CN103359094A - 车辆用制动装置 - Google Patents

Abstract

本发明的课题在于提供一种车辆用制动装置，在输入活塞和主活塞以分离状态被保持的车辆用制动装置中，能够推定输入活塞相对于主活塞的抵接。车辆用制动装置具备：缸体（11、12）；以能够滑动的方式配设在缸体内的主活塞（14）；与主活塞分离且以能够滑动的方式配设在缸体内，并划分形成分离室（1B）的输入活塞（13）；检测输入活塞的移动量的输入活塞移动量检测部（72）；基于输入活塞的移动量计算主活塞的移动量的主活塞移动量计算部（6）；以及基于输入活塞的移动量和主活塞的移动量推定主活塞与输入活塞的抵接的抵接推定部。

Description

车辆用制动装置

技术领域

本发明涉及对车辆施加制动力的车辆用制动装置。

背景技术

作为对车辆施加制动力的车辆用制动装置的一例，例如公知有专利文献1所列举的混合动力车辆用制动装置。在该车辆用制动装置中，输入活塞和主活塞以带有规定间隔地离开的状态被保持。进而，检测输入活塞的移动量，根据输入活塞的移动量计算出要求制动力，并计算出从要求制动力减去再生制动力后的要求摩擦制动力。进而，基于要求摩擦制动力，利用储压部（蓄能器）和线性阀产生的伺服压力作用于主活塞，主活塞移动从而产生制动主缸压力。进而，该制动主缸压力施加于轮缸，从而产生基于该制动主缸压力的摩擦制动力。

专利文献1：日本特开2012－16984号公报

在专利文献1所示的车辆用制动装置中，当制动踏板被急剧踩踏的情况下，存在输入活塞与主活塞抵接的可能性。在输入活塞与主活塞抵接的情况下，在主活塞处理作用有上述的伺服压力之外还作用有来自输入活塞的踩踏力。因此，产生比基于要求摩擦制动力的制动主缸压力大的制动主缸压力。

当ABS（防抱死制动***）工作时，在使再生制动力为零的基础上，调节制动主缸压力，防止车轮滑移。以往，根据输入活塞的移动量等计算出推定制动主缸压力，并基于该推定制动主缸压力对ABS进行控制。然而，如上所述，在输入活塞与主活塞抵接的情况下，会产生过大的制动主缸压力，因此，实际的制动主缸压力与推定制动主缸压力偏离，会在ABS的控制中招致故障。如果能够推定输入活塞与主活塞抵接的情况，则能够在制动主缸压力的推定中发挥作用。进而，如果能够正确地推定输入活塞相对于主活塞处于离开状态时以及处于抵接状态时的各制动主缸压力，则能够提高ABS等的制动控制的性能。

发明内容

本发明就是鉴于上述情形而完成的，其目的在于，在输入活塞和主活塞以离开的状态被保持的车辆用制动装置中，提供一种能够推定输入活塞相对于主活塞的抵接的车辆用制动装置。

根据为了解决上述课题而作出的技术方案1的发明，提供一种车辆用制动装置，其朝设置于车轮的摩擦制动器的轮缸输送制动液从而使上述摩擦制动器产生摩擦制动力，其特征在于，上述车辆用制动装置具备：缸体（11、12）；主活塞（14），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在上述缸体内，且由加压活塞部（141）、伺服压力承受部（141a）以及突出部（142）构成，上述加压活塞部与上述缸体的内周面划分形成用于对朝上述轮缸供给的上述制动液进行加压的主室（1E），上述伺服压力承受部与上述缸体的内周面划分形成充满上述制动液的伺服室（1A），上述突出部从上述加压活塞部（141）的后端朝后方突出；输入活塞（13），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在上述缸体内的后方，在上述突出部的后方与上述突出部分离，并在该输入活塞与上述缸体的内周壁以及上述突出部之间划分形成充满上述制动液的分离室（1B）；输入活塞移动量检测部（72），其检测上述输入活塞的移动量；伺服压力生成部（4），其根据利用上述输入活塞移动量检测部检测出的上述输入活塞的移动量生成作用于上述伺服室的伺服压力；主活塞移动量计算部（6），其基于利用上述输入活塞移动量检测部检测出的上述输入活塞的移动量计算上述主活塞的移动量；以及抵接推定部，其基于利用上述输入活塞移动量检测部检测出的上述输入活塞的移动量以及利用上述主活塞移动量计算部计算出的上述主活塞的移动量推定上述突出部与上述输入活塞的抵接。

根据为了解决上述课题而作出的技术方案2的发明，提供一种车辆用制动装置，其朝设置于车轮的摩擦制动器的轮缸输送制动液从而使上述摩擦制动器产生摩擦制动力，其特征在于，上述车辆用制动装置具备：缸体（11、12）；主活塞（14），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在上述缸体内，且由加压活塞部（141）、伺服压力承受部（141a）以及突出部构成，上述加压活塞部与上述缸体的内周面划分形成用于对朝上述轮缸供给的上述制动液进行加压的主室（1E），上述伺服压力承受部与上述缸体的内周面划分形成充满上述制动液的伺服室（1A），上述突出部从上述加压活塞部（141）的后端朝后方突出；输入活塞（13），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在上述缸体内的后方，在上述突出部的后方与上述突出部分离，并在该输入活塞与上述缸体的内周壁以及上述突出部之间划分形成充满上述制动液的分离室（1B）；输入活塞移动量检测部（72），其检测上述输入活塞的移动量；反力产生装置（2），其与上述分离室连通，产生与上述输入活塞的移动量相应的反力压力；伺服压力生成部（4），其根据利用上述输入活塞移动量检测部检测出的上述输入活塞的移动量生成作用于上述伺服室的伺服压力；反力压力检测部（73），其检测上述反力压力；伺服压力检测部（74），其检测上述伺服压力；以及抵接推定部，其基于利用上述反力压力检测部检测出的上述反力压力以及利用上述伺服压力检测部检测出的上述伺服压力推定上述突出部与上述输入活塞的抵接。

对于技术方案3的发明，在技术方案1或2中，相对于推定原本推定为处于分离状态的上述输入活塞与上述主活塞抵接的距离基准，上述抵接推定部将推定原本推定为处于抵接状态的上述输入活塞与上述主活塞分离的距离基准设定得较大。

本发明的发明人对车辆用制动装置反复进行了研究，结果发现能够基于输入活塞的移动量计算主活塞的移动量。即，即，由于基于输入活塞的移动量生成伺服压力，伺服压力作用于伺服室，主活塞移动，从主室朝轮缸输送制动液，因此，能够基于输入活塞的移动量计算出从主室朝轮缸输送的制动液的输送量。进而，能够根据朝轮缸输送的制动液的输送量计算出第一主活塞的移动量。

因此，如技术方案1所涉及的发明那样，主活塞移动量计算部能够基于输入活塞的移动量计算出主活塞的移动量，抵接推定部能够基于主活塞的移动量以及输入活塞的移动量推定输入活塞相对于主活塞的抵接。因此，无需设置追加的传感器就能够推定输入活塞相对于主活塞的抵接。

本发明的发明人对车辆用制动装置反复进行了研究，结果得到了如下见解：当驾驶员急剧地踩踏制动踏板的情况下，伺服压力并不追随于反力压力的增大。即，伴随着输入活塞的移动，输入活塞所面向的分离室的反力压力急剧上升，与此相对，在检测输入活塞的移动而产生伺服压力的伺服压力生成部中，伺服压力的增大发生响应延迟，伺服压力并不追随于反力压力的增大。进而，当伺服压力并不追随于反力压力的增大的情况下，输入活塞接近主活塞。即，反力压力的增大意味着输入活塞的移动，伺服压力的增大意味着主活塞的移动，但是，当伺服压力并不追随于反力压力的增大的情况下，主活塞并不追随于输入活塞的移动而移动，因此，输入活塞接近主活塞。

因此，如技术方案2所涉及的发明那样，抵接推定部能够基于反力压力以及伺服压力推定输入活塞和主活塞的接近、抵接。因此，无需设置追加的传感器就能够推定输入活塞相对于主活塞的抵接。

根据技术方案3所涉及的发明，相对于推定原本推定为处于分离状态的输入活塞与主活塞抵接的距离基准，抵接推定部将推定原本推定为处于抵接状态的输入活塞与主活塞分离的距离基准设定得较大。由此，能够防止在输入活塞抵接于主活塞之后频繁地反复推定输入活塞与主活塞的抵接和分离的情况。

