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【発明の名称】 電気自動車の制動装置
【発明者】 【氏名】太地 利夫

【氏名】吉川 智之

【氏名】吐合 求
【要約】 【課題】電気自動車の制動装置において、配管系統を複雑にすることなく、液圧制御のためのアクチュエータの個数を削減する。

【解決手段】コントロール液圧発生部ＣＶにて、回生制動力に応じた所定値ΔＰをマスタシリンダ液圧Ｐｍに付加したコントロール液圧Ｐｃを発生させ、このコントロール液圧Ｐｃを制御圧として複数の液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶに供給する。液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶは、内部に弁（弁体３３４及び弁座３３５）を備え、閉弁時には液圧制御を行い、開弁により入力側と出力側とを連通させる。
【特許請求の範囲】
【請求項１】ブレーキ操作により、駆動輪に設けられた駆動モータの回生制動力を発生させるとともに、必要な制動力に対する不足分を、駆動輪又は従動輪に設けられた液圧制動装置により液圧制動力として発生させる電気自動車の制動装置において、前記回生制動力に対応した所定値△Ｐを増減されるコントロール液圧を発生するコントロール液圧発生部と、マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けられ、このマスタシリンダからの入力液圧を開弁付勢力として受ける入力室と、この入力室と通路を介して連通されるとともに、前記液圧制動装置への出力液圧を閉弁付勢力として受ける出力室と、前記入力室及び前記出力室に対して隔離されるとともに、前記コントロール液圧を受けて閉弁付勢力を発生させる制御室と、前記開弁付勢力及び前記閉弁付勢力に基づいて前記通路を開閉する弁部とを有し、前記コントロール液圧を受けて前記通路を閉じるとともに、前記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発生させる液圧制御弁とを備えたことを特徴とする電気自動車の制動装置。
【請求項２】前記液圧制御弁は、開弁方向に付勢するばねを有することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項３】前記液圧制御弁は、前記液圧制動装置から前記マスタシリンダ側への液流を許容する逆止弁体を有することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項４】前記液圧制御弁は、駆動輪に対応して設けられ、液圧制御時に入力液圧と同じ割合で出力液圧が昇圧することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項５】前記液圧制御弁は、駆動輪及び従動輪に対応して設けられ、従動輪に対応する液圧制御弁は、液圧制御時に入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項６】前記液圧制御弁は、１つの前記コントロール液圧発生部に対して２以上設けられることを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項７】前記液圧制御弁は、閉弁すると入力液圧と同じ割合で出力液圧が昇圧する駆動輪用の液圧制御弁と、閉弁すると入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧する従動輪用の液圧制御弁とが、１つの前記コントロール液圧発生部に対して設けられたものであることを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項８】従動輪用の液圧制御弁は、駆動輪用の液圧制御弁より、入力液圧の上昇に対して早期に開弁することを特徴とする請求項７記載の電気自動車の制動装置。
【請求項９】前記液圧制御弁と並列に設けられ、出力液圧が前記液圧制動装置の無効圧に達すると、入力液圧を所定割合に減圧して出力する液圧比例弁を備えたことを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１０】前記コントロール液圧発生部は、回生制動力に応じた駆動力を発生する駆動手段と、この駆動力を受けてコントロール液圧を発生する制御ピストンとを有することを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１１】前記駆動手段は、前記制御ピストンに駆動力を伝達する直流モータであることを特徴とする請求項１０記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１２】前記コントロール液圧発生部は、前記駆動手段の摺動抵抗より大きい付勢力を有する制御ピストン戻し機構を有することを特徴とする請求項１０記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１３】前記コントロール液圧発生部には、コントロール液圧を検出するための液圧センサが設けられていることを特徴とする請求項１０記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１４】前記コントロール液圧発生部は、ブレーキ操作が行われると、前記所定値ΔＰを、そのとき最大限出力可能な回生制限値に対応する値として、コントロール液圧を発生させることを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１５】前記コントロール液圧発生部は、ブレーキ操作が行われると、前記所定値ΔＰが、そのとき最大限出力可能な回生制限値に対応する値に達するまで、前記入力液圧の上昇割合以上の勾配で当該所定値ΔＰを増加させることにより、コントロール液圧を発生させることを特徴とする請求項１記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１６】ブレーキ操作により、駆動輪に設けられた駆動モータの回生制動力を発生させるとともに、必要な制動力に対する不足分を、駆動輪又は従動輪に設けられた液圧制動装置により液圧制動力として発生させる電気自動車の制動装置において、前記回生制動力に対応した駆動力を発生する駆動手段と、一方側でこの駆動力及びマスタシリンダからの入力液圧Ｐｍを受けて、他方側で前記入力液圧に、前記駆動力に対応する所定値△Ｐを付加したコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を発生する制御ピストンとを有するコントロール液圧発生部と、前記制御ピストンの他方側に接続され、前記回生制動力を液圧制動力として発生させる際に必要となる液量及び液圧を消費するストローク補償ピストンと、前記マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けられ、前記コントロール液圧を受けて前記マスタシリンダと前記液圧制動装置との間の通路を閉じるとともに、前記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発生させる液圧制御弁とを備えたことを特徴とする電気自動車の制動装置。
【請求項１７】前記ストローク補償ピストンは、最大回生制動力相当の液量を消費すると、フルストロークに達することを特徴とする請求項１６記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１８】前記ストローク補償ピストンは、液量調節機構を有することを特徴とする請求項１６記載の電気自動車の制動装置。
【請求項１９】前記ストローク補償ピストンは、前記液圧制御弁によって制御される液圧制動装置の数、及び、その液量消費特性に基づいて補償量を決定されることを特徴とする請求項１８記載の電気自動車の制動装置。
【請求項２０】前記ストローク補償ピストンは、前記コントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を受けるとともに、マスタシリンダからの入力液圧Ｐｍを受けて、その差圧ΔＰを出力する差圧ピストンを有し、この差圧ピストンの出力側に、当該差圧ΔＰに基づいて前記回生制動力を液圧制動力として発生させる際に必要となる液量及び液圧を消費すべく作動する補償ピストンを有することを特徴とする請求項１６記載の電気自動車の制動装置。
【請求項２１】前記コントロール液圧発生部の前記駆動手段は、直流モータであることを特徴とする請求項１６記載の電気自動車の制動装置。
【請求項２２】前記コントロール液圧発生部の前記制御ピストンは、一方側と他方側とを連通させる貫通路と、この貫通路を作動時に閉じる弁体とを有することを特徴とする請求項１６記載の電気自動車の制動装置。
【発明の詳細な説明】【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、電気自動車の制動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来、ハイブリッド車両を含む電気自動車用の制動装置としては、例えば特開平５−１６１２１１号公報（以下、公報１という。）又は特開平７−２６４７１０号公報（以下、公報２という。）に示されるように、マスタシリンダからホイールシリンダに至る配管系統に液圧の伝達を制限する液圧制御弁（差圧弁）を設けるとともに、この液圧制御弁と一体に、回生制動力に対応して弁付勢力を付与するアクチュエータ（リニアソレノイド）が設けられている。このような構成により、回生制動力の分だけ液圧制動力を制限して、回生制動力を有効に利用することができる。
【０００３】また、特開平８−０８０８３８号公報（以下、公報３という。）、特開平９−３０３４３３号公報（以下、公報４という。）、又は特開平９−３０３４３４号公報（以下、公報５という。）には、液圧制御弁とアクチュエータとを互いに別体とし、アクチュエータによって発生させたコントロール圧に基づいて液圧制御弁の閉弁付勢力を制御する電気自動車の制動装置が示されている。このような制動装置においては、１つのアクチュエータによって発生させたコントロール圧を用いて、複数の液圧制御弁を制御することが可能となる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】上記公報１及び２の制動装置は、アクチュエータの付勢力によって直接に液圧制御弁の閉弁付勢力を変化させるものであるため、配管系統は比較的簡素である。しかし、例えばＸ配管車両において、前後輪それぞれに液圧制御弁が配設されている場合には、その数に対応してアクチュエータを設ける必要があり、アクチュエータの数を削減することができない。これに対して、上記公報３〜５の制動装置は、全体としてアクチュエータの数を低減させることが可能である。しかしながら、公報３の制動装置は、マスタシリンダからホイールシリンダに至る配管系統とは別に、液圧制御弁の圧力室にパイロット圧としてのマスタシリンダ液圧を導入する配管が必要になるとともに、通常時にマスタシリンダとホイールシリンダとの間を遮断するため、別途リザーバに接続する配管が必要になる等の理由により、配管系統が複雑になる。また、公報４及び５の制動装置は、液圧制御弁として、常閉型の減圧弁を用いるために、マスタシリンダとホイールシリンダとを連通させるバイパス通路が別途必要となる。従って、公報３〜５の制動装置においては、アクチュエータの数は削減できるが、その代わりに、配管系統が複雑になる。
