阅读说明：本技术 车辆的制动控制装置 (Vehicle brake control device ) 是由 山本贵之 儿玉博之 安藤宏幸 于 2019-02-05 设计创作，主要内容包括：本发明提供车辆的制动控制装置,该制动控制装置具备：“主单元,具有与前轮轮缸连接的主室、以及对主活塞赋予与通过主室对主活塞施加的后退力相向的前进力的伺服室”；“调压单元,将电动泵排出的制动液通过第一电磁阀调节为第一液压,并将第一液压导入后轮轮缸,通过第二电磁阀将第一液压减少调整为第二液压,并将第二液压导入伺服室”；以及“再生协调单元,由与制动操作部件连动的输入活塞、以及固定于主缸的输入缸构成,主活塞与输入活塞的缝隙由第二液压来控制”。(The present invention provides a brake control device for a vehicle, the brake control device including: "a main unit having a main chamber connected to the front wheel cylinder, and a servo chamber for applying an advancing force to the main piston in a direction opposite to a retreating force applied to the main piston by the main chamber"; a pressure adjusting unit that adjusts the brake fluid discharged from the electric pump to a first hydraulic pressure through a first solenoid valve, introduces the first hydraulic pressure into a rear wheel cylinder, reduces and adjusts the first hydraulic pressure to a second hydraulic pressure through a second solenoid valve, and introduces the second hydraulic pressure into a servo chamber; and a regeneration coordinating unit which is composed of an input piston interlocked with the brake operation component and an input cylinder fixed on the master cylinder, wherein the gap between the master piston and the input piston is controlled by the second hydraulic pressure.)

车辆的制动控制装置

技术领域

本发明涉及车辆的制动控制装置。

背景技术

在专利文献1中，记载有以“在应用线控制动系统的车辆用制动系统中，防止后备时的制动力的降低”为目的，“当在车辆用制动系统中产生通信网络的异常等故障时，打开第一隔离阀、第二隔离阀，使从动缸与主缸连通。另外，通过马达的驱动，控制第一从动活塞、第二从动活塞以维持当前的位置。之后，在制动踏板的操作被解除时，停止该马达的动作”。

在专利文献1所记载的装置中，从动缸以成为电动致动器的马达的动力驱动滚珠丝杠轴，并基于该滚珠丝杠轴的驱动通过第一从动活塞、第二从动活塞产生制动液压。第一从动活塞、第二从动活塞分别通过螺旋弹簧向后退方向施力。滚珠丝杠轴通过马达的动力被向前进方向驱动，而克服螺旋弹簧的作用力使第一从动活塞、第二从动活塞向前进方向移动，由此产生制动液压。换句话说，在该装置中，采用串联型的从动缸，并在从动缸的中心轴上设置滚珠丝杠，通过滚珠丝杠，电动马达的旋转动力被转换为从动活塞的直线动力，而产生制动液压。在结构上，由于从动缸的长边方向的尺寸变长，所以希望其缩短。

申请人开发出了如专利文献2所记载那样的车辆用的制动控制装置。具体而言，“具备：机械式调节器，基于高压源的制动液压，从输出端口送出与向先导室供给的先导压相应的输出压力；切换部，与先导室连接；第一先导压产生装置，经由切换部与先导室连接，并将第一先导压供给至先导室；第二先导压产生装置，经由切换部与先导室连接，将第二先导压供给至先导室；以及轮缸，产生基于从机械式调节器的输出端口供给的输出压力的制动力，切换部将第一先导压以及第二先导压中的任意一方供给至先导室”。

在该装置中，也采用串联型的主缸。而且，主缸具有主活塞，该主活塞在输入活塞的前进方向上具有分离距离B地配置并能够相对于输入活塞独立地在轴线方向上滑动。进一步，在输入活塞的前端部侧的端面与成为输入缸孔的底部的隔壁之间形成反作用力室，并在该反作用力室产生与输入活塞的移动量相应的反作用力压。由于在主缸的端部设置反作用力室，所以即使在该结构中，也希望中心轴向的尺寸缩短。

为了解决该课题，申请人开发出了如专利文献3所记载的制动控制装置。该装置构成为包含：“调压单元，由电动泵以及电磁阀构成，通过电磁阀将电动泵排出的制动液调节为调整液压，并将调整液压导入后轮轮缸”；以及“主单元，由主缸以及主活塞构成，并具有‘与前轮轮缸连接的主室’和‘导入调整液压并对主活塞赋予与通过主室对主活塞施加的后退力相向的前进力的伺服室’”。

然而，在制动控制装置中，除了装置的长边方向的尺寸缩短以外，也期望可以将前轮系统的制动液压和后轮系统的制动液压分别控制为不同的液压。这基于在具备能量再生装置的车辆中，高水平地兼得制动时的车辆稳定性和再生能量的量这样的需求。

专利文献1：日本特开2016－165913号公报

专利文献2：日本特开2013－107561号公报

专利文献3：日本特愿2017－184272号公报

发明内容

本发明的目的在于提供一种车辆的制动控制装置，其中，长边方向的尺寸被缩短，并且可以分立地控制前轮系统的制动液压和后轮系统的制动液压。

本发明涉及在车辆的前轮(WHf)具备再生发电机(GN)的车辆。本发明所涉及的车辆的制动控制装置具备：“主单元(YM)，由主缸(CM)和主活塞(PM)构成，并具有与上述车辆的前轮轮缸(CWf)连接的主室(Rm)、以及对上述主活塞(PM)赋予与通过上述主室(Rm)对上述主活塞(PM)施加的后退力(Fb)相向的前进力(Fa)的伺服室(Rs)”；“调压单元(YC)，由电动泵(DC)、第一电磁阀以及第二电磁阀(UB、UC)构成，通过上述第一电磁阀(UB)将上述电动泵(DC)排出的制动液(BF)调节为第一液压(Pb)，并将上述第一液压(Pb)导入上述车辆的后轮轮缸(CWr)，通过上述第二电磁阀(UC)将上述第一液压(Pb)减少调整为第二液压(Pc)，并将上述第二液压(Pc)导入上述伺服室(Rs)”；以及“再生协调单元(YK)，由与上述车辆的制动操作部件(BP)连动的输入活塞(PK)、和固定于上述主缸(CM)的输入缸(CN)构成，上述主活塞(PM)与上述输入活塞(PK)的缝隙(Ks)由上述第二液压(Pc)来控制”。

另外，本发明涉及在车辆的后轮(WHr)具备再生发电机(GN)的车辆。本发明所涉及的车辆的制动控制装置具备：“主单元(YM)，由主缸(CM)和主活塞(PM)构成，并具有与上述车辆的前轮轮缸(CWf)连接的主室(Rm)、以及对上述主活塞(PM)赋予与通过上述主室(Rm)对上述主活塞(PM)施加的后退力(Fb)相向的前进力(Fa)的伺服室(Rs)”；“调压单元(YC)，由电动泵(DC)、第一电磁阀以及第二电磁阀(UB、UC)构成，通过上述第一电磁阀(UB)将上述电动泵(DC)排出的制动液(BF)调节为第一液压(Pb)，并将上述第一液压(Pb)导入上述伺服室(Rs)，通过上述第二电磁阀(UC)将上述第一液压(Pb)减少调整为第二液压(Pc)，并将上述第二液压(Pc)导入上述车辆的后轮轮缸(CWr)”；以及“再生协调单元(YK)，由与上述车辆的制动操作部件(BP)连动的输入活塞(PK)、和固定于上述主缸(CM)的输入缸(CN)构成，上述主活塞(PM)与上述输入活塞(PK)的缝隙(Ks)由上述第一液压(Pb)来控制”。

