CN104185580A - 车辆的制动装置 - Google Patents

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Abstract

分离阀机构(90)包含壳体(91)、能够与壳体(91)液密且滑动地嵌合的作为分离活塞的带阶梯的活塞(92)，在带阶梯的活塞(92)的大径侧设置大径侧室(93)，在小径侧设置小径侧室(94)。另外，在带阶梯的活塞(92)的小径侧为了确保小径侧室(94)的液密性来进行划分而设置有密封部件(95)，在带阶梯的活塞(92)的大径侧为了确保大径侧室(93)的液密性来进行划分而设置有密封部件(96)。并且，与小径侧室(94)和大径侧室(93)邻接地形成被密封部件(95)和密封部件(96)划分并不被输入主缸压的储存器室(97)。

Description

车辆的制动装置
技术领域
本发明涉及具备接受工作液的液压来向车轮赋予制动力的轮缸、根据驾驶员对制动踏板的操作来产生液压并通过多个***输出所述液压的主缸、通过加压泵的驱动来产生液压的动力式液压源、对从所述动力式液压源向所述轮缸传递的液压进行调整的线性控制阀、检测从所述主缸的多个***中的至少一个***输出的液压的液压检测单元、和基于由所述液压检测单元检测出的液压来对所述线性控制阀进行驱动控制的控制单元的车辆的制动装置。
背景技术
近年来，提出了一种具备加压泵、增压线性控制阀以及减压线性控制阀，并设定与伴随着驾驶员对制动踏板的踩踏操作而由主缸产生的液压对应的轮缸的目标液压，通过对增压线性控制阀以及减压线性控制阀进行驱动，来使被加压泵加压后的液压追随于所设定的轮缸的目标液压而进行供给的制动装置。而且，作为这种制动装置，以往例如已知有下述专利文献1和下述专利文献2所示的制动***。在这些以往的制动***中，例如在电气***中发生了异常的情况下，由于加压泵、增压线性控制阀以及减压线性控制阀的工作被停止，所以通过主缸的液压使增压机构工作，将伺服压向左右前轮的制动缸或前后的对角位置的制动缸直接供给。
专利文献1:日本特开2011－156998号公报
专利文献2:日本特开2011－156999号公报
在制动装置中的主缸例如是串联式的情况下，从主缸经由多个***(具体是双***)输出液压(主缸压)。而且，在具备这样的串联式主缸的制动装置中，为了将从主缸通过双***分别输出的主缸压向增压机构供给，以往存在例如对增压机构设置内置有图21所示那样的分离活塞的分离阀机构的情况。由此，若从主缸通过双***供给主缸压1和主缸压2，则在分离阀机构中，分离活塞根据被供给的主缸压1和主缸压2工作而能够向增压机构供给合适的主缸压。
在通常情况下，从串联式的主缸输出的主缸压1的大小和主缸压2的大小相同。因此，如图21所示，在采用受压面积相同的分离活塞的情况下，在被供给大小相同的主缸压1和主缸压2的通常状态下，对分离活塞作用的力相抵消。因此，在通常状态下，分离活塞不会伴随着主缸压1和主缸压2的供给而移动(冲程：stroke)。另外，在分离阀机构中，为了将由双***供给的主缸压1和主缸压2分离，如图21所示，对分离活塞设置有密封部件(例如O环)。而且，对于这样设置的密封部件(例如O环)，也在通常状态下作用大小相同的主缸压1和主缸压2。
这样，由于在通常状态下，分离阀机构的分离活塞不进行冲程，所以例如无法判定是否伴随着随经时劣化而导致分离活塞粘连于壳体。另外，由于在通常状态下，对设置于分离活塞的密封部件作用大小相同的主缸压1和主缸压2，所以例如无法判定是否伴随着随经时劣化而导致密封部件的密封功能受损。而且，在发生了这些异常的情况下，无法基于增压机构得到适当大小的伺服压，驾驶员有可能对制动操作产生不协调感。
在此，当采用图21所示那样的以往的分离阀机构的分离活塞时，为了准确地判定在上述那样的分离阀机构中产生的异常，需要使主缸压1和主缸压2的一方增减而在主缸压1和主缸压2之间产生压力差。但是，在使主缸压1和主缸压2的一方增减的情况下，有可能对驾驶员进行的制动操作带来影响，结果，有可能使驾驶员感觉到的制动操作感觉变差。
发明内容
本发明是为了解决上述课题而完成的，其目的在于，提供一种不使制动操作感觉变差地判定在与增压机构连接的分离阀机构中产生的异常的车辆的制动装置。
为了实现上述目的，本发明的车辆的制动装置具备轮缸、主缸、动力式液压源、线性控制阀、液压检测单元和控制单元。
所述轮缸接受工作液的液压来向车轮赋予制动力。所述主缸根据驾驶员对制动踏板的操作来产生液压并通过多个***输出所述液压。所述动力式液压源通过加压泵的驱动来产生液压。所述线性控制阀调整从所述动力式液压源向所述轮缸传递的液压。所述液压检测单元检测从所述主缸的多个***中的至少一个***输出的液压。所述控制单元基于由所述液压检测单元检测的液压来对所述线性控制阀进行驱动控制。
本发明涉及的车辆的制动装置的特征在于，所述主缸被导入伴随着驾驶员对所述制动踏板操作而产生的伺服压，被导入所述主缸的伺服压由增压机构供给，所述增压机构与分离阀机构连接，所述分离阀机构具有将从所述主缸按每个***输出的液压进行分离而输入，并根据按每个所述***以受压面积不同的方式输入的液压来机械式地进退动作的分离活塞，并且，所述增压机构基于由所述液压检测单元检测所述液压的由所述主缸的***输出的液压和所述分离阀机构的所述分离活塞的前进动作引起的推压力中的至少一方来机械式地工作，产生相对于从所述主缸输出的液压为规定比的液压。
该情况下，在所述主缸中，例如将对所收容的工作液进行加压的加压活塞和所述制动踏板连结的活塞杆被分割，所述主缸可以具备：一端部与所述制动踏板连接的第1活塞杆；一端部与所述加压活塞连接的第2活塞杆；以及将所述第1活塞杆的另一端部和所述第2活塞杆的另一端部连结，对伴随着驾驶员对所述制动踏板的操作的冲程进行调整的弹性体，并构成为至少对所述加压活塞和所述第1活塞杆的另一端部从所述增压机构导入伺服压。
根据这些构成，即便是从主缸的各***将相同大小的液压向分离阀机构输入的通常时，也能够使受压面积不同的分离活塞进行进退动作。而且，除了基于这样的分离活塞的进退动作中的前进动作的推压力之外，还能够使增压机构工作来产生伺服压。因此，例如在分离阀机构的分离活塞的进退动作发生了异常的情况下，由于增压机构产生的伺服压发生变化，所以能够基于该伺服压的变化、即由液压检测单元检测的液压的变化来简便地判定在分离阀机构中发生的分离活塞的动作异常。
另外，该情况下，更具体而言，所述主缸能够通过双***来输出与驾驶员对所述制动器的操作对应的液压。另外，在所述分离阀机构的分离活塞中，能够使所述主缸的双***中的一个***的受压面积小于所述主缸的双***中的另一个***的受压面积。而且，能够使所述增压机构基于由所述主缸的所述一个***输出的液压和所述分离阀机构的所述分离活塞的前进动作引起的推压力中的至少一方来机械式地工作，产生相对于从所述主缸输出的液压为规定比的液压。
根据上述构成，在主缸通过双***输出液压的情况下，在通常时，能够使分离阀机构的分离活塞在从受压面积较大一侧向受压面积较小一侧的方向上动作。由此，在通常时，除了基于分离活塞的前进动作的推压力之外，还能够使增压机构工作来产生伺服压。另一方面，例如在分离阀机构的分离活塞的进退动作发生了异常的情况下，由于增压机构产生的伺服压明显变化，所以能够基于该伺服压的变化、即由液压检测单元检测的液压的变化来简便地判定在分离阀机构中发生的分离活塞的动作异常。
另外，在这些情况下，所述分离阀机构可具备：***述分离活塞的壳体；和多个密封部件，设在所述分离活塞的外周面与所述壳体的内周面之间，对按所述主缸的各***输出的液压进行分离，所述分离阀机构能够与储存器连通，所述储存器与由所述分离活塞的外周面、所述壳体的内周面和所述密封部件划分并被输入从所述主缸按各***输出的液压的空间邻接，并且将因所述密封部件而未被输入从所述主缸输出的液压的空间与所述主缸连接来贮留工作液。
由此，在密封部件的密封功能被可靠发挥的状态下，由于被划分了从主缸输入按各***输出的液压的空间和与储存器连通的空间，所以由液压检测单元可靠地检测来自主缸的液压。但是，在密封部件的密封机构受损的状态下，由于未被划分从主缸输入按各***输出的液压的空间和与储存器连通的空间，所以来自主缸的液压例如被液压检测单元检测为“0”。因此，能够更加简便地判定在分离阀机构中发生的密封功能的异常。
另外，本发明涉及的车辆的制动装置的其他特征在于，所述分离阀机构还具备弹性体，所述弹性体对根据从所述主缸按每个***输出的液压而机械式地进退动作的所述分离活塞的冲程进行调整。该情况下，所述弹性体能够对所述分离活塞向远离所述增压机构的方向进行后退动作时的冲程进行调整。
根据上述构成，例如在分离阀机构中，当在无法从主缸分离并输入由各***输出的液压的状况下分离活塞进行进退动作时，弹性体能够适当地调整该分离活塞的冲程。由此，能够使在分离阀机构内由分离活塞形成并收容从主缸供给的工作液的空间的容积适当地变化，可良好地维持在操作与主缸连接的制动踏板时被驾驶员感觉到的制动操作感觉。
另外，本发明涉及的制动装置的其他特征在于，具备对伴随着驾驶员对所述制动踏板的操作而向所述主缸输入的冲程的大小进行检测的冲程检测单元，所述控制单元基于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小和由所述冲程检测单元检测的冲程的大小，来判定所述分离阀机构是否发生了异常。其中，该情况下，所述控制单元还能够具备基于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小以及由所述冲程检测单元检测的冲程的大小来判定是否产生了所述分离阀机构的异常的判定单元。
而且，该情况下，更具体而言，所述控制单元基于在所述分离阀机构未发生异常的正常时成立的从所述主缸输出的液压与向所述主缸输入的冲程的关系，若由所述冲程检测单元检测出的所述冲程的大小下的、在所述正常时从所述主缸输出的液压的大小与由所述液压检测单元检测出的从所述主缸输出的液压的大小之间的差值大于规定值，则判定为所述分离阀机构的所述分离活塞粘连于形成所述分离阀机构来***述分离活塞的壳体，发生了所述增压机构仅通过从所述主缸供给的液压来机械式地工作的异常。