【０００５】このように、従来の電気自動車の制動装置では、アクチュエータの数の削減と、配管系統の複雑化防止とを両立させることができない。上記のような従来の問題点に鑑み、本発明は、配管系統を複雑にすることなく、液圧制御のためのアクチュエータの個数を削減することのできる電気自動車の制動装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】本発明は、ブレーキ操作により、駆動輪に設けられた駆動モータの回生制動力を発生させるとともに、必要な制動力に対する不足分を、駆動輪又は従動輪に設けられた液圧制動装置により液圧制動力として発生させる電気自動車の制動装置において、前記回生制動力に対応した所定値△Ｐを増減されるコントロール液圧を発生するコントロール液圧発生部と、マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けられ、このマスタシリンダからの入力液圧を開弁付勢力として受ける入力室と、この入力室と通路を介して連通されるとともに、前記液圧制動装置への出力液圧を閉弁付勢力として受ける出力室と、前記入力室及び前記出力室に対して隔離されるとともに、前記コントロール液圧を受けて閉弁付勢力を発生させる制御室と、前記開弁付勢力及び前記閉弁付勢力に基づいて前記通路を開閉する弁部とを有し、前記コントロール液圧を受けて前記通路を閉じるとともに、前記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発生させる液圧制御弁とを備えたことを特徴とするものである（請求項１）。
【０００７】このように構成された電気自動車の制動装置において、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって直接駆動されるものではなく、回生制動力に対応して発生したコントロール液圧を制御室に受けて制御され、所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発生させるものである。また、液圧制御弁は、入力室と出力室とを連通する通路を有する構成となっている。
【０００８】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁は、開弁方向に付勢するばねを有するものであってもよい（請求項２）。この場合、液圧制御弁は、ばねの付勢に抗する力がない場合には、常に開弁状態を維持する。また、開弁状態の液圧制御弁は、液圧制動装置内の液圧を逃がすバイパス通路の役目を果たす。
【０００９】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁は、液圧制動装置からマスタシリンダ側への液流を許容する逆止弁体を有していてもよい（請求項３）
この場合、マスタシリンダからの入力液圧が低下して、入出力間の圧力差が大きくなると、逆止弁体の作用により、液圧制動装置からマスタシリンダ側へ液の戻りが生じる。
【００１０】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁は、駆動輪に対応して設けられ、液圧制御時に入力液圧と同じ割合で出力液圧が昇圧するものであってもよい（請求項４）。この場合、液圧制御弁の出力液圧により、全制動力のうち回生制動力の負担分を除く、残りの所要制動力が液圧によって負担される。
【００１１】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁は、駆動輪及び従動輪に対応して設けられ、従動輪に対応する液圧制御弁は、液圧制御時に入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧するものであってもよい（請求項５）。この場合、回生制動力が付与されない従動輪に対して、入力液圧より高い割合での昇圧により、回生制動力を考慮して抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加とともに回生制動力を考慮しないレベルに追いつく。
【００１２】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁は、１つのコントロール液圧発生部に対して２以上設けられてもよい（請求項６）。この場合、２以上の液圧制御弁が、１つのコントロール液圧発生部により制御される。
【００１３】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁は、閉弁すると入力液圧と同じ割合で出力液圧が昇圧する駆動輪用の液圧制御弁と、閉弁すると入力液圧より高い割合で出力液圧が昇圧する従動輪用の液圧制御弁とが、１つのコントロール液圧発生部に対して設けられたものであってもよい（請求項７）。この場合、駆動輪に関しては、液圧制御弁の出力液圧により、全制動力のうち所定の割合の制動力が液圧によって負担される。回生制動力が付与されない従動輪に対しては、入力液圧より高い割合での昇圧により、回生制動力を考慮して抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加とともに回生制動力を考慮しないレベルに追いつく。
【００１４】上記電気自動車の制動装置（請求項７）において、従動輪用の液圧制御弁は、駆動輪用の液圧制御弁より、入力液圧の上昇に対して早期に開弁するものであってもよい（請求項８）。この場合、従動輪の液圧が駆動輪の液圧より早期に立ち上がる。
【００１５】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、液圧制御弁と並列に設けられ、出力液圧が前記液圧制動装置の無効圧に達すると、入力液圧を所定割合に減圧して出力する液圧比例弁を備えてもよい（請求項９）。この場合、出力液圧が無効圧に達するまでは、液圧比例弁による減圧が行われることなく、液圧制動装置の無効ストロークが詰められる。
【００１６】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、コントロール液圧発生部は、回生制動力に応じた駆動力を発生する駆動手段と、この駆動力を受けてコントロール液圧を発生する制御ピストンとを有するものであってもよい（請求項１０）。この場合、駆動手段と制御ピストンとによって、所要のコントロール液圧が発生する。
【００１７】上記電気自動車の制動装置（請求項１０）において、駆動手段は、制御ピストンに駆動力を伝達する直流モータであってもよい（請求項１１）。この場合、回生制動力に応じた入力を供給することによって、モータの駆動力は変化する。従って、駆動力の制御が容易である。
【００１８】上記電気自動車の制動装置（請求項１０）において、コントロール液圧発生部は、駆動手段の摺動抵抗より大きい付勢力を有する制御ピストン戻し機構を有するものであってもよい（請求項１２）。この場合、駆動手段の故障等が発生した場合、制御ピストン戻し機構により、駆動手段の摺動抵抗に打ち勝って制御ピストンが戻される。
【００１９】上記電気自動車の制動装置（請求項１０）において、コントロール液圧発生部には、コントロール液圧を検出するための液圧センサが設けられていてもよい（請求項１３）。この場合、液圧センサによって、コントロール液圧が直接検出される。また、コントロール液圧の異常検出により駆動手段の作動を停止させることができる。
【００２０】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、コントロール液圧発生部は、ブレーキ操作が行われると、所定値ΔＰを、そのとき最大限出力可能な回生制限値に対応する値として、コントロール液圧を発生させるものであってもよい（請求項１４）。この場合、液圧制御弁は、所定値ΔＰに基づいて、入力液圧の上昇初期段階から回生制動力に応じた液圧制御を行う状態となる。
【００２１】上記電気自動車の制動装置（請求項１）において、コントロール液圧発生部は、ブレーキ操作が行われると、所定値ΔＰが、そのとき最大限出力可能な回生制限値に対応する値に達するまで、入力液圧の上昇割合以上の勾配で当該所定値ΔＰを増加させることにより、コントロール液圧を発生させるものであってもよい（請求項１５）。この場合、液圧制御弁は、入力液圧の上昇初期段階において増加するΔＰに基づいて、液圧制御特性をシフトさせることにより、液圧制御に応答の遅れをもたせる。その間に、閉弁が遅延した液圧制御弁を通じて、液圧制動装置の無効ストロークが詰められる。
【００２２】また、本発明は、ブレーキ操作により、駆動輪に設けられた駆動モータの回生制動力を発生させるとともに、必要な制動力に対する不足分を、駆動輪又は従動輪に設けられた液圧制動装置により液圧制動力として発生させる電気自動車の制動装置において、前記回生制動力に対応した駆動力を発生する駆動手段と、一方側でこの駆動力及びマスタシリンダからの入力液圧Ｐｍを受けて、他方側で前記入力液圧に、前記駆動力に対応する所定値△Ｐを付加したコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を発生する制御ピストンとを有するコントロール液圧発生部と、前記制御ピストンの他方側に接続され、前記回生制動力を液圧制動力として発生させる際に必要となる液量及び液圧を消費するストローク補償ピストンと、前記マスタシリンダと液圧制動装置との間に設けられ、前記コントロール液圧を受けて前記マスタシリンダと前記液圧制動装置との間の通路を閉じるとともに、前記所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発生させる液圧制御弁とを備えたことを特徴とするものであってもよい（請求項１６）。
【００２３】このように構成された電気自動車の制動装置において、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって直接駆動されるものではなく、回生制動力に対応して発生したコントロール液圧を制御室に受けて制御され、所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を制御するものである。また、液圧制御弁は、入力室と出力室とを連通する通路を有する構成となっている。一方、ストローク補償ピストンは、回生制動時のブレーキストロークを消費する。回生制動力が失効する（故障を含む）に伴って前記駆動力が低減されると、制御ピストンが他側のコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）により戻される。制御ピストンが戻されると、ストローク補償ピストンもこれに追従して、制御ピストン側の液量がマスタシリンダ側に戻され、この液量が液圧制動装置に供給される。
【００２４】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）において、ストローク補償ピストンは、最大回生制動力相当の液量を消費すると、フルストロークに達するものであってもよい（請求項１７）。この場合、回生制動力が最大の場合にストローク補償ピストンがフルストロークとなって、ボトミング圧に達する。