根据上述结构，第一液压Pb以及第二液压Pc被分立地、并且与制动操作独立地调整。由此，前轮与后轮之间的制动力的比率被合理化，并在维持车辆稳定性的同时，可以充分地确保可再生的能量的量。

附图说明

图1是用于对本发明所涉及的车辆的制动控制装置SC的第一实施方式进行说明的整体结构图。

图2是用于对包含再生协调控制的调压控制的处理进行说明的控制流程图。

图3是用于对第一实施方式中的制动力F的迁移进行说明的特性图。

图4是用于对本发明所涉及的车辆的制动控制装置SC的第二实施方式进行说明的整体结构图。

图5是用于对第二实施方式中的制动力F的迁移进行说明的特性图。

具体实施方式

＜构成部件等的符号、以及符号末尾的尾标＞

在以下的说明中，如“ECU”等那样，标注有相同符号的构成部件、运算处理、信号、特性以及值是相同功能的。标注在各种符号的末尾的尾标“i”～“l”是表示其与哪个车轮有关的概括符号。具体而言，“i”表示右前轮，“j”表示左前轮，“k”表示右后轮，“l”表示左后轮。例如，在4个各轮缸中，记作右前轮轮缸CWi、左前轮轮缸CWj、右后轮轮缸CWk、以及左后轮轮缸CWl。进一步，符号末尾的尾标“i”～“l”可以省略。在省略尾标“i”～“l”的情况下，各符号表示4个各车轮的统称。例如，“WH”表示各车轮，“CW”表示各轮缸。

标注在各种符号的末尾的尾标“f”、“r”是表示在2个制动系统中，其与前后轮的哪一个系统有关的概括符号。具体而言，“f”表示前轮系统，“r”表示后轮系统。例如，在各车轮的轮缸CW中，记作前轮轮缸CWf(＝CWi、CWj)、以及后轮轮缸CWr(＝CWk、CWl)。进一步，符号末尾的尾标“f”、“r”可以省略。在省略了尾标“f”、“r”的情况下，各符号表示2个各制动系统的统称。例如，“CW”表示前后的制动系统中的轮缸。

制动控制装置SC的工作是正常状态，将由制动控制装置SC进行的制动称作“控制制动”。在制动控制装置SC的工作是异常状态的情况下，将仅由驾驶员的操作力进行的制动称为“手动制动”。因此，在手动制动中，不利用制动控制装置SC。

＜本发明所涉及的车辆的制动控制装置的第一实施方式＞

参照图1的整体结构图，对本发明所涉及的制动控制装置SC的第一实施方式进行说明。在一般的车辆中，采用2个系统的流体路径，来确保冗余性。在这里，流体路径是供作为制动控制装置的工作液体的制动液BF移动的路径，适用制动配管、流体单元的流路、软管等。流体路径的内部填充有制动液BF。在制动控制装置SC中，作为2个系统的流体路径，采用所谓的前后型(也称为“H型”)的结构。通过与前轮轮缸CWi、CWj(也记载为“前轮轮缸CWf”)连接的前轮系统、以及与后轮轮缸CWk、CWl(也记载为“后轮轮缸CWr”)连接的后轮系统，构成2个系统流体路径。此外，在制动控制装置SC中，从储液器RV供给制动液BF，而轮缸CW的液压Pw增加，但在流体路径中，接近储液器RV的一侧(远离轮缸CW的一侧)被称为“上游侧”、或者“上部”，接近轮缸CW的一侧(远离储液器RV的一侧)被称为“下游侧”、或者“下部”。

在车辆中具备驱动用的电动马达GN。换句话说，车辆是混合动力汽车、或者电动汽车。驱动用的电动马达GN也作为能量再生用的发电机(generator)发挥作用。例如，发电机GN设置于前轮WHf。电动马达/发电机GN由驱动控制器ECD来控制。

另外，在车辆中设置距离传感器OB，以检测存在于本车辆的前方的物体(其它车辆、固定物、人、自行车等)与本车辆之间的距离(相对距离)Ob。例如，作为距离传感器OB，采用照相机、雷达等。距离Ob被输入至驾驶辅助控制器ECJ。在驾驶辅助控制器ECJ中，基于相对距离Ob来运算请求减速度Gd。请求减速度Gd是用于不与车辆前方的物体碰撞而代替驾驶员自动制动的车辆减速度的目标值。

在制动控制装置SC中，执行所谓的再生协调控制(再生制动与摩擦制动的协调)。再生协调控制并不局限于由驾驶员进行的制动时，也在由驾驶辅助控制器ECJ进行的自动制动时执行。在具备制动控制装置SC的车辆中，具备制动操作部件BP、轮缸CW、储液器RV、以及车轮速度传感器VW。

制动操作部件(例如，制动踏板)BP是驾驶员为了使车辆减速而操作的部件。通过制动操作部件BP***作，来调整车轮WH的制动转矩，并在车轮WH上产生制动力F(前轮制动力Ff、后轮制动力Fr的统称)。具体而言，旋转部件(例如，制动盘)KT固定于车辆的车轮WH。而且，以夹住旋转部件KT的方式配置制动钳，并在此处设置有轮缸CW。通过轮缸CW内的制动液BF的压力(制动液压)Pw增加，从而摩擦部件(例如，制动块)被按压于旋转部件KT。由于旋转部件KT和车轮WH被固定为一体地旋转，所以通过此时产生的摩擦力，在车轮WH中产生制动转矩(结果，前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr)。

储液器(大气压储液器)RV是工作液体用的罐，在其内部储藏有制动液BF。储液器RV的下部通过分隔板SK划分为与主缸室Rm连接的主储液器室Ru、以及与调压单元YC连接的调压储液器室Rd。在储液器RV内充满制动液BF的状态下，制动液BF的液面处于比分隔板SK的高度靠上。因此，制动液BF能够超过分隔板SK，在主储液器室Ru与调压储液器室Rd之间自由地移动。另一方面，若储液器RV内的制动液BF的量减少，制动液BF的液面变得低于分隔板SK的高度，则主储液器室Ru和调压储液器室Rd成为独立的液体槽。

在各车轮WH具备车轮速度传感器VW，以检测车轮速度Vw。车轮速度Vw的信号被利用于防滑控制(抑制车轮的过大的减速滑动的控制)、车辆稳定化控制(抑制过度转向、转向不足行为的控制)等各轮独立的制动控制。基于由车轮速度传感器VW检测出的各车轮速度Vw来运算车体速度Vx。

《制动控制装置SC》

制动控制装置SC包含上部流体单元YU、以及下部流体单元YL而构成。在这里，上部流体单元YU是接近主缸CM的一侧的流体单元，下部流体单元YL是接近轮缸CW的一侧的流体单元。各流体单元YU、YL的内部通过制动液BF成为液密状态。上部流体单元YU由上部控制器ECU控制，下部流体单元YL由下部控制器ECL控制。上部控制器ECU和下部控制器ECL经由通信总线BS连接，以共享各信号(传感器检测值、运算值等)。

制动控制装置SC的上部流体单元YU由操作量传感器BA、操作开关ST、行程模拟器SS、主单元YM、调压单元YC、以及再生协调单元YK构成。

设置有操作量传感器BA以检测由驾驶员进行的制动操作部件(制动踏板)BP的操作量Ba。作为操作量传感器BA，设置有检测制动操作部件BP的操作位移Sp的操作位移传感器SP。设置有操作力传感器FP以检测制动操作部件BP的操作力Fp。另外，作为操作量传感器BA，设置有模拟器液压传感器PS以检测行程模拟器SS内的液压(模拟器液压)Ps。设置有输入液压传感器PN以检测再生协调单元YK的输入室Rn内的液压(输入液压)Pn。操作量传感器BA是操作位移传感器SP等的统称，采用操作位移Sp、操作力Fp、模拟器液压Ps、以及输入液压Pn中的至少一个作为制动操作量Ba。检测出的制动操作量Ba被输入至上部控制器ECU。

