに接続されている吸入部１０aから吸入したブレーキ液を加圧して吐出部１０bへ吐出する。なお、吐出部１０bの下流にはチェックバルブ４４が設けられ、該チェックバルブ４４の下流においてP系統、S系統に分岐し、それぞれ第２管路１２を介して第１管路１３に接続されている。

そして、第２管路１２Pには常開型の電磁弁である連通弁２０Pが、第２管路１２Sには常閉型の電磁弁である連通弁２０Sが設けられるとともに、第１管路１３の第２管路１２の接続点よりもマスタシリンダM/C側には常開型の電磁弁である遮断弁２１が、第６管路１１には常開型の電磁弁である流入弁２２が設けられている。

なお、第１管路１３には遮断弁２１を迂回する迂回路１９が設けられるとともに、該迂回路１９にはマスタシリンダM/C側からの流れを許容するチェックバルブ４１が設けられている。同様に、第６管路１１には流入弁２２を迂回する迂回路１８が設けられるとともに、該迂回路１８にはホイルシリンダW/C側からの流れを許容するチェックバルブ４２が設けられている。

また、第６管路１１の流入弁２２よりもホイルシリンダW/C側と吸入部１０aとの間は第４管路１４で接続されており、この第４管路１４には、常閉型の電磁弁である流出弁２３が設けられている。

さらに、第２管路１２Pの連通弁２０Pよりもチェックバルブ４４側と吸入部１０bとは第３管路１５で接続されており、この第３管路１５には、常閉型の電磁比例弁である調圧弁２４が設けられている。

また、第１管路１３Pの遮断弁２１PよりもマスタシリンダM/C側においては、第５管路１６が分岐しており、その端には調圧部であるストロークシミュレータ３０が接続されている。

このストロークシミュレータ３０は、主としてばね３０aとピストン３０bにより構成されている。具体的には、第５管路１６から流入したブレーキ液がばね３０aにより付勢されたピストン３０bに対してばね力と対抗する向きに液圧力を作用させることによってピストン３０bを変位させ、このとき発生するばね力によって、ブレーキペダルBPの踏み込み量に応じたペダル操作感が生成される。

第５管路１６には、常開型に構成され、かつ、液圧で開閉する切換弁２５が設けられている。なお、第５管路１６のうち切換弁２５よりもマスタシリンダM/C側を第５管路１６a、ストロークシミュレータ３０側を第５管路１６bとする。

図２、図３は、切換弁２５の具体的構成を示す当該切換弁２５の縦断面図である。なお、具体的には、図２が開弁状態、図３が閉弁状態を表している。

切換弁２５は、いわゆるスプール弁であって、一端側（図中の上方向）に開口形成された弁体収容部５９に摺動自在に収容された弁体５０と、弁体収容部５９の一端側開口を閉塞する蓋部材５６と、弁体５０と蓋部材５６との間に介装されたばね５３と、弁体５０の内部に設けられたチェックバルブ５５と、によって構成され、マスタシリンダM/Cにつながる第５管路１６aからストロークシミュレータ３０につながる第５管路１６bへの流路を開閉する役割をもつ。具体的には、弁体５０が図中の上方向へ移動することによって流路が閉じられる構成となっている。

弁体５０は、その一端側（図中の下側）に設定された第１受圧面５１と、その他端側（図中の上側）に前記第１受圧面５１に対して相対的に小さく設定された第２受圧面５２と、その一端側外周に環状に設けられ、第５管路１６aと第５管路１６bとの接続に供する流路５４と、該流路５４内を通流するブレーキ液の一部をチェックバルブ５５へと導く流路５７と、を有している。

かかる構成から、第１受圧面５１には、第１管路１３P、第５管路１６a並びに当該第５管路１６aから分岐した第７管路１７によって導かれたマスタシリンダM/Cの圧力が弁を閉じる方向（図中の上方向）へと作用する一方、第２受圧面５２には、第２管路１２P及び当該第２管路１２Pの連通弁２０Pよりもチェックバルブ４４側から分岐した第８管路３１によって導かれた吐出部１０bの圧力が弁を開く方向（図中の下方向）へと作用する。

そして、弁体５０はばね５３により開弁方向に付勢されることから、前記両受圧面５１、５２に圧力が作用しない状態のときは、図２に示すように流路５４を通じて第５管路１６aと第５管路１６bとが連通して開弁状態となる。一方で、前記両受圧面５１、５２に圧力が作用して弁体５０が図２中の上方向へ変位すると、その変位量に応じて流路５４と第５管路１６aとの開口量は減少し、フルストローク時には図３に示すような閉弁状態となる。なお、流路５４と第５管路１６bとは、前記弁体５０の変位量によらず常時接続し続ける。

前記第１受圧面５１及び第２受圧面５２の面積とばね５３の調整荷重は、以下の条件を満たすように設定されている。
（条件１）
マスタシリンダM/Cの圧力が後述する切換圧力よりも小さく、ポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面５１、５２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、ばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計が第１受圧面５１に作用する液圧力に打ち勝つ。
（条件２）
マスタシリンダM/Cの圧力が後述する切換圧力よりも一定量以上大きく、ポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面５１、５２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、第１受圧面５１に作用する液圧力がばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計に打ち勝つ。
（条件３）
マスタシリンダM/Cの圧力が後述する切換圧力よりも大きく、ポンプPPが作動している場合、第１受圧面５１にはマスタシリンダM/Cの圧力、第２受圧面５２にはポンプPPの吐出圧が作用する。このとき、ばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計が第１受圧面５１に作用する液圧力に打ち勝つ。
なお、ばね５３の調整荷重をF_s、切換圧力をP_k、マスタシリンダM/Cの圧力をP_MC、ポンプPPの吐出圧をP_p、一定量の圧力をα、第１受圧面５１の面積をA₅₁、第２受圧面５２の面積をA₅₂とすると、第１、第２受圧面５１、５２の面積とばね５３の調整荷重に関する条件１ないし３は以下のように書くことができる。
（条件１） F_s＋P_k A₅₂＞P_k A₅₁ （P_k＞P_MC）
（条件２） P_k A₅₁＞F_s＋P_k A₅₂ （P_MC＞P_k＋α）
（条件３） F_s＋P_p A₅₂＞P_MC A₅₁ （P_MC＞P_k）
これに加えて、必要に応じて摩擦等の力を考慮して設定する。

チェックバルブ５５は、その上流部５５aが弁体５０の内部に設けられた前記流路５７によって流路５４と接続されて、当該上流部５５aにはストロークシミュレータ３０の圧力が導かれる一方、その下流部５５bは第１受圧面５１に開口して、当該下流部５５bにはマスタシリンダM/Cの圧力が導かれる。

蓋部材５６には流路５６aが設けられており、該流路５６aを介して前記弁体収容部５９がリザーバタンクRSVに接続されている。

次に、液圧ブレーキ制御装置１の制御について説明する。

第１管路１３Pの遮断弁２１よりもマスタシリンダM/C側に圧力センサ３２を設けたり、インプットロッドIRにストロークセンサを設けるなどして、ペダル操作を検知するためのセンサを少なくとも一つ設置する。そして、これらセンサからの電気信号を受けて、図示しない液圧制御部がブレーキペダルBPの操作量に応じた電気信号を発信し、モータM及び連通弁２０、遮断弁２１、流入弁２２、流出弁２３、調圧弁２４の各制御を行っている。なお、本実施例では圧力センサ３２が設けられた場合について説明する。

次に、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１の動作について、通常作動時と電源失陥時とに分けて説明する。