附图说明

图1是示出本实施方式的车辆用制动装置的结构的局部剖视说明图。

图2是示出本实施方式的调节器的结构的剖视图。

图3是利用图1所示的制动ECU执行的控制程序亦即第一输入活塞抵接推定处理的流程图。

图4中，（A）是表示要求轮缸压力与制动液输送量之间的关系的图表数据，（B）是表示制动液输送量与主活塞移动量之间的关系的图表数据。

图5是表示在第二输入活塞抵接推定处理中用于推定输入活塞相对于主活塞的抵接的图表数据的曲线图。

图6是示出图1所示的输入活塞和主活塞处于离开状态时的制动主缸以及调节器的压力状态的剖视图。

图7是示出图1所示的输入活塞和主活塞处于抵接状态时的制动主缸以及调节器的压力状态的剖视图。

图8是利用图1所示的制动ECU执行的控制程序亦即制动主缸压力推定处理的流程图。

图9是利用图1所示的制动ECU执行的控制程序亦即其他例的制动主缸压力推定处理的流程图。

具体实施方式

（混合动力车辆的说明）

以下，基于附图对本发明的实施方式进行说明。本实施方式的摩擦制动装置B（车辆用制动装置）所被搭载的混合动力车辆（以下简称为车辆）是利用发动机以及电动发电机（均未图示）对驱动轮例如左右前轮Wfl、Wfr进行驱动的车辆。利用上述的电动发电机构成再生制动装置。再生制动装置是利用电动发电机使左右前轮Wfl、Wfr产生基于后述的“目标再生制动力”的再生制动力的装置。另外，电动发电机也可以是电动机和发电机分体的结构。

在各车轮Wfl、Wfr、Wrl、Wrr附近设置有：与各车轮Wfl、Wfr、Wrl、Wrr一体旋转的制动盘；以及将制动块按压于上述制动盘以产生摩擦制动力的摩擦制动器。在摩擦制动器设置有借助由后述的制动主缸1（图1示出）生成的制动主缸压力将上述制动块按压于制动盘的轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr。车轮速度传感器Sfl、Sfr、Srl、Srr分别设置在各车轮Wfl、Wfr、Wrl、Wrr的附近，并将与各车轮Wfl、Wfr、Wrl、Wrr的旋转相应的频率的脉冲信号朝制动ECU6输出。

（车辆用制动装置的说明）

如图1所示，本实施方式的摩擦制动器装置B（车辆用制动装置）主要具备：制动主缸1、反力产生装置2、分离锁止阀22、反力阀3、伺服压力产生装置4、ABS53、制动ECU6、以及能够与制动ECU6进行通信的各种传感器72～75。

（制动主缸的说明）

如图1所示，制动主缸1是将制动液朝ABS53供给从而供给至轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr的部件，主要具有主缸11、外罩缸12、输入活塞13、第一主活塞14、以及第二主活塞15。

主缸11是一端开口且另一端具有底面的有底大致圆筒状的缸体。以下，针对制动主缸1，以主缸11的开口侧作为后方、以主缸11的底面侧（闭塞侧）作为前方进行说明。主缸11在内部具有用于将主缸11的开口侧（后侧）和底面侧（前侧）分离的中间壁111。换言之，在主缸11的内周面的轴线方向中间部，遍及周方向整周形成有朝轴线方向突出的中间壁111。中间壁111的内周面形成在轴线方向（前后方向）贯通的贯通孔111a。

并且，在主缸11的内部、在相比中间壁111靠前方的位置，存在内径变小的小径部位112（前方）和小径部位113（后方）。即，小径部位112、113从主缸11内周面的轴线方向的局部整周突出。后述的两个主活塞14、15以能够沿轴线方向滑动的方式配设在主缸11内部。另外，关于连通内部和外部的口等在后面叙述。

外罩缸12具有大致圆筒状的缸体部121和杯状的罩部122。缸体部121配设在主缸11的后端侧，且同轴地嵌合在主缸11的开口。缸体部121的前方部位121a的内径大于后方部位121b的内径。并且，前方部位121a的内径大于中间壁111的贯通孔111a的内径。

罩部122以封闭主缸11的开口以及缸体部121的后端侧开口的方式组装在主缸11的后端部以及缸体部121的外周面。在罩部122的底壁形成有贯通孔122a。罩部122由能够沿轴线方向伸缩的弹性部件构成，且底壁被朝后方施力。

输入活塞13是根据制动踏板10的操作而在外罩缸12内滑动的活塞。输入活塞13在后述的第一主活塞14的突出部142的后方与突出部142离开配设，且配设成能够在外罩缸12内沿轴线方向滑动。输入活塞13是在前方具有底面且在后方具有开口的有底大致圆筒状的活塞。构成输入活塞13的底面的底壁131的直径比输入活塞13的其他部位的直径大。输入活塞13以底壁131位于缸体部121的前方部位121a内的方式配设。输入活塞13以能够沿轴线方向滑动的方式液密地配设在缸体部121的后方部位121b内。

制动踏板10的操作杆10a从输入活塞13的后端朝前方插通在输入活塞13的内部，操作杆10a和输入活塞13借助形成在操作杆10a的前端（前端）的枢轴10b连结。操作杆10a通过输入活塞13的开口以及罩部122的贯通孔122a突出至外部，并与制动踏板10连接。操作杆10a与制动踏板10的操作联动地移动，当踩踏制动踏板10时边将罩部122沿轴线方向压溃边前进。这样，制动踏板10将施加于自身的来自驾驶员的操作力（踩踏力）传递至输入活塞13。伴随着操作杆10a的前进，输入活塞13也前进。

第一主活塞14配设成能够在输入活塞13前方的主缸11内沿轴线方向滑动。具体而言，第一主活塞14由第一加压活塞部141和突出部142构成。第一加压活塞部141在主缸11内以与主缸11同轴的方式配设在中间壁111的前方侧。第一加压活塞部141形成为前方具有开口且后方具有伺服压力承受部的有底大致圆筒状。即，第一加压活塞部141由伺服压力承受部141a和周壁部141b构成。

伺服压力承受部141a在中间壁111的前方以能够沿轴线方向滑动的方式液密地配设在主缸11内。换言之，伺服压力承受部141a在第一加压活塞部141的外周面遍及周方向整周朝外周侧突出形成。伺服压力承受部141a与中间壁111前方端面对置。周壁部141b形成为直径小于伺服压力承受部141a的直径的圆筒状，且从伺服压力承受部141a前方端面朝前方同轴地延伸。周壁部141b的前方部位以能够沿轴向方向滑动的方式液密地配设在小径部位112。周壁部141b的后方部位从主缸11的内周面离开。

突出部142是从第一加压活塞部141的后端面中央朝后方突出的圆柱状的部位。突出部142的直径小于第一加压活塞部141的直径。突出部142贯通中间壁111的贯通孔111a，且配设成能够沿轴线方向滑动。另外，突出部142的外周面和贯通孔111a的内周面借助安装于贯通孔111a且遍及整周与突出部142的外周面接触的密封部件形成为液密状态。突出部142的后方部位从贯通孔111a朝后方突出至缸体部121内部。突出部142的后方部位与缸体部121内周面离开。突出部142的后端面与输入活塞13的底壁131离开规定距离。第一主活塞14借助由弹簧等构成的施力部件143被朝后方施力。

此处，利用第一加压活塞部141的伺服压力承受部141a后方端面、中间壁111前方端面、中间壁111前方侧的主缸11内周面以及突出部142外周面划分出充满制动液的“伺服室1A”。并且，利用中间壁111后方端面、输入活塞13外表面、缸体部121的前方部位121a内周面以及突出部142外表面划分出充满制动液的“分离室1B”。并且，利用小径部位112后端面（包括密封部件91）、周壁部141b的外周面、伺服压力承受部141a前方端面、周壁部141b以及主缸11内周面划分出“反力压室”。

第二主活塞15在主缸11内以与第一主活塞14同轴的方式配设在第一主活塞14的前方侧。第二主活塞15形成为在前方具有开口且在后方具有底壁（第二加压活塞部151）的有底大致圆筒状。即，第二主活塞15由圆柱状的第二加压活塞部151和从第二加压活塞部151朝前方突出的周壁部152构成。第二加压活塞部151在第一主活塞14的前方配设在小径部位112、113之间。包括第二加压活塞部151在内的第二主活塞15的后方部位从主缸11的内周面离开。周壁部152呈圆筒状，且从第二加压活塞151的外边缘朝前方同轴地延伸。周壁部152以能够沿轴线方向滑动的方式液密地配设在小径部位113。第二主活塞15借助由弹簧等构成的施力部件153被朝后方施力。

此处，利用第二主活塞15外侧表面、第一主活塞14前端面、第一主活塞14内侧表面、小径部位112前端面（包括密封部件92）、小径部位113后端面（包括密封部件93）以及小径部位112、113之间（中间壁111的前方）的主缸11内周面划分出“第一主室1D”。并且，利用主缸11内底面111d、第二主活塞15前端面、第二主活塞15内侧表面、小径部位113前端面（包括密封部件94）以及主缸11内周面划分出“第二主室1E”。