在制动操作部件BP设置有操作开关ST，以检测有无由驾驶员进行的制动操作部件BP的操作。在制动操作部件BP未***作的情况下(即，非制动时)，通过制动操作开关ST输出断开信号作为操作信号St。另一方面，在制动操作部件BP***作的情况下(即，制动时)，输出接通信号作为操作信号St。制动操作信号St被输入至控制器ECU。

行程模拟器(也仅称为“模拟器”)SS为了使制动操作部件BP产生操作力Fp而设置。在模拟器SS的内部具备活塞、以及弹性体(例如，压缩弹簧)。若制动液BF在模拟器SS内移动，则活塞通过流入的制动液BF被按压。由于在活塞上，通过弹性体向阻止制动液BF的流入的方向施加力，所以形成制动操作部件BP***作的情况下的操作力Fp。

[主单元YM]

通过主单元YM，经由主缸室Rm，调整前轮轮缸CWf内的液压(前轮制动液压)Pwf。主单元YM包含主缸CM、主活塞PM、以及主弹性体SM而构成。

主缸CM是具有底部的缸体部件。主活塞PM是被***至主缸CM的内部的活塞部件，能够与制动操作部件BP的操作连动地移动。主缸CM的内部通过主活塞PM划分为3个液压室Rm、Rs、Ro。

在主缸CM的第一内周部Mw形成槽部，并在该槽部嵌入2个密封圈SL。通过2个密封圈SL，对主活塞PM的外周部(外周圆筒面)Mp和主缸CM的第一内周部(内周圆筒面)Mw进行密封(seal)。主活塞PM能够沿着主缸CM的中心轴Jm顺利地移动。

主缸室(也仅称为“主室”)Rm是通过“主缸CM的第一内周部Mw、第一底部(底面)Mu”、以及主活塞PM的第一端部Mv划分出的液压室。主室Rm与主缸流体路径HM连接，并经由下部流体单元YL最终与前轮轮缸CWf连接。

在主活塞PM设置有凸缘部(Flange)Tm。通过凸缘部Tm，主缸CM的内部被分隔为伺服液压室(也仅称为“伺服室”)Rs和后方液压室(也仅称为“后方室”)Ro。在凸缘部Tm的外周部设置密封圈SL，凸缘部Tm与主缸CM的第二内周部Md被密封。伺服室Rs是通过“主缸CM的第二内周部Md、第二底部(底面)Mt”、以及主活塞PM的凸缘部Tm的第一面Ms划分出的液压室。主室Rm和伺服室Rs配置为隔着主活塞PM(特别是，凸缘部Tm)相对。伺服室Rs与前轮调压流体路径HF连接，并从调压单元YC导入第二调整液压Pc。

后方室Ro是通过主缸CM的第二内周部Md、阶梯部Mz、以及主活塞PM的凸缘部Tm的第二面Mo划分出的液压室。后方室Ro在中心轴Jm的方向上，被主液压室Rm和伺服液压室Rs夹持，位于它们之间。后方室Ro与模拟器流体路径HS连接。通过后方室Ro，调节上部流体单元YU内的制动液BF的液量。

在主活塞PM的第一端部Mv设置凹陷部Mx。在该凹陷部Mx与主缸CM的第一底部Mu之间设置主弹性体(例如，压缩弹簧)SM。主弹性体SM在主缸CM的中心轴Jm的方向上，将主活塞PM按压于主缸CM的第二底部Mt。在非制动时，主活塞PM的阶梯部My与主缸CM的第二底部Mt抵接。该状态下的主活塞PM的位置被称为“主单元YM的初始位置”。

在2个密封圈SL(例如，杯形密封圈)之间，在主缸CM设置通孔Ac。通孔Ac经由补给流体路径HU与主储液器室Ru连接。另外，在主活塞PM的第一端部Mv的附近设置通孔Ap。在主活塞PM处于初始位置的情况下，经由通孔Ac、Ap、以及补给流体路径HU，主室Rm与储液器RV(特别是，主储液器室Ru)成为连通状态。

主室Rm通过其内压(是“主缸液压”，也称为“主液压”)Pm将沿着中心轴Jm的后退方向Hb的作用力Fb(称为“后退力”)赋予给主活塞PM。伺服室Rs通过其内压(即，导入的第二调整液压Pc)将与后退力Fb相向的作用力Fa(称为“前进力”)赋予给主活塞PM。换句话说，在主活塞PM中，由伺服室Rs内的液压Pv(＝Pc)产生的前进力Fa和由主室Rm内的液压(主液压)Pm产生的后退力Fb在中心轴Jm的方向上相互对抗(相向)，而静态均衡。设置有主液压传感器PQ以检测主液压Pm。例如，主液压传感器PQ可以设置于主缸流体路径HM。另外，主液压传感器PQ也可以包含于下部流体单元YL。

例如，凸缘部Tm的第一面Ms的受压面积(即，伺服室Rs的受压面积)rs被设定为与主活塞PM的第一端部Mv的受压面积(即，主室Rm的受压面积)rm相等。在该情况下，被导入伺服室Rs内的液压Pc(结果，伺服液压Pv)和主室Rm内的液压Pm在定常状态下相同。在该情况下，前进力Fa(＝Pc×rs)与后退力Fb(＝Pm×rm(+SM的弹力))相互平衡。

[调压单元YC]

通过调压单元YC，独立并且分立地调节前轮轮缸CWf的液压Pwf和后轮轮缸CWr的液压Pwr。具体而言，具备发电机GN的前轮WHf的制动液压Pwf被调整为不具备发电机GN的后轮WHr的制动液压Pwr以下。调压单元YC具备电动泵DC、逆止阀GC、第一调压阀UB、第二调压阀UC、第一调整液压传感器PB、以及第二调整液压传感器PC。

电动泵DC由一个电动马达MC、以及一个流体泵QC的组构成。在电动泵DC中，固定电动马达MC和流体泵QC，以使电动马达MC和流体泵QC成为一体地旋转。电动泵DC(特别是，电动马达MC)是用于在控制制动时增加制动液压Pw的动力源。电动马达MC由控制器ECU来控制。

例如，采用三相无刷马达作为电动马达MC。在无刷马达MC中，设置检测其转子位置(旋转角)Ka的旋转角传感器KA。基于旋转角(实际值)Ka控制桥式电路的开关元件，驱动电动马达MC。换句话说，依次切换3个相的各相(U相、V相、W相)的线圈的通电量的方向(即，励磁方向)，而旋转驱动无刷马达MC。在驱动电路DR设置有检测电动马达MC的实际的通电量Ia(各相的统称)的通电量传感器。作为通电量传感器，设置有电流传感器，检测朝向电动马达MC的供给电流Ia。

流体泵QC的吸入口Qs经由第一储液器流体路径HV与储液器RV(特别是，调压储液器室Rd)连接。流体泵QC的排出口Qt与调压流体路径HC连接。通过电动泵DC(特别是，流体泵QC)的驱动，制动液BF从第一储液器流体路径HV通过吸入口Qs被吸入，并从排出口Qt排出至调压流体路径HC。例如，采用齿轮泵作为流体泵QC。