【００２５】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）において、ストローク補償ピストンは、液量調節機構を有するものであってもよい（請求項１８）。この場合、液量調節機構により任意の液量を設定することが可能になる。
【００２６】上記電気自動車の制動装置（請求項１８）において、ストローク補償ピストンは、液圧制御弁によって制御される液圧制動装置の数、及び、その液量消費特性に基づいて補償量を決定されるものであってもよい（請求項１９）。この場合、液圧制動装置の数や液量消費特性に応じた補償液量で、適切な補償がなされる。
【００２７】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）において、ストローク補償ピストンは、コントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）を受けるとともに、マスタシリンダからの入力液圧Ｐｍを受けて、その差圧ΔＰを出力する差圧ピストンを有し、この差圧ピストンの出力側に、当該差圧ΔＰに基づいて回生制動力を液圧制動力として発生させる際に必要となる液量及び液圧を消費すべく作動する補償ピストンを有するものであってもよい（請求項２０）。この場合、差圧ピストンは、コントロール液圧Ｐｃからマスタシリンダ液圧Ｐｍを除去した差圧ΔＰを出力する。一方、補償ピストンは、このΔＰのみによって駆動され、回生制動力を液圧制動力として発生させる際に必要となる液量及び液圧を消費すべく作動する。こうして、補償ピストンはマスタシリンダ液圧Ｐｍの影響を直接受けることなく、ΔＰのみによって作動するので、回生制動力が使用されない場合に補償ピストンが動作することによる不要なストローク補償動作が防止される。
【００２８】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）において、コントロール液圧発生部の前記駆動手段は、直流モータであってもよい（請求項２１）。この場合、回生制動力に応じた入力を供給することによって、モータの駆動力を容易に、かつ、自在に変化させることができる。
【００２９】上記電気自動車の制動装置（請求項１６）において、コントロール液圧発生部の制御ピストンは、一方側と他方側とを連通させる貫通路と、この貫通路を作動時に閉じる弁体とを有するものであってもよい（請求項２２）。この場合、貫通路を通って所定の液量が制御ピストンの他方側に供給される。
【００３０】
【発明の実施の形態】図１７は、本発明の一実施形態による電気自動車の制動装置の構成を示す図である。図において、ブレーキペダル１にはマスタシリンダ２が接続されており、このマスタシリンダ２は、一対の液圧制御弁ユニット３と接続されている。図の左側の液圧制御弁ユニット３は、コントロール液圧発生部ＣＶ、前輪用の液圧弁装置ＦＶ、後輪用の液圧弁装置ＲＶ、及び、液圧センサＣＳを備えている。液圧弁装置ＦＶ及びＲＶは、それぞれ、前輪左側車輪用の液圧制動装置４ＦＬ及び後輪右側用の液圧制動装置４ＲＲと接続されている。図の右側の液圧制御弁ユニット３も同様に構成され、液圧弁装置ＦＶ及びＲＶは、それぞれ、前輪右側車輪用の液圧制動装置４ＦＲ及び後輪左側用の液圧制動装置４ＲＬと接続されている。すなわち、このブレーキ配管形態は、Ｘ配管である。マスタシリンダ２から図１７の右側の液圧制御弁ユニット３に至る経路上には液圧センサＭＳが設けられている。この電気自動車は、前輪５ＦＬ及び５ＦＲを駆動輪、後輪５ＲＬ及び５ＲＲを従動輪とする前輪駆動車であり、前輪５ＦＬ及び５ＦＲには駆動モータ６が接続されている。
【００３１】ブレーキコントローラ７は、上述の各液圧センサＭＳ、ＣＳ（一対）、並びに、ブレーキペダル２が踏まれたことを検知するブレーキスイッチ８からの信号を受け取り、各コントロール液圧発生部ＣＶに対して駆動信号を出力する。ブレーキコントローラ７と接続されたシステムコントローラ９は、インバータ１０を制御し、駆動モータ６はこのインバータ１０によって、任意の速度で駆動される。また、駆動モータ６は、電力の回生により回生制動力を前輪５ＦＬ及び５ＦＲに作用させる。なお、上記のようなＸ配管構成を有する制動装置においては、一系統の配管の故障時に他系統の配管により、前輪の一方及び後輪の一方が制動され、バランスを崩すことなく、車両を停止させることができる。
【００３２】次に、上記液圧制御弁ユニット３の構成について詳細に説明する。図１及び図２は、液圧制御弁ユニット３の横断面図であり、図１は最大回生制動時の状態を、図２は回生制動がオフの状態を、それぞれ示している。図２に示す回生制動がオフの状態とは、例えば、充分な回生制動力が得られない場合や、回生制動系統に何らかの故障が発生した場合の状態であり、このときは、ブレーキコントローラ７（図１７）からコントロール液圧発生部ＣＶには駆動信号が与えられていない。
【００３３】図２において、液圧制御弁ユニット３は、中心部に存在するコントロール液圧発生部ＣＶと、その上方及び下方にそれぞれ設けられている前輪の液圧弁装置ＦＶ及び後輪の液圧弁装置ＲＶとによって構成されている。前輪の液圧弁装置ＦＶは、外側に配置された液圧比例弁ＦＰＶと内側に配置された液圧制御弁ＦＣＶとによって構成されている。液圧制御弁ＦＣＶと液圧比例弁ＦＰＶとは、互いに並列に接続されており、入力及び出力は共通である。同様に、後輪の液圧弁装置ＲＶは、外側に配置された液圧比例弁ＲＰＶと内側に配置された液圧制御弁ＲＣＶとによって構成されている。液圧制御弁ＲＣＶと液圧比例弁ＲＰＶとは、互いに並列に接続されており、入力及び出力は共通である。
【００３４】図４は、図２からコントロール液圧発生部ＣＶのみを抜き出して示した図である。図２を参照した図４において、コントロール液圧発生部ＣＶは、シリンダ３０１の内部に制御ピストン３０２を有する。この制御ピストン３０２は、軸方向（図の左右方向）に移動可能に支持され、かつ、機械的駆動手段によって駆動される。当該コントロール液圧発生部ＣＶは、回生制動力をパラメータとして、入力ポート３０１ａに供給されるマスタシリンダ液圧Ｐｍに応じた制御圧Ｐｃを、出力ポート３０１ｂに提供する装置である。
【００３５】上記制御ピストン３０２の左端部には、中央部に孔３０３ａが形成されたばね受け座３０３が装着されている。制御ピストン３０２は、このばね受け座３０３と、シリンダ３０１に螺着された取付蓋３０４との間に保持されたリターンスプリング３０５によって右方向に付勢される。リターンスプリング３０５を収容するシリンダ３０１内の液室Ｑ１は、出力ポート３０１ｂと連通している。制御ピストン３０２の内部には、入力ポート３０１ａに連通し、ピン３０６が遊挿された孔３０２ａと、この孔３０２ａから軸方向に穿設された軸孔３０２ｂと、この軸孔３０２ｂを介して孔３０２ａと連通した弁室３０２ｃと、右端側に穿設された嵌合穴３０２ｄとが設けられている。
【００３６】上記弁室３０２ｃには、ばね３０７により図の右方向に付勢された弁体３０８が設けられ、この弁体３０８の支軸であるロッド３０９が軸孔３０２ｂに挿通されている。図示の状態では、ロッド３０９の右端がピン３０６に当接して左方向に押されていることにより、弁体３０８はばね３０７に抗して、制御ピストン３０２に対して左方向に移動している。この結果、弁体３０８は弁室３０２ｃの右端側壁面から離反している。すなわち、弁体３０８と弁室３０２ｃの右端側壁面を弁座とする弁は開弁状態である。取付蓋３０４は、その中心部に液圧センサＣＳが埋設されている。この液圧センサＣＳは、取付蓋３０４の中心軸方向に形成された孔３０４ａを通じて液室Ｑ１と連通している。従って、液圧センサＣＳは出力ポート３０１ｂの液圧すなわち、コントロール液圧Ｐｃを検出する。なお、このようにコントロール液圧Ｐｃを直接検出することは、正確にコントロール液圧Ｐｃを把握できるとともに、圧力の異常が検出された場合は、制御ピストン３０２の作動を停止させることにより、フェールセーフを確保することができる点で好ましい。
【００３７】コントロール液圧発生部ＣＶの右側には、モータ（ＤＣモータ）３１０と、このモータ３１０の回転軸に、スラスト軸受３１１を介して接続された主軸３１２と、この主軸３１２とボールねじを構成し、円柱状部３１３ａと縦長の鍔部３１３ｂとを有するナット部材３１３と、ナット部材３１３の回転を防ぐため鍔部３１３ｂと係合した回り止め部材３１４とが設けられている。ナット部材３１３の円柱状部３１３ａは、制御ピストン３０２の嵌合穴３０２ｄに摺動自在に嵌合している。モータ３１０は、供給された電流に応じた回転トルクで主軸３１２を回転させ、これによりナット部材３１３は図の左方向に前進する。前述のように、図２及び図４に示す状態においては、モータ３１０に駆動信号が与えられていないため、ナット部材３１３は右端位置にある。従って、制御ピストン３０２には、モータ３１０の回転トルクによる左方向への力が付与されていない。なお、ナット部材３１３は、モータ３１０の回転トルクによる前進方向への力と、これに対抗するリターンスプリング３０５のばね力等とのバランスにより、回転トルクに応じた位置まで制御ピストン３０２を押し込む。一方、回転トルクが失われると、ナット部材３１３は、リターンスプリング３０５のばね力を受けて迅速に元の位置に戻る。
【００３８】一方、図３に示すように、制御ピストン３０２の摺動方向と直交するシリンダ３０１の上部側に、ストローク補償ピストンを構成する補償ピストン３１５が図の上下方向に所定範囲で摺動自在に設けられている。補償ピストン３１５の下端部は液室Ｑ１に面しており、液室Ｑ１の液圧を受ける。補償ピストン３１５は、ばね３１６を介して取付蓋３１７を螺着することにより、シリンダ３０１内に封止されている。取付蓋３１７はロックナット３１８により固定されており、従って、上下方向に任意の位置で固定される。取付蓋３１７の固定位置により、補償ピストン３１５の端部との隙間Ｇが変化する。この隙間Ｇは、補償ピストン３１５のストロークを決定するため、取付蓋３１７の固定位置に応じて補償液量を調整することが可能である。補償液量は、液圧制動装置の種類や数に対応して調整される。なお、補償液量は回生制動力に相当するものであるため、上記のような可調整の構成は、どのような回生制動力にも対応することができる点で好適である。
【００３９】図５は、図２から前輪側の液圧比例弁ＦＰＶのみを抜き出して示した図である。なお、後輪側の液圧比例弁ＲＰＶも構造は同様である。図２を参照した図５において、シリンダ３０１内に設けられたピストン穴３０１ｃには、ピストン３２１が軸方向に摺動自在に嵌挿され、栓部材３２２によって封止されている。ピストン３２１の外周には凹部３２１ａが形成され、ピストン穴３０１ｃとの間に液室Ｑ２を形成している。また、ピストン３２１の左端側内部には、ばね受け部３２１ｂ及び連絡孔３２１ｃが形成されている。このばね受け部３２１ｂ内の液室Ｑ３は、連絡孔３２１ｃを通じて液室Ｑ２と連通している。ばね受け部３２１ｂには、ばね３２３が装填され、弁体（逆止弁体）３２４は栓部材３２２に当接した状態で、ばね３２３によって左方向に付勢されている。ピストン３２１の左端部には略円筒状の弁座３２５が取り付けられ、この弁座３２５を弁体３２４の円柱部３２４ｂが貫通している。
【００４０】上記弁座３２５の右端面に弁体３２４のテーパ部３２４ａが押しつけられた状態が閉弁状態であり、これらが互いに離反した状態が開弁状態である。弁体３２４の円柱部３２４ｂの外周面と弁座３２５の内周面との間には隙間があり、液の流通が可能である。また、弁座３２５の側面には通孔３２５ａが形成されている。開弁状態では、液室Ｑ３は、上記隙間と通孔３２５ａを介してピストン３２１の左端側に形成された液室Ｑ４と連通する。