另外，在这些情况下，在由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小不增大的无效冲程相对于由所述冲程检测单元检测的冲程的大小的增大而增大的状况下，当不处于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小增大的倾向时，所述控制单元判定为设在形成所述分离阀机构来***述分离活塞的壳体与所述分离活塞之间并对按所述主缸的每个***输出的液压进行分离的密封部件的密封功能受损，发生了所述增压机构仅通过所述分离阀机构的所述分离活塞的前进动作引起的推压力来机械式地工作的异常。
并且，在这些情况下，在由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小相对于由所述冲程检测单元检测的冲程的大小的增大而不增大的无效冲程正在增大的状况下，当处于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小增大的倾向时，所述控制单元判定为设在形成所述分离阀机构来***述分离活塞的壳体与所述分离活塞之间并对按所述主缸的每个***输出的液压进行分离的密封部件的密封功能受损，发生了所述增压机构仅通过从所述主缸供给的液压来机械式地工作的异常。
根据这些构成，能够仅使用由液压检测单元检测的从主缸输出的液压的大小和由冲程检测单元检测的冲程的大小，来判定在分离阀机构中发生的异常的内容、即分离活塞与壳体粘连的异常、密封部件的密封功能受损的异常。因此，能够极其简便地判定分离阀机构的异常。
并且，本发明涉及的车辆的制动装置的其他特征在于，若判定为所述分离阀机构发生了异常，则所述控制单元基于所述分离阀机构未发生异常的正常时成立的从所述主缸输出的液压与向所述主缸输入的冲程之间的关系，使由所述液压检测单元检测出的从所述主缸输出的液压的大小增加来进行修正，直至与所述正常时从所述主缸输出的液压的大小一致，所述控制单元利用该增加修正后的从所述主缸输出的液压的大小来继续所述线性控制阀的驱动控制。
根据上述构成，若分离阀机构发生异常而产生了无法从增压机构向主缸导入合适大小的伺服压的状况，则控制单元能够基于正常时成立的从主缸输出的液压和冲程的关系，将由液压检测单元检测的从主缸输出的液压的大小增加修正至与正常时从主缸输出的液压的大小一致。
由此，控制单元能够利用修正后的从主缸输出的液压的大小来继续进行线性控制阀的驱动控制。因此，即使在分离阀机构发生了异常的情况下，驾驶员也不会感到不协调感，能够继续得到良好的制动操作感觉。其中，即使在这样不会感到不协调感而能够继续得到良好的制动操作感觉的情况下，由于分离阀机构发生了异常，所以也优选控制单元例如利用指示器等向驾驶员报告发生的分离阀机构的异常。
附图说明
图1是本发明的实施方式中的车辆的制动装置的概略***图。
图2是表示图1的增压机构以及分离阀机构的构成的概略剖视图。
图3是用于说明图2的增压机构以及分离阀机构的工作的图。
图4是用于说明本发明的实施方式中的车辆的制动装置的线性控制模式状态的图。
图5是用于说明在分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)发生了粘连时的增压机构的工作的图。
图6是用于说明在分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)发生了粘连时的主缸的冲程和液压(主缸压)的关系的图表。
图7是用于说明分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)中的小径侧室的密封功能受损时的主缸以及增压机构的工作的图。
图8是用于说明分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)中的小径侧室的密封功能受损时的主缸的冲程和液压(主缸压)的关系的图表。
图9是用于说明分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)中的大径侧室的密封功能受损时的主缸以及增压机构的工作的图。
图10是用于说明分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)中的大径侧室的密封功能受损时的主缸的冲程和液压(主缸压)的关系的图表。
图11是用于说明一般的主缸中的有无伺服压下的力的均衡的图。
图12是用于说明在一般的主缸中基于伺服压有无的主缸的冲程和液压(主缸压)的关系的图表。
图13是用于说明图1的主缸中的有无伺服压下的力的均衡的图表。
图14是用于说明在图1的主缸中基于伺服压有无的主缸的冲程和液压(主缸压)的关系的图表。
图15是表示异常判定程序的流程图。
图16是表示线性控制继续程序的流程图。
图17是用于说明分离阀机构发生异常时的液压(主缸压)的修正的图表。
图18是用于说明本发明的变形例涉及的增压机构以及分离阀机构的构成的概略剖视图。
图19涉及本发明的变形例，是用于说明分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)中的大径侧室的密封功能受损时的主缸以及增压机构的工作的图。
图20涉及本发明的变形例，是用于说明分离阀机构的分离活塞(带阶梯的活塞)中的大径侧室的密封功能受损时的主缸的冲程和液压(主缸压)的关系的图表。
图21是用于说明以往的分离阀机构的分离活塞中的力的均衡的图。
具体实施方式
以下，基于附图对本发明的一个实施方式涉及的车辆的制动装置进行说明。图1是本实施方式涉及的车辆的制动装置的概略***图。
本实施方式的制动装置构成为包含制动踏板10、主缸单元20、动力液压产生装置30、液压控制阀装置50、增压机构80、分离阀机构90和掌管制动控制的制动器ECU100。分别设置于各车轮的制动器单元40FR、40FL、40RR、40RL具备制动转子41FR、41FL、41RR、41RL和内置于制动钳的轮缸42FR、42FL、42RR、42RL。这里，制动器单元40不限于4轮都是盘式制动器式，例如也可以是4轮都是鼓式制动器式，还可以是前轮是盘式制动器式、后轮是鼓式制动器式等任意组合。其中，在以下的说明中，对于按各车轮设置的构成，在其符号的末尾对右前轮附加FR，对左前轮附加FL，对右后轮附加RR，对左后轮附加RL，但在无需特别确定车轮位置的情况下省略末尾的符号。
轮缸42FR、42FL、42RR、42RL与液压控制阀装置50连接而被传递从该装置50供给的工作液(制动液)的液压。而且，通过从液压控制阀装置50供给的液压，对与车轮一起旋转的制动盘41FR、41FL、41RR、41RL按压制动闸片来对车轮赋予制动力。
主缸单元20具备液压增压器21、主缸22、储存器23以及伺服压配管24。液压增压器21与制动踏板10连结，对由驾驶员施加于制动踏板10的踏板踏力F(以下简称为“踏力F”。)进行放大。即，液压增压器21通过被后述那样通过机械式动作对工作液增压的增压机构80以及分离阀机构90经由伺服压配管24供给工作液(更具体为伺服压Ps)来对踏力F进行放大。
主缸22具备加压活塞22a，并具备与制动踏板10连结的第1活塞杆22b和与加压活塞22a连结的第2活塞杆22c。而且，主缸22具备被配置在第1活塞杆22b和第2活塞杆22c之间而将这些杆22b、22c连结且调整伴随着制动踏板10的踩踏操作的冲程的作为弹性体的冲程调整弹簧22d。另外，主缸22是除了加压活塞22a之外还具备加压活塞22e的串联式，因伴随着制动踏板10的踩踏操作而经由第1活塞杆22b、冲程调整弹簧22d以及第2活塞杆22c输入的踏力F使得加压活塞22a、22e进行冲程，由此分别产生具有规定的增力比的主缸压Pmc。
在主缸22的上部设置有贮留工作液的储存器23。在主缸22中，当制动踏板10的踩踏操作被解除而加压活塞22a、22e后退时，由加压活塞22a、22e形成的加压室22a1、22e1与储存器23连通。
动力液压产生装置30是动力式液压源，具备加压泵31和储能器32。对于加压泵31而言，其进入口与储存器23连接，排出口与储能器32连接，通过驱动电动机33来对工作液进行加压。储能器32将被加压泵31加压后的工作液的压力能量转换为氮等封入气体的压力能量并进行蓄积。另外，储能器32与设置于主缸单元20的安全阀25连接。安全阀25在工作液的压力高于规定的压力以上时开阀，使工作液返回到储存器23。
这样，作为向轮缸42赋予工作液的液压的液压源，制动装置具备利用驾驶员经由制动踏板10输入的踏力F来赋予液压的主缸22、和与该主缸22独立地赋予液压的动力液压产生装置30。而且，在制动装置中，主缸22以及动力液压产生装置30分别经由主压配管11、12以及储能器压力配管13与液压控制阀装置50连接。另外，储存器23经由储存器配管14与液压控制阀装置50连接。
液压控制阀装置50具备与各轮缸42FR、42FL、42RR、42RL连接的4个独立流路51FR、51FL、51RR、51RL、将独立流路51FR、51FL、51RR、51RL连通的主流路52、将独立流路51FR、51FL和主压配管11、12连接的主压流路53、54、将主流路52和储能器压力配管13连接的储能器压力流路55。主压流路53、54以及储能器压力流路55分别与主流路52并列连接。
在各独立流路51FR、51FL、51RR、51RL中分别设置有保持阀61FR、61FL、61RR、61RL。在本实施方式中，设置于右前轮侧的制动器单元40FR以及左前轮侧的制动器单元40FL的保持阀61FR、61FL是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持闭阀状态，仅在螺线管通电时成为开阀状态的常闭型电磁开闭阀，设置于右后轮侧的制动器单元40RR以及左后轮侧的制动器单元40RL的保持阀61RR、61RL是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持开阀状态，仅在螺线管通电时成为闭阀状态的常开型电磁开闭阀。