まず、通常作動時について説明する。

運転者がブレーキペダルBPを操作すると、その操作量に応じた圧力センサ３２からの電気信号を受けて、図示しない液圧制御部が液圧ユニットHU内のモータM及び連通弁２０、遮断弁２１、流入弁２２、流出弁２３、調圧弁２４をそれぞれ制御する。このとき、ブレーキペダルBPの操作量に応じて、マスタシリンダM/Cの圧力をホイルシリンダW/Cに送り込んで制動を行う場合と、ポンプPPの圧力をホイルシリンダW/Cに送り込んで制動を行う場合と、がある。なお、この切り換えが行われる際のマスタシリンダM/Cの圧力を、切換圧力とする。

すなわち、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、モータMは作動せず、連通弁２０P、遮断弁２１、流入弁２２が開弁し、連通弁２０S、調圧弁２０、流出弁２３が閉弁した状態となる。

これにより、ホイルシリンダW/CにはマスタシリンダM/Cからのブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となっていて、第１、第２受圧面５１、５２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体５０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計が第１受圧面５１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面５１、５２の面積とばね５３の調整荷重が設定されている。このため、弁体５０は液圧力が作用しても変位することはなく、切換弁２５は開弁状態が維持される。ところが、この際、ストロークシミュレータ３０のばね３０ａが、前記液圧力に打ち勝つようなセット荷重に設定されることによって、ブレーキ液のストロークシミュレータ３０への流入は許容されないこととなっている。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなり、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも大きくなった場合には、モータMが作動するとともに遮断弁２１、流出弁２３が閉弁し、連通弁２０、流入弁２２が開弁した状態となる。また、調圧弁２４については開弁状態で制御され、吐出部１０b側から吸入部１０a側へとブレーキ液をわずかに流すことによって吐出部１０bの圧力を調整する。

これにより、ホイルシリンダW/CにはポンプPPから吐出されたブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、吐出部１０bは調圧弁２４により調整された圧力となっており、マスタシリンダM/Cの圧力よりも高圧となるなか、第１、第２受圧面５１、５２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体５０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計が第１受圧面５１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面５１、５２の面積とばね５３の調整荷重が設定されている。これにより、前記小踏力の場合と同様、切換弁２５は開弁状態が維持され、ブレーキ液のストロークシミュレータ３０への流入が許容されることとなる。

以上のように、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１においては、通常作動時には遮断弁２１の開弁、閉弁に関わらず常に切換弁２５の開弁状態が維持されることから、ブレーキペダルBPの操作途中に切換弁２５が開閉することにより生ずる圧力の急激な変化が抑制され、良好なペダル操作感を得ることができる。

次に、電源失陥時の動作について説明する。

すなわち、電源失陥時には、モータM及び連通弁２０、遮断弁２１、流入弁２２、流出弁２３、調圧弁２４は作動しなくなる。したがって、当該電源失陥時には、連通弁２０P、遮断弁２１、流入弁２２が開弁し、連通弁２０S、流出弁２３、調圧弁２４は閉弁した状態となる。

これにより、ホイルシリンダW/CにはマスタシリンダM/Cからのブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となっていて、第１、第２受圧面５１、５２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体５０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、前述の通常作動時と同様の動作をする。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなるにつれ、マスタシリンダM/Cの圧力大きくなり、前記切換圧力よりも大きい所定の圧力になると、第１受圧面５１に作用する液圧力がばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計に打ち勝ち、弁体５０が図２中の上方向へ変位することとなる。これにより、第５管路１６aと流路５４との開口量が徐々に小さくなって、フルストローク時には遮断され、切換弁２５が閉弁状態となる。

この結果、マスタシリンダM/Cからストロークシミュレータ３０へのブレーキ液の流入が遮断され、マスタシリンダM/Cから流出したブレーキ液は全てホイルシリンダW/Cへと導かれて制動が行われることとなる。

換言すれば、電源失陥時にはポンプPPの圧力を利用できないことから、マスタシリンダM/Cの圧力を無駄なく利用して十分な制動を行うことが必要となるところ、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１における電源失陥時の踏み込み量が大きい場合には、前記切換弁２５が閉弁することにより、ストロークシミュレータ３０へのブレーキ液の流入を遮断することができる。その結果、マスタシリンダM/Cの圧力を無駄なく利用した十分な制動を行うことができる。

しかも、前記切換弁２５の場合は、電磁的な力を必要とせず、弁体５０の前記両受圧面５１，５２に作用するブレーキ液の圧力差に基づいて作動するものであるから、弁自体の構造の簡素化及び小型化が図れる結果、製造コストの低減に供されるとともに、通常作動時の開弁状態維持のために常時の通電を行う必要もなく、消費電力の増大を招くおそれもない。

以上のように、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１では、前記切換弁２５を用いることによって、小型かつ低コストで電力消費を抑えた構成としながら、通常作動時には良好なペダル操作感を確保し、電源失陥時には十分な制動を行うことができる。

次に、図１、図４、図５を用いて本発明に係る液圧ブレーキ制御装置１の実施例２を説明する。なお、本実施例については、前述した実施例１に対して切換弁２５の構成のみを変更したものであるため、以下では、図１の液圧ブレーキ制御装置１のうち既に説明した（図１に図示した）ものと同一の構成、機能を有する部分については同一の符号を付すことにより、具体的な説明を省略する。

図４、図５は、本発明の実施例２に係る液圧ブレーキ制御装置１の切換弁２５の具体的構成を示す当該切換弁２５の縦断面図である。なお、具体的には、図４が開弁状態、図５が閉弁状態を表している。

本実施例に係る切換弁２５は、いわゆるポペット弁であって、一端側（図中の上方向）に開口形成された弁体収容部６９に収容配置され、後述する第１、第２流路６８a、６８bを構成する有蓋円筒状の流路構成部材６８と、該流路構成部材６８の内周側に摺動自在に収容された弁体６０と、該弁体６０と流路構成部材６８との間に介装されたばね６３と、弁体収容部６９の一端側開口を閉塞する蓋部材６４と、後述する第２連通路６４bと第５管路１６bとの間に設けられたチェックバルブ６５と、で構成され、マスタシリンダM/Cにつながる第５管路１６aからストロークシミュレータ３０につながる第５管路１６bへの流路を開閉する役割をもつ。具体的には、弁体６０が図中の上方向へ移動することによって流路が閉じられる構成となっている。

弁体６０は、その一端側（図中の下側）に設定された第１受圧面６１と、その他端側（図中の上側）に前記第１受圧面６１に対して相対的に小さく設定された第２受圧面６２と、該第２受圧面６２側に突出形成された先端部６６と、を有している。

蓋部材６４には、弁体６０の先端部６６が着座するシート部６７と、該シート部６７を通じて相互に連通する、第５管路１６bと接続する第１連通路６４a及び第５管路１６aと接続する第２連通路６４bと、が設けられている。すなわち、弁体６０の先端部６６がシート部６７から離間した状態では前記両連通路６４a、６４bは連通し、当該弁体６０の先端部６６がシート部６７に着座すると前記両連通路６４a、６４bが遮断されて閉弁する構成となっている。

流路構成部材６８には、その下端部の側方に開口する第１流路６８aと、その中間部の側方に開口する第２流路６８bと、が設けられており、前記第１流路６８aは第７管路１７と接続され、前記第２流路６８bは第８管路３１と接続されている。