在调压流体路径HC上夹装逆止阀GC(也称为“止回阀”)。通过逆止阀GC，制动液BF能够从第一储液器流体路径HV朝向调压流体路径HC移动，但阻止从调压流体路径HC朝向储液器流体路径HV的移动(即，制动液BF的逆流)。换句话说，电动泵DC仅单向地旋转。调压流体路径HC的与排出部Qt相反侧的端部Bv与第一储液器流体路径HV连接。

2个调压阀UB、UC在调压流体路径HC中串联地设置。具体而言，在调压流体路径HC上设置有第一调压阀UB(相当于“第一电磁阀”)。而且，在第一调压阀UB与部位Bv之间配置有第二调压阀UC(相当于“第二电磁阀”)。第一调压阀UB、第二调压阀UC是基于通电状态(例如，供给电流)连续地控制开阀量(升程量)的线性的电磁阀(也称为“比例阀”、或者“差压阀”)。第一调压阀UB、第二调压阀UC由控制器ECU基于驱动信号Ub、Uc控制。作为第一调压阀UB、第二调压阀UC，采用常开型的电磁阀。

制动液BF从第一储液器流体路径HV通过流体泵QC的吸入口Qs被汲取，并从排出口Qt排出。而且，制动液BF通过逆止阀GC、第一调压阀UB、以及第二调压阀UC，返回至储液器流体路径HV。换言之，通过第一储液器流体路径HV、以及调压流体路径HC形成回流路径(制动液BF的流动再次返回到原来的流动的流体路径)，在该回流路径上，逆止阀GC、第一调压阀UB、以及第二调压阀UC以串联的方式夹装。

在电动泵DC工作的情况下，制动液BF如用虚线箭头(A)表示的那样，按“HV→QC(Qs→Qt)→GC→UB→UC→HV”的顺序环流(即，形成“回流路径”)。在第一调压阀UB、第二调压阀UC处于全开状态的情况下(由于这些阀是常开型，所以是非通电时)，调压流体路径HC内的液压(调整液压)Pb、Pc均大致为“0(大气压)”。若朝向第一调压阀UB的通电量增加，回流路径被调压阀UB节流，则调压流体路径HC中的流体泵QC与第一调压阀UB之间的液压(是第一调整液压，相当于“第一液压”)Pb从“0”开始增加。另外，若朝向第二调压阀UC的通电量增加，回流路径被调压阀UC节流，则调压流体路径HC中的第一调压阀UB与第二调压阀UC之间的液压(是第二调整液压，相当于“第二液压”)Pc从“0”开始增加。

由于第一调压阀UB、第二调压阀UC串联地配置于调压流体路径HC，所以通过第二调压阀UC调整的第二调整液压Pc为第一调整液压Pb以下。换言之，通过第二调压阀UC，将第二调整液压Pc调整为从“0(大气压)”开始增加，通过第一调压阀UB，将第一调整液压Pb调整为从第二调整液压Pc开始增加。在调压单元YC中，在调压流体路径HC上设置有第一调整液压传感器PB、第二调整液压传感器PC，以检测第一调整液压Pb、第二调整液压Pc。

调压流体路径HC在流体泵QC与第一调压阀UB之间的部位Bh分支到后轮调压流体路径HR。后轮调压流体路径HR经由下部流体单元YL与后轮轮缸CWr(CWk、CWl)连接。因此，通过第一调压阀UB调节后的第一调整液压Pb被直接导入(供给)至后轮霍尔缸CWr。另外，调压流体路径HC在第一调压阀UB与第二调压阀UC之间的部位Bg分支到前轮调压流体路径HF。前轮调压流体路径HF与伺服室Rs连接。因此，通过第二调压阀UC调节后的第二调整液压Pc被导入(供给)至伺服室Rs。由于主缸CM经由下部流体单元YL与前轮轮缸CWf(CWi、CWj)连接，所以第二调整液压Pc经由主缸CM被间接地导入至前轮轮缸CWf。即，第二调整液压Pc按“Rs→Rm→CWf”的顺序供给至前轮轮缸CWf。调压单元YC包含2个调压电磁阀UB、UC而构成，通过第一调压阀UB，电动泵DC排出的制动液BF被调节为第一调整液压Pb，该第一调整液压Pb被导入至后轮轮缸CWr。而且，通过第二调压阀UC，第一调整液压Pb被减少调整为第二调整液压Pc，该第二调整液压Pc被导入至伺服室Rs。

在调压单元YC，与调压流体路径HC并列地设置连接储液器RV和伺服室Rs的旁通流体路径HD。在该流体路径HD夹装有逆止阀GD。在逆止阀GD中，允许从储液器RV向伺服室Rs的制动液BF的流动，但阻止从伺服室Rs向储液器RV的流动。在制动操作部件BP被突然操作的情况下，通过驾驶员的操作力，主活塞PM也向前进方向Ha移动，而伺服室Rs的体积可以增加。在该情况下，经由旁通流体路径HD、以及逆止阀GD供给由驾驶员的操作引起的伺服室Rs的体积增加的量的液量。由于由电动泵DC供给的制动液BF的量被高效地利用于制动液压Pw的增加，所以可以提高紧急制动时的升压响应性。

[再生协调单元YK]

通过再生协调单元YK来实现摩擦制动与再生制动的协调控制(称为“再生协调控制”)。换句话说，通过再生协调单元YK，可以形成制动操作部件BP***作但不产生制动液压Pw的状态。再生协调单元YK由输入缸CN、输入活塞PK、输入弹性体SN、第一开闭阀VA、第二开闭阀VB、行程模拟器SS、模拟器液压传感器PS、以及输入液压传感器PN构成。

输入缸CN是固定于主缸CM的具有底部的缸体部件。输入活塞PK是被***至输入缸CN的内部的活塞部件。输入活塞PK以与制动操作部件BP连动的方式，经由叉头(U字连杆)与制动操作部件BP机械连接。在输入活塞PK设置有凸缘部(Flange)Tn。在输入缸CN的朝向主缸CM的安装面Ma与输入活塞PK的凸缘部Tn之间设置有输入弹性体(例如，压缩弹簧)SN。输入弹性体SN在中心轴Jm的方向上，将输入活塞PK的凸缘部Tn按压于输入缸CN的底部Mb。

在非制动时，主活塞PM的阶梯部My抵接于主缸CM的第二底部Mt，输入活塞PK的凸缘部Tn抵接于输入缸CN的底部Mb。在非制动时，在输入缸CN的内部，主活塞PM(特别是，端面Mq)与输入活塞PK(特别是，端面Mg)的缝隙Ks被设为规定距离ks(称为“初始缝隙”)。即，在活塞PM、PK处于最后退方向Hb的位置(称为各活塞的“初始位置”)的情况下(即，非制动时)，主活塞PM与输入活塞PK分离规定距离ks。在这里，规定距离ks对应于再生量Rg的最大值。在执行再生协调控制的情况下，缝隙(也称为“分离位移”)Ks由调整液压Pc来控制(调节)。

若制动操作部件BP从“Ba＝0”的状态被踏入，则输入活塞PK从其初始位置向前进方向Ha移动。此时，若第二调整液压Pc保持在“0”，则主活塞PM保持在初始位置，所以随着输入活塞PK的前进，缝隙Ks(输入活塞PK的端面Mg与主活塞PM的端面Mq之间的距离)缓缓地减少。另一方面，若第二调整液压Pc从“0”开始增加，则主活塞PM从其初始位置向前进方向Ha移动。因此，能够通过第二调整液压Pc，在“0≤Ks≤ks”的范围内与制动操作量Ba独立地调整缝隙Ks。换句话说，通过调整第二调整液压Pc，来调节缝隙Ks，实现再生协调控制。