在制动主缸1形成有连通内部和外部的口11a～11i。口11a形成在主缸11中的相比中间壁111靠后方的位置。口11b在与口11a的轴线方向上的相同位置与口11a对置形成。口11a和口11b经由主缸11内周面与缸体部121的外周面之间的空间连通。口11a与配管161连接。口11b与贮存器171连接。即，口11a与贮存器171连通。

并且，口11b借助形成于缸体部121以及输入活塞13的通路18与分离室1B连通。当输入活塞13前进时，通路18被分隔。即，当输入活塞13前进时，分离室1B和贮存器171被分隔。

口11c形成在相比口11a靠前方的位置，使分离室1B与配管162连通。口11d形成在相比口11c靠前方的位置，使伺服室1A与配管163连通。口11e形成在相比口11d靠前方的位置，使反力压室1C与配管164连通。

口11f形成在小径部位112的两个密封部件91、92之间，使贮存器172与主缸11内部连通。口11f经由形成于第一主活塞14的通路144与第一主室1D连通。通路144形成在比密封部件92稍靠后方的位置，以便当第一主活塞14前进时口11f和第一主室1D被分隔。

口11g形成在相比口11f靠前方的位置，使第一主室1D与配管51连通。口11h形成在小径部位113的两个密封部件93、94之间，使贮存器173与主缸11内部连通。口11g经由形成于第二主活塞15的通路154与第二主室1E连通。通路154形成在比密封部件94稍靠后方的位置，以便当第二主活塞15前进时口11g和第二主室1E被分隔。口11i形成在相比口11h靠前方的位置，使第二主室1E和配管52连通。

并且，在制动主缸1内适当地配设有O型圈等密封部件（图中黑圈部分）。密封部件91、92配设在小径部位112，并与第一主活塞14的外周面液密地抵接。同样，密封部件93、94配设在小径部位113，并与第二主活塞15的外周面液密地抵接。并且，在输入活塞13与缸体部121之间也配设有密封部件。

行程传感器72是配设在制动踏板10的附近、检测制动踏板10的操作量（踩踏量）的传感器，并将检测结果发送给制动ECU6。另外，制动踏板10连结在输入活塞13的后端，因此，行程传感器72检测输入活塞13的在轴线方向上的移动量（在轴线方向上的位置）来作为检测结果。

（反力产生装置2）

反力产生装置2具备行程模拟器21。行程模拟器21是根据制动踏板10的操作使分离室1B以及反力压室1C产生反力压力，再现通常的制动装置的操作感（踏力感）的装置。通常，行程模拟器21构成为：活塞212以能够滑动的方式嵌合于缸体211，且在由压缩弹簧213朝前方施力的活塞212的前面侧形成有先导液室214。行程模拟器21经由配管164以及口11e与反力压室1C连接，且经由配管164与分离锁止阀22以及反力阀3连接。

（分离锁止阀22）

分离锁止阀22是常闭型的电磁阀（线性阀），其开闭由制动ECU6控制。分离锁止阀22连接于配管164和配管162，使配管162、164连接/不连接。分离锁止阀22是用于使分离室1B与反力压室1C连接/不连接的阀。换言之，分离锁止阀22是打开或者闭塞连接分离室1B和行程模拟器21的配管162、164的阀。

压力传感器73是主要检测分离室1B以及反力压室1C的压力（反力压力）的传感器，且连接于配管164。当分离锁止阀22处于打开状态的情况下，压力传感器73检测分离室1B以及反力压室1C的压力，当分离锁止阀22处于关闭状态的情况下，压力传感器73检测反力压室1C的压力。

（反力阀3）

反力阀3是常开型的电磁阀，其开闭由制动ECU6控制。反力阀3连接于配管164和配管161，使配管161、164连接/不连接。反力阀3是用于使分离室1B以及反力压室1C与贮存器171连接/不连接的阀。

（分离锁止阀22以及反力阀3的控制）

此处，对在进行制动操作时制动ECU6对反力阀3和分离锁止阀22的控制进行说明。当踩踏制动踏板10时，输入活塞13前进，通路18被分隔，贮存器171与分离室1B被分隔。同时，反力阀3成为关闭状态（打开→关闭），分离锁止阀22成为打开状态（关闭→打开）。通过使反力阀3成为关闭状态，反力压室1C与贮存器171被分隔。通过使分离锁止阀22成为打开状态，分离室1B和反力压室1C连通。即，通过输入活塞13前进且反力阀3成为关闭状态，分离室1B以及反力压室1C被从贮存器171分隔。在反力压室1C流入流出有与根据主活塞14的移动而借助突出部142从分离室1B流入流出的液体量相同的液体量。进而，行程模拟器21使分离室1B以及反力压室1C产生与行程量相应的反力压力。即，行程模拟器21对连结于输入活塞13的制动踏板10赋予与输入活塞13的行程量（制动踏板10的操作量）相应的反力压力。

另外，突出部142前端面的面积和伺服压力承受部141a的面向反力压室1C的面的面积相同。因此，当反力阀3处于关闭状态、分离锁止阀22处于打开状态的情况下，由于分离室1B与反力压室1C的内压相同，因此，分离室1B的反力压力作用于突出部142前端面的力和反力压室1C的反力压力作用于面向反力压室1C的面的力相同，即便因驾驶员踩踏制动踏板10而分离室1B以及反力压室1C的内压升高，第一主活塞14也不移动。并且，由于突出部142前端面的面积和伺服压力承受部141a的面向反力压室1C的面的面积相同，因此，即便第一主活塞14移动，流入行程模拟器21内的液体的量也不变化，因此，分离室1B的反力压力不变化，传递至制动踏板10的反力也不变化。

另外，在本实施方式中，突出部142前端面的面积和输入活塞13插通于外罩缸12的后方部位121b的部分的截面积相同。因此，当反力阀3处于打开状态、分离锁止阀22处于关闭状态，分离室1B液密的情况下，输入活塞13的移动量和第一主活塞14的移动量相同。

（伺服压力产生装置4）

伺服压力产生装置4主要具备减压阀41、增压阀42、压力供给部43以及调节器44。减压阀41是常开型的电磁阀，通过利用制动ECU6对流路的开口面积进行线性控制来控制减压阀41下游的流路的液压。减压阀41的一方经由配管411与配管161连接，减压阀41的另一方与配管413连接。即，减压阀41的一方经由配管411、161以及口11a、11b与贮存器171连通。增压阀42是常闭型的电磁阀，通过利用制动ECU6对流路的开口面积进行线性控制来控制增压阀42下游的流路的液压。增压阀42的一方与配管421连接，增压阀42的另一方与配管422连接。

压力供给部42是基于制动ECU6的指示对调节器4提供高压的制动液的单元。压力供给部43主要具有蓄能器431、液压泵432、马达433以及贮存器434。

蓄能器431是对由液压泵432产生的液压进行蓄压的部件。蓄能器431借助配管431a与调节器44、压力传感器75以及液压泵432连接。液压泵432与马达433以及贮存器434连接。通过驱动马达433，液压泵432将贮存于贮存器434的制动液朝蓄能器431供给。压力传感器75检测蓄能器431的压力，其值是与在蓄能器431中蓄压的制动液的消耗量相关的值。此外，作为制动液消耗量相关值，能够举出使用蓄能器431的制动液进行增压的伺服压力、或者因该伺服压力上升而上升的反力压力。

当利用压力传感器75检测到蓄能器压力降低至规定值以下的情况时，基于来自制动ECU6的控制信号驱动马达433，液压泵432朝蓄能器431供给制动液而对蓄能器431补给压力能。

如图2所示，调节器44是对一般的调节器主要增加了副活塞446而得的部件。即，调节器44主要具备缸体441、球阀442、施力部443、阀座部444、控制活塞445以及副活塞446。

缸体441由在一方（图中右侧）具有底面的大致有底圆筒状的缸体壳体441a和封闭缸体壳体441a的开口（图中左侧）的盖部件441b构成。另外，图中，盖部件（441b）形成为截面呈コ字状，但是，在本实施方式中，假定盖部件441b呈圆柱状，以封闭缸体壳体441a的开口的部位作为盖部件441b而进行说明。在缸体壳体441a形成有使内部与外部连通的多个口4a～4h。

口4a与配管431a连接。口4b与配管422连接。口4c与配管163连接。口4d经由配管411与配管161连接。口4e与经由安全阀423通往配管422的配管424连接。口4f与配管413连接。口4g与配管421连接。口4h与从配管51分支出的配管511连接。