【００４１】ピストン３２１は、右端側でばね３２６によって左方向に付勢され、上記ばね３２３によって右方向に付勢されている。液圧が付与されない状態では、ピストン３２１は、２つのばね３２６及び３２３の力のバランスがとれた位置にあり、開弁している。マスタシリンダ液圧Ｐｍが供給されるシリンダ３０１の入力ポート３０１ｄは、上記液室Ｑ２に連通し、液室Ｑ２は後述する液圧制御弁ＦＣＶの入力ポート３０１ｆと連通している。また、ホイールシリンダ圧Ｐｗを出力する出力ポート３０１ｅは、上記液室Ｑ４と連通し、液室Ｑ４は後述する液圧制御弁ＦＣＶの出力ポート３０１ｇと連通している。
【００４２】図６は、図２から前輪側の液圧制御弁ＦＣＶのみを抜き出して示した図である。なお、後輪側の液圧制御弁ＲＣＶも構造は同様である。図２を参照した図６において、シリンダ３０１内に設けられたピストン穴３０１ｈには、ピストン３３１が軸方向に摺動自在に嵌挿され、栓部材３３２によって封止されている。ピストン３３１の右端部とシリンダ３０１との間には液室Ｑ５（入力室）が、また、ピストン３３１の左端部とシリンダ３０１との間には液室Ｑ６（出力室）が、それぞれ形成されている。液室Ｑ５は、入力ポート３０１ｆ及び、コントロール液圧発生部ＣＶの入力ポート３０１ａと連通している。液室Ｑ６は、出力ポート３０１ｇと連通している。また、ピストン３３１の外周の一部とシリンダ３０１との間には、上記液室Ｑ５及びＱ６とは隔離された液室Ｑ７（制御室）が形成され、この液室Ｑ７はコントロール液圧発生部ＣＶの出力ポート３０１ｂと連通している。
【００４３】ピストン３３１の内部には、連絡孔３３１ａと、これに連通したばね受け部３３１ｂとによって、中心軸部分を貫通した通路が形成されている。ばね受け部３３１ｂには、ばね３３３が装着され、弁体３３４（逆止弁体）はシリンダ３０１に当接した状態で、ばね３３３によって左方向に付勢されている。ピストン３３１の左端部には略円筒状の弁座３３５が取り付けられ、この弁座３３５を弁体３３４の円柱部３３４ｂが貫通している。
【００４４】上記弁座３３５の右端面に弁体３３４のテーパ部３３４ａが押しつけられた状態が閉弁状態であり、これらが互いに離反した状態が開弁状態である。弁体３３４の円柱部３３４ｂの外周面と弁座３３５の内周面との間には隙間があり、液の流通が可能である。また、弁座３３５の側面には通孔３３５ａが形成されている。開弁状態では、上記液室Ｑ５及びＱ６は、上記連絡孔３３１ａ、ばね受け部３３１ｂ、上記隙間及び通孔３３５ａを介して互いに連通している。
【００４５】ピストン３３１は、右端側でばね３３６によって左方向に付勢され、上記ばね３３３によって右方向に付勢されている。液圧が付与されない状態では、ピストン３３１は、２つのばね３３６及び３３３の力のバランスがとれた図示の位置にあり、開弁している。このように、いわゆるノーマルオープンの弁であることは、異常時に液圧制動力の発生を妨げないため、フェイルセーフの点から好ましい。また、液圧制動装置４ＲＲ、４ＦＬ、４ＦＲ及び４ＲＬからマスタシリンダ２側への液の戻りを許容するバイパス通路の役目をも果たすため、別途バイパス通路を設ける必要がない。上記液室Ｑ７は、コントロール液圧発生部ＣＶの出力ポート３０１ｂと連通しており、コントロール液圧Ｐｃを受ける。
【００４６】次に、上記のように構成されたコントロール液圧発生部ＣＶ、液圧比例弁ＦＰＶ（ＲＰＶ）及び液圧制御弁ＦＣＶ（ＲＣＶ）における、それぞれのピストンにかかる力の釣り合いに基づく液圧制御（ミータリング）動作について説明する。図１は、最大回生制動時の液圧制御弁ユニット３の状態を示す断面図である。まず、コントロール液圧発生部ＣＶの動作について説明する。図７は、図１からコントロール液圧発生部ＣＶのみを抜き出して示した図である。図１を参照した図７において、モータ３１０の回転によりナット部材３１３が左方向に前進する。従って、ナット部材３１３の鍔部３１３ｂにより制御ピストン３０２は左に押され、所定距離移動している。この結果、ロッド３０９がピン３０６から離れ、弁体３０８はばね３０７の付勢を受けて弁室３０２ｃの右端側壁面に当接している。すなわち、コントロール液圧発生部ＣＶは閉弁状態にある。
【００４７】上記の状態のコントロール液圧発生部ＣＶにおいて、ばね受け部３０３の外径をＤｃ１、ばね受け部３０３の内径をＤｓ、入力ポート３０１ａ側における制御ピストン３０２の受圧最大径をＤｍ、制御ピストン３０２のマスタシリンダ液圧受入部での直径をＤｐとすると（図７中の各記号参照。）、コントロール液圧Ｐｃにかかわる制御ピストン３０２の左端部側の受圧面積Ｓｃ１は、 Ｓｃ１＝（π／４）・（Ｄｃ１２−Ｄｓ２） ．．．（１）
で表される。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対する制御ピストン３０２の右端部側の受圧面積Ｓｍは、 Ｓｍ＝（π／４）・（Ｄｍ２−Ｄｐ２−Ｄｓ２） ．．．（２）
で表される。
【００４８】ここで、Ｓｃ１＝Ｓｍとなるように、Ｄｃ１、Ｄｓ、Ｄｍ及びＤｐの各値を設定しておく。すなわち、式（１）及び（２）より、（Ｄｃ１２−Ｄｓ２）＝（Ｄｍ２−Ｄｐ２−Ｄｓ２）
とおいて、これをＤｍについて解くと、Ｄｍ＝（Ｄｃ１２＋Ｄｐ２）１／２ ．．．（３）
となるので、この式（３）の関係を保つことにより、Ｓｃ１＝Ｓｍの関係が得られる。
【００４９】一方、リターンスプリング３０５のばね力をＦｓ、制御ピストン３０２の摺動抵抗をｆ（＜Ｆｓ）、モータ３１０による制御ピストン３０２を左方向に押す力をＦとすると、制御ピストン３０２にかかる力の釣り合いの関係により、 Ｓｃ１・Ｐｃ＋Ｆｓ＋ｆ＝Ｓｍ・Ｐｍ＋Ｆ ．．．（４）
が成り立つ。これにより、 Ｐｃ＝（Ｓｍ／Ｓｃ１）・Ｐｍ＋｛（Ｆ−Ｆｓ−ｆ）／Ｓｃ１｝ ．．(５）
となる。ここで、上記Ｓｃ１＝Ｓｍの関係より、（Ｓｍ／Ｓｃ１）＝１であるから、ΔＰ＝｛（Ｆ−Ｆｓ−ｆ）／Ｓｃ１｝とおくと、Ｐｃ＝Ｐｍ＋ΔＰ ．．．（６）
と表される。ここで、ΔＰを決定する要素のうち、Ｆｓ、ｆ及びＳｃ１は定数若しくは略一定数であり、残るＦは、ブレーキコントローラ７（図１７）から与えられるモータ３１０の駆動信号に依存する。すなわち、その時点で発生可能な回生制動力に応じてΔＰが変化し、コントロール液圧Ｐｃが変化する。このコントロール液圧Ｐｃは、出力ポート３０１ｂを通じて、前輪側の液圧制御弁ＦＣＶ及び後輪側の液圧制御弁ＲＣＶに供給され、マスタシリンダ液圧Ｐｍとの関係で、これらの弁を制御する。こうして、単一のコントロール液圧発生部ＣＶから生じたコントロール液圧Ｐｃは、２つの液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶに対して、いわば共通の「アクチュエータ」として作用する。なお、上記リターンスプリング３０５のばね力Ｆｓと、制御ピストン３０２の摺動抵抗をｆとが、ｆ＜Ｆｓの関係にあることは、制御ピストン３０２の駆動機構に故障が発生した場合に、摺動抵抗が原因となってコントロール液圧Ｐｃの残圧が生じることを防止する効果がある。
【００５０】ブレーキコントローラ７は、マスタシリンダ液圧Ｐｍに応じて、発生させるべき回生制動力を決定し、決定した回生制動力に応じた駆動信号をモータ３１０に与える。この駆動信号により、ΔＰが決まる。図１４は、ΔＰが終始一定の、コントロール液圧発生パターンの例である。すなわち、ブレーキ操作が行われると、マスタシリンダ液圧Ｐｍが立ち上がる前から一定のΔＰが与えられ、コントロール液圧Ｐｃは、常にマスタシリンダ液圧Ｐｍより所定値ΔＰ大きい。このΔＰは、そのとき最大限出力可能な回生制限値に対応する値である。
【００５１】次に、液圧比例弁ＦＰＶの閉弁状態における液圧制御動作について説明する。図８は、図１から前輪側の液圧比例弁ＦＰＶのみを抜き出して示した図であり、当該状態は閉弁状態（厳密には閉弁と開弁とを高速に繰り返す臨界的状態である。）である。図８において、ピストン３２１におけるホイールシリンダ液圧Ｐｗの受圧最大径をＤｗ、弁座３２５の内径をＤｓ、ピストン３２１の凹部３２１ａの外径をＤｍとすると、ホイールシリンダ液圧Ｐｗにかかわるピストン３２１の左端部側の受圧面積Ｓｗは、 Ｓｗ＝（π／４）・（Ｄｗ２−Ｄｓ２） ．．．（７）
で表される。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するピストン３２１の右端部側の受圧面積Ｓｍは、 Ｓｍ＝（π／４）・（Ｄｗ２−Ｄｍ２−Ｄｓ２） ．．．（８）
で表される。
【００５２】一方、ばね３２６のばね力をＦｓ、ピストン３２１の摺動抵抗をｆとすると、ピストン３２１にかかる力の釣り合いの関係により、Ｓｗ・Ｐｗ＝Ｓｍ・Ｐｍ＋Ｆｓ＋ｆ ．．．（９）
が成り立つ。ここで、左辺は閉弁付勢力を表し、右辺は開弁付勢力を表す。これにより、 Ｐｗ＝（Ｓｍ／Ｓｗ）・Ｐｍ ＋｛（Ｆｓ＋ｆ）／Ｓｗ｝ ．．．（１０）
となる。ここで、Ｓｍ／Ｓｗ＝Ｋ１（定数）とおくと、 Ｐｗ＝Ｋ１・Ｐｍ ＋｛（Ｆｓ＋ｆ）／Ｓｗ｝ ．．．（１１）
と表される。すなわち、式（１１）は、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するホイールシリンダ液圧Ｐｗが１次方程式の形で表され、（Ｆｓ＋ｆ）／Ｓｗを切片とする勾配Ｋ１の直線で表されることを示している。ここで、切片の値及び勾配Ｋ１の値は、いずれも正の一定値である。Ｋ１として設定される値は、例えば０．１であり、直線の勾配は小さい。
【００５３】次に、液圧制御弁ＦＣＶの閉弁状態における液圧制御動作について説明する。図９は、図１から前輪側の液圧制御弁ＦＣＶのみを抜き出すとともに、これを閉弁状態（厳密には閉弁と開弁とを高速に繰り返す臨界的状態である。）とした図である（なお、図１は開弁状態である。）。図９において、ホイールシリンダ液圧Ｐｗに対するピストン３３１の受圧最大径をＤｗ、コントロール液圧Ｐｃの受圧にかかわるピストン３３１の最小径をＤｃ、最大径をＤｍ（マスタシリンダ液圧Ｐｍの受圧にかかわる最大径と同一）、弁座３３５の内径をＤｓとすると、ホイールシリンダ液圧Ｐｗにかかわるピストン３３１の左端部側の受圧面積Ｓｗは、 Ｓｗ＝（π／４）・（Ｄｗ２−Ｄｓ２） ．．．（１２）
で表される。また、コントロール液圧Ｐｃに対するピストン３３１の受圧面積Ｓｃは、 Ｓｃ＝（π／４）・（Ｄｍ２−Ｄｃ２） ．．．（１３）
で表される。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するピストン３３１の右端部側の受圧面積Ｓｍは、 Ｓｍ＝（π／４）・（Ｄｍ２−Ｄｓ２） ．．．（１４）
で表される。
【００５４】一方、ばね３３６のばね力をＦｓ、ピストン３３１の摺動抵抗をｆとすると、ピストン３３１にかかる力の釣り合いの関係により、 Ｓｗ・Ｐｗ＋Ｓｃ・Ｐｃ＝Ｓｍ・Ｐｍ＋Ｆｓ−ｆ ．．．（１５）
が成り立つ。ここで、左辺は閉弁付勢力を表し、右辺は開弁付勢力を表す。これに、式（６）のＰｃを代入すると、 Ｐｗ＝｛（Ｓｍ−Ｓｃ）／Ｓｗ｝・Ｐｍ＋｛（Ｆｓ−ｆ−Ｓｃ・ΔＰ）／Ｓｗ｝ ．．．（１６）
となる。ここで、（Ｓｍ−Ｓｃ）／Ｓｗ＝Ｋ２（定数）とおくと、 Ｐｗ＝Ｋ２・Ｐｍ＋｛（Ｆｓ−ｆ−Ｓｃ・ΔＰ）／Ｓｗ｝ ．．．（１７）