かかる構成から、第１受圧面６１には、第１管路１３P、第５管路１６a、該第５管路１６aから分岐した第７管路１７並びに第１流路６８aによって導かれたマスタシリンダM/Cの圧力が弁を閉じる方向（図中の上方向）へと作用する一方、第２受圧面６２には、第２管路１２P及び当該第２管路１２Pの連通弁２０Pよりもチェックバルブ４４側から分岐した第８管路３１並びに第２流路６８bによって導かれた吐出部１０bの圧力が弁を開く方向（図中の下方向）へと作用する。

そして、弁体６０はばね６３により開弁方向に付勢されることから、前記両受圧面６１、６２に圧力が作用しない状態のときは、先端部６６がシート部６７から離間して、図４に示すように開弁状態となる。一方で、前記両受圧面６１、６２に圧力が作用して弁体６０が図４中の上方向へ変位すると、図５に示すように先端部６６がシート部６７に着座して、閉弁状態となる。

前記第１受圧面６１及び第２受圧面６２の面積とばね６３の調整荷重は、以下の条件を満たすように設定されている。
（条件１）
マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さくポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面６１、６２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、ばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計が第１受圧面６１に作用する液圧力に打ち勝つ。
（条件２）
マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも一定量以上大きくポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面６１、６２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、第１受圧面６１に作用する液圧力がばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計に打ち勝つ。
（条件３）
マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも大きくポンプPPが作動している場合、第１受圧面６１にはマスタシリンダM/Cの圧力、第２受圧面６２にはポンプPPの吐出圧が作用する。このとき、ばね６３の調整荷重と受圧面６２に作用する液圧力の合計が受圧面６１に作用する液圧力に打ち勝つ。
なお、ばね６３の調整荷重をF_s、切換圧力をP_k、マスタシリンダM/Cの圧力をP_MC、ポンプPPの吐出圧をP_p、一定量の圧力をα、第１受圧面６１の面積をA₆₁、第２受圧面６２の面積をA₆₂とすると、第１、第２受圧面６１、６２の面積とばね６３の調整荷重に関する条件１ないし３は以下のように書くことができる。
（条件１） F_s＋P_k A₆₂＞P_k A₆₁ （P_k＞P_MC）
（条件２） P_k A₆₁＞F_s＋P_k A₆₂ （P_MC＞P_k＋α）
（条件３） F_s＋P_p A₆₂＞P_MC A₆₁ （P_MC＞P_k）
これに加えて、必要に応じて摩擦等の力を考慮して設定する。

チェックバルブ６５は、その上流部６５aが第５管路１６bと接続されて、当該上流部６５aにはストロークシミュレータ３０の圧力が導かれる一方、その下流部６５bは第２連通路６４bによって第５管路１６aと接続されて、当該下流部６５bにはマスタシリンダM/Cの圧力が導かれる。

次に、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１の動作について、通常作動時と電源失陥時とに分けて説明する。なお、実施例１の液圧ブレーキ制御装置１と同様の動作については説明を省略する。

まず、通常作動時について説明する。

すなわち、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となって、第１、第２受圧面６１、６２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体６０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計が第１受圧面６１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面６１、６２の面積とばね６３の調整荷重が設定されている。このため、弁体６０は液圧力が作用しても変位することはなく、切換弁２５は開弁状態が維持される。ところが、この際、ストロークシミュレータ３０のばね３０ａが、前記液圧力に打ち勝つようなセット荷重に設定されることによって、ブレーキ液のストロークシミュレータ３０への流入は許容されないこととなっている。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなり、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも大きくなった場合には、吐出部１０bは調圧弁２４により調整される圧力となって、マスタシリンダM/Cの圧力よりも高圧となるなか、第１、第２受圧面６１、６２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体６０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計が第１受圧面６１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面６１、６２の面積とばね６３の調整荷重が設定されている。これにより、前記小踏力の場合と同様、切換弁２５は開弁状態が維持され、ブレーキ液のストロークシミュレータ３０への流入が許容されることとなる。

次に、電源失陥時の動作について説明する。

すなわち、電源失陥時には、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となって、第１、第２受圧面６１、６２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体６０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、前述の通常作動時と同様の動作をする。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなるにつれ、マスタシリンダM/Cの圧力大きくなり、前記切換圧力よりも大きい所定の圧力になると、第１受圧面６１に作用する液圧力がばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計に打ち勝ち、弁体６０が図４中の上方向へ変位することとなる。これにより、先端部６６がシート部６７に着座することとなって、切換弁２５が閉弁状態となる。

かかる動作により、本実施例によっても実施例１と同様の作用効果が奏せられることは勿論、特に本実施例では切換弁２５をポペット弁として構成したことにより、実施例１と比べて当該切換弁２５における漏れ（リーク）を低減できるメリットがある。

次に、図６〜図８を用いて本発明に係る液圧ブレーキ制御装置１の実施例３を説明する。なお、図６は当該実施例３に係る液圧ブレーキ制御装置１の液圧回路構成を示す当該装置の液圧回路図であるが、本実施例についても、前述した実施例１に対して調整弁２４の構成と切換弁２５の配置が異なるのみであって、基本的な構成については実施例１と同様であることから、以下では、図６の液圧ブレーキ制御装置１のうち既に説明した（図１に図示した）ものと同一の構成、機能を有する部分については同一の符号を付すことにより、具体的な説明を省略する。

すなわち、本実施形態では、切換弁２５は、常閉型の電磁弁として構成され、第５管路１６に設けられている。なお、当該切換弁２５は、図１と同じ構成を有する常開型の液圧で開閉する弁として構成することも可能である。

調圧弁２４は、第３管路１５に設けられており、常開型の電磁比例弁２４aと常開型の液圧で開閉する液圧弁２４bとを直列に接続することによって構成されている。ここで、第３管路１５のうち第２管路１２Pと接続される側を第３管路１５a、電磁比例弁２４aと液圧弁２４bとの間の部分を第３管路１５b、吸入部１０aと接続される側を第３管路１５cとする。

図７、図８は、液圧弁２４bの具体的構成を示す当該液圧弁２４bの縦断面図である。なお、具体的には、図７が開弁状態、図８が閉弁状態を表している。

すなわち、液圧弁２４bは、いわゆるスプール弁であって、一端側（図中の上方向）に開口形成された弁体収容部７９に摺動自在に収容された弁体７０と、弁体収容部７９の一端側開口を閉塞する蓋部材７６と、弁体７０と蓋部材７６の間に設けられたばね７３で構成され、ポンプPPの吐出部１０bにつながる第３管路１５bから吸入部１０aにつながる第３管路１５cへの流路を開閉する役割をもつ。具体的には、弁体７０が図中の上方向へ移動することによって流路が閉じられる構成となっている。

弁体７０は、その一端側（図中の下側）に設定された第１受圧面７１と、その他端側（図中の上側）に前記第１受圧面７１に対して相対的に小さく設定された第２受圧面７２と、その一端側外周に環状に設けられ、第３管路１５bと第３管路１５cとの接続に供する流路７４と、を有している。

かかる構成から、第１受圧面７１には、第１管路１３P及び当該第１管路１３Pの遮断弁２１PよりもマスタシリンダM/C側から分岐した第９管路３３によって導かれたマスタシリンダM/Cの圧力が弁を閉じる方向（図中の上方向）へと作用する一方、第２受圧面７２には、第２管路１２P及び当該第２管路１２Pの連通弁２０Pよりもチェックバルブ４４側から分岐した第１０管路３４によって導かれた吐出部１０bの圧力が弁を開く方向（図中の下方向）へと作用する。