输入缸CN经由第二储液器流体路径HT与储液器RV(特别是，调压储液器室Rd)连接。第二储液器流体路径HT能够与第一储液器流体路径HV共用其一部分。但是，优选第一储液器流体路径HV和第二储液器流体路径HT分别与储液器RV连接。流体泵QC经由第一储液器流体路径HV从储液器RV吸引制动液BF，但此时，在第一储液器流体路径HV中可能产生混合气泡的情况。因此，为了避免气泡混入输入缸CN等，第二储液器流体路径HT不具有与第一储液器流体路径HV共用的部分，并与第一储液器流体路径HV分立地与储液器RV连接。

在第二储液器流体路径HT上串联地设置有2个开闭阀VA、VB。第一开闭阀VA、第二开闭阀VB是具有打开位置(连通状态)和关闭位置(切断状态)的2个位置的电磁阀(也称为“开/关阀”)。第一开闭阀VA、第二开闭阀VB由上部控制器ECU基于驱动信号Va、Vb来控制。作为第一开闭阀VA采用常闭型的电磁阀，作为第二开闭阀VB采用常开型的电磁阀。

第二储液器流体路径HT在第一开闭阀VA与第二开闭阀VB之间的连接部Bs与模拟器流体路径HS连接。换言之，模拟器流体路径HS的一端与后方室Ro连接，另一端与部位Bs连接。在模拟器流体路径HS设置有行程模拟器SS。通过模拟器SS，执行再生协调控制，在将第一开闭阀VA设为打开位置、将第二开闭阀VB设为关闭位置的情况下，产生制动操作部件BP的操作力Fp。在模拟器SS的内部具备活塞、以及弹性体(例如，压缩弹簧)。制动液BF从输入缸CN移动至模拟器SS，通过流入的制动液BF按压活塞。活塞被弹性体向阻止制动液BF的流入的方向施加力。通过弹性体，形成制动操作部件BP***作的情况下的操作力Fp。

在模拟器流体路径HS上设置有模拟器液压传感器PS，以检测模拟器SS内的液压(模拟器液压)Ps。另外，设置有输入液压传感器PN，以检测第二储液器流体路径HT的第一开闭阀VA与输入室Rn之间的液压(是输入室Rn的液压，称为“输入液压”)Pn。模拟器液压传感器PS、以及输入液压传感器PN是上述的制动操作量传感器BA之一。检测出的液压Ps、Pn作为制动操作量Ba被输入至上部控制器ECU。

[上部控制器ECU]

通过上部控制器ECU，基于制动操作量Ba、操作信号St、第一调整液压(检测值)Pb、以及第二调整液压(检测值)Pc，来控制电动马达MC、以及电磁阀VA、VB、UB、UC。具体而言，在上部控制器ECU中，运算用于控制各种电磁阀VA、VB、UB、UC的驱动信号Va、Vb、Ub、Uc。同样地，运算用于控制电动马达MC的驱动信号Mc。而且，基于驱动信号Va、Vb、Ua、Ub、Mc，驱动电磁阀VA、VB、UB、UC、以及电动马达MC。

上部控制器(电子控制单元)ECU经由车载通信总线BS，与下部控制器ECL、以及其它系统的控制器(驱动控制器ECD、驾驶辅助控制器ECJ等)网络连接。通过通信总线BS从上部控制器ECU向驱动用的控制器ECD发送再生量(目标值)Rg，以执行再生协调控制。另外，通过通信总线BS从驾驶辅助控制器ECJ向上部控制器ECU发送请求减速度(目标值)Gd。

[下部流体单元YL]

下部流体单元YL是包含主液压传感器PQ、多个电磁阀、电动泵、低压储液器的公知的流体单元。下部流体单元YL由下部控制器ECL控制。向下部控制器ECL输入有车轮速度Vw、横摆率、转向操纵角、前后加速度、横向加速度等。在下部控制器ECL中，基于车轮速度Vw运算车体速度Vx。而且，基于车体速度Vx、以及车轮速度Vw执行防滑控制，以抑制车轮WH的过度的减速滑动(例如，车轮锁定)。另外，在下部控制器ECL中，进行基于横摆率抑制车辆的不稳定行为(过度的转向行为、转向不足行为)的车辆稳定化控制(所谓的ESC)。换句话说，通过下部流体单元YL，分立地控制各车轮WH的制动液压Pw。此外，运算出的车体速度Vx通过通信总线BS被输入至上部控制器ECU。

[制动控制装置SC的工作]

在非制动时(例如，未进行制动操作部件BP的操作的情况下)，不进行对电磁阀VA、VB、UB、UC的通电。因此，第一开闭阀VA被设为关闭位置，第二开闭阀VB被设为打开位置。此时，活塞PM、PN通过弹性体SM、SN按压于各初始位置，主缸CM与储液器RV处于连通状态，主液压Pm为“0(大气压)”。

在制动操作部件BP***作的情况下(特别是，控制制动的开始时)，根据第一开闭阀VA的打开位置，输入室Rn和后方室Ro连接，并且模拟器SS与输入室Rn连接。另外，根据第二开闭阀VB的关闭位置，模拟器SS和储液器RV的连接被切断。通过制动操作部件BP的操作，输入活塞PK向前进方向Ha移动，通过该移动从输入室Rn流出的液量流入模拟器SS，并形成制动操作部件BP的操作力Fp。

在车辆减速通过由发电机GN产生的再生制动力Fg足够的情况下，维持“Pb＝Pc＝0”的状态。通过制动操作部件BP的操作，输入活塞PK从其初始位置向前进方向Ha移动，但此时，由于第二调整液压Pc保持在“0”，所以主活塞PM不移动。因此，随着输入活塞PK的前进，缝隙Ks(输入活塞PK的端面Mg与主活塞PM的端面Mq之间的距离)缓缓地减少。

在车辆减速通过由发电机GN产生的再生制动力Fg不足的情况下，通过控制器ECU控制调压单元YC，并调节第一调整液压Pb、第二调整液压Pc。第一调整液压Pb通过后轮调压流体路径HR、以及下部流体单元YL，被直接赋予给后轮轮缸CWr。第二调整液压Pc通过前轮调压流体路径HF被赋予给伺服室Rs。若通过伺服室Rs内的液压(伺服液压)Pv(＝Pc)产生的前进方向Ha的力(前进力)Fa变得大于主弹性体SM的设置载荷，则主活塞PM沿着中心轴Jm移动。通过朝向该前进方向Ha的移动，主室Rm与储液器RV断开。进一步，若第二调整液压Pc增加，则制动液BF以主液压Pm被从主缸CM朝向前轮轮缸CWf压送。通过主液压Pm，后退方向Hb的力(后退力)Fb作用于主活塞PM。伺服室Rs通过第二调整液压Pc产生前进方向Ha的力(前进力)Fa，以对抗(相向)该后退力Fb。主液压Pm与调整液压Pc的增减相应地增减。随着第二调整液压Pc的增加，主活塞PM从初始位置向前进方向Ha移动，但缝隙Ks根据第二调整液压Pc，能够在“0≤Ks≤ks”的范围内与制动操作量Ba独立地调整。换句话说，通过基于第二调整液压Pc进行的缝隙Ks的调节，来执行再生协调控制。

若制动操作部件BP返回，则第二调整液压Pc通过调压单元YC减少。而且，若伺服液压Pv(＝Pc)变得小于主室液压Pm(＝Pwf)，则主活塞PM向后退方向Hb移动。若制动操作部件BP成为非操作状态，则通过压缩弹簧SM的弹力，主活塞PM(特别是，阶梯部My)返回到与主缸CM的第二底部Mt接触的位置(初始位置)。