球阀442是前端呈球形状的阀，且在缸体441内部以能够沿缸体壳体441a的长边方向滑动的方式配设在缸体壳体441a的底面侧（以下称作缸体底面侧）。施力部443是对球阀442朝缸体壳体441a的开口侧（以下称作缸体开口侧）施力的弹簧部件，且设置于缸体壳体441a的底面。阀座部444是设置在缸体壳体441a的内周面的壁部件，并划分缸体开口侧和缸体底面侧。在阀座部444的中央形成有使所划分的缸体开口侧和缸体底面侧连通的贯通路444a。在贯通路444a的靠缸体底面侧的开口部形成有球阀442所抵接的圆锥台形状的面亦即阀座面444b。被施力的球阀442抵接于阀座面444b，从而贯通路444a由球阀442闭塞。

将由球阀442、施力部443、阀座部444亦即缸体底面侧的缸体壳体441a的内周面划分的空间设定为第一室4A。第一室4A充满制动液，且经由口4a与配管431a连接，经由口4b与配管422连接。

控制活塞445由大致圆柱状的主体部445a和直径小于主体部445a的直径的大致圆柱状的突出部445b构成。主体部445a在缸体441内以与缸体441同轴且能够液密地沿轴线方向滑动的方式配设在阀座部444的缸体开口侧。主体部445a由未图示的施力部件朝缸体开口侧施力。在主体部445a的缸体轴线方向大致中央形成有两端在主体部445a周面开口的沿周方向（图面上下方向）延伸的通路445c。与通路445c的开口的配设位置对应的缸体441的局部内周面形成有口4d，并且呈凹状地凹陷，与主体部445a一起形成第三室4C。

突出部445b从主体部445a的缸体底面侧端面的中央朝缸体底面侧突出。突出部445b的直径小于阀座部444的贯通路444a的直径。突出部445b与贯通路444a配设在同轴上。突出部445b的前端从球阀442朝缸体开口侧离开规定间隔。在突出部445b形成有在突出部445b的缸体底面侧端面中央开口的沿缸体轴线方向延伸的通路445d。通路445b延伸到主体部445a内，并与通路445c连接。

将由主体部445a的缸体底面侧端面、突出部445b的外表面、缸体441的内周面、阀座部444以及球阀442划分的空间设定为第二室4B。第二室4B经由通路445c、445d以及第三室4C与口4d、4e连通。

副活塞446由副活塞主体部446a、第一突出部446b以及第二突出部446c构成。副活塞主体部446a形成为大致圆柱状。副活塞主体部446a在缸体441内以与缸体441同轴且能够液密地沿轴线方向滑动的方式配设在主体部445a的缸体开口侧。

第一突出部446b呈直径小于副活塞主体部446a的直径的大致圆柱状，且从副活塞主体部446a的缸体底面侧的端面中央突出。第一突出部446b抵接于主体部445a的缸体开口侧端面。第二突出部446c形成为与第一突出部446b相同的形状，且从副活塞主体部446a的缸体开口侧的端面中央突出。第二突出部446c与盖部件441b抵接。

将由副活塞主体部446a的缸体底面侧的端面、第一突出部446b的外表面、控制活塞445的缸体开口侧的端面以及缸体441的内周面划分的空间设定成压力控制室4D。压力控制室4D经由口4f以及配管413与减压阀41连通，且经由口4g以及配管421与增压阀42连通。

另一方面，将由副活塞主体部446a的缸体开口侧的端面、第二突出部446c的外表面、盖部件441b以及缸体441的内周面划分的空间设定为第四室4E。第四室4E经由口4h以及配管511、51与口11g连通。各室4A～4E充满制动液。如图1所示，压力传感器74是用于检测伺服室1A的压力（伺服压力）的传感器，且与配管163连接。另外，在本实施方式中形成为第二室4B（伺服压力生成室）的截面积S1与压力控制室4D（第一先导室）的截面积S2相同，且形成为第四室4E（第二先导室）的截面积S3小于S1、S2。

（制动器配管）

轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr经由配管51、52、ABS53与产生主缸压力的第一主室1D、第二主室1E连通。具体而言，在第一主室1D的口11g以及第二主室1E的口11i，分别经由配管51、52连结有公知的ABS（Antilock Brake System，防抱死制动***）53。在ABS53连结有使对车轮Wfl、Wfr、Wrl、Wrr进行制动的摩擦制动器工作的轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr。

此处，关于ABS53，针对四轮中的一个（5FR）的结构进行说明，其他的结构相同，因此省略说明。ABS53具备保持阀531、减压阀532、贮存器533、泵534以及马达535。保持阀531是常开型的电磁阀，其开闭由制动ECU6控制。保持阀531以一方与配管52连接、另一方与轮缸WCfr以及减压阀532连接的方式配设。即，保持阀531是ABS53的输入阀。

减压阀532是常闭型的电磁阀，其开闭由制动ECU6控制。减压阀532的一方连接于轮缸WCfr以及保持阀531，另一方连接于贮存器533。当减压阀532处于打开状态时，轮缸WCfr与贮存器533连通。

贮存器533是贮存制动液的部件，经由减压阀532以及泵534与配管52连接。泵534以吸入口连接于贮存器533、排出口经由止回阀z连接于配管52的方式配设。此处的止回阀z允许从泵534朝向配管52（第二主室1E）的流动、且限制相反方向的流动。泵534通过与制动ECU6的指令相应的马达535的工作而被驱动。当处于ABS控制的减压模式时，泵534吸入轮缸WCfr内的制动液或者贮存于贮存器533内的制动液并使其返回第二主室1E。另外，为了缓和泵534排出的制动液的脉动，在泵534的上游侧配设有减震器（未图示）。

ABS53具备检测车轮速度的车轮速度传感器（未图示）。表示由车轮速度传感器（未图示）检测出的车轮速度的检测信号被输出至制动ECU6。

在以这种方式构成的ABS53中，制动ECU6基于主缸压力、车轮速度的状态以及前后加速度执行如下的ABS控制（防抱死制动控制）：对各电磁阀531、532的开闭进行切换控制，并根据需要使马达535工作而调整对轮缸WCfr施加的制动液压即对车轮Wfr施加的制动力。ABS53是基于制动ECU6的指示调整从制动主缸1供给的制动液的量、时刻（即调节主缸压力）并朝轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr供给的状态（相当于“供给液压调整装置”）。

在后述的“线性模式”下，利用增压阀42以及减压阀41对从伺服压力产生装置4的蓄能器431输出的液压进行控制而在伺服室1A产生伺服压力，由此，第一主活塞14以及第二主活塞15前进，从而第一主室1D以及第二主室1E被加压。第一主室1D以及第二主室1E的液压从口11g、11i经由配管51、52以及ABS53作为制动主缸压力朝轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr供给，对车轮Wfl、Wfr、Wrl、Wrr施加液压制动力。

（制动ECU6）

制动ECU6是电子控制单元，具有微型计算机，微型计算机具备经由总线而分别连接的输入输出接口、CPU、RAM以及ROM或非易失性存储器等“存储部”。CPU执行与图3、8、9所示的流程图对应的程序。RAM是暂时存储该程序的执行所需要的变量的部件。“存储部”存储上述程序、执行图3、8、9所示的流程的程序、图5所示的图表数据。

制动ECU6与各种传感器72～75通信，对各电磁阀22、3、41、42、531、532以及马达433、535等进行控制。并且，制动ECU6与混合动力ECU（未图示）以能够相互通信的方式连接，以使得后述的“要求制动力”等于由再生制动装置产生的“目标再生制动力”和由摩擦制动装置B产生的“目标摩擦制动力”之和的方式进行协调控制（再生协调控制）。制动ECU6存储有“线性模式”以及“REG”模式这两个控制模式。

后面将详细说明，“线性模式”是通常的制动控制，是在使分离锁止阀22开阀、使反力阀3闭阀的状态下对减压阀41以及增压阀42进行控制从而对伺服室1A的“伺服压力”进行控制的模式。在该“线性模式”中，制动ECU6根据利用行程传感器72检测出的制动踏板10的操作量（输入活塞13的移动量）计算出驾驶员的“要求制动力”。进而，制动ECU6将驾驶员的“要求制动力”朝混合动力ECU输出，从混合动力ECU取得再生制动装置的目标值亦即“目标再生制动力”，并从“要求制动力”减去“目标再生制动力”而计算出“目标摩擦制动力”。进而，制动ECU6通过根据所计算出的“目标摩擦制动力”对减压阀41以及增压阀42进行控制而对伺服室1A的“伺服压力”进行控制，从而以使得摩擦制动装置B的摩擦制动力成为“目标摩擦制动力”的方式进行控制。即，虽然根据输入活塞13的移动量计算出“要求制动力”，但由于“目标摩擦制动力”根据“目标再生制动力”的大小而变动，因此未必肯定根据输入活塞13的移动而第一主活塞14移动。另外，当“要求制动力”不变但“目标再生制动力”增大的情况下，“摩擦制动力”减少“目标再生制动力”的增大量，因此，第一主活塞14朝输入活塞13接近与“摩擦制动力”的减少量（“目标再生制动力”的增大量）相当的距离。