そして、弁体７０はばね７３により開弁方向に付勢されることから、前記両受圧面７１、７２に圧力が作用しない状態のときは、図７に示すように流路７４を通じて第３管路１５bと第３管路１５cとが連通して開弁状態となる。一方で、前記両受圧面７１、７２に圧力が作用して弁体７０が図７中の上方向へ変位すると、その変位量に応じて流路７４と第３管路１５bとの開口量は減少し、フルストローク時には図８に示すような閉弁状態となる。

前記第１受圧面７１及び第２受圧面７２の面積とばね７３の調整荷重は、以下の条件を満たすように設定されている。
（条件１）
マスタシリンダM/Cの圧力が後述する切換圧力よりも小さく、ポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面７１、７２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、ばね７３の調整荷重と第２受圧面７２に作用する液圧力の合計が第１受圧面７１に作用する液圧力に打ち勝つ。
（条件２）
マスタシリンダM/Cの圧力が後述する切換圧力よりも一定量以上大きく、ポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面７１、７２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、第１受圧面７１に作用する液圧力がばね７３の調整荷重と第２受圧面７２に作用する液圧力の合計に打ち勝つ。
（条件３）
マスタシリンダM/Cの圧力が後述する切換圧力よりも大きく、ポンプPPが作動している場合、第１受圧面７１にはマスタシリンダM/Cの圧力、第２受圧面７２にはポンプPPの吐出圧が作用する。このとき、ばね７３の調整荷重と第２受圧面７２に作用する液圧力の合計が第２受圧面７１に作用する液圧力に打ち勝つ。
なお、ばね７３の調整荷重をF_s、切換圧力をP_k、マスタシリンダM/Cの圧力をP_MC、ポンプPPの吐出圧をP_p、一定量の圧力をα、第１受圧面７１の面積をA₇₁、第２受圧面７２の面積をA₇₂とすると、第１、第２受圧面７１、７２の面積とばね７３の調整荷重に関する条件１ないし３は以下のように書くことができる。
（条件１） F_s＋P_k A₇₂＞P_k A₇₁ （P_k＞P_MC）
（条件２） P_k A₇₁＞F_s＋P_k A₇₂ （P_MC＞P_k＋α）
（条件３） F_s＋P_p A₇₂＞P_MC A₇₁ （P_MC＞P_k）
これに加えて、必要に応じて摩擦等の力を考慮して設定する。

蓋部材７６には流路７６aが設けられており、該流路７６aを介して前記弁体収容部７９がリザーバタンクRSVに接続されている。

次に、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１の動作について、通常作動時と電源失陥時とに分けて説明する。

まず、通常作動時について説明する。

運転者がブレーキペダルBPを操作すると、その操作量に応じた圧力センサ３２からの電気信号を受けて、図示しない液圧制御部が液圧ユニットHU内のモータM及び連通弁２０、遮断弁２１、流入弁２２、流出弁２３、切換弁２５、電磁比例弁２４aをそれぞれ制御する。このとき、ブレーキペダルBPの操作量に応じて、マスタシリンダM/Cの圧力をホイルシリンダW/Cに送り込んで制動を行う場合と、ポンプPPの圧力をホイルシリンダW/Cに送り込んで制動を行う場合と、がある。なお、この切り換えが行われる際のマスタシリンダM/Cの圧力を、切換圧力とする。

すなわち、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、モータMは作動せず、連通弁２０P、遮断弁２１、流入弁２２、切換弁２５が開弁し、連通弁２０S、流出弁２３、電磁比例弁２４aは閉弁した状態となる。

これにより、ホイルシリンダW/CにはマスタシリンダM/Cからのブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となっていて、第１、第２受圧面７１、７２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体７０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね７３の調整荷重と第２受圧面７２に作用する液圧力の合計が第１受圧面７１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面７１、７２の面積とばね７３の調整荷重が設定されている。このため、弁体７０は液圧力が作用しても変位することはなく、液圧弁２４bは開弁状態が維持される。ただし、この際、電磁比例弁２４aが閉弁していることから、調圧弁２４自体は全体として閉弁しており、ブレーキ液が吐出部１０b側から吸入部１０a側へと流れることはない。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなり、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも大きくなった場合には、モータMが作動するとともに遮断弁２１、流出弁２３が閉弁し、連通弁２０、流入弁２２、切換弁２５は開弁した状態となる。このとき、液圧弁２４bは後述の通り開弁状態となるため、電磁比例弁２４aが開弁状態に制御されることにより、吐出部１０b側から吸入部１０a側へとブレーキ液をわずかに流すことで吐出部１０bの圧力を調整する。

これにより、ホイルシリンダW/CにはポンプPPから吐出されたブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、吐出部１０bは調圧弁２４により調整された圧力となっており、マスタシリンダM/Cの圧力よりも高圧となるなか、第１、第２受圧面７１、７２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体７０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね７３の調整荷重と第２受圧面７２に作用する液圧力の合計が第１受圧面７１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面７１、７２の面積とばね７３の調整荷重が設定されている。これにより、前記小踏力の場合と同様、液圧弁２４bは開弁状態が維持され、また電磁比例弁２４aも開弁制御されることから、調圧弁２４自体は全体として開弁状態となって、ブレーキ液の吐出部１０b側から吸入部１０a側への流れを許容して、吐出部１０bの圧力が調整されることとなる。

以上のように、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１においては、通常作動時には電磁比例弁２４aの開弁、閉弁に関わらず常に液圧弁２４bの開弁状態が維持されるため、前述のように電磁比例弁２４aによる吐出部１０bの圧力の調整が阻害されることがない。

次に、電源失陥時の動作について説明する。

すなわち、電源失陥時には、モータM及び連通弁２０、遮断弁２１、流入弁２２、流出弁２３、切換弁２５、電磁比例弁２４aは作動しなくなる。したがって、当該電源失陥時には、連通弁２０P、遮断弁２１、流入弁２２、電磁比例弁２４aが開弁し、連通弁２０S、流出弁２３、切換弁２５は閉弁した状態となる。

これにより、ホイルシリンダW/CにはマスタシリンダM/Cからのブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となっていて、第１、第２受圧面７１、７２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体７０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、前述の通常作動時と同様の動作をする。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなるにつれ、マスタシリンダM/Cの圧力大きくなり、前記切換圧力よりも大きい所定の圧力になると、第１受圧面７１に作用する液圧力がばね７３の調整荷重と第２受圧面７２に作用する液圧力の合計に打ち勝ち、弁体７０が図７中の上方向へ変位することとなる。これにより、第３管路１５bと流路７４との開口量が徐々に小さくなって、フルストローク時には遮断され、液圧弁２４bが閉弁状態となる。

この結果、前述のように電磁比例弁２４aが開弁状態でも調圧弁２４は全体として閉弁した状態となって、吐出部１０b側から吸入部１０a側へのブレーキ液の流れが遮断され、マスタシリンダM/Cから流出したブレーキ液は全てホイルシリンダW/Cへと導かれて制動が行われる。

換言すれば、電源失陥時にはポンプPPの圧力を利用できないことから、マスタシリンダM/Cの圧力を無駄なく利用して十分な制動を行うことが必要となるとなるところ、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１における電源失陥時の踏み込み量が大きい場合には、前記液圧弁２４bが閉弁することによって、吐出部１０b側から吸入部１０a側へのブレーキ液の流れを遮断することができる。その結果、マスタシリンダM/Cの圧力を無駄なく利用した十分な制動を行うことができる。