由此，在设置于前轮侧的左右制动器单元40FR、40FL的保持阀61FR、61FL、设置于后轮侧的左右制动器单元40RR、40RL的保持阀61RR、61RL中，前轮侧为常闭的电磁开闭阀，后轮侧为常开的电磁开闭阀。由此，在前轮侧的左右制动器单元40FR、40FL中，当通过向螺线管通电而使作为常闭型电磁开闭阀的保持阀61FR、61FL处于开阀状态时，主流路52和轮缸42FR、42FL连通。另外，在后轮侧的左右制动器单元40RR、40RL中，当通过向螺线管通电而使作为常开型电磁开闭阀的保持阀61RR、61RL处于闭阀状态时，主流路52和轮缸42RR、42RL被切断。
另外，在各独立流路51FR、51FL、51RR、51RL上分别连接减压用独立流路56FR、56FL、56RR、56RL。各减压用独立流路56与储存器流路57连接。储存器流路57经由储存器配管14与储存器23连接。在各减压用独立流路56FR、56FL、56RR、56RL在其途中部分分别设置有减压阀62FR、62FL、62RR、62RL。各减压阀62是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持闭阀状态，仅在螺线管通电时成为开阀状态的常闭型电磁开闭阀。各减压阀62通过在开阀状态下使工作液从轮缸42经由减压用独立流路56流向储存器流路57而使轮缸压(相当于后述的控制压Px)降低。
在主压流路53、54中，在其途中部分分别设置有主切断阀63、64。主切断阀63、64是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持开阀状态，仅在螺线管通电时成为闭阀状态的常开型电磁开闭阀。通过这样设置主切断阀63、64，当主切断阀63、64处于闭阀状态时，主缸22和独立流路51FL、51FR之间的工作液的流通被切断，当主切断阀63、64处于开阀状态时，允许主缸22和独立流路51FL、51FR之间的工作液的流通。
另外，在本实施方式中，相对于主压流路53，在比设置有主切断阀63的位置靠上游侧(主缸22侧)分支地设置有模拟流路71。其中，该情况下，当然能够实施为相对于主压流路54，在比设置有主切断阀64的位置靠上游侧设置模拟流路71。在模拟流路71上经由模拟切断阀72连接有冲程模拟器70。模拟切断阀72是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持闭阀状态，仅在螺线管通电时成为开阀状态的常闭型电磁开闭阀。由此，在模拟切断阀72处于闭阀状态时，主压流路53(或主压流路54)和冲程模拟器70之间的工作液的流通被切断，在模拟切断阀72处于开阀状态时，允许主压流路53(或主压流路54)和冲程模拟器70之间的工作液的流通。
冲程模拟器70具备活塞70a和弹簧70b，在模拟切断阀72为开阀状态时，将与驾驶员对制动踏板10的制动操作量(相当于后述的冲程Sm)对应的量的工作液导入内部。而且，冲程模拟器70与将工作液(即后述的主缸压Pmc，更详细而言是主缸压Pmc1)导入内部这一动作对应地使活塞70a克服弹簧70b的施加力而位移，由此能够进行驾驶员对制动踏板10的冲程操作，并且产生与制动操作量对应的反力来使驾驶员的制动操作感觉良好。
在储能器压力流路55中，在其途中部分设置有增压线性控制阀65A。另外，在连接有储能器压力流路55的主流路52和储存器流路57之间，设置有减压线性控制阀65B。增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持闭阀状态，随着向螺线管的通电量(电流值)的增加而使阀开度增加的常闭型电磁线性控制阀。对增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B省略其详细说明，但增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B通过被表现为内置的弹簧将阀体向闭阀方向施力的弹簧力与利用相对高压的工作液流通的一次侧(入口侧)以及相对低压的工作液流通的二次侧(出口侧)的差压将阀体向开阀方向施力的差压力之间的差值的闭阀力来维持闭阀状态。
另一方面，增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B在通过向螺线管通电而产生的作用于使阀体开阀的方向的电磁吸引力超过上述闭阀力的情况下、即满足电磁吸引力＞闭阀力(＝弹簧力－差压力)的情况下，以与作用于阀体的力的平衡对应的开度进行开阀。因此，增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B通过控制向螺线管的通电量(电流值)，能够调整差压力、即与一次侧(入口侧)和二次侧(出口侧)的差压对应的开度。这里，增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B相当于本发明中的线性控制阀。其中，在以下的说明中，当无需区分增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B这两者时，也简称为线性控制阀65。
另外，在储能器压力流路55中，为了确保向各轮缸42供给的工作液的容量(流量)，在比设置增压线性控制阀65A的位置靠储能器32侧设置有分支流路58。分支流路58经由调整流量切断阀66与主流路52连接。调整流量切断阀66是在螺线管非通电时利用弹簧的施加力维持闭阀状态，仅在螺线管通电时成为开阀状态的常闭型电磁开闭阀。由此，在调整流量切断阀66为闭阀状态时，经由分支流路58的工作液的流通被切断，仅经由增压线性控制阀65A从储能器32向主流路52供给工作液(即调压后的后述的储能器压力Pacc)。另外，在调整流量切断阀66为开阀状态时，除了经由增压线性控制阀65A从储能器32向主流路52供给的工作液(即调压后的储能器压力Pacc)之外，还经由分支流路58从储能器32向主流路52供给工作液(即储能器压力Pacc)。
另外，在制动装置中，为了减轻伴随着驾驶员对制动踏板10的踩踏操作的负担，设置有对主缸单元20的液压增压器21供给伺服压Ps的增压机构80。这里，对本实施方式中的增压机构80进行说明。其中，对于增压机构80而言，只要是后述那样的能够通过机械式动作总是将伺服压Ps向液压增压器21供给的结构即可，能够采用任意的方式。
增压机构80如图2所示，包含壳体81、和与壳体81能够液密且滑动地嵌合的带阶梯的活塞82，在带阶梯的活塞82的大径侧设置大径侧室83，在小径侧设置小径侧室84。小径侧室84能够经由高压供给阀86以及阀座87与和动力液压产生装置30的储能器32连接的高压室85连通。高压供给阀86如图2所示，在高压室85内通过弹簧的施加力被按向阀座87，是常闭阀。
另外，在小径侧室84中，与高压供给阀86对置地设置有开阀部件88，在开阀部件88和带阶梯的活塞82之间配置有弹簧。该弹簧的施加力作用于使开阀部件88从带阶梯的活塞82离开的方向。另外，如图2所示，在带阶梯的活塞82的阶梯部和壳体81之间，设置有返回弹簧，对带阶梯的活塞82向后退方向施力。其中，在带阶梯的活塞82和壳体81之间设置有未图示的限制器，来限制带阶梯的活塞82的前进端位置。
并且，在带阶梯的活塞82中，形成有使大径侧室83和小径侧室84连通的连通路89。连通路89至少在带阶梯的活塞82的后退端位置，以从开阀部件88离开的状态使大径侧室83和小径侧室84连通，若带阶梯的活塞82前进而与开阀部件88抵接，则被切断。通过这样构成，增压机构80作为机械式增压器(机械伺服器)进行工作。
其中，如图1和图2所示，高压室85和动力液压产生装置30通过高压供给通路15连接，在高压供给通路15中设置有允许工作液从动力液压产生装置30(更详细而言是储能器32)向高压室85流通，并阻止反向流通的单向阀。通过设置这样的单向阀，在动力液压产生装置30(更详细而言是储能器32)的液压(即储能器压力Pacc)比高压室85的液压高的情况下允许工作液从动力液压产生装置30向高压室85流通，但在动力液压产生装置30的液压(即储能器压力Pacc)为高压室85的液压以下的情况下处于关闭状态，阻止双向的流动。因此，即使假设动力液压产生装置30发生了漏液，工作液从高压室85向动力液压产生装置30的逆流也被阻止，可防止小径侧室84的液压的降低。
在这样构成的增压机构80上连接有用于将从主缸22输出的主缸压Pmc向双***分离输出的分离阀机构90。具体而言，分离阀机构90将由主压配管11供给的主缸压Pmc(以下将由主压配管11供给的主缸压Pmc称为“主缸压Pmc1”。)和由主压配管12供给的主缸压Pmc(以下将由主压配管12供给的主缸压Pmc称为“主缸压Pmc2”。)所组成的双***恰当地分离而输入，并向增压机构80输出。
因此，分离阀机构90如图2所示，包含壳体91、和能够与壳体91液密且滑动地嵌合的作为分离活塞的带阶梯的活塞92，在带阶梯的活塞92的大径侧设置大径侧室93，在小径侧设置小径侧室94。带阶梯的活塞92在前进端位置与增压机构80的带阶梯的活塞82的大径侧的端面抵接来进行推压。小径侧室94与增压机构80的大径侧室83连通，经由与主压配管11连接的第1主压供给通路16被供给主缸压Pmc1。大径侧室93经由与主压配管12连接的第2主压供给通路17被供给主缸压Pmc2。其中，在第1主压供给通路16设置有允许工作液从主压配管11(即主缸22)向分离阀机构90的小径侧室94(即增压机构80的大径侧室83)流通，并阻止反向的流通的单向阀。另外，在第2主压供给通路17设置有允许工作液从主压配管12(即主缸22)向分离阀机构90的大径侧室93流通，并阻止反向的流通的单向阀。