后面即将说明，“REG模式”是使减压阀41、增压阀42、分离锁止阀22以及反力阀3处于非通电状态的模式，或者是因故障等而成为非通电状态（维持常态）时的模式。

（线性模式）

在未踩下制动踏板10的状态下，形成为如上所述的状态、即球阀442封闭阀座部444的贯通路444a的状态。并且，减压阀41处于打开状态，增压阀42处于关闭状态。即，第一室4A与第二室4B被隔离。

第二室4B经由配管163与伺服室1A连通，彼此被保持在相同的压力。第二室4B经由控制活塞445的通路445c、445d与第三室4C连通。因而，第二室4B及第三室4C经由配管414、161与贮存器171连通。压力控制室4D的一侧由增压阀42封闭，另一侧经由减压阀41与贮存器171连通。压力控制室4D与第二室4B被保持在相同的压力。第四室4E经由配管511、51与第一液压室1D连通，并彼此被保持在相同的压力。

自该状态起，当踩下制动踏板10时，制动ECU6基于“目标摩擦制动力”对减压阀41以及增压阀42进行控制。即，制动ECU6将减压阀41朝关闭的方向控制，将增压阀42朝打开的方向控制。

通过打开增压阀42，蓄能器431与压力控制室4D连通。通过关闭减压阀41，压力控制室4D与贮存器171被分隔。能够利用从蓄能器431供给的高压的制动液使压力控制室4D的液压（先导压力）上升。当压力控制室4D的液压上升时，控制活塞445朝缸体底面侧滑动。进而，当控制活塞445的突出部445b前端与球阀442抵接时，通路445d由球阀442封闭。由此，第二室4B被从贮存器171分隔。

当控制活塞445进一步朝缸体底面侧滑动时，球阀442被突出部445b朝缸体底面侧推压而移动，球阀442从阀座面444b离开。由此，第二室4B经由阀座部444的贯通路444a与第一室4A连通。由于从蓄能室431朝第一室4A供给高压的制动液，因此，通过上述连通，第二室4B的压力上升。当上述第二室4B的液压上升结果导致作用于控制活塞445的与第二室4B对应的力变得大于作用于控制活塞445的与先导压力对应的力时，控制活塞445朝缸体开口侧滑动，第二室4B被从第一室4A分隔。通过这样的动作，第二室4B的液压成为与先导压力相应的液压。另外，制动ECU6以“目标摩擦制动力”越大则压力控制室4D的先导压力越高的方式对减压阀41、增压阀42进行控制。即，“目标摩擦制动力”越大，先导压力越高，伺服压力也越高。

伴随着第二室4B的压力上升，与其连通的伺服室1A的压力也上升。通过伺服室1A的压力上升，第一主活塞14前进，第一主室1D的压力上升。进而，第二主活塞15也前进，第二主室1E的压力上升。通过第一主室1D的压力上升，高压的制动液被供给至后述的ABS53及第四室4E。虽然第四室4E的压力上升，但压力控制室4D的压力也同样上升，因此副活塞446不移动。这样，对ABS53供给高压（制动主缸压力）的制动液，制动器5工作，车辆被制动。在“线性模式”下，使第一主活塞14前进的力与对应于伺服压力的力相当。

当解除制动操作时，相反，使减压阀41处于打开状态、使增压阀42处于关闭状态，使贮存器171与压力控制室4D连通。由此，控制活塞445后退，返回到踩踏制动踏板10之前的状态。

（REG模式）

在“REG模式”下，不对减压阀41、增压阀42、分离锁止阀22以及反力阀3通电（控制），减压阀41处于打开状态、增压阀42处于关闭状态、分离锁止阀22处于关闭状态、反力阀3处于打开状态。进而，即便在踩下制动踏板10后也维持非通电状态（无控制状态）。

在“REG模式”下，当踩踏制动踏板10时，输入活塞13前进，通路18被隔断，第一反力室1B与贮存器171被分隔。在该状态下，由于分离锁止阀22处于关闭状态，因此第一反力室1B处于密闭状态（液密）。然而，由于反力阀3处于打开状态，因此反力压室1C与贮存器171连通。

此处，当进一步踩踏制动踏板10时，输入活塞13前进，从而分离室1B的压力上升，第一主活塞14因该压力而前进。此时，由于未对减压阀41及增压阀42通电，因此伺服压力未被控制。即，第一主活塞14仅借助与对制动踏板10的操作力对应的力（分离室1B的压力）前进。由此，虽然伺服室1A的体积增大，但由于该伺服室1A经由调节器44与贮存器171连通，因此制动液得以补充。

当第一主活塞14前进时，与“线性模式”相同，第一主室1D及第二主室1E的压力上升。进而，通过第一主室1D的压力上升，第四室4E的压力也上升。通过第四室4E的压力上升，副活塞446朝缸体底面侧滑动。同时，控制活塞445被第一突出部446b推压而朝缸体底面侧滑动。由此，突出部445b与球阀442抵接，球阀442被推压而朝缸体底面侧移动。即，第一室4A与第二室4B连通，伺服室1A与贮存器171被分隔，源自蓄能器431的高压的制动液被朝伺服室1A供给。

这样，在“REG模式”下，当利用对制动踏板10的操作力而将制动踏板10踩下规定行程时，蓄能器431与伺服室1A连通，伺服压力在无控制的状态下上升。进而，第一主活塞14前进基于驾驶员的操作力而前进的量以上的量。由此，即便各电磁阀处于非通电状态，也朝各ABS53供给高压的制动液。

在“REG模式”下，使第一主活塞14前进的力相当于与操作力对应的力。即，与操作力对应的力意味着：仅借助操作力使第一主活塞14前进的力以及借助基于该驱动而机械地产生的伺服压力使第一主活塞14前进的力。

（第一实施方式的输入活塞抵接推定处理）

以下，使用图3的流程图对“第一实施方式的输入活塞抵接推定处理”进行说明。当车辆处于能够起步的状态，制动ECU6起动时，在S11中，制动ECU6从行程传感器72取得输入活塞13的移动量Di，从压力传感器73取得分离室1B以及反力压室1C的反力压力Pa，程序前进至S12。

在S12中，制动ECU6根据移动量Di以及反力压力Pa，参照表示移动量Di以及反力压力Pa与“要求制动力”之间的关系的图表数据计算出“要求制动力”。其次，制动ECU6将“要求制动力”朝混合动力ECU输出，从混合动力ECU取得再生制动装置的目标值亦即“目标再生制动力”，并从“要求制动力”减去“目标再生制动力”而计算出“目标摩擦制动力”，并程序前进至S13。

在S13中，制动ECU6根据“目标摩擦制动力”计算出作用于轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr的要求轮缸压力Ph，并程序前进至S14。

在S14中，制动ECU6根据要求轮缸压力Ph，通过参照如图4的（A）所示的表示要求轮缸压力与制动液输送量之间的关系的图表数据计算出制动液输送量Fq。另外，如图4的（A）所示，随着要求轮缸压力的增大，制动液输送量也增大。在S14结束后，程序前进至S15。

在S15中，制动ECU6根据制动液输送量Fq，通过参照图4的（B）所示的表示制动液输送量与第一主活塞14的移动量之间的关系的图表数据计算出第一主活塞14的移动量Dm。另外，如图4的（B）所示，随着制动液输送量的增大，第一主活塞14的移动量也成比例地增大。在S15结束后，程序前进至S16。

在S16中，制动ECU6根据上述计算出的输入活塞13的移动量Di以及第一主活塞14的移动量Dm计算出第一主活塞14与输入活塞13的离开距离Ds。具体而言，通过将输入活塞13的移动量Di以及第一主活塞的移动量M代入下式（1）来计算第一主活塞14和输入活塞13的离开距离Ds。