ここで、前記電磁比例弁２４aを常閉型の電磁比例弁として構成した場合を検討する。

まず、常閉型の電磁比例弁において弁体に作用する液圧力が閉弁方向へと作用する場合には、閉弁方向へと作用させる当該電磁比例弁のばね力については小さく設定することで足りる。よって、電磁比例弁を制御する際には、電磁力が液圧力とばね力に対向する向きに作用するかたちになるが、この場合はばね力が小さいことから、電磁力と液圧力が釣り合うように制御することになる。ところが、弁体が開弁方向へ動くと電磁力は大きくなる一方、これに伴って液圧力は小さくなることから、これらを釣り合わせるように制御するのが難しく、高精度の制御性を確保しにくいデメリットがある。

また、常閉型の電磁比例弁において弁体に作用する液圧力が開弁方向へと作用する場合には、開弁方向へと作用させる当該電磁比例弁のばね力については弁体に作用する可能性のある最大圧力を保持可能に設定する必要があることから、ばね力を大きく設定することとなる。よって、電磁比例弁を制御する際には、電磁力と液圧力がばね力に対向する向きに作用することとなる。ところが、実際に弁体に作用する圧力は最大圧力と比べて小さい場合が多く、その場合には開弁するのに大きな吸引力が必要となって、消費電力が大きくなってしまうデメリットがある。

一方、本実施例のように電磁比例弁２４aを常開型に構成すると、例えば弁体７０に作用する液圧力を開弁方向へと作用させるように構成した場合には、電磁比例弁２４a内に用いるばね７３の調整荷重を小さく設定することができる。よって、電磁比例弁２４aを制御する際には、電磁力が液圧力とばね力に対向する向きに作用するところ、ばね力が小さいために電磁力と液圧力が釣り合うように制御することになる。このとき、弁体７０が閉弁方向へ動いた際には電磁力と液圧力はともに大きくなることから、これらの釣り合いを保つのが比較的容易となる。この結果、制御性の良い電磁比例弁２４aを低電力で実現することができる。

そして、この電磁比例弁２４aを前記液圧弁２４bと直列に接続させることで、電源失陥時には調圧弁２４全体として閉弁させることが可能となり、上述したような電源失陥時における十分な制動に供されることとなる。

以上のように、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１では、調圧弁２４として前記常開型の電磁比例弁２４aと液圧力差によって開閉する前記液圧弁２４bとを組み合わせる構成を採用したことにより、低電力かつ高精度の液圧制御と電源失陥時のフェールセーフとを、簡易かつ低コストの構成でもって実現することができる。

次に、図６、図９、図１０を用いて本発明に係る液圧ブレーキ制御装置１の実施例４を説明する。なお、本実施例については、前述した実施例３に対して液圧弁２４bの構成のみを変更したものであるため、以下では、図６の液圧ブレーキ制御装置１のうち既に説明した（図６に図示した）ものと同一の構成、機能を有する部分については同一の符号を付すことにより、具体的な説明を省略する。

図９、図１０は、本発明の実施例４に係る液圧ブレーキ制御装置１の液圧弁２４bの具体的構成を示す当該液圧弁２４ｂの縦断面図である。なお、具体的には、図９が開弁状態、図１０が閉弁状態を表している。

本実施例に係る液圧弁２４bは、いわゆるポペット弁であって、一端側（図中の上方向）に開口形成された弁体収容部８９に収容配置され、後述する第１、第２連通路８４a、８４bを構成する有蓋円筒状の流路構成部材８８と、該流路構成部材８８の内周側に摺動自在に収容された弁体８０と、該弁体８０と流路構成部材８８との間に介装されたばね８３と、弁体収容部８９の一端側開口を閉塞する蓋部材８４と、で構成され、ポンプPPの吐出部１０bにつながる第３管路１５b側から吸入部１０aにつながる第３管路１５c側への流路を開閉する役割をもつ。具体的には、弁体８０が図中の上方向へと移動することによって流路が閉じられる構成となっている。

弁体８０は、その一端側（図中の下側）に設定された第１受圧面８１と、その他端側（図中の上側）に前記第１受圧面８１よりも相対的に小さく設定された第２受圧面８２と、該第２受圧面８２側に突出形成された先端部８６と、を有している。

蓋部材８４には、弁体８０の先端部８６が着座するシート部８７、該シート部８７を通じて相互に連通する、第３管路１５cと接続する連通路８４a及び第３管路１５bと接続する連通路８４bと、が設けられている。すなわち、弁体８０の先端部８６がシート部８７から離間した状態では前記両連通路８４a、８４bは連通し、当該弁体８０の先端部８６がシート部８７に着座すると前記両連通路８４a、８４bが遮断されて閉弁する構成となっている。

流路構成部材８８には、その下端部の側方に開口する第１流路８８aと、その中間部の側方に開口する第２流路８８bと、が設けられており、前記第１流路８８aは第９管路３３と接続され、前記第２流路８８bは第１０管路３４と接続されている。

かかる構成から、第１受圧面８１には、第１管路１３P及び当該第１管路１３Pの遮断弁２１PよりもマスタシリンダM/C側から分岐した第９管路３３によって導かれたマスタシリンダM/Cの圧力が弁を閉じる方向（図中の上方向）へと作用する一方、第２受圧面８２には、第２管路１２P及び当該第２管路１２Pの連通弁２０Pよりもチェックバルブ４４側から分岐した第１０管路３４によって導かれた吐出部１０bの圧力が弁を開く方向（図中の下方向）へと作用する。

そして、弁体８０はばね８３により開弁方向に付勢されることから、前記両受圧面８１、８２に圧力が作用しない状態のときは、先端部８６がシート部８７から離間して、図９に示すように開弁状態となる。一方で、前記両受圧面８１、８２に圧力が作用し弁体８０が図９中の上方向へ変位すると、図１０に示すように先端部８６がシート部８７に着座して、閉弁状態となる。

前記第１受圧面８１及び第２受圧面８２の面積とばね８３の調整荷重は、以下の条件を満たすように設定されている。
（条件１）
マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さくポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面８１、８２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、ばね８３の調整荷重と第２受圧面８２に作用する液圧力の合計が第１受圧面８１に作用する液圧力に打ち勝つ。
（条件２）
マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも一定量以上大きくポンプPPが作動していない場合、第１、第２受圧面８１、８２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、第１受圧面８１に作用する液圧力がばね８３の調整荷重と第２受圧面８２に作用する液圧力の合計に打ち勝つ。
（条件３）
マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも大きくポンプPPが作動している場合、第１受圧面８１にはマスタシリンダM/Cの圧力、第２受圧面８２にはポンプPPの吐出圧が作用する。このとき、ばね８３の調整荷重と第２受圧面８２に作用する液圧力の合計が第１受圧面８１に作用する液圧力に打ち勝つ。
なお、ばね８３の調整荷重をF_s、切換圧力をP_k、マスタシリンダM/Cの圧力をP_MC、ポンプPPの吐出圧をP_p、一定量の圧力をα、第１受圧面８１の面積をA₈₁、第２受圧面８２の面積をA₈₂とすると、第１、第２受圧面８１、８２の面積とばね８３の調整荷重に関する条件１ないし３は以下のように書くことができる。
（条件１） F_s＋P_k A₈₂＞P_k A₈₁ （P_k＞P_MC）
（条件２） P_k A₈₁＞F_s＋P_k A₈₂ （P_MC＞P_k＋α）
（条件３） F_s＋P_p A₈₂＞P_MC A₈₁ （P_MC＞P_k）
これに加えて、必要に応じて摩擦等の力を考慮して設定する。