另外，在带阶梯的活塞92的小径侧，为了确保小径侧室94的液密性来进行划分而设置有与壳体91的内周面之间确保密封功能的密封部件95(具体为O环)，在带阶梯的活塞92的大径侧为了确保大径侧室93的液密性来进行划分而设置有与壳体91的内周面之间确保密封功能的密封部件96(具体为O环)。由此，将经由与主压配管11连接的第1主压供给通路16向小径侧室94供给的主缸压Pmc1、和经由与主压配管12连接的第2主压供给通路17向大径侧室93供给的主缸压Pmc2分离。而且，带阶梯的活塞92的阶梯部与壳体91之间、即与作为被输入主缸压Pmc1的空间的小径侧室94和作为被输入主缸压Pmc2的空间的大径侧室93邻接并被密封部件95和密封部件96划分而不被输入主缸压Pmc1、Pmc2的空间即储存器室97经由储存器通路18与储存器23连接。其中，在储存器通路18中，由增压机构80的带阶梯的活塞82的阶梯部和壳体81之间形成的空间也与储存器23连接。
具体基于图3，来对增压机构80以及分离阀机构90的动作进行说明。在分离阀机构90中，当向大径侧室93供给主缸压Pmc2且向小径侧室94供给主缸压Pmc1时，若主缸压Pmc2和主缸压Pmc1为相同的大小，则因带阶梯的活塞92中的大径侧的受压面积与小径侧的受压面积之差，更详细而言，因由(大径侧的受压面积×主缸压Pmc2)表示的作用于带阶梯的活塞92的大径侧的力与由(小径侧的受压面积×主缸压Pmc1)表示的作用于活塞92的小径侧的力之差，带阶梯的活塞92向增压机构80前进。而且，带阶梯的活塞92若与增压机构80的大径侧的端面抵接，则通过从(大径侧的受压面积×主缸压Pmc2)减去(小径侧的受压面积×主缸压Pmc1)而得到的前进力、即推压力对增压机构80的带阶梯的活塞82进行推压。
另一方面，在增压机构80中，如图3所示，若向与分离阀机构90的小径侧室94连通的大径侧室83供给主缸压Pmc1，则经由连通路89也向小径侧室84供给主缸压Pmc1。而且，若伴随着主缸压Pmc1的供给以及分离阀机构90的带阶梯的活塞92的推压力，作用于带阶梯的活塞82的前进方向的力大于返回弹簧的施加力，则带阶梯的活塞82前进。而且，若带阶梯的活塞82与开阀部件88抵接，连通路89被切断，则小径侧室84的液压增加，增压后的工作液(即伺服压Ps)经由伺服压配管24向液压增压器21输出。
另外，若高压供给阀86因开阀部件88的前进而被切换为打开状态，则从高压室85向小径侧室84供给高压的工作液，小径侧室84的液压变高。另一方面，在蓄积于动力液压产生装置30的储能器32的工作液的液压高于高压室85内的液压的情况下，储能器32的液压经由高压供给通路15的单向阀被供给至高压室85，并向小径侧室84供给。而且，在带阶梯的活塞82中，大径侧室83的液压即主缸压Pmc1被调整为作用于大径侧的力(主缸压Pmc1×受压面积与分离阀机构90的带阶梯的活塞92的推压力)与作用于小径侧的力(伺服压×受压面积)均衡的大小而被输出。因此，也可以说增压机构80是机械式增力机构。
另一方面，在储能器32的液压为高压室85的液压以下的情况下，由于储能器32和高压室85之间的工作液的流动被设置于高压供给通路15的单向阀阻止，所以带阶梯的活塞82无法进一步前进。另外，也存在带阶梯的活塞82因与限制器抵接也无法前进的情况。
动力液压产生装置30以及液压控制阀装置50被作为控制单元的制动器ECU100驱动控制。制动器ECU100将由CPU、ROM、RAM等构成的个人计算机作为主要构成部件，具备泵驱动电路、电磁阀驱动电路、输入各种传感器信号的接口、和通信接口等。设置于液压控制阀装置50的各电磁开闭阀61～64、66、72以及线性控制阀65都与制动器ECU100连接，基于从制动器ECU100输出的螺线管驱动信号被控制开闭状态以及开度(线性控制阀65的情况)。另外，设置于动力液压产生装置30的电动机33也与制动器ECU100连接，基于从制动器ECU100输出的电动机驱动信号被驱动控制。
作为液压检测单元，在液压控制阀装置50设置有储能器压力传感器101、主缸压传感器102和控制压传感器103。储能器压力传感器101检测比增压线性控制阀65A靠动力液压产生装置30侧(上游侧)的储能器压力流路55中的工作液的液压即储能器压力Pacc。储能器压力传感器101将对检测到的储能器压力Pacc进行表示的信号向制动器ECU100输出。制动器ECU100以规定的周期读取储能器压力Pacc，在储能器压力Pacc小于预先设定的最低设定压的情况下驱动电动机33而通过加压泵31对工作液加压，控制成储能器压力Pacc总是被维持在设定压力范围内。
在本实施方式中作为液压检测单元的主缸压传感器102检测比主切断阀63靠主缸22侧(上游侧)的主压流路53中的工作液的液压即主缸压Pmc，更详细而言，检测用于使主压流路53与主压配管11连通的主缸压Pmc1。其中，该情况下，当然能够实施为对于主压流路54在比设置有主切断阀64的位置靠上游侧设置主缸压传感器102来检测主缸压Pmc(即主缸压Pmc2)。主缸压传感器102将对检测到的主缸压Pmc(主缸压Pmc1)进行表示的信号向制动器ECU100输出。控制压传感器103将对主流路52中的工作液的液压即控制压Px(相当于各轮缸42中的轮缸压)进行表示的信号向制动器ECU100输出。
另外，在制动器ECU100上连接有设置于制动踏板10的作为冲程检测单元的冲程传感器104。冲程传感器104将对驾驶员对制动踏板10的踩踏量(操作量)即踏板冲程、换言之构成与制动踏板10连结的主缸22的可动部(加压活塞22a的冲程、冲程调整弹簧22d的挠度、冲程模拟器70中的活塞70a的冲程等)的总的冲程Sm进行表示的信号向制动器ECU100输出。另外，在制动器ECU100上连接有车轮速传感器105。车轮速传感器105检测左右前后轮的转速即车轮速Vx，并将表示检测到的车轮速Vx的信号向制动器ECU100输出。并且，在制动器ECU100上连接有对驾驶员报告制动装置中发生的异常的指示器106。指示器106按照制动器ECU100的控制，如后述那样报告制动装置中发生的异常。
接着，对制动器ECU100执行的制动控制进行说明。制动器ECU100利用通过线性控制阀65对从动力液压产生装置30输出的液压(更加详细而言是储能器压力Pacc)进行调压并向各轮缸42传递的线性控制模式(4S模式)、和将基于驾驶员的踏力F在主缸22中产生的液压(更加详细而言是主缸压Pmc)从左右后轮独立地向左右前轮的轮缸42FR、42FL传递的后备模式(2S模式)的至少2种控制模式来选择性地执行制动控制。其中，由于后备模式与本发明没有直接关系，因此省略其说明。
在线性控制模式中，如图4所示，制动器ECU100通过向螺线管通电而使常开型主切断阀63、64分别维持为闭阀状态，通过向螺线管通电而使模拟切断阀72维持为开阀状态。另外，制动器ECU100控制向增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B的螺线管的通电量(电流值)，控制成与通电量对应的开度，并根据需要，通过向螺线管通电而将调整流量切断阀66维持为开阀状态。
并且，制动器ECU100通过向螺线管通电来将常闭型保持阀61FR、61FL维持为开阀状态并且将常开型保持阀61RR、61RL维持为开阀状态，将常闭型减压阀62FR、62FL、62RR、62RL维持为闭阀状态。此外，虽然省略了详细的说明，但制动器ECU100例如在基于由车轮速传感器105检测出的车轮速Vx而需要执行公知的防抱死制动控制等时，按照该防抱死制动控制等来控制向保持阀61以及减压阀62各自的螺线管的通电，使保持阀61以及减压阀62成为开阀状态或闭阀状态。
通过这样控制构成液压控制阀装置50的各阀的开阀状态或闭阀状态，由于在线性控制模式中，主切断阀63、64都被维持为闭阀状态，所以从主缸单元20输出的液压(即主缸压Pmc1和主缸压Pmc2)不向轮缸42传递。另一方面，由于增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B处于螺线管的通电控制状态，所以从动力液压产生装置30输出的液压(即储能器压力Pacc)被增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B调压而向4轮的轮缸42传递。该情况下，由于保持阀61被维持为开阀状态且减压阀62被维持为闭阀状态，因此各轮缸42与主流路52连通，轮缸压在4个轮中成为都相同的值。该轮缸压能够被控制压传感器103检测为控制压Px。
设置有本实施方式的制动装置的车辆例如可以是具备被电池电源驱动的行驶用电动机的电动汽车(EV)、或除了行驶用电动机之外还具备内燃机的混合动力车辆(HV)、相对于混合动力车辆(HV)还能够使用外部电源来对电池充电的插电式混合动力车辆(PHV)。在这样的车辆中，能够进行通过由行驶用电动机将车轮的旋转能量转换为电能来进行发电，并通过使电池再生该发电电力来得到制动力的再生制动。在进行这样的再生制动的情况下，通过由制动装置产生从为了使车辆制动而需的总制动力除去因再生引起的制动力量的制动力，能够进行并用再生制动和液压制动的制动器再生协调控制。
具体而言，制动器ECU100接受制动要求而开始制动器再生协调控制。制动要求例如在驾驶员对制动踏板10进行了踩踏操作(以下简称为“制动操作”。)的情况下，或有使自动制动器工作的要求的情况下等应该向车辆赋予制动力时产生。这里，若驾驶员对制动踏板10进行了踩踏操作，则主缸压Pmc1经由主压配管11以及第1主压供给通路16向分离阀机构90的小径侧室94即增压机构80的小径侧室84供给，并且主缸压Pmc2经由主压配管12以及第2主压供给通路17向分离阀机构90的大径侧室93供给。由此，在分离阀机构90中，带阶梯的活塞92前进而对增压机构80的带阶梯的活塞83的大径侧进行推压，在增压机构80中，因向大径侧室83供给的主缸压Pmc1以及分离阀机构90的带阶梯的活塞92的推压，带阶梯的活塞82向小径侧室84方向前进而压缩小径侧室84的工作液。由此，从增压机构80经由伺服压配管24向液压增压器21供给伺服压Ps，来辅助驾驶员进行的制动踏板10的踩踏操作。另外，自动制动器有时在牵引控制、车辆稳定性控制、车间距离控制、碰撞回避控制等中工作，在满足这些控制开始条件的情况下产生制动要求。