Ds=Dp－Di+Dm······（1）

Ds：第一主活塞14与输入活塞13的离开距离（mm）

Dp：第一主活塞14与输入活塞13的初始离开距离（mm）

Di：输入活塞13的移动量（mm）

Dm：第一主活塞14的移动量（mm）

其中，初始离开距离Dp是未踩踏制动踏板10的状态下的第一主活塞14与输入活塞13的离开距离。

在S16结束后，程序前进至S17。

在S17中，制动ECU6基于第一主活塞14和输入活塞13的离开距离Ds判定第一主活塞14和输入活塞13是否抵接。在最初的推定中，制动ECU6推定为处于离开状态。从下次的推定起，基于根据前次的推定结果是离开状态还是抵接状态而不同的推定阈值亦即“离开时阈值”或者“抵接时阈值”进行推定。即，若前次的推定结果是处于离开状态，如果离开距离Ds大于“离开时阈值”（例如0mm）则制动ECU6推定为维持离开状态，并且，如果离开距离Ds在“离开时阈值”（例如0mm）以下则推定为处于抵接状态。另一方面，若前次的推定结果是处于抵接状态，如果离开距离Ds小于“抵接时阈值”（例如2mm）则制动ECU6推定为维持抵接状态，并且，如果离开距离Ds在“抵接时阈值”（例如2mm）以上则制动ECU6推定为处于离开状态。

在S17结束后，程序进入S11。

（第二实施方式的输入活塞抵接推定处理）

以下，使用图5的曲线图对“第二实施方式的输入活塞抵接推定处理”进行说明。首先对图5的曲线图进行说明。图5的曲线图是表示利用压力传感器73检测出的反力压力Pa与利用压力传感器74检测出的伺服压力Ps之间的关系的曲线图，后面即将叙述，设定有与静特性曲线相似的图表数据亦即离开推定基准线、抵接推定50%基准线、返回侧抵接推定50%基准线以及抵接推定100%基准线。另外，横轴为反力压力，纵轴为伺服压力。

图5的实线示出的是静特性曲线。静特性曲线是表示驾驶员缓慢地踩踏制动踏板10时的反力压力Pa与伺服压力Ps之间的关系的特性曲线。在静特性曲线中，随着反力压力Pa的增大，伺服压力Ps增大。在反力压力Pa的增大初期，相对于反力压力Pa的增大而伺服压力Pa大幅增大，与此相对，在反力压力Pa增大至一定程度的状态下，与反力压力Pa的增大初期相比，相对于反力压力Pa的增大而伺服压力Ps平缓地增大。当驾驶员缓慢地踩踏制动踏板10时，如图5的静特性曲线所示，在反力压力Pa的增大初期，追随于反力压力Pa的上升，伺服压力Ps也上升。

图5的虚线示出的是急速踩踏特性曲线。急速踩踏特性曲线是表示驾驶员因紧急制动等而急剧地踩踏制动踏板10的情况下（以下简称为急踩）的反力压力Pa与伺服压力Ps的关系的特性曲线。在急踩的情况下，输入活塞13急剧前进，利用行程模拟器21使分离室1B以及反力压室1C的压力急剧上升，反力压力Pa急剧上升。

另一方面，急踩的情况下的伺服压力并不追随反力压力Pa的上升。其原因在下面说明。制动ECU6基于利用行程传感器72检测出的输入活塞13的移动量对减压阀41以及增压阀42进行控制从而生成先导压力，其次，借助所生成的先导压力来生成伺服压力。即，为了生成伺服压力，减压阀41被朝闭阀方向控制，增压阀42被朝开阀方向控制，从而生成先导压力，控制活塞445借助所生成的先导压力移动，由此从蓄能器431供给高压的制动液，从而生成伺服压力。此时，由于减压阀41以及增压阀42的响应延迟、因密封件造成的滑动阻力而导致的控制活塞445的移动的响应延迟，产生伺服压力的生成的响应延迟。因此，在反力压力Pa的增大初期，伺服压力Ps并不追随于反力压力Pa的上升。进而，在控制活塞445移动而生成伺服压力Ps后，伺服压力Ps急剧上升。即便在急踩时，在伺服压力Pa上升至一定程度后，伺服压力Pa以与静特性曲线相同的方式上升。

反力压力Pa的增大意味着输入活塞13的移动，伺服压力Ps的增大意味着主活塞14的移动。在伺服压力Ps追随于反力压力Pa的增大的情况下，第一主活塞14追随于输入活塞13的移动而移动。另一方面，在伺服压力Pa不追随于反力压力Pa的增大的情况下，第一主活塞14并不追随于输入活塞13的移动而移动，因此，输入活塞13接近第一主活塞14。

基于上述见解，本发明的发明人如图5中以点划线所示那样，在与静特性曲线相比反力压力高的一侧，按照反力压力从低侧朝高侧的顺序，适当设定与静特性曲线相似的分离推定基准线、抵接推定50%基准线、返回侧抵接推定50%基准线以及抵接推定100%基准线，并基于上述基准线来推定第一主活塞14和输入活塞13是否抵接。即，通过检测出反力压力Pa与伺服压力Ps的关系从静特性曲线朝反力压力增大的方向离开的情况，能够检测伺服压力Ps的增大并未追随于反力压力Pa的增大的状态，能够推定输入活塞13相对于第一主活塞14的接近、抵接。

抵接推定50%基准线是用于推定处于分离状态的输入活塞13和第一主活塞14以50%的概率抵接的基准线。当制动ECU6判断为反力压力Pa与伺服压力Ps的关系是从抵接推定50%基准线的左侧朝右侧（反力压力增大的一侧）移动的情况的情况下（图5的（1）），制动ECU6推定处于分离状态的输入活塞13以50%的概率抵接于第一主活塞14。

抵接推定100%基准线是用于推定输入活塞13与第一主活塞14是否以100%的概率抵接的基准线。当制动ECU6判断为反力压力Pa与伺服压力Ps的关系从抵接推定100%基准线的左侧朝右侧（反力压力增大的一侧）移动的情况下（图5的（2）），制动ECU6推定输入活塞13和第一主活塞14以100%的概率抵接。

返回侧抵接推定50%基准线是用于推定原本以100%概率抵接的输入活塞13和第一主活塞14是否以50%的概率抵接的基准线。当制动ECU6判断为反力压力Pa与伺服压力Ps的关系从抵接推定50%基准线的右侧朝左侧（反力压力减少的一侧）移动的情况下（图5的（3）），制动ECU6推定原本推定为处于以100%的概率抵接的状态的输入活塞13和第一主活塞14以50%的概率抵接。

分离推定基准线是用于推定输入活塞13和第一主活塞14是否分离的基准线。当制动ECU6判断为反力压力Pa与伺服压力Ps的关系从抵接推定50%基准线的右侧朝左侧（反力压力减少的一侧）移动的情况下（图5的（4）），制动ECU6推定原本推定为以50%的概率抵接的第一主活塞14和输入活塞13离开。

（本实施方式的效果的说明）

根据上述的说明可知，本申请的发明人对摩擦制动装置B（车辆用制动装置）反复进行了研究，结果发现能够基于输入活塞13的移动量计算出第一主活塞14的移动量。即，由于基于输入活塞13的移动量生成伺服压力，伺服压力作用于伺服室1A，主活塞14、15移动，从主室1D、1E朝轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr输送制动液，因此，能够基于输入活塞13的移动量计算出从主室1D、1E朝轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr输送的制动液的输送量。进而，能够根据朝轮缸WCfl、WCfr、WCrl、WCrr输送的制动液的输送量计算出第一主活塞14的移动量。

因此，如上述的图3的S11～S15的处理所示，制动ECU6（主活塞移动量计算部）能够基于输入活塞13的移动量计算出第一主活塞14的移动量，制动ECU6（抵接推定部）能够基于第一主活塞14的移动量以及输入活塞13的移动量推定第一主活塞14（突出部142）与输入活塞13的抵接。因此，无需设置追加的传感器就能够推定输入活塞13相对于第一主活塞14的抵接。

并且，本申请的发明人对摩擦制动装置B（车辆用制动装置）反复进行了研究，结果得到了如下见解：如图5所示，当驾驶员急剧地踩踏制动踏板10的情况下，伺服压力并不追随于反力压力的增大。即，伴随着输入活塞13的移动，输入活塞13所面向的分离室1B的反力压力急剧上升，与此相对，在检测输入活塞13的移动而产生伺服压力的伺服压力产生装置4（伺服压力生成部）中，伺服压力的增大发生响应延迟，伺服压力并不追随于反力压力的增大。此处，反力压力的增大意味着输入活塞13的移动，伺服压力的增大意味着主活塞14的移动，但是，当伺服压力并不追随于反力压力的增大的情况下，第一主活塞14并不追随于输入活塞13的移动而移动，因此，输入活塞13接近第一主活塞14。

因此，如上述的图5所示，制动ECU6（抵接推定部）能够基于反力压力以及伺服压力推定输入活塞13和第一主活塞14的接近、抵接。因此，无需设置追加的传感器就能够推定输入活塞13相对于第一主活塞14的抵接。