次に、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１の動作について、通常作動時と電源失陥時とに分けて説明する。なお、実施例３の液圧ブレーキ制御装置１と同様の動作については説明を省略する。

まず、通常作動時について説明する。

すなわち、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となって、第１、第２受圧面８１、８２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれており、弁体８０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね８３の調整荷重と第２受圧面８２に作用する液圧力の合計が第１受圧面８１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面８１、８２の面積とばね８３の調整荷重が設定されている。このため、弁体８０は液圧力が作用しても変位することはなく、液圧弁２４bは開弁状態が維持される。ただし、この際、電磁比例弁２４aが閉弁していることから、調圧弁２４自体は全体として閉弁しており、ブレーキ液が吐出部１０b側から吸入部１０a側へと流れることはない。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなり、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも大きくなった場合には、吐出部１０bは調圧弁２４により調整される圧力になって、マスタシリンダM/Cの圧力よりも高圧となるなか、第１、第２受圧面８１、８２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体８０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね８３の調整荷重と第２受圧面８２に作用する液圧力の合計が第１受圧面８１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面８１、８２の面積とばね８３の調整荷重が設定されている。これにより、前記小踏力の場合と同様、液圧弁２４bは開弁状態が維持され、また電磁比例弁２４aも開弁制御されることから、調圧弁２４自体は全体として開弁状態となって、ブレーキ液の吐出部１０b側から吸入部１０a側への流れを許容して、吐出部１０bの圧力が調整されることとなる。

次に、電源失陥時の動作について説明する。

すなわち、電源失陥時には、吐出部１０bはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となって、第１、第２受圧面８１、８２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と吐出部１０bの圧力が導かれ、弁体８０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、ブレーキペダルBPの踏み込み量が小さく、マスタシリンダM/Cの圧力が前記切換圧力よりも小さい場合には、前述の通常作動時と同様の動作をする。

一方、ブレーキペダルBPの踏み込み量が大きくなるにつれ、マスタシリンダM/Cの圧力大きくなり、前記切換圧力よりも大きい所定の圧力になると、第１受圧面８１に作用する液圧力がばね８３の調整荷重と第２受圧面８２に作用する液圧力の合計に打ち勝ち、弁体８０が図９中の上方向へと変位することとなる。これにより、先端部８６がシート部８７に着座することとなって、液圧弁２４bが閉弁状態となる。

かかる動作により、本実施例によっても実施例３と同様の作用効果が奏せられることは勿論、特に本実施例では液圧弁２４bをポペット弁として構成したことから、実施例３にと比べて当該液圧弁２４bにおける漏れ（リーク）を低減できるメリットがある。

次に、図２、図３、図１１を用いて本発明に係る液圧ブレーキ制御装置１の実施例５を説明する。なお、図１１は当該実施例５に係る液圧ブレーキ制御装置１の液圧回路構成を示す当該装置の液圧回路図であるが、本実施例についても、前述した実施例１にアキュムレータ９０、増圧弁９１及び減圧弁９２を追加したのみであって、基本的な構成ついては実施例１と同様であることから、以下では、図１１の液圧ブレーキ制御装置１のうち既に説明した（図１に図示した）ものと同一の構成、機能を有する部分については同一の符号を付すことにより、具体的な説明を省略する。

すなわち、本実施例に係る液圧ブレーキ制御装置１では、モータMと当該モータMによって駆動されるポンプPPとが液圧ユニットHUの外部に設けられ、リザーバタンクにRSVに接続されている吸入部１０aから吸入したブレーキ液を加圧して吐出部１０bへと吐出する構成となっている。なお、吐出部１０bの下流にはチェックバルブ４４が設けられ、チェックバルブ４４の下流はアキュムレータ９０を介して常閉型の電磁比例弁である増圧弁９１と接続されている。また、増圧弁９１の下流は第１１管路９３を通じて第２管路１２と接続されるとともに、第１１管路９３と吸入部１０aの間には常閉型の電磁比例弁である減圧弁９２が設けられている。

かかる構成から、ポンプPPで昇圧されてアキュムレータ９０において貯蔵された高圧のブレーキ液が増圧弁９１を通じて油圧ユニットHU内へと流入する構成となっていて、増圧弁９１と減圧弁９２を制御することで増圧弁９１の下流圧力を調整するようになっている。

なお、本実施例では、アキュムレータ９０を省略し、チェックバルブ４４の下流に直接増圧弁９１を設ける構成とすることも可能である。

図２、図３は、切換弁２５の具体的構成を示す当該切換弁２５の縦断面図である。なお、具体的には、図２が開弁状態、図３が閉弁状態を表している。

図示のように、第１受圧面５１には、第１管路１３P、第５管路１６a並びに当該第５管路１６aから分岐した第７管路１７によって導かれたマスタシリンダM/Cの圧力が弁を閉じる方向（図中の上方向）へと作用する一方、第２受圧面５２には、第１１管路９３、第２管路１２P並びに当該第２管路１２Pの連通弁２０Pよりも第１１管路９３側から分岐した第８管路３１によって導かれた増圧弁９１の下流圧力が弁を開く方向（図中の下方向）へと作用する。

前記第１受圧面５１及び第２受圧面５２の面積とばね５３の調整荷重は、以下の条件を満たすように設定されている。
（条件１）
通常作動時には、第１受圧面５１にマスタシリンダM/Cの圧力が作用するとともに、第２受圧面５２には増圧弁９１の下流圧力が作用する。このとき、ばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計が第１受圧面５１に作用する液圧力に打ち勝つ。
（条件２）
電源失陥時には、第１、第２受圧面５１、５２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、第１受圧面５１に作用する液圧力がばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計に打ち勝つ。
なお、ばね５３の調整荷重をF_s、マスタシリンダM/Cの圧力をP_MC、増圧弁９１の下流圧力をP_a、第１受圧面５１の面積をA₅₁、第２受圧面５２の面積をA₅₂とすると、第１、第２受圧面５１、５２の面積とばね５３の調整荷重に関する条件１、２は以下のように書くことができる。
（条件１） F_s＋P_a A₅₂＞P_MC A₅₁ （通常作動時）
（条件２） P_MC A₅₁＞F_s＋P_MC A₅₂ （電源失陥時）
これに加えて、必要に応じて摩擦等の力を考慮して設定する。

なお、本実施例の場合には、通常作動時であれば、第２受圧面５２には第１受圧面５１に作用する前記マスタシリンダM/Cの圧力よりも十分に大きい前記増圧弁９１の下流圧力が常時作用することになるため、ばね５３を省略することが可能となる。

次に、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１の動作について、通常作動時と電源失陥時とに分けて説明する。なお、実施例１の液圧ブレーキ制御装置１と同様の動作については説明を省略する。

まず、通常作動時について説明する。

すなわち、通常作動時には、遮断弁２１、流出弁２３が閉弁し、連通弁２０、流入弁２２が開弁した状態となる。そして、増圧弁９１の下流圧力をブレーキペダルBPの操作量に応じた圧力に調整するように、増圧弁９１、減圧弁９２が制御されることとなる。

これにより、ホイルシリンダW/Cには増圧弁９１から流出した高圧のブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、増圧弁９１の下流圧力はマスタシリンダM/Cの圧力よりも高圧であって、第１、第２受圧面５１、５２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と増圧弁９１の下流圧力が導かれ、弁体５０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計が第１受圧面５１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面５１、５２の面積とばね５３の調整荷重が設定されている。このため、切換弁２５は開弁状態が維持されて、ブレーキ液のストロークシミュレータ３０への流入が許容されることとなる。