制动器ECU100若接受了制动要求，则取得由主缸压传感器102检测的主缸压Pmc1和由冲程传感器104检测的冲程Sm中的至少一方作为制动操作量，运算随着主缸压Pmc1和/或冲程Sm的增大而增大的目标制动力。此外，对于制动操作量而言，也能够代替取得主缸压Pmc1和/或冲程Sm而实施成例如设置检测针对制动踏板10的踏力F的踏力传感器并基于踏力F来检测目标制动力。
而且，在制动器再生协调控制中，制动器ECU100将表示运算出的目标制动力的信息向混合动力ECU(省略图示)发送。混合动力ECU运算目标制动力中的由电力再生产生的制动力，并将表示该运算结果即再生制动力的信息向制动器ECU100发送。由此，制动器ECU100通过从目标制动力减去再生制动力来运算在制动装置中应该产生的制动力即目标液压制动力。通过由混合动力ECU进行的电力再生而产生的再生制动力不仅根据电动机的转速发生变化，还根据依赖于电池的充电状态(SOC:State Of Charge)的再生电力控制而发生变化。因此，通过从目标制动力减去再生制动力，能够运算恰当的目标液压制动力。
制动器ECU100基于运算出的目标液压制动力来运算与该目标液压制动力对应的各轮缸42的目标液压，通过反馈控制对增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B的驱动电流进行控制，以使轮缸压与目标液压相等。即，制动器ECU100对增压线性控制阀65A以及减压线性控制阀65B的螺线管的通电量(电流值)进行控制，以使由控制压传感器103检测到的控制压Px(＝轮缸压)追随于目标液压。
由此，工作液从动力液压产生装置30经由增压线性控制阀65A并根据需要经由调整流量切断阀66向各轮缸42供给而对车轮产生制动力。另外，通过从轮缸42将工作液经由减压线性控制阀65B排出至储存器流路57，对车轮产生的制动力被适当地调整。
而且，例如若解除了驾驶员的制动操作，则向构成液压控制阀装置50的所有电磁阀的螺线管的通电被切断，由此最终所有的电磁阀返回至图1所示的原位置。另外，在增压机构80中，带阶梯的活塞82返回至后退端，通过连通路89使大径侧室83和小径侧室84连通。并且，在分离阀机构90中，带阶梯的活塞92随着增压机构80的带阶梯的活塞82的后退而后退。
通过这样使所有的电磁阀最终返回到原位置，左前轮的制动缸42FL的液压(工作液)经由处于开阀状态的主切断阀63返回至主缸22以及储存器23，右前轮的制动缸42FR的液压(工作液)经由处于开阀状态的主切断阀64返回至主缸22以及储存器23。左后轮的制动缸42RL以及右后轮的制动缸42RR的液压(工作液)经由暂时为开阀状态的减压阀62RL、62RR以及储存器流路57返回至储存器23。
此外，由于本发明不必须进行制动器再生协调控制，所以当然也能够应用于不产生再生制动力的车辆中。该情况下，只要基于制动操作量来直接运算目标液压即可。对于目标液压而言，例如使用映射或计算式等，制动操作量越大则被设定为越大的值。
在驾驶员的制动操作中，如上述那样，通常能够利用随着增压机构80以及分离阀机构90的工作而产生且经由伺服压配管24向液压增压器21供给的伺服压Ps来产生主缸压Pmc1以及主缸压Pmc2。其中，由于通过驾驶员的制动操作而产生的主缸压Pmc1和主缸压Pmc2通常是相同的大小，所以在以下的说明中，在无需特意区分的情况下，也将它们统称为“主缸压Pmc”。
即，驾驶员接受与伺服压Ps的赋予相伴的辅助，能够通过以较小的踏力F对制动踏板10进行踩踏操作来产生合适大小的主缸压Pmc。由此，制动器ECU100能够基于由主缸压传感器102检测到的主缸压Pmc1(主缸压Pmc)和由冲程传感器104检测到的冲程Sm之间的预先设定的关系，如上述那样对构成液压控制阀装置50的电磁阀进行工作控制，来确保驾驶员所希望的、即良好的制动感觉来使制动器单元40产生制动力。
这里，对增压机构80以及分离阀机构90进行工作而产生的伺服压Ps详细进行说明。现在，将增压机构80的带阶梯的活塞82中的小径侧(即伺服压Ps的产生(供给)侧)的受压面积设为A1，将大径侧(即被供给主缸压Pmc1侧)的受压面积设为A2。另外，将分离阀机构90的带阶梯的活塞92中的小径侧(即被供给主缸压Pmc1侧)的受压面积设为B1，将大径侧(即被供给主缸压Pmc2侧)的受压面积设为B2。
在被供给的主缸压Pmc1的大小和主缸压Pmc2的大小相同时(Pmc1＝Pmc2)，增压机构80的带阶梯的活塞82和分离阀机构90的带阶梯的活塞92中的力的均衡可用下述式1表示。
Ps·A1＝Pmc1·A2+(Pmc2·B2－Pmc1·B1)   式1
因此，伴随着增压机构80和分离阀机构90的工作而产生的伺服压Ps、换言之如图3所示那样通过增压机构80和分离阀机构90正常工作而产生的伺服压Ps可以由将上述式1变更后的下述式2表示。
Ps＝Pmc1·[(A2+B2－B1)/A1]   式2
另一方面，作为增压机构80和分离阀机构90的工作发生异常，无法得到由上述式2表示的伺服压Ps的状况，能够预想如图5所示，分离阀机构90的带阶梯的活塞92粘连于壳体91的状况。在如此发生了带阶梯的活塞92的粘连的状态下，即使被供给主缸压Pmc1以及主缸压Pmc2，带阶梯的活塞92也无法向增压机构80的带阶梯的活塞82前进(即，无法进行推压)。因此，向增压机构80的带阶梯的活塞82中的大径侧赋予的力比正常时减少。
因此，由于在带阶梯的活塞92发生了粘连的状态下产生的伺服压Ps没有考虑由带阶梯的活塞92赋予的力(推压力)，而通过增压机构80的带阶梯的活塞82基于向大径侧室83供给的主缸压Pmc1前进而产生，所以能够由下述式3表示。
Ps＝Pmc1·A2/A1   式3
即，若在分离阀机构90的带阶梯的活塞92发生了粘连，则根据表示正常时的伺服压Ps的上述式2和上述式3的比较可知，向液压增压器21供给的伺服压Ps变小。其中，若即使在分离阀机构90的带阶梯的活塞92发生了粘连的情况下，冲程Sm也与粘连产生的有无无关地发生变化(换言之，若加压活塞22a进行冲程)，则主缸压Pmc(主缸压Pmc1)发生变化。即，即使在分离阀机构90的带阶梯的活塞92发生了粘连的情况下，也不会发生来自主缸22的主缸压Pmc相对于主缸22中的冲程Sm的变化(增加)不发生变化的状态、即所谓的无效冲程。
这里，本实施方式中的主缸22如上述那样，借助冲程调整弹簧22d将与制动踏板10连结的第1活塞杆22b和与加压活塞22a连结的第2活塞杆22c连结。由此，能够如后述那样，根据向液压增压器21供给的伺服压Ps的大小，不同地规定主缸22的冲程Sm和从主缸22输出的主缸压Pmc(主缸压Pmc1或主缸压Pmc2)的关系。因此，在分离阀机构90的带阶梯的活塞92发生了粘连的情况下，由于与正常时相比伺服压Ps变小，所以如图6所示，能够确定主缸22的冲程Sm和主缸压Pmc(主缸压Pmc1)的关系。
另外，作为在增压机构80以及分离阀机构90的工作发生异常，无法得到由上述式2表示的伺服压Ps的其他状况，能够预想如图7所示，对分离阀机构90的小径侧室94进行划分的密封部件95无法发挥密封功能的状况。这样，在小径侧室94的密封部件95例如因磨耗等而无法发挥密封功能的状况下，即使从主压配管11经由主压供给通路16向小径侧室94供给工作液，所供给的工作液也向储存器室97流出。而且，流出到储存器室97的工作液经由储存器通路18以及储存器流路14返回至储存器23。结果，小径侧室94中的液压、即由主缸压传感器102检测并与小径侧室94连通的主压配管11内的主缸压Pmc1不增加。另外，由于在与分离阀机构90的小径侧室94连通的增压机构80的大径侧室83中主缸压Pmc1也不增加，所以带阶梯的活塞82不前进。并且，在小径侧室94和储存器23如此连通的状态下，产生主缸压Pmc1的加压活塞22e前进至在主缸22内压到底(bottoming)，但此时由冲程传感器104检测的冲程Sm为无效冲程。
另一方面，若从主压配管12经由主压供给通路17向大径侧室93供给了主缸压Pmc2，则如图7所示，分离阀机构90的带阶梯的活塞92能够基于被供给的主缸压Pmc2向增压机构80的带阶梯的活塞82前进来进行推压。但是，由于与增压机构80中的带阶梯的活塞82的大径侧的受压面积A2相比，分离阀机构90中的带阶梯的活塞92的大径侧的受压面积B2较小，所以对增压机构80的带阶梯的活塞82中的大径侧赋予的力比正常时减少。
因此，对于在分离阀机构90的小径侧室94的密封部件95无法发挥密封功能的状态下产生的伺服压Ps而言，由于向分离阀机构90的小径侧室94以及增压机构80的大径侧室83供给的主缸压Pmc1为“0”，仅通过增压机构80的带阶梯的活塞82基于主缸压Pmc2前进的分离阀机构90的带阶梯的活塞92所引起的推压而产生，所以能够由下述式4表示。
Ps＝Pmc2·B2/A1   式4
因此，由于在分离阀机构90的小径侧室94的密封部件95无法发挥密封功能的情况下，与正常时相比伺服压Ps变小，所以如图8所示，能够确定主缸22的冲程Sm和主缸压Pmc(主缸压Pmc2)的关系。
其中，该情况下，严格来讲，无法通过主缸压传感器104来检测主缸压Pmc2。因此，预先设定图8所示的关系，在分离阀机构90的小径侧室94的密封部件95无法发挥密封功能的情况下，当执行后述的线性控制继续程序时，能够根据由冲程传感器104检测初的冲程Sm来决定主缸压Pmc2即主缸Pmc。
并且，作为增压机构80以及分离阀机构90的工作发生异常，无法得到由上述式2表示的伺服压Ps的其他状况，能够预想如图9所示，对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96无法发挥密封功能的状况。这样，在大径侧室93的密封部件96例如因磨耗等而无法发挥密封功能的状况下，即使从主压配管12经由主压供给通路17向大径侧室93供给工作液，所供给的工作液也向储存器室97流出。而且，流出到储存器室97的工作液经由储存器通路18以及储存器流路14返回至储存器23。结果，大径侧室93中的主缸压Pmc2不增加而为“0”。另外，在大径侧室93和储存器23如此连通的状态下，产生主缸压Pmc2的加压活塞22a前进至与加压活塞22e抵接，即前进至在主缸22内压到底，但此时由冲程传感器104检测的冲程Sm为无效冲程。