となる。すなわち、式（１７）は、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するホイールシリンダ液圧Ｐｗが、１次方程式で表され、（Ｆｓ−ｆ−Ｓｃ・ΔＰ）／Ｓｗを切片とする勾配Ｋ２の直線で表されることを示している。この勾配Ｋ２は正の一定値であり、通常１．０以上の値に設定される。一方、切片の値は、ΔＰ（＝Ｐｃ−Ｐｍ）により変動し、一定値ではない。このようにして切片にΔＰが含まれることにより、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するホイールシリンダ液圧Ｐｗの液圧制御特性にΔＰがパラメータとして関与し、ホイールシリンダ液圧Ｐｗは回生制動力の影響を受ける。
【００５５】なお、上記の液圧比例弁及び液圧制御弁に関する説明は、前輪側のものについて行ったが、後輪側の液圧比例弁ＲＰＶ及び液圧制御弁ＲＣＶについても、同様である。但し、式（１１）及び（１７）におけるＫ１及びＫ２の各値、並びに、当該式における切片の値は、駆動輪であるか否かや液圧制動装置の種類を考慮して、前輪側と後輪側とで互いに独立して設計される。
【００５６】図１２は、上記の液圧制御弁ユニット３における、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対する前輪側のホイールシリンダ液圧Ｐｗの特性を示すグラフである。図において、原点（０，０）を通過する勾配１の直線（破線で示す。）は、マスタシリンダ液圧Ｐｍとホイールシリンダ液圧Ｐｗとが等しい特性を示しており、回生制動がオフ又は故障のときは、この特性に従ってホイールシリンダ液圧Ｐｗが発生する。これに対して、実線で示す折れ線グラフ部分が本実施形態の液圧制御弁ユニット３によって提供される前輪（駆動輪）の液圧特性である。
【００５７】上記折れ線グラフによる特性は、式（１１）によって表される勾配Ｋ１（この場合、０．１）の直線と、式（１７）によって表される勾配Ｋ２（この場合１．０）の直線とをグラフ上で重ね、Ｐｍに対してのＰｗが大きい方の特性（すなわち、グラフ上で上方にある方）をとり、かつ、出力であるＰｗは入力であるＰｍを越えないという関係から描かれている。具体的には、原点から折れ点Ｐ１までは、Ｐｗ＝Ｐｍの関係でホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。続いて、折れ点Ｐ１から折れ点Ｐ２までは、前述の式（１１）に従って勾配Ｋ１で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが微増する。折れ点Ｐ２以降は、前述の式（１７）に従って勾配Ｋ２で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。
【００５８】次に、図１２に示した特性を、制動装置の各部の動作に対応させて具体的に説明する。まず、図１２に示す前輪側の特性に関して図１〜図９及び図１７を参照して説明する。なお、回生制動力は最大値を提供可能であり、コントロール液圧発生パターンは図１４に示すパターンであるとする。このとき、ブレーキ操作が行われる前の液圧制御弁ユニット３は、図２に示す状態にあり、コントロール液圧発生部ＣＶ、液圧制御弁ＦＣＶ、及び、液圧比例弁ＦＰＶの各弁はすべて開弁状態にある。
【００５９】ここで、ブレーキ操作が行われると、図１７におけるブレーキスイッチ８が動作して検出信号がブレーキコントローラ７に送られる。また、ブレーキペダル１の踏み込みに応じてマスタシリンダ２からマスタシリンダ液圧Ｐｍが出力され、液圧制御弁ユニット３に供給される。マスタシリンダ液圧Ｐｍは、液圧センサＭＳによって検出され、検出信号がブレーキコントローラ７に送られる。ブレーキコントローラ７及びシステムコントローラ９は、受け取った検出信号に応じて回生制動を開始する。また、ブレーキコントローラ７は、回生制動指令量に基づいて、モータ電流をコントロール液圧発生部ＣＶのモータ３１０（図２）に供給する。これによりモータ３１０が駆動され、ナット部材３１３が前進して制御ピストン３０２を押すことにより、コントロール液圧発生部ＣＶは閉弁状態となる。
【００６０】閉弁により、コントロール液圧発生部ＣＶは、前述の式（６）に基づいて、コントロール液圧Ｐｃを発生させる。ここで、モータ電流は、式（６）におけるΔＰが、その時点における最大限出力可能な回生制限値ＲＢmaxに対応する値となるように、最初から一定の値で与えられる（図１４参照）。従って、モータ３１０により駆動されたナット部材３１３は、回生制限値ＲＢmaxに対応する力Ｆで制御ピストン３０２を押し込む。この力Ｆに応じて、所定値ΔＰ（＝｛（Ｆ−Ｆｓ−ｆ）／Ｓｃ１｝）が決まり、コントロール液圧Ｐｃが式（６）に基づいて発生する。なお、コントロール液圧Ｐｃにより、補償ピストン３１５が押し込まれる。補償ピストン３１５（図３）は、最大回生制動力発生時にボトミングして、ギャップＧが０となる。補償ピストン３１５がボトミングすると、制御ピストン３０２もそれ以上押し込まれることはなく、その位置で停止する。これは、最大回生制動力を液圧制動力として発生させたならば消費されるであろう液量及び液圧を模擬的に吸収した状態である。
【００６１】液圧比例弁ＦＰＶの液圧制御特性は式（１１）に示すように、回生制動力には無関係であり、勾配Ｋ１の直線は最初から決まっている。また、マスタシリンダ液圧Ｐｍが０のときは、開弁状態である。従って、ブレーキ操作によってマスタシリンダ液圧Ｐｍが立ち上がると、ホイールシリンダ液圧（出力液圧）Ｐｗも同値で立ち上がる。液圧比例弁ＦＰＶにおいて、閉弁付勢力と開弁付勢力とが互いに釣り合っている状態は、勾配Ｋ１の直線の左方への延長線（図示せず）上にある（Ｐｍ,Ｐｗ）について得られるが、原点から折れ点Ｐ１までの間においては、このＫ１勾配の直線の延長線より、Ｐｗ＝Ｐｍの直線が下方にある。これは、閉弁付勢力と開弁付勢力とが互いに釣り合っているＫ１勾配直線上の状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に低いことを示す。従って、このときの液圧比例弁ＦＰＶにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より小さく、開弁状態が維持される。この動作は、図１２に示す特性の原点から折れ点Ｐ１までに相当する。
【００６２】一方、液圧制御弁ＦＣＶは、上記所定値ΔＰが決まることにより、式（１７）が確定するので、図１２の勾配Ｋ２の直線が決まる。従って、マスタシリンダ液圧Ｐｍが上昇する前から、折れ点Ｐ２の位置（回生制動力最大のときは、Ｐｍ＝３０ｋｇｆ／ｃｍ２となる位置）が確定している。このことは、液圧制御弁ＦＣＶを早期に液圧制御状態にする意義がある。従って、液圧制御弁ＦＣＶは、当初は開弁状態にあるが、コントロール液圧Ｐｃを受けて、すぐに閉弁状態となる。
【００６３】マスタシリンダ液圧Ｐｍが、折れ点Ｐ１に相当する値を越えると、勾配Ｋ１の直線とＰｗ＝Ｐｍの直線との上下関係が逆転する。従って、これ以降は、液圧比例弁ＦＰＶの閉弁付勢力と開弁付勢力とがつりあった状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に高い状態となろうとする。従って、このときの液圧比例弁ＦＰＶにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より大きくなり、閉弁状態になる。閉弁により、液圧比例弁ＦＰＶは、式（１１）に基づいて、入力に対して出力を制御する液圧制御状態となる。従って、ホイールシリンダ液圧Ｐｗは、勾配Ｋ１の直線に沿って、液圧がほとんど上昇しない状態となる。こうして、液圧制動は抑制される。この状態の間に、液圧制動装置４ＦＬ及び４ＦＲの無効ストローク（実際にブレーキが効き始めるまでの遊び）が詰められる。このことは、後の液圧制動開始時にブレーキストロークの違和感を防止する効果がある。一方、閉弁状態にある液圧制御弁ＦＣＶは、マスタシリンダ液圧Ｐｍが約２６ｋｇｆ／ｃｍ２あたりからホイールシリンダ液圧Ｐｗを出力可能な状態となるが、折れ点Ｐ１からＰ２までは、Ｋ１勾配直線すなわち液圧比例弁ＦＰＶの出力の方が大きいため、液圧制御弁ＦＣＶの出力はホイールシリンダ液圧Ｐｗに影響を与えない。
【００６４】マスタシリンダ液圧Ｐｍが折れ点Ｐ２に相当する値（本例では３０ｋｇｆ／ｃｍ２）以上になると、液圧制御弁ＦＣＶの出力が液圧比例弁ＦＰＶの出力を上回るため、液圧制御弁ＦＣＶの出力がホイールシリンダ液圧Ｐｗとなる。以後、マスタシリンダ液圧Ｐｍの増加に伴って、勾配Ｋ２（＝１）でホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇する。勾配が１であることにより、その後も引き続いて回生制動力が有効に利用される。勾配Ｋ２は設計上の値から決まる一定値であるが、式（１７）における切片は回生制動力に応じて変動する。回生制動力が大きくなるほど勾配Ｋ２の直線が図の矢印方向にシフトする。回生制動力が小さくなるほど、直線は左方にシフトして、折れ点Ｐ２は折れ点Ｐ１に接近する。すなわち、Ｐｗ＝Ｐｍの直線と、実線の折れ線グラフとによって挟まれる領域の面積は、回生制動力によるブレーキ負担を表している。
【００６５】次に、図１３は、上記の液圧制御弁ユニット３における、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対する後輪（従動輪）側のホイールシリンダ液圧Ｐｗの特性を示すグラフである。図において、原点（０，０）を通過する勾配１の直線は、マスタシリンダ液圧Ｐｃとホイールシリンダ液圧Ｐｗとが等しい特性を示しており、回生制動がオフ又は故障のときは、この特性に従ってホイールシリンダ液圧Ｐｗが発生する。これに対して、実線で示す折れ線グラフ部分が本実施形態の液圧制御弁ユニットによって提供される後輪の液圧特性である。
【００６６】上記図１３の折れ線グラフによる特性は、式（１１）によって表される勾配Ｋ１（この場合０．１）の直線と、式（１７）によって表される勾配Ｋ２（この場合１．５）の直線とをグラフ上で重ね、Ｐｍに対してのＰｗが大きい方の特性（すなわち、グラフ上で上方にある方）をとり、かつ、出力であるＰｗは入力であるＰｍを越えないという関係から描かれている。具体的には、原点から折れ点Ｐ１までは、Ｐｗ＝Ｐｍの関係でホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。続いて、折れ点Ｐ１から折れ点Ｐ２までは、前述の式（１１）に従って勾配Ｋ１で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが微増する。折れ点Ｐ２以降は、前述の式（１７）に従って勾配Ｋ２で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。さらに、折れ点Ｐ３以降は、Ｐｗ＝Ｐｍの関係でホイールシリンダ液圧Ｐｗが増加する。
【００６７】次に、図１３に示す後輪側の特性に関して図１〜図９及び図１７を参照して説明する。前輪側の場合と同様に、回生制動力は最大値を提供可能であり、コントロール液圧発生パターンは図１４に示すパターンであるとする。このとき、ブレーキ操作が行われる前の液圧制御弁ユニット３は、図１に示す状態にあり、コントロール液圧発生部ＣＶ、液圧制御弁ＲＣＶ、及び、液圧比例弁ＲＰＶの各弁はすべて開弁状態にある。ブレーキ操作が行われると、前輪側の場合と同様に、コントロール液圧発生部ＣＶの動作が行われ、補償ピストン３１５が押し込まれる。