以上のように、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１では、通常作動時においては切換弁２５についての開弁状態が常時維持されることから、実施例１と同様、良好なペダル操作感を得ることができる。

次に、電源失陥時の動作について説明する。

すなわち、電源失陥時にはモータM及び連通弁２０、遮断弁２１、流入弁２２、流出弁２３、増圧弁９１、減圧弁９２は作動しなくなる。したがって、当該電源失陥時には、連通弁２０P、遮断弁２１、流入弁２２が開弁し、連通弁２０S、流出弁２３、増圧弁９１、減圧弁９２は閉弁した状態となる。

これにより、ホイルシリンダW/CにはマスタシリンダM/Cからのブレーキ液が流入し、制動が行われる。このとき、増圧弁９１の下流圧力はマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となっていて、第１、第２受圧面５１、５２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と増圧弁９１の下流圧力が導かれ、弁体５０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、第１受圧面５１に作用する液圧力がばね５３の調整荷重と第２受圧面５２に作用する液圧力の合計に打ち勝つように、第１、第２受圧面５１、５２の面積とばね５３の調整荷重が設定されている。このため、弁体５０が図２中の上方向へと変位することとなる。これにより、第５管路１６aと流路５４との開口量が徐々に小さくなって、フルストローク時には遮断され、切換弁２５が閉弁状態となる。

この結果、マスタシリンダM/Cからストロークシミュレータ３０へのブレーキ液の流入が遮断され、マスタシリンダM/Cから流出したブレーキ液は全てホイルシリンダW/Cへと導かれて制動が行われることとなる。

換言すれば、電源失陥時にはアキュムレータ９０の圧力を利用できないことから、マスタシリンダM/Cの圧力を無駄なく利用して十分な制動を行うことが必要になるところ、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１における電源失陥時には、切換弁２５を閉弁することにより、ストロークシミュレータ３０へのブレーキ液の流入を遮断することができる。その結果、マスタシリンダM/Cの圧力を無駄なく利用した十分な制動を行うことができる。

以上のように、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１では、前記切換弁２５を用いることによって、小型かつ低コストで消費電力を抑えた構成としながら、通常作動時には良好なペダル操作感を確保し、電源失陥時には十分な制動を行うことができる。

また、本実施例では、前述したように、通常作動時には第１受圧面５１に作用する圧力よりも第２受圧面５２に作用する圧力の方が常に大きくなるため、実施例１とは異なり、ばね５３を設けなくても開弁状態の維持が可能となるため、切換弁２５の部品点数を削減できるといったメリットがある。

次に、図４、図５、図１１を用いて本発明に係る液圧ブレーキ制御装置１の実施例６を説明する。なお、本実施例については、前述した実施例５に対して切換弁２５の構成のみを変更したものであるため、以下では、図１１の液圧ブレーキ制御装置１のうち既に説明した（図１１に図示した）ものと同一の構成、機能を有する部分については同一の符号を付すことにより、具体的な説明を省略する。

図４、図５は、本発明の実施例６に係る液圧ブレーキ制御装置１の切換弁２５の具体的構成を示す当該切換弁２５の縦断面図である。なお、具体的には、図４が開弁状態、図５が閉弁状態を表している。

すなわち、本実施例に係る液圧ブレーキ制御装置１においては、第１受圧面６１には第１管路１３P、第５管路１６a、該第５管路１６aから分岐した第７管路１７並びに流路６８aによって導かれたマスタシリンダM/Cの圧力が弁を閉じる方向（図中の上方向）へと作用する一方、第２受圧面６２には第１１管路９３、第２管路１２P、該第２管路１２Pの連通弁２０Pよりも第１１管路９３側から分岐した第８管路３１並びに流路６８bによって導かれた増圧弁９１の下流圧力が弁を開く方向（図中の下方向）へと作用する。

前記第１受圧面６１及び第２受圧面６２の面積とばね６３の調整荷重は、以下の条件を満たすように設定されている。
（条件１）
通常作動時には第１受圧面６１にはマスタシリンダM/Cの圧力、第２受圧面６２には増圧弁９１の下流圧力が作用する。このとき、ばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計が第１受圧面６１に作用する液圧力に打ち勝つ。
（条件２）
電源失陥時には第１、第２受圧面６１、６２にはマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力が作用する。このとき、第１受圧面６１に作用する液圧力がばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計に打ち勝つ。
なお、ばね６３の調整荷重をF_s、マスタシリンダM/Cの圧力をP_MC、増圧弁９１の下流圧力をP_a、第１受圧面６１の面積をA₆₁、第２受圧面６２の面積をA₆₂とすると、第１、第２受圧面６１、６２の面積とばね６３の調整荷重に関する条件１、２は以下のように書くことができる。
（条件１） F_s＋P_a A₆₂＞P_MC A₆₁ （通常作動時）
（条件２） P_MC A₆₁＞F_s＋P_MC A₆₂ （電源失陥時）
これに加えて必要に応じて摩擦等の力を考慮して設定する。
そして、本実施例においても、実施例５と同様、ばね６３の省略が可能である。

次に、本実施例の液圧ブレーキ制御装置１の動作について、通常作動時と電源失陥時とに分けて説明する。なお、実施例５の液圧ブレーキ制御装置１と同様の動作については説明を省略する。

まず、通常作動時について説明する。

すなわち、通常作動時には、増圧弁９１の下流圧力はマスタシリンダM/Cの圧力よりも高圧となり、第１、第２受圧面６１、６２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と増圧弁９１の下流圧力が導かれ、弁体６０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、ばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計が第１受圧面６１に作用する液圧力に打ち勝つように、第１、第２受圧面６１、６２の面積とばね６３の調整荷重が設定されている。このため、切換弁２５は開弁状態が維持されて、ブレーキ液のストロークシミュレータ３０への流入が許容される。

次に、電源失陥時の動作について説明する。

すなわち、電源失陥時には、増圧弁９１の下流圧力はマスタシリンダM/Cの圧力とほぼ同じ圧力となっていて、第１、第２受圧面６１、６２にはそれぞれマスタシリンダM/Cの圧力と増圧弁９１の下流圧力が導かれ、弁体６０にはそれぞれの圧力と面積による液圧力が作用する。

そして、この場合には、第１受圧面６１に作用する液圧力がばね６３の調整荷重と第２受圧面６２に作用する液圧力の合計に打ち勝つように、第１、第２受圧面６１、６２の面積とばね６３の調整荷重が設定されている。このため、弁体６０が図４中の上方向へと変位することとなる。これにより、先端部６６がシート部６７に着座することとなって、切換弁２５が閉弁状態となる。

以上のように、本実施例によっても実施例５と同様の作用効果が奏せられることは勿論、特に本実施例では切換弁２５をポペット弁として構成していることから、実施例５と比べて当該切換弁２５における漏れ（リーク）を低減することができるメリットがある。

１…液圧ブレーキ制御装置
１０a…吸入部（吸入側）
１０b…吐出部（吐出側）
１２…第２管路
１３…第１管路
１４…第４管路
１５…第３管路
１６…第５管路
２１…遮断弁
２２…流入弁
２３…流出弁
２４…調圧弁
２５…切換弁
３０…ストロークシミュレータ（調圧部）
９０…アキュムレータ
BP…ブレーキペダル
RSV…リザーバタンク
M/C…マスタシリンダ
W/C…ホイルシリンダ
PP…ポンプ

Claims (10)