另一方面，若从主压配管11经由主压供给通路16向分离阀机构90的小径侧室94以及增压机构80的大径侧室83供给了主缸压Pmc1，则如图9所示，增压机构80的带阶梯的活塞82能够前进而产生伺服压Ps。但是，在分离阀机构90的带阶梯的活塞92中，因向小径侧室94供给的主缸压Pmc1而向从增压机构80的带阶梯的活塞83离开的方向后退。因此，由于未被赋予由分离阀机构90的带阶梯的活塞92进行的推压，所以向增压机构80的带阶梯的活塞82中的大径侧赋予的力与正常时相比减少。
因此，由于在对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96无法发挥密封功能的状态下产生的伺服压Ps未考虑由带阶梯的活塞92赋予的力(推压力)，而通过增压机构80的带阶梯的活塞82基于向大径侧室83供给的主缸压Pmc1前进来产生，所以能够由上述式3表示。这里，在分离阀机构90的大径侧室93的密封部件96无法发挥密封功能的情况下，如上述那样，与正常时相比伺服压Ps变小，但主缸22的冲程Sm和主缸压Pmc(主缸压Pmc1)的关系能够如图10所示那样确定。即，在分离阀机构90的大径侧室93的密封部件96无法发挥密封功能的情况下，由于产生无效冲程，所以可决定考虑了该无效冲程的主缸22的冲程Sm与主缸压Pmc1的关系。
具体而言，在产生无效冲程的状况下，需要通过从对主缸22设定的允许冲程减去无效冲程而得到的有效冲程Sm来产生主缸压Pmc1。换言之，在考虑无效冲程的情况下，相对于冲程Sm的变化的主缸压Pmc1的变化(斜率)变大。因此，在分离阀机构90的大径侧室93的密封部件96无法发挥密封功能的情况下，如图10所示，确定主缸22的冲程Sm和主缸压Pmc(主缸压Pmc1)的关系。
这里，对能够如上述那样确定的主缸22的冲程Sm和主缸压Pmc1的关系进行简单说明。其中，为了易于理解，在以下的说明中，对与上述的主缸单元20相同的部分赋予同一符号来表示。
这里，预想图11所示那样的主缸单元20的构成。即，在该预想的主缸单元20中，加压活塞22a和制动踏板10仅使用活塞杆22f，换言之，不设置第1活塞杆22b、第2活塞杆22c以及冲程调整弹簧22d而直接连接。这里，为了简化说明，以下省略加压活塞22e以及主配管12。
在这样的主缸单元20的构成中，如图11所示，对于主缸单元20的加压活塞22a，将受压面积设为“X”并将冲程设为“Sp”，对于活塞杆22f(相当于第1活塞杆22b)，将受压面积设为“Y”，对于冲程模拟器70的活塞70a，将受压面积设为“Z”并将冲程设为“Ss”，并且将弹簧70b的弹簧常数设为“Ks”。在该构成中，针对如图11所示，伴随着增压机构80以及分离阀机构90的工作而经由伺服压配管24向液压增压器21供给伺服压Ps(＝G·Pmc1)的状况，研究从主缸22输出的主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系。其中，伺服压Ps＝G·Pmc1中的G表示伺服压相对于主缸压Pmc1的比。
对于上述的构成中的主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系而言，若制动踏板10被进行踩踏操作而与活塞杆22f连结的加压活塞22a进行冲程，则产生主缸压Pmc1。该情况下，在上述的构成中，由于针对加压活塞22a的冲程即主缸22的冲程Sm，伺服压Ps的大小没有关联，所以若如图11所示，考虑经由主压配管11连结的主缸22和冲程模拟器70之间成立的帕斯卡定理以及力的均衡，则下述式5成立。
Pmc＝(Sm·X·Ks)/Z2…式5
由此，在如图12所示，制动踏板10和加压活塞22a通过活塞杆22f直接连结的情况下，与伺服压Ps的大小无关，主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm成为遵循上述式5的比例关系。
与之相对，在本实施方式中的主缸单元20中，如图13详细所示，主缸22的加压活塞22a经由第1活塞杆22b、冲程调整弹簧22d以及第2活塞杆22c与制动踏板10连结。由此，能够根据伺服压Ps的大小来变化地确定主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系。以下对该情况详细说明。其中，在以下的说明中，如图13所示，将第1活塞杆22b的受压面积设为“Y”，将冲程调整弹簧22d的弹簧伸缩度设为“Sb”，并且将弹簧常数设为“Km”。
在本实施方式中，主缸22的总的冲程Sm为加压活塞22a的冲程Sp和冲程调整弹簧22d的弹簧伸缩度Sb之和。因此，当说明本实施方式中的主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系时，首先，与伺服压Ps的大小无关地根据主缸22和冲程模拟器70之间的力的均衡，由下述式6表示主缸22的主缸压Pmc和加压活塞22a的冲程Sp的关系。
Sp＝(Pmc·Z2)/(X·Ks)…式6
由此，即使在制动踏板10和加压活塞22a之间设置有冲程调整弹簧22d的情况下，主缸压Pmc1(主缸压Pmc1)和冲程Sp也与伺服压Ps的大小无关地成为遵循上述式6的比例关系。
另外，主缸22的主缸压Pmc和冲程调整弹簧22d的弹簧伸缩度Sb的关系根据伺服压Ps的大小而变化，根据力的均衡由下述式7表示。
Sb＝(Pmc·X)·(1－G)/Km…式7
其中，在上述式7中，1＞G成立。
由此，在制动踏板10和加压活塞22a之间设置冲程调整弹簧22d的情况下，伺服压Ps(伺服压的比G)越大，则根据上述式7可知，产生相对于主缸压Pmc(主缸压Pmc1)的变化斜率为越小的比例关系的弹簧挠度Sb，伺服压Ps(伺服压的比G)越小，则产生相对于主缸压Pmc(主缸压Pmc1)的变化为斜率越大的比例关系的弹簧挠度Sb。
而且，在如上述那样对主缸22设置冲程调整弹簧22d的本实施方式中，主缸22中的总的冲程Sm成为加压活塞22a的冲程Sp和冲程调整弹簧22d的弹簧挠度Sb之和。因此，主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系由下述式8表示。
Pmc＝Sm/[C2/(A·Ks)+A·(1－G)/Km]…式8
由此，在对主缸22设置了冲程调整弹簧22d的情况下，如图14所示，成为根据伺服压Ps(伺服压的比G)的大小发生变化、即遵循上述式8的比例关系。换言之，通过对主缸22设置冲程调整弹簧22d，能够根据伺服压Ps(伺服压的比G)的大小来变化地确定主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系。
其中，对于驾驶员经由制动踏板10输入的踏力F和主缸22中的冲程Sm的关系而言，通常伴随着伺服压Ps的变化而变化。即，例如在图11所示那样的主缸单元20的构成中，若伺服压Ps变小，则即使是相同的冲程Sm，驾驶员也需要输入较大的踏力F。
另一方面，在制动踏板10和加压活塞22a之间设置冲程调整弹簧22d的本实施方式的情况下，如上述那样，主缸22中的总的冲程Sm为加压活塞22a的冲程Sp和冲程调整弹簧22d的弹簧挠度Sb之和。因此，通过恰当地设定冲程调整弹簧22d的弹簧常数Km，能够吸收伴随着伺服压Ps的变化的踏力F的变化，可使驾驶员难以感受到对制动踏板10进行踩踏操作时的制动操作感觉变差。
这样，若在分离阀机构90的工作发生了异常，则无法得到由上述式2表示的伺服压Ps。但是，能够根据伺服压Ps(伺服压的比G)的大小来变化地确定主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系。因此，制动器ECU100通过执行图15所示的异常判定程序，来判定无法得到如上述那样由上述式2表示的伺服压Ps的伺服***的异常、即分离阀机构90的工作异常。另外，制动器ECU100在通过执行图17所示的异常判定程序而判定出伺服***的异常时，通过执行图16所示的线性控制继续程序来使利用动力液压产生装置30的储能器压力Pacc的线性控制模式继续。以下，对异常判定程序以及线性控制继续程序进行详细说明。
首先，从异常判定程序开始说明。若未图示的点火开关(或起动开关)***作为接通状态，则制动器ECU100在步骤S10中开始图15所示的异常判定程序的执行。接着，在步骤S11中，制动器ECU100从主缸压传感器102取得表示主缸压Pmc1的信号，并且从冲程传感器104取得表示主缸22的总的冲程Sm的信号。然后，制动器ECU100若取得了表示主缸压Pmc1的信号以及表示冲程Sm的信号，则进入步骤S12。
在步骤S12中，制动器ECU100基于在上述步骤S11中取得的信号所示的冲程Sm的变化和主缸压Pmc1的变化，来判定无效冲程是否增大。即，若相对于冲程Sm的增大主缸压Pmc1均匀增大，无效冲程没有增大，则制动器ECU100判定为“否”并进入步骤S13。另一方面，若相对于冲程Sm的增大主缸压Pmc1无变化而无效冲程增大，则制动器ECU100判定为“是”并进入步骤S15。
在步骤S14中，制动器ECU100将预先通过实验已知为对应于在上述步骤S11中取得的信号所表示的冲程Sm，因利用增压机构80以及分离阀机构90正常工作所供给的伺服压Ps而产生的正常时的主缸压Pmc1_d、和在上述步骤S11中取得的信号所表示的实际主缸压Pmc1_r进行比较。而且，制动器ECU100判定从与冲程Sm成正比的正常时的主缸压Pmc1_d减去与冲程Sm成正比的实际主缸压Pmc1_r而得到的差值是否大于预先设定的规定值Po。