【００６８】液圧比例弁ＲＰＶにおいては、最初は開弁状態にあるため、ブレーキ操作によってマスタシリンダ液圧Ｐｍが立ち上がると、ホイールシリンダ液圧（出力液圧）Ｐｗも同値で立ち上がる。ここで、Ｋ１勾配の直線の延長線より、Ｐｗ＝Ｐｍの直線の方が下方にある。これは、閉弁付勢力と開弁付勢力とが互いに釣り合っている状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に低いことを示す。従って、このときの液圧比例弁ＲＰＶにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より小さく、開弁状態が維持される。この動作は、図１３に示す特性の原点から折れ点Ｐ１までに相当する。
【００６９】一方、液圧制御弁ＲＣＶは、上記所定値ΔＰが決まることにより、式（１７）が確定するので、図１３の勾配Ｋ２の直線が決まる。従って、マスタシリンダ液圧Ｐｍが上昇する前から、折れ点Ｐ２の位置（回生制動力最大のときは、Ｐｍ＝１５ｋｇｆ／ｃｍ２となる位置）が確定している。液圧制御弁ＦＣＶは、当初は開弁状態にあるが、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇とともに、すぐに閉弁状態となる。
【００７０】マスタシリンダ液圧Ｐｍが、折れ点Ｐ１に相当する値を越えると、勾配Ｋ１の直線とＰｗ＝Ｐｍの直線との上下関係が逆転する。従って、これ以降は、液圧比例弁ＲＰＶの閉弁付勢力と開弁付勢力とがつりあった状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に高い状態となる。すなわち、このときの液圧比例弁ＲＰＶにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より大きくなり、閉弁状態になる。閉弁により、液圧比例弁ＲＰＶは、式（１７）に基づいて、入力に対して出力を制御する液圧制御状態となる。従って、ホイールシリンダ液圧Ｐｗは、勾配Ｋ１の直線に沿って、液圧がほとんど上昇しない状態となる。こうして、液圧制動は抑制される。一方、閉弁状態にある液圧制御弁ＲＣＶは、マスタシリンダ液圧Ｐｍが約１２ｋｇｆ／ｃｍ２あたりからホイールシリンダ液圧Ｐｗを出力可能な状態となるが、折れ点Ｐ１からＰ２までは、Ｋ１勾配直線すなわち液圧比例弁ＲＰＶの出力の方が大きいため、液圧制御弁ＲＣＶの出力はホイールシリンダ液圧Ｐｗに影響を与えない。
【００７１】マスタシリンダ液圧Ｐｍが折れ点Ｐ２に相当する値（本例では１５ｋｇｆ／ｃｍ２）以上になると、液圧制御弁ＲＣＶの出力が液圧比例弁ＲＰＶの出力を上回るため、液圧制御弁ＲＣＶの出力がホイールシリンダ液圧Ｐｗとなる。以後、マスタシリンダ液圧Ｐｍの増加に伴って、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇割合を越える割合の勾配Ｋ２（＝１．５）でホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇する。勾配Ｋ２は設計上の値から決まる一定値であるが、式（１７）における切片は回生制動力に応じて変動する。回生制動力が大きくなるほど勾配Ｋ２の直線が図の矢印方向にシフトする。回生制動力が小さくなるほど、直線は左方にシフトして、折れ点Ｐ２は折れ点Ｐ１に接近する。
【００７２】勾配Ｋ２は１．５であるため、この直線はＰｗ＝Ｐｍの直線と折れ点Ｐ３で交差する。マスタシリンダ液圧Ｐｍが、この折れ点Ｐ３に相当する値に達すると、出力は入力を越えられないため、ホイールシリンダ液圧Ｐｗは上昇が止まり、その結果、勾配Ｋ２の直線とＰｗ＝Ｐｍの直線との上下関係が逆転する。従って、これ以降は、液圧制御弁ＲＣＶの閉弁付勢力と開弁付勢力とがつりあった勾配Ｋ２直線上の状態に比べて、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが相対的に低い状態となる。従って、このときの液圧制御弁ＲＣＶにおいては、閉弁付勢力が開弁付勢力より小さくなり、開弁状態になっている。すなわち、折れ点Ｐ３以降のマスタシリンダ液圧Ｐｍは、そのままホイールシリンダ液圧Ｐｗとなって出力される。なお、折れ点Ｐ１、Ｐ２及びＰ３によって囲まれる領域は、回生制動力の負担を表している。
【００７３】図１２と図１３との比較により明らかなように、前輪のホイールシリンダ液圧Ｐｗは、後輪のホイールシリンダ圧力Ｐｗより低いレベルにある。これは、車両の前輪が駆動輪であることから、回生制動力を有効利用するためには、前輪の液圧制動を抑制する必要があるからである。
【００７４】図１１は、マスタシリンダ液圧に対する車両減速度の構成を示すグラフである。図に示すように、マスタシリンダ液圧ＰｍがＰｒ（図１３の折れ点Ｐ２に相当するマスタシリンダ液圧）までは、回生制動力のみによって全制動力がまかなわれる。マスタシリンダ液圧ＰｍがＰｒ以上になると後輪の液圧制動力が生じて、回生制動力に加算される。さらに、マスタシリンダ液圧ＰｍがＰｆ（図１２の折れ点Ｐ２に相当するマスタシリンダ液圧）以上になると、前輪の液圧制動力が生じて、回生制動力及び後輪の液圧制動力に加算されるとともに、後輪は液圧制動力の負担率が１００％となり、所望の理想的なブレーキ力配分が得られる。こうして、回生制動力を有効に利用しつつ、車両減速度は全体として、マスタシリンダ液圧Ｐｍの増加に応じてほぼ一定の勾配で増加する。
【００７５】ブレーキ操作中に、ブレーキ踏力が変化して、Ｐｍ≦Ｐｃ−ΔＰとなった場合は、コントロール液圧Ｐｃによって制御ピストン３０２が押し戻され、これに補償ピストン３１５が追従して戻り、ΔＰに相当する全液量がマスタシリンダ２側へ戻される。これにより、ブレーキストロークに違和感を生じることが防止される。一方、ブレーキ操作中に回生制動力が失効した場合は、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶが開弁してマスタシリンダ液圧Ｐｍがそのままホイールシリンダ液圧Ｐｗとして液圧制動装置に供給される。また、制御ピストン３０２の戻りによってコントロール液圧発生部ＣＶが開弁するため、補償ピストン３１５に吸収されていた液量及び液圧がマスタシリンダ側に戻り、回生制動力相当の液量を補填する。従って、このときも、ブレーキストロークに違和感を生じることが防止される。
【００７６】なお、ブレーキペダル１（図１７）が戻されると、ブレーキスイッチ８の信号がオフとなり、回生制動が終了するとともに、ブレーキコントローラ７から液圧制御弁ユニット３に送られていたモータの駆動信号が失われる。従って、ナット部材３１３は後退し、制御ピストン３０２は元の位置（図２）に戻る。この結果、コントロール液圧発生部ＣＶは開弁する。また、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ並びに液圧比例弁ＦＰＶ及びＲＰＶは、閉弁付勢力が開弁付勢力より大きくなって閉弁する。ところが、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ並びに液圧比例弁ＦＰＶ及びＲＰＶの各弁体３２４及び３３４は、それぞれテーパ部３２４ａ及び３３４ａを有する逆止弁体であるため、ホイールシリンダ液圧Ｐｗがマスタシリンダ液圧Ｐｍに対して一定値以上の差圧を有する場合には、弁体３２４及び３３４がそれぞればね３２３及び３３３に抗して押され、開弁する。従って、液圧制動装置４ＲＲ、４ＦＬ、４ＦＲ及び４ＲＬの液圧及び液量は、マスタシリンダ２に戻される。すなわち、別途戻り用のバイパス管路等を設けなくとも、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ並びに液圧比例弁ＦＰＶ及びＲＰＶがその作用をする。また、補償ピストン３１５に吸収されていた液圧及び液量は、開弁状態のコントロール液圧発生部ＣＶを通って、マスタシリンダ２に戻される。
【００７７】一方、回生制動がオフのとき（回生制動の故障の場合を含む。）は、コントロール液圧発生部ＣＶ、液圧制御弁ＦＣＶ及びＲＣＶ、並びに液圧比例弁ＦＰＶ及びＲＰＶがすべて開弁状態にある。従って、マスタシリンダ液圧Ｐｍが上昇すると、Ｐｗ＝Ｐｍの関係で、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇することにより、全制動力が液圧制動力によってまかなわれる。従って、フェールセーフが確保される。
【００７８】図１５は、図１４とは異なるコントロール液圧発生パターンを示したグラフである。このようなコントロール液圧発生パターンによれば、モータ電流は、式（６）におけるΔＰが、その時点における最大限出力可能な回生制限値ＲＢmaxに対応する値に達するまで、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇に伴い、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇勾配以上の勾配で増加するように供給される（図１５参照）。そして、マスタシリンダ液圧Ｐｍが所定値ＰＲ２（約１５ｋｇｆ／ｃｍ２）に達した時点で、モータ電流が一定値となり、ΔＰも一定値となる。このようなコントロール液圧発生パターンは例えば後輪用として用いることができる。
【００７９】このようにマスタシリンダ液圧Ｐｃを発生させることにより、ΔＰは最初０であり、マスタシリンダ液圧の上昇とともに徐々に増加して最終的に一定値となる。このような特性を採用すると、Ｋ２勾配の直線の切片が、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇初期の所定期間において変動する。すなわち、図１２及び図１３におけるＫ２勾配の直線はマスタシリンダ液圧の上昇とともに右方向へ連続的にスライドし、最終的にはその時点の回生制動力の最大値に相当する位置まで移動する。この結果、液圧制御弁ＦＣＶ（ＲＣＶ）は、最初から所定の特性で待ち構えているのではなく、ΔＰの増加に追随する形で、特性自体を変動させる。従って、初期の時点では、開弁状態にあり、その後の液圧制御の状態に入るのが遅れる。また、液圧制御状態に入ると、ホイールシリンダ液圧Ｐｗは、Ｋ２勾配直線に沿って出力されようとするため、過渡的に移動するＫ２勾配直線上の出力点の軌跡によってＫ１勾配直線に近似した特性が描かれる。従って、Ｋ１勾配を出力する液圧比例弁ＦＰＶ（ＲＰＶ）を省略することも可能である。
【００８０】次に、上記実施形態の液圧制御弁ユニット３と類似した他の実施形態による液圧制御弁ユニットを、図１８に示すような、異なる配管構成の制動装置に適用した場合について説明する。図１８において、ブレーキペダル１にはマスタシリンダ２が接続されており、このマスタシリンダ２からの２系統の配管が、それぞれ一対の液圧制御弁ユニット３と接続されている。図の左側の液圧制御弁ユニット３Ｆは、コントロール液圧発生部ＣＶ、前輪の両輪用の液圧弁装置ＦＶを備えている。一対の液圧弁装置ＦＶはそれぞれ、前輪左側車輪用の液圧制動装置４ＦＬ及び前輪右側用の液圧制動装置４ＦＲと接続されている。一方、図の右側の液圧制御弁ユニット３Ｒは、コントロール液圧発生部ＣＶ、後輪の両輪用の液圧弁装置ＲＶを備えている。一対の液圧弁装置ＲＶはそれぞれ、後輪左側車輪用の液圧制動装置４ＲＬ及び後輪右側用の液圧制動装置４ＲＲと接続されている。すなわち、このブレーキ配管形態も、Ｘ配管である。マスタシリンダ２からの一系統の配管には、液圧センサＭＳが設けられている。当該車両は、前輪５ＦＬ及び５ＦＲを駆動輪、後輪５ＲＬ及び５ＲＲを従動輪とする前輪駆動車であり、前輪５ＦＬ及び５ＦＲには駆動モータ６が接続されている。