1. 車両に用いられる液圧ブレーキ制御装置であって、
   ブレーキ回路中に設けられたポンプと、
   運転者のペダル操作によってブレーキ液圧を発生するマスタシリンダと前記ブレーキ液圧が作用するように構成されたホイルシリンダとを接続する第１管路と、
   前記第１管路と前記ポンプの吐出側とを接続する第２管路と、
   前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記マスタシリンダ側に設けられた遮断弁と、
   前記第２管路と前記ポンプの吸入側とを接続する第３管路と、
   前記第３管路上に設けられ、前記ポンプの吐出側から前記ポンプの吸入側へのブレーキ液の流れ込み量を調整する調圧弁と、
   前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記ホイルシリンダ側に設けられた流入弁と、
   前記第１管路上において前記流入弁よりもホイルシリンダ側と前記ポンプの吸入側とを接続する第４管路と、
   第４管路上に設けられた流出弁と、
   前記第１管路上において前記遮断弁よりもマスタシリンダ側から分岐した第５管路と、
   前記第５管路の下流端に設けられた調圧部と、
   前記第５管路上において前記調圧部の上流側に設けられた切換弁と、
   を備え、
   前記切換弁は、弁体と、前記弁体を開弁方向に付勢する付勢部材とを有し、前記弁体は、第１受圧面と、前記第１受圧面より相対的に小さい面積に設定された第２受圧面とを有し、前記弁体の前記第１受圧面と前記第２受圧面に作用するブレーキ液の液圧力差に基づいて作動する常開型の弁であって、
   前記ポンプの駆動状態では、前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基づいて前記第１受圧面に作用する液圧力に対して前記第２受圧面に作用する前記ポンプの吐出側のブレーキ液圧に基づく液圧力と前記付勢部材による荷重との合計が所定以上大きくなるように設定して、前記切換弁を開弁状態とし、
   電源失陥時には、前記第２管路を介して前記第２受圧面に作用する前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基づく液圧力と前記付勢部材による荷重との合計に対して前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基いて前記第１受圧面に作用する液圧力が所定以上大きくなるように設定して前記切換弁を閉弁し、前記調圧部へのブレーキ液の流入を遮断することを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
2. 請求項１に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
   前記切換弁は、前記弁体が円筒状の滑り面に内接して軸方向移動することにより開閉を行うスプール弁であることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
3. 請求項１に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
   前記切換弁は、前記弁体が当該弁体の移動方向に対して垂直に設けられた弁座に離着座することにより開閉を行うポペット弁であることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
4. 車両に用いられる液圧ブレーキ制御装置であって、
   ブレーキ回路中に設けられたポンプと、
   運転者のペダル操作によってブレーキ液圧を発生するマスタシリンダと前記ブレーキ液圧が作用するように構成されたホイルシリンダとを接続する第１管路と、
   前記第１管路と前記ポンプの吐出側とを接続する第２管路と、
   前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記マスタシリンダ側に設けられた遮断弁と、 前記第２管路と前記ポンプの吸入側とを接続する第３管路と、
   前記第３管路上に設けられ、前記ポンプの吐出側から前記ポンプの吸入側へのブレーキ液の流れ込み量を調整する調圧弁と、
   前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記ホイルシリンダ側に設けられた流入弁と、
   前記第１管路上において前記流入弁よりもホイルシリンダ側と前記ポンプの吸入側とを接続する第４管路と、
   第４管路上に設けられた流出弁と、
   前記第１管路上において前記遮断弁よりもマスタシリンダ側から分岐した第５管路と、
   前記第５管路の下流端に設けられた調圧部と、
   前記第５管路上において前記調圧部の上流側に設けられた切換弁と、
   を備え、
   前記調圧弁は、常開型の電磁弁と、弁体の移動方向の各端側からそれぞれ作用する液圧力差に基づいて作動する常開型の液圧弁とを直列に配置することによって構成され、
   前記液圧弁は、前記ポンプの吐出側の圧力に基づいて発生する液圧力に対して前記マスタシリンダの圧力に基づいて発生する液圧力が所定以上大きくなったときに閉弁し、前記ポンプの吐出側へのブレーキ液の流入を遮断することを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
5. 請求項４に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
   前記液圧弁は、前記弁体が円筒状の滑り面に内接して軸方向移動することにより開閉を行うスプール弁であることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
6. 請求項４に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
   前記液圧弁は、前記弁体が当該弁体の移動方向に対して垂直に設けられた弁座に離着座することにより開閉を行うポペット弁であることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
7. 請求項５に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
   前記液圧弁は、
   前記マスタシリンダの圧力が作用する第１受圧面と、前記第１受圧面よりも相対的に小さい面積に設定され、前記ポンプの吐出側の圧力が作用する第２受圧面とを有する弁体と、
   前記弁体を開弁方向に付勢する付勢部材と、
   から構成されることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
8. 車両に用いられる液圧ブレーキ制御装置であって、
   ブレーキ回路中に設けられたポンプと、
   運転者のペダル操作によってブレーキ液圧を発生するマスタシリンダと前記ブレーキ液圧が作用するように構成されたホイルシリンダとを接続する第１管路と、
   前記第１管路と前記ポンプの吐出側とを接続する第２管路と、
   前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記マスタシリンダ側に設けられた遮断弁と、
   前記第２管路と前記ポンプの吸入側とを接続する第３管路と、
   前記第３管路上に設けられ、前記ポンプの吐出側から前記ポンプの吸入側へのブレーキ液の流れ込み量を調整する調圧弁と、
   前記第１管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記ホイルシリンダ側に設けられた流入弁と、
   前記第１管路上において前記流入弁よりもホイルシリンダ側と前記ポンプの吸入側とを接続する第４管路と、
   第４管路上に設けられた流出弁と、
   前記第１管路上において前記遮断弁よりもマスタシリンダ側から分岐した第５管路と、
   前記第５管路の下流端に設けられた調圧部と、
   前記第５管路上において前記調圧部の上流側に設けられた切換弁と、
   前記第３管路上であって前記第２管路の接続位置よりも前記ポンプ側に設けられたアキュムレータと、
   を備え、
   前記切換弁は、弁体と、前記弁体を開弁方向に付勢する付勢部材とを有し、前記弁体は、第１受圧面と、前記第１受圧面より相対的に小さい面積に設定された第２受圧面とを有し、前記弁体の前記第１受圧面と前記第２受圧面に作用するブレーキ液の液圧力差に基づいて作動する常開型の弁であって、
   前記ポンプの駆動状態では、前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基づいて前記第１受圧面に作用する液圧力に対して前記第２受圧面に作用する前記アキュムレータの下流側のブレーキ液圧に基づく液圧力と前記付勢部材による荷重との合計が所定以上大きくなるように設定して、前記切換弁を開弁状態とし、
   電源失陥時には、前記第２管路を介して前記第２受圧面に作用する前記マスタシリンダのブレーキ液圧に基づく液圧力と前記付勢部材による荷重の合計に対して前記マスタシリンダの圧力に基づいて前記第１受圧面に作用する液圧力が所定以上大きくなるように設定して前記切換弁を閉弁し、前記調圧部へのブレーキ液の流入を遮断することを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
9. 請求項８に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
   前記切換弁は、前記弁体が円筒状の滑り面に内接して軸方向移動することにより開閉を行うスプール弁であることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
10. 請求項８に記載の液圧ブレーキ制御装置において、
    前記切換弁は、前記弁体が当該弁体の移動方向に対して垂直に設けられた弁座に離着座することにより開閉を行うポペット弁であることを特徴とする液圧ブレーキ制御装置。
    

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