如上述那样，在增压机构80以及分离阀机构90发生了工作异常的情况上下，例如如图6所示，在同一冲程Sm中，由于在正常时伺服压Ps变大，所以与异常时相比产生的主缸压Pmc1变大。因此，制动器ECU100通过判定从已知的正常时的主缸压Pmc_d减去实际主缸压Pmc_r而得到的差值是否大于考虑了检测误差的规定值Po，能够恰当地判定伺服压Ps的变化、即包含增压机构80以及分离阀机构90的伺服***的缺陷(异常)。因此，若从已知的正常时的主缸压Pmc_d减去实际主缸压Pmc_r而得到的差值大于规定值Po，则由于伺服压Ps变小，伺服***发生了缺陷(异常)，所以制动器ECU100判定为“是”并进入步骤S14。
另一方面，在从已知的正常时的主缸压Pmc_d减去实际主缸压Pmc_r而得到的差值为规定值Po以下，则由于伺服压Ps是合适的大小，伺服***没有发生缺陷(异常)，所以制动器ECU100判定为“否”并进入步骤S19，暂时结束该异常判定程序的执行。而且，制动器ECU100在经过规定的较短时间后，再次在步骤S10中开始执行异常判定程序。
在步骤S14中，制动器ECU100基于通过上述步骤S12中的判定处理判定为无效冲程未增大，另外通过上述步骤S13中的判定处理判定为从正常时的主缸压Pmc_d减去实际主缸压Pmc_r而得到的差值大于规定值Po这一情况，确定为当前发生了分离阀机构90的带阶梯的活塞92粘连的工作异常作为伺服***中发生的缺陷(异常)。而且，若如此确定了增压机构80以及分离阀机构90的工作异常的内容，则制动器ECU100设定图6所示的主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系并进入步骤S18。
另一方面，若在上述步骤S12中判定为无效冲程增大，则制动器ECU100进入步骤S15。在步骤S15中，制动器ECU100判定在上述步骤S11中取得的信号所表示的主缸压Pmc1是否维持“0”，换言之，判定主缸压Pmc1是否没有增大的倾向。即，若例如通过上述步骤S12中的判定处理判定为处于无效冲程增大的状态且主缸压Pmc1维持“0”(没有增大的倾向)，则制动器ECU100判定为“是”并进入步骤S16。另一方面，若主缸压Pmc1处于从“0”增大的倾向，则制动器ECU100判定为“否”并进入步骤S17。
在步骤S16中，制动器ECU100基于通过上述步骤S12中的判定处理判定为是无效冲程增大的状态且通过上述步骤S15中的判定处理判定为主缸压Pmc1维持“0”、即没有增大的倾向这一情况，确定为当前在对分离阀机构90的小径侧室94进行划分的密封部件95的密封功能方面发生了异常来作为伺服***中发生的缺陷(异常)。其中，该情况下，虽省略了图示，但制动器ECU100也可以在由设置于储存器23的油量传感器检测的油量(工作油的贮留量)发生了异常的情况下，取代判定为密封部件95的密封功能发生了异常而判定为是从制动器配管等向外部泄漏了工作液的异常。而且，若这样确定了增压机构80以及分离阀机构90的工作异常的内容，则制动器ECU100设定图8所示的主缸压Pmc(主缸压Pmc2)和冲程Sm的关系并进入步骤S18。
另一方面，制动器ECU100在步骤S17中，基于通过上述步骤S12中的判定处理判定为是无效冲程增大的状态且通过上述步骤S15中的判定处理判定为主缸压Pmc1处于增大的倾向这一情况，确定为当前在对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常来作为伺服***中发生的缺陷(异常)。其中，在这种情况下，当由设置于储存器23的油量传感器检测的油量(工作油的贮留量)发生了异常时，制动器ECU100也可以取代判定为密封部件96的密封功能发生了异常，而判定为是从制动器配管等向外部泄漏了工作液的异常。而且，若这样确定了增压机构80以及分离阀机构90的工作异常的内容，则制动器ECU100设定图10所示的主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm的关系并进入步骤S18。
在步骤S18中，制动器ECU100借助指示器106向驾驶员报告在伺服***中发生了缺陷(异常)，在步骤S19中结束异常判定程序的执行。而且，当在伺服***中发生了缺陷(异常)时，制动器ECU100立即开始图16所示的线性控制继续程序的执行。
制动器ECU100若通过上述的异常判定程序的执行判定为在伺服***中发生了缺陷(异常)，更具体而言判定为分离阀机构90发生了异常，则执行图16所示的线性控制继续程序，即使是伴随着伺服压Ps的变化(变动)主缸压Pmc(主缸压Pmc1)和冲程Sm之间的关系发生了变化的状态，也继续通过线性控制模式来执行制动控制。具体而言，制动器ECU100与上述的异常判定程序中的上述步骤S18的报告处理并行地在步骤S30中开始线性控制继续程序的执行。
在接下来的步骤S31中，制动器ECU100重新从主缸压传感器102取得表示主缸压Pmc1的信号，并且从冲程传感器104取得表示主缸22的总的冲程Sm的信号。而且，制动器ECU100若取得了表示主缸压Pmc1的信号以及表示冲程Sm的信号，则进入步骤S32。
在步骤S32中，制动器ECU100为了继续进行线性控制模式，根据通过上述的异常判定程序的执行而确定的伺服***的缺陷(异常)、更具体而言根据分离阀机构90的异常内容来修正与在上述步骤S31中取得的信号所表示的冲程Sm对应的实际主缸压Pmc1_r。即，制动器ECU100如图17中用实线所示那样，基于已知的正常时的主缸压Pmc_d(主缸压Pmc1_d或主缸压Pmc2_d)和冲程Sm的关系，根据如上述那样确定出的分离阀机构90的异常内容来修正实际主缸压Pmc1_r并取得修正主缸压Pmc1_a。以下，具体进行说明。
首先，从通过上述的异常判定程序的执行而确定发产生了分离阀机构90的带阶梯的活塞92粘连的工作异常作为伺服***中发生的缺陷(异常)的情况开始进行说明。在该情况下，制动器ECU100设定了图6所示的主缸压Pmc1和冲程Sm的关系。因此，制动器ECU100如图17所示，按照正常时的情况下的关系(实线)和分离阀机构90的带阶梯的活塞92粘连的情况下的关系(虚线)，来修正实际主缸压Pmc1_r。即，为了与在上述步骤S31中取得的信号所表示的冲程Sm1所对应的正常时的主缸压Pmc1_d一致，制动器ECU100使实际主缸压Pmc1_r增大来进行修正并取得修正主缸压Pmc1_a。
接着，对通过上述异常判定程序的执行而确定为对分离阀机构90的小径侧室94进行划分的密封部件95的密封功能发生了异常来作为伺服***中发生的缺陷(异常)的情况进行说明。在该情况下，由于从主缸压传感器102取得的信号所表示的主缸压Pmc1为“0”，所以制动器ECU100设定图8所示的主缸压Pmc2和冲程Sm的关系。
因此，制动器ECU100如图17所示那样，按照正常时的情况下的关系(实线)和对分离阀机构90的小径侧室94进行划分的密封部件95的密封功能发生了异常的情况下的关系(双点划线)，来修正实际主缸压Pmc1_r(更详细而言是预想的主缸压Pmc2)。即，为了与在上述步骤S31中取得的信号所表示的冲程Sm1所对应的正常时的主缸压Pmc1_d一致，制动器ECU100增大实际主缸压Pmc1_r(更详细而言是预想的主缸压Pmc2)来进行修正并取得修正主缸压Pmc1_a(更详细而言是修正后的主缸压Pmc2)。
接着，对通过上述异常判定程序的执行而确定为对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常来作为伺服***中发生的缺陷(异常)的情况进行说明。在该情况下，制动器ECU100设定图10所示的主缸压Pmc1和冲程Sm的关系。
因此，制动器ECU100如图17所示那样，按照正常时的情况下的关系(实线)和对分离阀机构90的小径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常的情况下的关系(单点划线)，来修正实际主缸压Pmc1_r。即，为了与在上述步骤S31中取得的信号所表示的冲程Sm1所对应的正常时的主缸压Pmc1_d一致，制动器ECU100减少实际主缸压Pmc1_r来进行修正并取得修正主缸压Pmc1_a。
若这样取得了修正主缸压Pmc1_a，则制动器ECU100进入步骤S33。
在步骤S33中，制动器ECU100利用在上述步骤S32中对实际主缸压Pmc1_r进行修正而取得的修正主缸压Pmc1_a，通过上述的线性控制模式继续执行制动控制。这里，修正主缸压Pmc1_a是利用增压机构80以及分离阀机构90的工作正常且被供给合适大小的伺服压Ps的情况下的主缸压Pmc1_d和冲程Sm的关系对实际主缸压Pmc1_r进行修正后的值。因此，与伺服压Ps的变化无关，驾驶员能够同样地感觉到针对制动踏板10的踩踏操作(即冲程Sm)所产生的制动力。因此，针对制动踏板10的踩踏操作驾驶员不会感到不协调感，能够得到良好的制动感觉。
通过以上的说明也可理解，根据上述实施方式，能够将分离阀机构90的分离活塞设为带阶梯的活塞92。由此，能够确定带阶梯的活塞92的进退动作方向，可以仅使用由主缸压传感器102检测的主缸压Pmc1的大小和由冲程传感器104检测的冲程Sm的大小，来判定在分离阀机构90中发生的异常的内容、即带阶梯的活塞92与壳体91粘连的异常、密封部件95或密封部件96的密封功能受损的异常。因此，能够极其简便地判定分离阀机构90的异常。另外，在分离阀机构90发生了异常的情况下，也能够通过对主缸压Pmc1进行修正来继续进行利用动力液压产生装置30的储能器压力Pacc的线性控制模式，由此使制动操作感觉的变差更加难以察觉。
在上述实施方式中，实施为制动器ECU100通过执行上述异常判定程序来判定在伺服***中发生的缺陷(异常)，更具体而言判定分离阀机构90的异常内容，并根据判定出的异常内容来对主缸压Pmc1_r进行修正而继续线性控制模式。由此，能够恰当地检测并确定在伺服***中发生的缺陷(异常)、更具体而言是分离阀机构90的异常内容，并且能够通过继续进行线性控制模式来实施制动控制，从而良好地抑制制动操作感觉的变差。