此外，在手动制动时，不对第一开闭阀VA、第二开闭阀VB进行通电。因此，第一开闭阀VA成为关闭位置，第二开闭阀VB成为打开位置。通过第一开闭阀VA的关闭位置，输入室Rn成为流体锁定的状态(密封状态)，输入活塞PK和主活塞PM无法相对移动。另外，通过第二开闭阀VB的打开位置，后方室Ro通过第二储液器流体路径HT与储液器RV流体连接。因此，通过主活塞PM的前进方向Ha的移动，后方室Ro的容积减少，但伴随着容积减少的液量朝向储液器RV排出。与制动操作部件BP的操作连动，输入活塞PK和主活塞PM成为一体地移动，制动液BF被从主室Rm压送至前轮轮缸CWf。

＜调压控制处理＞

参照图2的控制流程图，对包含再生协调控制的调压控制的处理进行说明。“调压控制”是用于调整第一调整液压Pb、第二调整液压Pc的电动马达MC、第一调压阀UB、以及第二调压阀UC的驱动控制。该控制的算法在上部控制器ECU内编程。

在步骤S110中，读入制动操作量Ba、操作信号St、第一调整液压(检测值)Pb、第二调整液压(检测值)Pc、请求减速度Gd、以及车体速度Vx。操作量Ba由操作量传感器BA(操作位移传感器SP、输入液压传感器PN、模拟器液压传感器PS等)来检测。操作信号St由操作开关ST来检测。第一调整液压Pb、第二调整液压Pc由设置于调压流体路径HC的第一调整液压传感器PB、第二调整液压传感器PC来检测。从驾驶辅助控制器ECJ经由通信总线BS获取基于自动制动的请求减速度Gd。从下部控制器ECL经由通信总线BS获取车体速度Vx。此外，车体速度Vx也可以通过将车轮速度Vw输入至上部控制器ECU，由上部控制器ECU基于车轮速度Vw来运算。

在步骤S120中，基于制动操作量Ba、以及制动操作信号St中的至少一个判定“是否是制动中”。例如，在操作量Ba大于规定值bo的情况下，步骤S120被肯定，处理进入步骤S130。另一方面，在制动操作量Ba为规定值bo以下的情况下，步骤S120被否定，处理返回到步骤S110。在这里，规定值bo是相当于制动操作部件BP的游隙的预先设定的常量。另外，在操作信号St是接通的情况下，进入步骤S130，在操作信号St是断开的情况下，返回到步骤S110。

在自动制动时，在步骤S120中，基于请求减速度Gd判定“是否是制动中”。例如，在请求减速度Gd大于规定值go的情况下，步骤S120被肯定，处理进入步骤S130。另一方面，在请求减速度Gd为规定值go以下的情况下，步骤S120被否定，处理被返回到步骤S110。规定值go是预先设定的常量(例如，“0”)。

在步骤S130中，如块X130所示的那样，基于操作量Ba运算请求制动力Fd。请求制动力Fd是作用于车辆的总制动力F的目标值，且是“由制动控制装置SC产生的摩擦制动力Fm”和“由发电机GN产生的再生制动力Fg”相加所得的制动力。根据运算映射Zfd，请求制动力Fd在操作量Ba为“0”至规定值bo的范围内被决定为“0”，在操作量Ba为规定值bo以上时，以随着操作量Ba增加而从“0”开始单调增加的方式运算。同样地，在自动制动时，基于请求减速度Gd运算请求制动力Fd。请求制动力Fd在请求减速度Gd为“0”以上且小于规定值go时被决定为“0”，在请求减速度Gd为规定值bo以上时，决定为随着请求减速度Gd的增加而从“0”开始单调增加。

在步骤S140中，如块X140所示的那样，基于车体速度Vx、以及运算映射Zfx运算再生制动力的最大值(称为“最大再生力”)Fx。发电机GN的再生量受到驱动控制器ECD的功率晶体管(IGBT等)的额定值、以及蓄电池的充电可接受性限制。例如，发电机GN的再生量被控制为规定的电力(每单位时间的电能)。由于电力(功率)是恒定的，所以由发电机GN产生的围绕车轮轴的再生转矩与车轮WH的转速(换句话说，车体速度Vx)成反比例。另外，若发电机GN的转速Ng降低，则再生量减少。进一步，在再生量中设置上限值。

综上所述，在最大再生力Fx用的运算映射Zfx中，被设定为在车体速度Vx为“0”以上且小于第一规定速度vo的范围内，随着车体速度Vx的增加，而最大再生力Fx增加。另外，在车体速度Vx为第一规定速度vo以上且小于第二规定速度vp的范围内，最大再生力Fx决定为上限值fx。而且，被设定为在车体速度Vx为第二规定速度vp以上时，随着车体速度Vx增加，而最大再生力Fx减少。例如，在最大再生力Fx的减少特性(“Vx≥vp”的特性)中，用双曲线来表示车体速度Vx与最大再生力Fx的关系(即，再生电力恒定)。在这里，各规定值vo、vp是预先设定的常量。此外，在运算映射Zfx中，可以代替车体速度Vx，而采用发电机GN的转速Ng。

在步骤S150中，基于请求制动力Fd、以及最大再生力Fx判定“请求制动力Fd是否为最大再生力Fx以下”。换句话说，判定由驾驶员请求的制动力Fd仅通过再生制动力Fg是否能够实现。在“Fd≤Fx”，步骤S150被肯定的情况下，处理进入步骤S160。另一方面，在“Fd＞Fx”，步骤S150被否定的情况下，处理进入步骤S180。

在步骤S160中，基于请求制动力Fd运算再生量Rg。再生量Rg是发电机GN的再生量的目标值。再生量Rg被经由通信总线BS从制动控制器ECU发送至驱动控制器ECD。在步骤S170中，前后轮的目标摩擦制动力Fmf、Fmr被运算为“0”。在该情况下，在车辆减速时，不采用摩擦制动，仅通过再生制动实现请求制动力Fd。

在步骤S180中，基于最大再生力Fx运算再生量(目标值)Rg。与步骤S160相同，再生量Rg被经由通信总线BS发送至驱动用控制器ECD。在该情况下，通过发电机GN，产生可产生的最大限度的再生制动力。在步骤S190中，基于请求制动力Fd、以及最大再生力Fx决定前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr。前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr是应通过摩擦制动实现的制动力的目标值。

在步骤S190中，首先，请求制动力Fd乘以后轮比率Hr，来运算后轮基准力Fs(即，“Fs＝Hr×Fd”)。后轮比率Hr是表示前后轮间的分配比率(特别是，后轮制动力Fr相对于作用于车辆的制动力整体F的比率)的预先设定的规定值。因此，后轮基准力Fs是对请求制动力Fd考虑前后轮间的制动力分配的值。另外，从请求制动力Fd中减去最大再生力Fx，来运算补充制动力Fh(即，“Fh＝Fd－Fx”)。补充制动力Fh是为了实现请求制动力Fd而应通过摩擦制动补充的制动力。而且，对补充制动力Fh和后轮基准力Fs进行比较。在补充制动力Fh为后轮基准力Fs以下的情况下，将前轮摩擦制动力Fmf决定为“0”，并将后轮摩擦制动力Fmr决定为补充制动力Fh(即，“Fmf＝0，Fmr＝Fh”)。另一方面，在补充制动力Fh大于后轮基准力Fs的情况下，将后轮摩擦制动力Fmr运算为后轮基准力Fs，并且将前轮摩擦制动力Fmf运算为从补充制动力Fh减去后轮基准力Fs所得的值(前轮指示力)Fc(即，“Fmf＝Fc＝Fh－Fs，Fmr＝Fs＝Hr×Fd”)。