并且，在上述的图3的S17的处理中，相对于推定原本推定处于分离状态的输入活塞13与第一主活塞14抵接的距离基准亦即“分离时阈值”（在上述实施方式中为0mm），利用制动ECU6（抵接推定部）将推定原本推定处于抵接状态的输入活塞13和第一主活塞14分离的距离基准亦即“抵接时阈值”（在上述实施方式中为2mm的间隔）设定成较大的值。由此，能够防止在输入活塞13抵接于第一主活塞14之后频繁地反复推定输入活塞13与第一主活塞14的抵接和分离的情况（跳跃现象）。

并且，如图5所示，相对于推定原本推定处于分离状态的输入活塞13与第一主活塞14抵接的基准（图5所示的抵接100%基准线），制动ECU6（抵接推定部）将推定原本推定处于抵接状态的输入活塞13和第一主活塞14分离的基准（图5所示的分离推定基准线）设定在反力压力较小一侧（分离侧）。由此，能够防止在输入活塞13抵接于第一主活塞14之后频繁地反复推定输入活塞13与第一主活塞14的抵接和分离的情况（跳跃现象）。

另外，在以上说明了的实施方式中，在图13的S12中，制动ECU6基于输入活塞13的移动量Di以及反力压力Pa计算出“要求制动力”，其次计算出“目标摩擦制动力”。但是，也可以形成为制动ECU6仅基于输入活塞13的移动量Di计算出“要求制动力”，其次计算出“目标摩擦制动力”。

并且，在以上说明了的实施方式中，在图3的S13～S15的处理中，制动ECU6根据“目标摩擦制动力”计算出要求轮缸压力Ph，其次根据要求轮缸压力Ph计算出制动液输送量Fq，进一步，根据制动液输送量Fq计算出第一主活塞14的移动量Dm。但是，制动ECU6也可以根据“目标摩擦制动力”，通过参照表示摩擦制动力与第一主活塞14的移动量Dm之间的关系的图表数据直接计算出第一主活塞14的移动量Dm。或者，制动ECU6也可以根据“目标摩擦制动力”计算出要求轮缸压力Ph，并根据要求轮缸压力Ph，通过参照表示要求轮缸压力Ph与第一主活塞14的移动量Dm之间的关系的图表数据计算出第一主活塞14的移动量Dm。

并且，在以上说明了的实施方式中，在图3的S17中，当前次的推定结果是处于分离状态的情况下，当第一主活塞14和输入活塞13的分离距离Ds在0mm以下的情况下，制动ECU6判断为输入活塞13抵接于第一主活塞14。但是，也可以形成为：当第一主活塞14与输入活塞13的分离距离Ds在规定距离以下（例如0.1mm以下）的情况下，制动ECU6判断为输入活塞13抵接于第一主活塞14。并且，在以上说明了的实施方式中，当前次的推定结果为处于抵接状态的情况下，当判断为分离距离Ds在2mm以上的情况下，制动ECU6推定输入活塞13和第一主活塞14（突出部142）分离，但是，也可以形成为：当分离距离Ds大于0mm的情况下、或者在规定距离（例如0.5mm）以上的情况下推定为输入活塞13和第一主活塞14（突出部142）分离。

（主缸压力的推定）

在线性模式下，当主缸1的输入活塞13的前端面抵接于第一主活塞14的突出部142的后端面时，对于推压第一主活塞14的力，从分离室1B作用的力减少与该抵接部面积的压力相应的量，代替于此，基于从输入活塞13作用的力、即制动踏板10的踩踏力的部分增加。因此，第一主室1D（第二主室1E）的实际的主缸压力变动上述的减少量和增加量的差额，因此，相对于目标主缸压力产生偏差，存在基于主缸压力进行的ABS（防抱死制动***）等的制动控制的精度降低的情况。

因此，参照图6对正确的主缸压力的推定进行说明。如图6所示，当主缸1的输入活塞13的前端面相对于第一主活塞14的突出部142的后端面处于分离状态时，第一主室1D的主缸压力Pm由伺服室1A的伺服压力Ps控制。即，主缸压力Pm是利用伺服压力Ps乘以伺服室1A的截面积然后除以第一主活塞14的加压部的截面积而得的值。另外，在本实施方式中，第一主活塞14的加压部的截面积形成为与伺服室1A的截面积相同，因此主缸压力Pm与伺服压力Ps相同。

并且，伺服室1A的伺服压力Ps是在调节器44的第二室4B（伺服压力生成室）中生成的伺服压力Ps，借助压力控制室4D（第一先导压力室）的先导压力Pp生成。即，通过压力控制室4D的先导压力Pp上升，控制活塞445朝缸体底面侧（图中右方向）滑动，第二室4B的伺服压力Ps上升。进而，通过第二室4B的压力上升，伺服室1A的伺服压力Ps也上升。另外，虽然第四室4E（第二先导压力室）的压力上升，但由于压力控制室4D的压力也同样上升，因此副活塞446不移动。

当将第二室4B的截面积设定为S1、将压力控制室4D的截面积设定为S2时，此时的调节器44中的压力的平衡由下式（1）表示。

Ps=Pp·S2/S1······（1）

如上所述，主缸压力Pm与伺服压力Ps相同，因此，能够用下式（2）表示推定主缸压力Pm。

Pm=Ps=Pp·S2/S1······（2）

因此，能够基于制动ECU6的指令值亦即先导压力Pp以及压力控制室4D的截面积S2与第二室4B的截面积S1之间的截面积比亦即第一伺服比S2/S1推定计算主缸压力Pm。第一伺服比S2/S1预先求出并存储于制动ECU6。另外，在本实施方式中，由于第二室4B的截面积S1以及压力控制室4D的截面积S2相同，因此第一伺服比S2/Sa为1。并且，也可以利用压力传感器74检测伺服压力Ps从而推定主缸压力Pm。

其次，如图7所示，当主缸1的输入活塞13的前端面相对于第一主活塞14的突出部142的后端面处于抵接状态时，第一主室1D的主缸压力Pm由伺服室1A的伺服压力Ps以及制动踏板10的踩踏力控制。该伺服室1A的伺服压力Ps是在调节器44的第二室4B中生成的伺服压力Ps，借助第四室4E的压力（主缸压力Pm）以及压力控制室4D的先导压力Pp生成。即，通过第一主室1D的主缸压力Pm的上升，第四室4E的压力上升。该第四室4E的压力比压力控制室4D的先导压力Pp大施加于制动踏板10的踩踏力的量。因此，通过第四室4E的压力上升，副活塞446朝缸体底面侧（图中右方向）滑动而与控制活塞445抵接，并与控制活塞445一起朝缸体底面侧（图中右方向）滑动。进而，第二室4B的压力上升，伺服室1A的伺服压力Ps的压力也上升。

当将第四室4E的截面积设定为S3时，此时的调节器44中的压力的平衡能够用下式（3）表示。另外，第四室4E的截面积S3形成为小于第二室4B的截面积S1。

Pm·S3+Pp（S1－S3）=Ps·S1······（3）

根据式（3），能够用下式（4）表示推定主缸压力Pm。

Pm=Ps·S1/S3－Pp（S1－S3）/S3······（4）

因此，能够基于伺服压力Ps、先导压力Pp以及第四室4E与第二室4B之间的截面积比亦即第二伺服比S3/S1推定计算主缸压力Pm。第二伺服比S3/S1预先求出并存储于制动ECU6。

（第一主缸压力推定处理）

其次，参照图8对主缸1的输入活塞13的前端面相对于第一主活塞14的突出部142的后端面处于抵接/分离状态时的主缸压力的推定的控制动作进行说明。如图8所示，判断输入活塞13的前端面是否抵接于第一主活塞14的突出部142的后端面（S101）。在输入活塞13的前端面并未抵接于第一主活塞14的突出部142的后端面的情况下，读取第一伺服比S2/S1（S102），输入先导压力Pp的指令值（S103）。进而，基于先导压力Pp以及第一伺服比S2/S1，利用式（2）推定计算主缸压力Pm（S104）。

另一方面，当在步骤S101中输入活塞13的前端面抵接于第一主活塞14的突出部142的后端面的情况下，读取第二伺服比S3/S1（S105），从压力传感器74输入伺服压力Ps（S106），并输入先导压力Pp的指令值（S107）。进而，基于伺服压力Ps、先导压力Pp以及第二伺服比S3/S1，利用式（4）推定计算主缸压力Pm（S108）。

进而，判断制动操作是否已结束（S109），当制动操作尚未结束的情况下，返回步骤S101反复进行上述的处理，当制动操作结束的情况下结束所有的处理。

此处，图8所示的控制对在推定主缸1的输入活塞13的前端面与第一主活塞14的突出部142的后端面之间的抵接/分离状态之后直接切断第一伺服比和第二伺服比的情况进行了说明。另一方面，也可以构成为：根据在上述的第二输入活塞抵接推定处理中说明了的抵接程度（分离推定基准线、抵接推定50%基准线、返回侧抵接推定50%基准线以及抵接推定100%基准线）计算第一伺服比和第二伺服比中间的第三伺服比，并基于该第三伺服比、伺服压力Ps以及先导压力Pp推定计算主缸压力Pm。