在如上述那样判定的分离阀机构90的异常内容中、对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常的情况下，如图9所示，通过向分离阀机构90的小径侧室94供给主缸压Pmc1，带阶梯的活塞92向大径侧室93方向后退而与壳体91抵接。在该状态下，若由驾驶员对制动踏板10进行踩踏操作而主缸压Pmc1增加，则如上述那样，增压机构80的带阶梯的活塞82通过向大径侧室83(分离阀机构90的小径侧室94)供给的主缸压Pmc1，例如前进至被限制器限制的前进端位置，将伺服压Ps向液压增压器21供给。
该情况下，由于若增压机构80的带阶梯的活塞82前进至被限制的前进端位置，则分离阀机构90的带阶梯的活塞92后退至与壳体91抵接，所以小径侧室94的容量不会增加。因此，能够从主缸22经由主压配管11向分离阀机构90供给的工作液的流入量减少，存在驾驶员对经由制动踏板10输入的踏力F的变化(增大)、换言之对主缸22中的冲程Sm的变化(减少)感到不协调感的可能性。
因此，如图18所示，在分离阀机构90中，能够实施为在带阶梯的活塞92的大径侧的端面和壳体91的内壁面之间设置作为弹性体的缺陷时冲程调整弹簧98。由此，即使在对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常的情况下，也能够可靠地确保主缸22中的冲程Sm。以下，对该变形例进行具体说明。
如上述那样，在对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常的情况下，由于即使从主压配管12经由主压供给通路17向大径侧室93供给工作液，所供给的工作液也向储存器室97流出，所以大径侧室93中的主缸压Pmc2为“0”。因此，若向小径侧室94供给工作液(主缸压Pmc1)，则带阶梯的活塞92通过小径侧室94和大径侧室93的压力差向大径侧室93方向后退。
此时，如图19所示，若设置了缺陷时冲程调整弹簧98，则带阶梯的活塞92克服缺陷时冲程调整弹簧98的施加力而后退，换言之，带阶梯的活塞92能够一边维持因向小径侧室94供给的主缸压Pmc1引起的推压力(Pmc1×B1)和缺陷时冲程调整弹簧98的施加力的力的均衡一边后退。即，如图19所示，在主压配管11未连接有冲程模拟器70的情况下，分离阀机构90的带阶梯的活塞92和缺陷时冲程调整弹簧98能够与冲程模拟器70的活塞70a和弹簧70b同样地动作。
因此，通过恰当地设定缺陷时冲程调整弹簧98的弹簧常数，能够使对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常的情况下的带阶梯的活塞92的后退动作缓和。结果，即使在对分离阀机构90的大径侧室93进行划分的密封部件96的密封功能发生了异常的情况下，也能够使小径侧室94容积连续地增大，换言之，能够可靠地确保主缸22中的冲程Sm，如图20所示，能够接近于正常时的冲程Sm。这样，由于通过对分离阀机构90设置缺陷时冲程调整弹簧98，能够接近于正常时的冲程Sm，所以即使伺服***发生了缺陷(异常)，也能够良好地抑制制动操作感觉的变差。
在实施本发明时，不限于上述实施方式以及变形例，在不脱离本发明的目的的情况下能够进行各种变更。
例如，在上述实施方式和变形例中，实施为液压增压器21是利用从增压机构80供给的伺服压Ps(液压)的流体增压器。该情况下，若能够构成为通过分离阀机构90来分离主缸压Pmc1和主缸压Pmc2而通过分离阀机构90的带阶梯的活塞92的进退动作来工作，在将主缸22的第1活塞杆22b和第2活塞杆22c连结的冲程调整弹簧22d的附近导入伺服压Ps，将由驾驶员借助制动踏板10输入的踏力F适当地增力(增大)，则作为增压机构可以采用任意的构成。
另外，在上述实施方式和变形例中，实施为由作为弹性体的弹簧来形成冲程调整弹簧22d。另外，在上述变形例中，实施为由作为弹性体的弹簧来形成缺陷时冲程调整弹簧98。在这些情况下，作为弹性体，当然也能够采用弹簧以外的部件，例如橡胶部件等来进行实施。

Claims (11)

1.一种车辆的制动装置，具备：轮缸，其接受工作液的液压来向车轮赋予制动力；主缸，其根据驾驶员对制动踏板的操作来产生液压并通过多个***输出所述液压；动力式液压源，其通过加压泵的驱动来产生液压；线性控制阀，其对从所述动力式液压源向所述轮缸传递的液压进行调整；液压检测单元，其检测从所述主缸的多个***中的至少一个***输出的液压；和控制单元，其基于由所述液压检测单元检测出的液压来对所述线性控制阀进行驱动控制，该车辆的制动装置的特征在于，
所述主缸被导入伴随着驾驶员对所述制动踏板操作而产生的伺服压，
被导入所述主缸的伺服压由增压机构供给，
所述增压机构与分离阀机构连接，所述分离阀机构具有将从所述主缸按每个***输出的液压进行分离而输入，并根据按每个所述***以受压面积不同的方式输入的液压来机械式地进退动作的分离活塞，
并且，所述增压机构基于由所述液压检测单元检测所述液压的由所述主缸的***输出的液压和所述分离阀机构的所述分离活塞的前进动作引起的推压力中的至少一方来机械式地工作，产生相对于从所述主缸输出的液压为规定比的液压。
2.根据权利要求1所述的车辆的制动装置，其特征在于，
所述主缸通过双***来输出与驾驶员对所述制动器的操作对应的液压，
对所述分离阀机构的分离活塞而言，所述主缸的双***中的一个***的受压面积小于所述主缸的双***中的另一个***的受压面积，
所述增压机构基于由所述主缸的所述一个***输出的液压和所述分离阀机构的所述分离活塞的前进动作引起的推压力中的至少一方来机械式地工作，产生相对于从所述主缸输出的液压为规定比的液压。
3.根据权利要求1或权利要求2所述的车辆的制动装置，其特征在于，
所述分离阀机构具备：
***述分离活塞的壳体；和
多个密封部件，设在所述分离活塞的外周面与所述壳体的内周面之间，对按所述主缸的各***输出的液压进行分离，
所述分离阀机构与储存器连通，所述储存器与由所述分离活塞的外周面、所述壳体的内周面和所述密封部件划分并被输入从所述主缸按各***输出的液压的空间邻接，并且将因所述密封部件而未被输入从所述主缸输出的液压的空间与所述主缸连接来贮留工作液。
4.根据权利要求1至权利要求3中任意一项所述的车辆的制动装置，其特征在于，
所述分离阀机构还具备弹性体，所述弹性体对根据从所述主缸按每个***输出的液压机械式地进退动作的所述分离活塞的冲程进行调整。
5.根据权利要求4所述的车辆的制动装置，其特征在于，
所述弹性体对所述分离活塞向远离所述增压机构的方向进行后退动作时的冲程进行调整。
6.根据权利要求1至权利要求5中任意一项所述的车辆的制动装置，其特征在于，
具备对伴随着驾驶员对所述制动踏板的操作而向所述主缸输入的冲程的大小进行检测的冲程检测单元，
所述控制单元基于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小和由所述冲程检测单元检测的冲程的大小，来判定所述分离阀机构是否发生了异常。
7.根据权利要求6所述的车辆的制动装置，其特征在于，
所述控制单元基于在所述分离阀机构未发生异常的正常时成立的从所述主缸输出的液压与向所述主缸输入的冲程的关系，若由所述冲程检测单元检测出的所述冲程的大小下的、在所述正常时从所述主缸输出的液压的大小与由所述液压检测单元检测出的从所述主缸输出的液压的大小之间的差值大于规定值，则判定为所述分离阀机构的所述分离活塞粘连于形成所述分离阀机构来***述分离活塞的壳体，发生了所述增压机构仅通过从所述主缸供给的液压来机械式地工作的异常。
8.根据权利要求6或权利要求7所述的车辆的制动装置，其特征在于，
在由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小不增大的无效冲程相对于由所述冲程检测单元检测的冲程的大小的增大而增大的状况下，当不处于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小增大的倾向时，所述控制单元判定为设在形成所述分离阀机构来***述分离活塞的壳体与所述分离活塞之间并对按所述主缸的每个***输出的液压进行分离的密封部件的密封功能受损，发生了所述增压机构仅通过所述分离阀机构的所述分离活塞的前进动作引起的推压力来机械式地工作的异常。
9.根据权利要求6至权利要求8中任意一项所述的车辆的制动装置，其特征在于，
在由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小相对于由所述冲程检测单元检测的冲程的大小的增大而不增大的无效冲程正在增大的状况下，当处于由所述液压检测单元检测的从所述主缸输出的液压的大小增大的倾向时，所述控制单元判定为设在形成所述分离阀机构来***述分离活塞的壳体与所述分离活塞之间并对按所述主缸的每个***输出的液压进行分离的密封部件的密封功能受损，发生了所述增压机构仅通过从所述主缸供给的液压来机械式地工作的异常。
10.根据权利要求6至权利要求9中任意一项所述的车辆的制动装置，其特征在于，
若判定为所述分离阀机构发生了异常，则所述控制单元基于所述分离阀机构未发生异常的正常时成立的从所述主缸输出的液压与向所述主缸输入的冲程之间的关系，使由所述液压检测单元检测出的从所述主缸输出的液压的大小增加来进行修正，直至与所述正常时从所述主缸输出的液压的大小一致，
所述控制单元利用该增加修正后的从所述主缸输出的液压的大小来继续所述线性控制阀的驱动控制。
11.根据权利要求1至权利要求10中任意一项所述的车辆的制动装置，其特征在于，
在所述主缸中，将对所收容的工作液进行加压的加压活塞和所述制动踏板连结的活塞杆被分割，
所述主缸具备：
一端部与所述制动踏板连接的第1活塞杆；
一端部与所述加压活塞连接的第2活塞杆；以及
将所述第1活塞杆的另一端部和所述第2活塞杆的另一端部连结，对伴随着驾驶员对所述制动踏板的操作的冲程进行调整的弹性体，
至少对所述加压活塞和所述第1活塞杆的另一端部从所述增压机构导入伺服压。
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