【００８１】ブレーキコントローラ７は、上述の液圧センサＭＳ及びブレーキペダル２が踏まれたことを検知するブレーキスイッチ８からの信号を受け取り、各液圧制御弁ユニット３Ｆ及び３Ｒのコントロール液圧発生部ＣＶに対して駆動信号を出力する。ブレーキコントローラ７と接続されたシステムコントローラ９は、インバータ１０を制御し、駆動モータ６はこのインバータ１０によって、任意の速度で駆動される。また、駆動モータ６は、電力の回生により回生制動力を前輪５ＦＬ及び５ＦＲに作用させる。
【００８２】液圧制御弁ユニット３Ｆ及び３Ｒの基本的な構成は図２に示した液圧制御弁ユニット３と同様であるが、１つの液圧制御弁ユニット３Ｆ（３Ｒ）内に一対の液圧弁装置ＦＶ（ＲＶ）を備えていることが特徴である。図１０は、前輪側の液圧制御弁ユニット３Ｆの構造を示した断面図である。図において、一対の液圧弁ＦＶは、それぞれ液圧制御弁ＦＣＶ及び液圧比例弁ＦＰＶによって構成されている。また、液圧制御弁ＦＣＶ及び液圧比例弁ＦＰＶの出力は、前輪側の左右両輪のホイールシリンダ液圧Ｐｗとして供給される。後輪側の液圧制御弁ユニット３Ｒも同様に構成されており（図示略）、一対の液圧弁ＲＶは、それぞれ液圧制御弁ＲＣＶ及び液圧比例弁ＲＰＶによって構成されている。また、液圧制御弁ＲＣＶ及び液圧比例弁ＲＰＶの出力は、後輪側の左右両輪のホイールシリンダ液圧Ｐｗとして供給される。
【００８３】このようなＸ配管構成を有する制動装置においては、一系統の配管の故障時に他系統の配管により、前輪の一方及び後輪の一方が制動され、バランスを崩すことなく、車両を停止させることができる。また、図１８の配管構成は、前輪側の液圧制御弁ユニット３Ｆと後輪側の液圧制御弁ユニット３Ｒとで、互いに別々のコントロール液圧を発生させることができるという特徴を有している。
【００８４】図１８の構成においては、前輪用、すなわち液圧制御弁ユニット３Ｆのコントロール液圧発生部ＣＶに与えるコントロール液圧発生パターンとして、図１６に示す特性を与えても良い。これは、マスタシリンダ液圧Ｐｍが所定値ＰＦ２（３０ｋｇｆ／ｃｍ２）に達するまで、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇割合より大きい割合でコントロール液圧Ｐｃが上昇するように、ΔＰをマスタシリンダＰｍの上昇初期の所定期間に増加させ、その後一定値としたものである。この場合、前述の図１５の場合と同様に、液圧比例弁ＦＰＶを省略することも可能となる。
【００８５】次に、上記実施形態の液圧制御弁ユニット３と類似したさらに他の実施形態による液圧制御弁ユニット３ＦＲを、図１９に示すような配管構成の制動装置に適用した場合について説明する。図１９において、ブレーキペダル１にはマスタシリンダ２が接続されており、このマスタシリンダ２からの２系統の配管が、液圧制御弁ユニット３ＦＲと接続されている。この液圧制御弁ユニット３ＦＲは、コントロール液圧発生部ＣＶと、一対の液圧弁装置ＦＶと、液圧センサＣＳとを備えている。図の左側の液圧弁装置ＦＶは、前輪左側車輪用の液圧制動装置４ＦＬと接続されているとともに、プロポーショニングバルブ（Ｐバルブ）ＰＶを介して後輪右側用の液圧制動装置４ＲＲと接続されている。また、図の右側の液圧弁装置ＦＶは、前輪右側車輪用の液圧制動装置４ＦＲと接続されているとともに、プロポーショニングバルブＰＶを介して後輪左側用の液圧制動装置４ＲＬと接続されている。すなわち、このブレーキ配管形態も、Ｘ配管である。なお、マスタシリンダ２からの一系統の配管には、液圧センサＭＳが設けられている。当該車両は、前輪５ＦＬ及び５ＦＲを駆動輪、後輪５ＲＬ及び５ＲＲを従動輪とする前輪駆動車であり、前輪５ＦＬ及び５ＦＲには駆動モータ６が接続されている。
【００８６】上記液圧制御弁ユニット３ＦＲは、図１０に示す液圧制御弁ユニット３Ｆから、一対の液圧比例弁ＦＰＶを省略した構成（図示略）であり、液圧制御弁ＦＣＶの出力をホイールシリンダ液圧Ｐｗとするものである。従って、図１９における液圧弁装置ＦＶとは、液圧制御弁ＦＣＶに他ならない。一方、プロポーショニングバルブＰＶは、入力液圧が所定値以上になると、後輪側の液圧制動装置４ＲＬ及び４ＲＲの液圧上昇勾配を抑える作用をする。
【００８７】ブレーキコントローラ７は、上述の液圧センサＭＳ及びブレーキペダル２が踏まれたことを検知するブレーキスイッチ８からの信号を受け取り、液圧制御弁ユニット３ＦＲのコントロール液圧発生部ＣＶに対して駆動信号を出力する。ブレーキコントローラ７と接続されたシステムコントローラ９は、インバータ１０を制御し、駆動モータ６はこのインバータ１０によって、任意の速度で駆動される。また、駆動モータ６は、電力の回生により回生制動力を前輪５ＦＬ及び５ＦＲに作用させる。
【００８８】図１９の構成においては、図１７及び図１８の構成と異なり、液圧制御弁ユニット３ＦＲは１個しか設けられておらず、駆動輪用の液圧制動装置４ＦＬ及び４ＦＲ並びに従動輪用の液圧制動装置４ＲＬ及び４ＲＲが共に共通の液圧弁装置ＦＶ（液圧制御弁ＦＣＶ）によって制御される。また、コントロール液圧発生部ＣＶに与えるコントロール液圧発生パターンとしては、図１６に示す特性が与えられる。当該特性は前述のように、マスタシリンダ液圧Ｐｍが所定液圧ＰＦ２（３０ｋｇｆ／ｃｍ２）に達するまでに、ΔＰを０から所定値にまで増加させるものである。
【００８９】図２０は、上記液圧制御弁ユニット３ＦＲによる、マスタシリンダ液圧Ｐｍに対するホイールシリンダ液圧Ｐｗの関係を示すグラフである。マスタシリンダ液圧Ｐｍが０から上昇し始めると、開弁状態の液圧制御弁ＦＣＶを通じてホイールシリンダ液圧Ｐｗはマスタシリンダ液圧Ｐｍと同値で上昇する。マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇と共にΔＰも０から増加し始め、折れ点Ｐ１に相当するマスタシリンダ液圧に達したとき、液圧制御弁ＦＣＶは液圧制御の状態となる。この折れ点Ｐ１に到達するまでに、ホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇しており、これにより、液圧制動装置４ＦＬ、４ＦＲ、４ＲＬ及び４ＲＲの無効ストロークを詰める無効圧を提供することができる。続いて、折れ点Ｐ１からＰ２までは、漸次増加するΔＰの値に従って、勾配Ｋ２の直線が右方向にスライドする。これに伴って出力点も折れ点Ｐ２までスライドする。折れ点Ｐ２に相当するマスタシリンダ液圧Ｐｍに達したとき、ΔＰは一定値となり、これ以降は勾配Ｋ２で、マスタシリンダ液圧Ｐｍの上昇に伴ってホイールシリンダ液圧Ｐｗが上昇する。
【００９０】図１９に示す制動装置においては、前後輪に対して共通の液圧制御特性が適用されることから、前後輪のブレーキ力配分は理想配分に比べて若干損なわれる。しかし、液圧制御弁ユニット３ＦＲが１個であるとともに、図１０における液圧比例弁ＦＰＶが不要であり、構成が簡素である点で実用性に優れている。
【００９１】なお、上記各実施形態においては、式（６）に示すように、マスタシリンダ液圧Ｐｍに所定値ΔＰを加えたものがコントロール液圧Ｐｃであるとしたが、マスタシリンダ液圧Ｐｍから所定値ΔＰを減じることによってコントロール液圧Ｐｃを得てもよい。また、上記各実施形態において、コントロール液圧発生部ＣＶの駆動手段はモータ３１０等によって構成されたものであるが、他の駆動手段を採用することもできる。例えば、比例ソレノイドや、マスタシリンダに接続されるものと同様の構成としたバキュームブースタ若しくはハイドロブースタ（油圧ブースタ）を用いることができる。
【００９２】次に、図３に示した補償ピストン３１５等を有する構成とは異なるストローク補償に関する構成について説明する。図２１は、当該構成に係るストローク補償ピストンを構成するバルブ組立体（以下、単にストローク補償ピストンという。）ＳＶの断面図である。このストローク補償ピストンＳＶは、図３に示した補償ピストン３１５、ばね３１６、取付蓋３１７及びロックナット３１８の代わりに用いられる独立したバルブ組立体である。図２１において、ストローク補償ピストンＳＶは、シリンダ４０１の内部に補償ピストン４０２と、差圧ピストン４０３と、ポペット弁体４０４とを備えている。
【００９３】上記補償ピストン４０２は軸方向に（図示の位置から右方向に）摺動可能であり、ばね座４０５を介してセットスプリング４０６により図の左方へ付勢されている。セットスプリング４０６の右端側は、シリンダ４０１に螺着された取付蓋４０７によって封止されており、この取付蓋４０７はロックナット４０８によって固定されている。補償ピストン４０２がセットスプリング４０６に抗して右方向に摺動し、その右端部が取付蓋４０７に当接したときが、フルストロークすなわちストローク補償動作のボトミング状態である。従って、取付蓋４０７の固定位置を変えることにより、図３に示した構成の場合と同様に、補償液量を調整することができる。
【００９４】一方、差圧ピストン４０３も所定範囲で軸方向に摺動可能に取り付けられており、リターンスプリング４０９によって図の左方に付勢されている。図２２は、図２１における差圧ピストン４０３の周辺のみを取り出して拡大した断面図である。図２１及び図２２を参照して、リターンスプリング４０９の収められた液室Ｑ８は、マスタシリンダ液圧Ｐｍが導入される入力ポート４０１ａと連通している。差圧ピストン４０３は、その内部を軸方向に貫通する通路４０３ｐを有している。この通路４０３ｐは、差圧ピストン４０３の右端側の、補償ピストン４０２の左端面に接する液室Ｑ９と連通している。また、差圧ピストン４０３の左端側は、スリーブ４１０の凹部４１０ａに摺動自在に挿入されている。この凹部４１０ａの底面（図の左端面）と、これに面する差圧ピストン４０３の左端部４０３ａとの間には液室Ｑ１０が形成されている。スリーブ４１０は、シリンダ４０１に螺着されたプラグ４１１によって固定されている。プラグ４１１の左端部にはコントロール液圧Ｐｃの入力ポート４１１ａが形成され、プラグの内部を貫通して設けられた通路４１１ｂと連通している。
【００９５】上記通路４１１ｂの右端にはポペット弁体４０４があり、このポペット弁体４０４はバルブスプリング４１２によって右方に付勢されている。従って、図示の状態において、ポペット弁体４０４は、差圧ピストン４０３の左端部に形成された弁座４０３ｖに圧接している。すなわち、ポペット弁体４０４と弁座４０３ｖとによる弁は、閉弁状態となっている。差圧ピストン４０３の通路４０３ｐ内の液圧がバルブスプリング４１２の付勢力を上回った場合は、ポペット弁体４０４が押されて弁座４０３ｖから離れ、当該弁は開弁状態となる。プラグ４１１と接するポペット弁体４０４の外周部の一部には切欠部４０４ａがあり、ここを通った油液が、スリーブ４１０と差圧ピストン４０３との隙間を介して、液室Ｑ１０に達する。
【００９６】図２３は、上記のように構成されたストローク補償ピストンＳＶを有する電気自動車の制動装置の一実施形態を示す接続図である。当該構成は、図１９に示した構成と類似したものであり、共通の部分についての説明は省略する。図において、ストローク補償ピストンＳＶには、マスタシリンダ２の一系統からマスタシリンダ液圧Ｐｍと、コントロール液圧発生部ＣＶにおいて発生させたコントロール液圧Ｐｃとが供給される。