（第二主缸压力推定处理）

参照图9对该控制动作进行说明。如图9所示，判断输入活塞13的前端面相对于第一主活塞14的突出部142的后端面是否处于完全分离的状态（S201）。当输入活塞13的前端面相对于第一主活塞14的突出部142的后端面处于完全分离的状态的情况下，读取第一伺服比S2/S1（S202），输入先导压力Pp的指令值（S203）。进而，基于先导压力Pp以及第一伺服比S2/S1，利用式（2）推定计算主缸压力Pm（S204）。

另一方面，当在步骤S201中，输入活塞13的前端面相对于第一主活塞14的突出部142的后端面并未处于完全分离的状态的情况下，输入抵接程度（S205）。进而，判断抵接程度是否为100%（S206），当抵接程度为100%的情况下，读取第二伺服比S3/S1（S207），从压力传感器74输入伺服压力Ps（S208），输入先导压力Pp的指令值（S209）。进而，基于伺服压力Ps、先导压力Pp以及第二伺服比S3/S1，利用式（4）推定计算主缸压力Pm（S210）。

另一方面，当在步骤S206中抵接程度并非100%的情况下，根据该抵接程度计算第一伺服比与第二伺服比之间的第三伺服比（S211）。进而，从压力传感器74输入伺服压力Ps（S212），输入先导压力Pp的指令值（S213）。进而，基于伺服压力Ps、先导压力Pp以及第三伺服比，将式（4）的第二伺服比替换成第三伺服比而推定计算主缸压力Pm（S214）。

进而，判断制动操作是否已经结束（S215），当制动操作尚未结束的情况下返回步骤S201反复进行上述的处理，当制动操作结束的情况下结束所有的处理。

从上述的说明可知，当主活塞14和输入活塞13处于分离状态时，振动ECU6（主缸压力推定单元）基于先导压力Pp以及第一伺服比S2/S1进行推定。当主活塞14和输入活塞13处于分离状态时，主缸压力Pm由利用先导压力Pp输出的伺服压力Ps控制，因此能够推定正确的主缸压力Pm。另一方面，当主活塞14与输入活塞13处于抵接状态时，基于伺服压力Ps、先导压力Pp以及第二伺服比S3/S1推定主缸压力Pm。当主活塞14与输入活塞13处于抵接状态时，在主缸压力Pm施加有制动踏板10的踩踏力，因此，通过考虑与输入活塞13的移动量相应的先导压力Pp，能够推定正确的主缸压力Pm。由此，能够提高ABS（防抱死制动***）等的制动控制的性能。并且，由于不需要主缸压力Pm的检测传感器，因此能够实现成本降低。

并且，反力产生装置2产生与输入活塞13的移动量相应的反力，因此，能够通过测定该反力来求出先导压力Pp。并且，由于反力压室1C形成在不受主室1D影响的主缸11的大径孔部与主活塞14的外周面之间，因此不会损害主缸压力Pm的推定精度。

另外，本实施方式的调节器44至少具备：在缸体441内划分形成并与蓄能器431（蓄压部）连通的第一室4A、在缸体441内划分形成并与伺服室1A连通的第二室4B、在缸体441内划分形成并与增压阀42以及减压阀41连通的压力控制室4D以及在缸体441内划分形成并与第一主室1D连通的第四室4E（受压室）。进入，调节器44也可以具备根据压力控制室4D的增压或者第四室4E的增压而前进的活塞445或者445和446，以及通过该活塞的前进而使第一室4A与第二室4B连通的阀部442、443、444。并且，也可以代替行程传感器72而具备操作力传感器，在控制中代替行程量而使用制动踏板10的操作力，或者同时使用二者。

并且，在以上说明了的实施方式中，检测输入活塞13的移动量的输入活塞移动量检测部亦即行程传感器72配设在制动踏板10的附近，是检测制动踏板10的行程量的传感器。但是，输入活塞移动量检测部也可以是配置在输入活塞13的附近、并直接检测输入活塞13的移动量（行程量、操作量）的传感器。

并且，在以上说明了的实施方式中，将驾驶员的操作力传递至输入活塞13的制动器操作部件是制动踏板10。但是，制动器操作部件并不限定于制动踏板10，例如也可以是制动杆、制动手柄。进而，即便将本实施方式的车辆用制动装置（摩擦制动装置B）应用于机动两轮车或其他车辆，当然也能够应用本发明的技术思想。

标号说明：

1：制动主缸；10：制动踏板（制动器操作部件）；11：主缸（缸体）；111：中间壁；12：外罩缸（缸体）；13：输入活塞；14：第一主活塞；141a：伺服压力承受部；142：突出部；15：第二主活塞；1A：伺服室；1B：分离室；1C：反力压室；1D：第一主室；1E：第二主室；2：反力产生装置（反力发生装置）；3：反力阀；4：伺服压力产生装置（伺服压力产生部）；22：分离锁止阀；41：减压阀；42：增压阀；431：调节器（蓄压部）；6：制动ECU（主活塞移动量计算部、抵接推定部）；72：行程传感器（输入活塞移动量检测部）；73、74、75：压力传感器；B：摩擦制动装置；WCfl、WCfr、WCrl、WCrr：轮缸；Wfl、Wfr、Wrl、Wrr：车轮。

Claims (3)

1.一种车辆用制动装置，其朝设置于车轮的摩擦制动器的轮缸输送制动液从而使所述摩擦制动器产生摩擦制动力，其特征在于，

所述车辆用制动装置具备：

缸体（11、12）；

主活塞（14），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在所述缸体内，且由加压活塞部（141）、伺服压力承受部（141a）以及突出部（142）构成，所述加压活塞部与所述缸体的内周面划分形成用于对朝所述轮缸供给的所述制动液进行加压的主室（1E），所述伺服压力承受部与所述缸体的内周面划分形成充满所述制动液的伺服室（1A），所述突出部从所述加压活塞部（141）的后端朝后方突出；

输入活塞（13），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在所述缸体内的后方，在所述突出部的后方与所述突出部分离，并在该输入活塞与所述缸体的内周壁以及所述突出部之间划分形成充满所述制动液的分离室（1B）；

输入活塞移动量检测部（72），其检测所述输入活塞的移动量；

伺服压力生成部（4），其根据利用所述输入活塞移动量检测部检测出的所述输入活塞的移动量生成作用于所述伺服室的伺服压力；

主活塞移动量计算部（6），其基于利用所述输入活塞移动量检测部检测出的所述输入活塞的移动量计算所述主活塞的移动量；以及

抵接推定部，其基于利用所述输入活塞移动量检测部检测出的所述输入活塞的移动量以及利用所述主活塞移动量计算部计算出的所述主活塞的移动量推定所述突出部与所述输入活塞的抵接。

2.一种车辆用制动装置，其朝设置于车轮的摩擦制动器的轮缸输送制动液从而使所述摩擦制动器产生摩擦制动力，其特征在于，

所述车辆用制动装置具备：

缸体（11、12）；

主活塞（14），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在所述缸体内，且由加压活塞部（141）、伺服压力承受部（141a）以及突出部构成，所述加压活塞部与所述缸体的内周面划分形成用于对朝所述轮缸供给的所述制动液进行加压的主室（1E），所述伺服压力承受部与所述缸体的内周面划分形成充满所述制动液的伺服室（1A），所述突出部从所述加压活塞部（141）的后端朝后方突出；

输入活塞（13），其以能够沿轴线方向滑动的方式配设在所述缸体内的后方，在所述突出部的后方与所述突出部分离，并在该输入活塞与所述缸体的内周壁以及所述突出部之间划分形成充满所述制动液的分离室（1B）；

输入活塞移动量检测部（72），其检测所述输入活塞的移动量；

反力产生装置（2），其与所述分离室连通，产生与所述输入活塞的移动量相应的反力压力；

伺服压力生成部（4），其根据利用所述输入活塞移动量检测部检测出的所述输入活塞的移动量生成作用于所述伺服室的伺服压力；

反力压力检测部（73），其检测所述反力压力；

伺服压力检测部（74），其检测所述伺服压力；以及

抵接推定部，其基于利用所述反力压力检测部检测出的所述反力压力以及利用所述伺服压力检测部检测出的所述伺服压力推定所述突出部与所述输入活塞的抵接。

3.根据权利要求1或2所述的车辆用制动装置，其特征在于，

相对于推定原本推定为处于分离状态的所述输入活塞与所述主活塞抵接的距离基准，所述抵接推定部将推定原本推定为处于抵接状态的所述输入活塞与所述主活塞分离的距离基准设定得较大。

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