在步骤S190中，考虑包含再生制动力Fg的制动力F的前后分配，来运算前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr。在请求制动力Fd能够通过再生制动力Fg、以及后轮基准力Fs(考虑了前后分配的后轮制动力)来实现的情况下(即，“Fh≤Fs”的情况下)，将前轮摩擦制动力Fmf保持为“0”，对前轮WHf仅作用再生制动力Fg(＝Fx)。在后轮WHr中，为了满足请求制动力Fd，决定并施加后轮摩擦制动力Fmr。另一方面，在请求制动力Fd通过再生制动力Fg、以及后轮基准力Fs不能实现的情况下(即，“Fh＞Fs”的情况下)，决定前轮摩擦制动力Fmf以补充其不足的量。由此，再生量Rg被最大化，并且制动力F的前后分配可以被合理化。

在步骤S200中，将第一开闭阀VA驱动为打开位置，并将第二开闭阀VB驱动为关闭位置。在步骤S210中，基于摩擦制动力的目标值Fm(Fmf、Fmr)运算目标液压Pt(Ptf、Ptr)。换句话说，对摩擦制动力Fm进行液压换算，并决定目标液压Pt。后轮目标液压Ptr是与第一调整液压Pb对应的后轮轮缸CWr的液压的目标值。另外，前轮目标液压Ptf是与第二调整液压Pc对应的前轮轮缸CWf的液压的目标值。

在步骤S220中，驱动电动马达MC，形成包含有流体泵QC的制动液BF的环流。此外，电动马达MC(电动泵DC)为了确保升压响应性，即使“Ptf＝Ptr＝0”也被驱动(旋转)。而且，在步骤S230中，基于后轮目标液压Ptr、以及第一调整液压Pb(第一调整液压传感器PB的检测值)，对第一调压阀UB进行伺服控制，以使第一调整液压Pb与后轮目标液压Ptr一致。另外，基于前轮目标液压Ptf、以及第二调整液压Pc(第二调整液压传感器PC的检测值)，对第二调压阀UC进行伺服控制，以使第二调整液压Pc与前轮目标液压Ptf一致。在伺服控制中，进行反馈控制，以使实际值Pb、Pc与目标值Pt一致。

第一调压阀UB、第二调压阀UC串联地配置于调压流体路径HC上。因此，在第一调整液压Pb、第二调整液压Pc的液压反馈控制中，相互带来影响，可能产生所谓的控制干扰。在这样的情况下，前轮WHf所涉及的第二调整液压Pc的控制优先于后轮WHr所涉及的第一调整液压Pb的控制。基于前轮制动力Ff对总制动力F的贡献高于后轮制动力Fr。

＜第一实施方式中的制动力前后分配的迁移＞

参照图3的特性图，对第一实施方式中的再生协调控制中的制动力F的前后分配进行说明。再生用发电机GN设置于前轮WHf，对前轮WHf施加摩擦制动力Fmf，而作用再生制动力Fg。另一方面，由于在后轮WHr不具备发电机GN，所以在后轮WHr不作用再生制动力，仅作用摩擦制动力Fmr。

用点划线表示的特性Ca表示考虑到伴随着车辆减速的前后轮WHf、WHr的接地载荷(垂直力)的变化的所谓的理想制动力分配。在理想分配特性Ca中，前后轮WHf、WHr的制动力Ff、Fr与考虑到车辆减速度Gx的动态的接地载荷成比例。因此，在理想分配特性Ca中，在未执行防滑控制的情况下，无论是哪种摩擦系数的路面，前轮WHf和后轮WHr都同时进行车轮锁定，在该路面上，制动力F(＝Ff+Fr)成为最大。

特性Cb(特性(O)－(B))表示未作用再生制动力Fg的情况下(即，“Fg＝0”)的前轮制动力Ff与后轮制动力Fr的相互关系。特性Cb被称为“基准特性”。基准特性Cb基于“前轮轮缸CWf、后轮轮缸CWr的受压面积”、“旋转部件KTf、KTr的有效制动半径”、以及“前后轮的摩擦材料的摩擦系数”。在这里，基准特性Cb的斜率(即，“Fr/Ff”)为“Hr/Hf＝Hr/(1－Hr)”。在这里，前轮比率Hf为前轮制动力Ff相对于总制动力F(＝Ff+Fr)的比率(＝Ff/F)，后轮比率Hr为后轮制动力Fr相对于总制动力F的比率(＝Fr/F)。

在一般的车辆中，以在通常制动的范围内(除去产生最大制动力的区域的区域内)，基准特性Cb变得比理想分配特性Ca小的方式，设定有轮缸CW的受压面积、旋转部件KT的有效制动半径、以及摩擦材料的摩擦系数，以使后轮WHr不会相对于前轮WHf先行而进行车轮锁定。此外，在产生最大制动力的区域中，基于车轮速度Vw执行制动力分配控制(所谓的EBD控制)，以使后轮WHr的减速滑动不会大于前轮WHf的减速滑动。

在特性图中，原点(O)相当于非制动时(即，“Ff＝Fr＝0”)。若开始制动操作部件BP的操作，则在制动初始的阶段，“Fd≤Fx”，所以决定为“Fmf＝Fmr＝0”，不产生摩擦制动力Fmf、Fmr。换句话说，运算“Ptf＝Ptr＝0(结果，Pc＝Pb＝0)”，制动力F仅通过再生制动力Fg产生。由于在请求制动力Fd达到最大再生力Fx之前，维持该状态，所以制动力F的动作点从原点(O)朝向点(C)(“Ff＝Fx，Fr＝0”的点)移动。

在制动操作部件BP的操作量Ba增加，再生制动力Fg达到最大再生力Fx的情况下，请求制动力Fd仅通过再生制动力Fg不能实现。在该情况下，基于请求制动力Fd、以及最大再生力Fx，运算前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr(摩擦制动力的目标值)。具体而言，后轮基准力Fs通过“Fs＝Hr×Fd”来运算，并且补充制动力Fh通过“Fh＝Fd－Fx”来运算。在“Fh≤Fs”的情况下，运算“Fmf＝0，Fmr＝Fh”。在请求制动力Fd可以通过再生制动力Fg、以及后轮基准力Fs来实现的情况下，仅再生制动力Fg(＝Fx)作用于前轮WHf，并决定后轮摩擦制动力Fmr以满足请求制动力Fd。此时，随着车体速度Vx的降低，最大再生力Fx以“向下凸”的特性增加(参照图2)。由于相对于后轮摩擦制动力Fmr的增加，再生制动力Fg(＝Fx)的增加很小，所以制动力F的动作点从点(C)(“Ff＝Fx，Fr＝fr1”的点)朝向点(D)与Y轴大致平行地迁移。

进一步，若制动操作量Ba增加，补充制动力Fh仅通过后轮基准力Fs不能实现(即，“Fh＞Fs”的状态)，则前轮摩擦制动力Fmf根据前轮指示力Fc从“0”开始增加。换句话说，在请求制动力Fd通过再生制动力Fg、以及后轮基准力Fs不能实现的情况下，决定前轮摩擦制动力Fmf以补充其不足的量。在前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr的运算中，考虑包含再生制动力Fg的制动力F的前后分配Hr，通过“Fmr＝Fs，Fmf＝Fh－Fs＝Fc”来运算。因此，制动力F的动作点沿着特性Cb，从点(D)朝向点(B)迁移。以上，第一实施方式所涉及的制动力分配特性Cx(制动力F的动作点的迁移)随着制动操作量Ba的增加，成为“(O)→(C)→(D)→(B)”。