【００９７】次に、上記のように構成されたストローク補償ピストンＳＶの動作について図２１及び図２２を参照して説明する。図２２において、差圧ピストン４０３にかかる力は、液室Ｑ１０に面した左端部４０３ａにかかるコントロール液圧Ｐｃ、液室Ｑ８に面した鍔部４０３ｂにかかるマスタシリンダ液圧Ｐｍ及びリターンスプリング４０９のばね力Ｆｓ、並びに、液室Ｑ９に面した右端部４０３ｃにかかる液圧Ｐｘ（未知数）である。従って、上記左端部４０３ａ、鍔部４０３ｂ及び右端部４０３ｃの有効受圧面積をそれぞれ、Ｓａ、Ｓｂ及びＳｃとすれば、ミータリング状態の差圧ピストン４０３にかかる力の釣り合いの関係により、以下の式が成り立つ。
【００９８】
Ｓａ・Ｐｃ＝Ｓｂ・Ｐｍ＋Ｆｓ＋Ｓｃ・Ｐｘ ．．．（１８）
ここで、Ｓａ、Ｓｂ及びＳｃは互いに等しくなるように設計されている。従って、Ｓｂ＝Ｓａ、Ｓｃ＝Ｓａとすれば、上記式（１８）は、 Ｓａ・Ｐｃ＝Ｓａ（Ｐｍ＋Ｐｘ）＋Ｆｓ ．．．（１９）
となる。また、ばね力Ｆｓは液圧に比べて相対的に小さいため無視することができる。従って、Ｓａ・Ｐｃ＝Ｓａ（Ｐｍ＋Ｐｘ）
となり、両辺をＳａで割ると、 Ｐｃ＝Ｐｍ＋Ｐｘ、すなわち、Ｐｘ＝Ｐｃ−Ｐｍ ．．．（２０）
の関係が得られる。ここで、前述の式（６）より、Ｐｃ−Ｐｍ＝ΔＰであるから、結局、Ｐｘ＝ΔＰとなる。すなわち、液室Ｑ９に生じる液圧Ｐｘは、コントロール液圧Ｐｃからマスタシリンダ液圧Ｐｍを取り除いたΔＰである。従って、補償ピストン４０２は、ΔＰのみに応じて駆動され、駆動量に応じた液量及び液圧が消費される。
【００９９】こうして、回生制動力に応じて変化するΔＰのみにより補償ピストン４０２が駆動され、回生制動力を液圧制動力として発生させたならば消費されるであろう液量及び液圧が模擬的に吸収される。一方、ブレーキペダル１（図２３）が戻されると、コントロール液圧Ｐｃが低下するため、吸収された液量及び液圧によりポペット弁体４０４が弁座４０３ｖから離反して開弁状態となり、通路４１１ｂを通って油液が戻される。
【０１００】上記のようなストローク補償ピストンＳＶの構成によれば、補償ピストン４０２の動作にマスタシリンダ液圧Ｐｍが最終的に関与していないので、所定のΔＰが発生していないとき、例えばブレーキ操作初期から液圧制動力のみで制動する場合に、補償ピストン４０２は実質的に作動しない。これにより、このような液圧制動のみの場合に、いわゆるブレーキペダルの踏み抜け感が生じない。また、液圧制動のみの場合と、回生制動を併用する場合とで、ペダルストロークの差が生じない。従って、ペダルストロークの差に基づくブレーキ操作の違和感がない。
【０１０１】
【発明の効果】以上のように構成された本発明は以下の効果を奏する。請求項１の電気自動車の制動装置によれば、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって直接駆動されるものではなく、回生制動力に対応して発生したコントロール液圧を制御室に受けて制御され、所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を発生させるものである。従って、回生制動力に応じた液圧制御が行われ、回生制動力を有効に活用することができるとともに、コントロール液圧を複数の液圧制御弁に供給すれば、１つのコントロール液圧発生部によって複数の液圧制御弁を制御することができる。特に、Ｘ配管車両において、左右前輪の液圧制動装置を液圧制御する場合には、１つのコントロール液圧発生部によって各液圧制御弁を制御することができる。また、液圧制御弁は、入力室と出力室とを連通する通路を有する構成となっているので、入力液圧と出力液圧との関係によって開弁する。従って、別途パイロット室や、バイパス通路を設ける必要がなく、そのための配管等を不要として、構成を簡略化することができる。
【０１０２】請求項２の電気自動車の制動装置によれば、液圧制御弁は、ばねの付勢に抗する力がない場合には、常に開弁状態を維持するので、何らかの異常が発生しても、入力液圧がそのまま液圧制動装置に供給される。従って、フェイルセーフが確保される。また、開弁状態の液圧制御弁は、液圧制動装置内の液圧を逃がすバイパス通路の役目を果たすので、別途バイパス通路を設ける必要がない。
【０１０３】請求項３の電気自動車の制動装置によれば、マスタシリンダからの入力液圧が低下して、入出力間の圧力差が大きくなると、逆止弁体の作用により、液圧制動装置からマスタシリンダ側へ液の戻りが生じる。従って、液の戻りのために別途バイパス通路を設ける必要がない。
【０１０４】請求項４の電気自動車の制動装置によれば、液圧制御弁の出力液圧により、全制動力のうち回生制動力の負担分を除く、残りの所要制動力が液圧によって負担されるので、入力液圧の上昇後も回生制動力を有効に活用することができる。
【０１０５】請求項５の電気自動車の制動装置によれば、回生制動力が付与されない従動輪に対して、入力液圧より高い割合での昇圧により、回生制動力を考慮して抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加とともに回生制動力を考慮しないレベルに追いつく。従って、理想的なブレーキ力配分を容易に得ることができる。
【０１０６】請求項６の電気自動車の制動装置によれば、２以上の液圧制御弁が、１つのコントロール液圧発生部により制御されるので、いわゆるアクチュエータの数を低減することができる。
【０１０７】請求項７の電気自動車の制動装置によれば、駆動輪に関しては、液圧制御弁の出力液圧により、全制動力のうち所定の割合の制動力が液圧によって負担される。回生制動力が付与されない従動輪に対しては、入力液圧より高い割合での昇圧により、回生制動力を考慮して抑制された液圧制動力が、入力液圧の増加とともに回生制動力を考慮しないレベルに追いつく。従って、回生制動力を有効に活用することができるとともに、理想的なブレーキ力配分を容易に得ることができる。
【０１０８】請求項８の電気自動車の制動装置によれば、従動輪の液圧が駆動輪の液圧より早期に立ち上がるので、回生制動力が直接作用しない従動輪の液圧制動力を早期に立ち上げて、理想的なブレーキ力配分を得ることができる。
【０１０９】請求項９の電気自動車の制動装置によれば、出力液圧が無効圧に達するまでは、液圧比例弁による減圧が行われることなく、液圧制動装置の無効ストロークが詰められるので、液圧制動開始時のブレーキストロークの違和感を解消することができる。
【０１１０】請求項１０の電気自動車の制動装置によれば、駆動手段と制御ピストンとによって、所要のコントロール液圧が発生するので、液圧ポンプが搭載されていない車両においても、コントロール液圧を発生させることができる。
【０１１１】請求項１１の電気自動車の制動装置によれば、回生制動力に応じた入力を供給することによって、モータの駆動力は変化するので、駆動力の制御が容易である。
【０１１２】請求項１２の電気自動車の制動装置によれば、駆動手段の故障等が発生した場合、制御ピストン戻し機構により、駆動手段の摺動抵抗に打ち勝って制御ピストンが戻されるので、コントロール液圧の残圧が生じることを防止することができる。
【０１１３】請求項１３の電気自動車の制動装置によれば、液圧センサによって、コントロール液圧が直接検出されるので、コントロール液圧の検出精度を高めることができる。また、コントロール液圧の異常検出により駆動手段の作動を停止させることができるため、フェールセーフを確保することができる。
【０１１４】請求項１４の電気自動車の制動装置によれば、液圧制御弁は、コントロール液圧を受けて早期に液圧制御を行うので、制御遅れを防止して、迅速な制御を行うことができる。
【０１１５】請求項１５の電気自動車の制動装置によれば、液圧制御弁は、コントロール液圧を受けて徐々に閉弁状態となり、その間に液圧制動装置の無効ストロークが詰められるので、液圧制動開始時にブレーキストロークの違和感が生じるのを防止することができる。この結果、液圧制御弁に、いわゆる液圧比例弁の機能を持たせ、液圧比例弁を省略することができる。
【０１１６】請求項１６の電気自動車の制動装置によれば、液圧制御弁は、アクチュエータ等によって直接駆動されるものではなく、回生制動力に対応して発生したコントロール液圧を制御室に受けて制御され、所定値△Ｐをパラメータとした液圧制御特性に基づいて出力液圧を制御するものである。従って、回生制動力に応じた液圧制御が行われ、回生制動力を有効に活用することができるとともに、コントロール液圧を複数の液圧制御弁に供給すれば、１つのコントロール液圧発生部によって複数の液圧制御弁を制御することができる。特に、Ｘ配管車両において、左右前輪の液圧制動装置を液圧制御する場合には、１つのコントロール液圧発生部によって各液圧制御弁を制御することができる。また、液圧制御弁は、入力室と出力室とを連通する通路を有する構成となっているので、入力液圧と出力液圧との関係によって開弁する。従って、別途パイロット室や、バイパス通路を設ける必要がなく、そのための配管等を不要として、構成を簡略化することができる。また、ストローク補償ピストンは、回生制動時のブレーキストロークを消費するので、回生制動時のブレーキストロークの違和感を解消することができる。回生制動力が失効する（故障を含む）に伴って前記駆動力が低減されると、制御ピストンが他側のコントロール液圧（Ｐｍ＋ΔＰ）により戻される。制御ピストンが戻されると、ストローク補償ピストンもこれに追従して、制御ピストン側の液量がマスタシリンダ側に戻され、この液量が液圧制動装置に供給される。従って、回生制動から液圧制動への移行時においてもブレーキストロークの違和感を解消することができる。
【０１１７】請求項１７の電気自動車の制動装置によれば、回生制動力が最大の場合にストローク補償ピストンがフルストロークとなって、ボトミング圧に達するので、任意の回生制動力に対して、相応のストロークで液量を消費することができる。
【０１１８】請求項１８の電気自動車の制動装置によれば、液量調節機構により任意の液量を設定することが可能になるので、液圧制動装置の種類や数量に応じて補償液量を適正に調節することができる。
【０１１９】請求項１９の電気自動車の制動装置によれば、液圧制動装置の数や液量消費特性に応じた補償液量で、適切な補償がなされるので、ブレーキストロークの違和感を解消することができる。
【０１２０】請求項２０の電気自動車の制動装置によれば、補償ピストンはマスタシリンダ液圧Ｐｍの影響を直接受けることなく、ΔＰのみによって作動するので、回生制動力が使用されない場合に補償ピストンが動作することによる不要なストローク補償動作が防止される。従って、液圧制動のみの場合と、回生制動を併用する場合とで、ペダルストロークの差が生じず、ペダルストロークの差に基づくブレーキ操作の違和感がない。
【０１２１】請求項２１の電気自動車の制動装置によれば、回生制動力に応じた入力を供給することによって、モータの駆動力を容易に、かつ、自在に変化させることができる。
【０１２２】請求項２２の電気自動車の制動装置によれば、貫通路を通って所定の液量が制御ピストンの他方側に供給されるので、制御ピストンの他方側の液量を確保するための配管やポートを省略することができる。
【出願人】 【識別番号】０００００４０１９
【氏名又は名称】株式会社ナブコ
【出願日】 平成１１年１月２２日（１９９９．１．２２）
【代理人】 【識別番号】１０００９２７０５
【弁理士】
【氏名又は名称】渡邊 隆文
【公開番号】 特開２０００−５９９０７（Ｐ２０００−５９９０７Ａ）
【公開日】 平成１２年２月２５日（２０００．２．２５）
【出願番号】 特願平１１−１４３７４