在制动控制装置SC中，基于前轮摩擦制动力(目标值)Fmf运算前轮目标液压Ptf。基于前轮目标液压Ptf，通过第二调压阀UC调整第二调整液压Pc，最终前轮制动液压Pwf被控制。另外，基于后轮摩擦制动力Fmr运算后轮目标液压Ptr。基于后轮目标液压Ptr，通过第一调压阀UB调整第一调整液压Pb，最终后轮制动液压Pwr被控制。若开始制动操作，则在再生制动力Fg达到最大再生力Fx之前(点O～点C)，基于“Ptf＝Ptr＝0”控制为“Pb＝Pc＝0”(换句话说，电动泵DC被驱动，但第一调压阀UB、第二调压阀UC成为全开状态)。而且，在再生制动力Fg达到最大再生力Fx的时刻，在前轮目标液压Ptf维持在“0”之后，后轮目标液压Ptr增加。其结果，保持“Pc＝0”，且第一调整液压Pb开始增加，后轮制动液压Pwr增加(换句话说，第二调压阀UC成为全开状态)。进一步，在补充制动力Fh超过后轮基准力Fs的时刻(相当于点D，后轮制动液压Pwr达到相当于规定制动力fr1的液压pr1的时刻)，前轮目标液压Ptf从“0”开始增加。其结果，第二调整液压Pc(即，前轮制动液压Pwf)开始增加。以后，以制动力F的动作点沿着基准特性Cb的方式考虑前后比率(例如，后轮比率Hr)，前轮目标液压Ptf、后轮目标液压Ptr增加，第一调整液压Pb、第二调整液压Pc均增加。

例如，在一直向所有轮缸CW导入相同的液压的结构中(换句话说，在第一调整液压Pb和第二调整液压Pc相同的情况下)，再生协调控制中的制动力分配如特性Cc那样变化。特性Cc中的后轮制动力Fr小于理想分配特性Ca的后轮制动力Fr。因此，在特性Cc中，虽然确保了车辆稳定性，但后轮制动力Fr不能被充分利用。在本发明所涉及的制动控制装置SC中，考虑规定的后轮比率Hr来运算前轮摩擦制动力(目标值)Fmf、后轮摩擦制动力(目标值)Fmr，为了实现这些，调整液压Pc、Pb(换句话说，制动液压Pwf、Pwr)与制动操作(或者，制动请求)独立地、并且分别分立地调节。通过基于此的分配特性Cx，发电机GN的再生量Rg被最大化，并且制动力F的前后分配可以被合理化。换句话说，可以适当地确保前后轮的制动力Ff、Fr，并在维持车辆稳定性的基础上，充分地确保可再生的能量的量。

＜本发明所涉及的车辆的制动控制装置的第二实施方式＞

参照图4的整体结构图，对本发明所涉及的制动控制装置SC的第二实施方式进行说明。在参照图1说明的第一实施方式中，发电机GN设置于前轮WHf。在第二实施方式中，发电机GN设置于后轮WHr。

与第一实施方式相同，在第二实施方式中，标注有相同符号的构成部件、运算处理、信号、特性、以及值是相同功能的。符号末尾的尾标“i”～“l”是表示与哪个车轮有关的概括符号，“i”表示右前轮，“j”表示左前轮，“k”表示右后轮，“l”表示左后轮。在省略尾标“i”～“l”的情况下，各符号表示4个各车轮的统称。另外，符号末尾的尾标“f”、“r”是表示在2个系统的流体路径(制动液BF的移动路径)中，与前后轮的哪一个系统有关的概括符号，“f”表示前轮系统，“r”表示后轮系统。在省略尾标“f”、“r”的情况下，表示2个系统的统称。在各流体路径中，“上游侧(或者，上部)”是接近储液器RV的一侧，“下游侧(或者，下部)”是接近轮缸CW的一侧。以下，对不同点进行说明。

与第一实施方式相同，在第二实施方式中，也在调压单元YC中，2个调压阀UB、UC在调压流体路径HC中串联地设置。具体而言，沿着制动液BF的循环流(A)依次配置第一调压阀UB、第二调压阀UC。而且，通过第二调压阀UC将第二调整液压Pc调整为从“0(大气压)”开始增加，通过第一调压阀UB将第一调整液压Pb调整为从第二调整液压Pc开始增加。反过来，通过第一调压阀UB调整为第一调整液压Pb，通过第二调压阀UC将第二调整液压Pc调整为从第一调整液压Pb减少。换句话说，第一调整液压Pb和第二调整液压Pc处于“Pb≥Pc”的关系。

在第二实施方式中，通过调整第一调整液压Pb，来调节缝隙(分离位移)Ks，以实现再生协调控制。在制动操作部件BP为“Ba＝0”的状态下，为“Ks＝ks”，但通过与制动操作量Ba独立地控制第一调整液压Pb，在“0”以上且初始缝隙ks以下的范围内调节缝隙Ks。因此，能够与制动操作量Ba独立地调整主液压Pm(＝Pwf)。

在第二实施方式中，独立地调节前轮轮缸CWf的液压Pwf和后轮轮缸CWr的液压Pwr。而且，具备发电机GN的后轮WHr的液压Pwr被调整为不具备发电机GN的前轮WHf的制动液压Pwf以下。具体而言，调压流体路径HC在流体泵QC与第一调压阀UB之间的部位Cg，分支到前轮调压流体路径HF。前轮调压流体路径HF与伺服室Rs连接，第一调整液压Pb被导入(供给)至伺服室Rs。因此，第一调整液压Pb经由主缸CM被间接地导入至前轮轮缸CWf。即，第一调整液压Pb按“Rs→Rm→CWf”的顺序被供给至前轮轮缸CWf。另外，调压流体路径HC在第一调压阀UB与第二调压阀UC之间的部位Cs分支到后轮调压流体路径HR。后轮调压流体路径HR经由下部流体单元YL与后轮轮缸CWr连接。因此，第二调整液压Pc被直接导入(供给)至后轮轮缸CWr，并在“0≤Pc≤Pb”的范围内进行调整。调压单元YC包含第一电磁阀UB、第二电磁阀UC而构成，通过第一调压阀UB将电动泵DC排出的制动液BF调节为第一调整液压Pb，并将该第一调整液压Pb导入伺服室Rs。而且，通过第二调压阀UC，将第一调整液压Pb减少调整到第二调整液压Pc，并将该第二调整液压Pc导入至后轮轮缸CWr。

接下来，对第二实施方式中的调压控制的处理进行说明。步骤S190的处理与第一实施方式的处理不同。在第二实施方式中，通过请求制动力Fd乘以前轮比率Hf，来运算前轮基准力Ft(即，“Ft＝Hf×Fd”)。前轮比率Hf是表示前轮制动力Ff相对于作用于车辆的制动力整体的分配比率的、预先设定的规定值。与后轮基准力Fs相同，前轮基准力Ft是对请求制动力Fd考虑了前后制动力分配后的值。通过从请求制动力Fd减去最大再生力Fx，来运算实现请求制动力Fd所需的摩擦制动力(补充制动力)Fh(即，“Fh＝Fd－Fx”)。对补充制动力Fh和前轮基准力Ft进行比较，在补充制动力Fh为前轮基准力Ft以下的情况下，决定“Fmf＝Fh，Fmr＝0”。另外，在补充制动力Fh大于前轮基准力Ft的情况下，前轮基准力Ft被运算为前轮摩擦制动力Fmf，并且后轮摩擦制动力Fmr被运算为从补充制动力Fh减去前轮基准力Ft所得的值(后轮指示力)Fq(即，“Fmf＝Ft＝Hf×Fd，Fmr＝Fq＝Fh－Ft)。

同样地，考虑包含再生制动力Fg的制动力F的前后分配，来运算前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr。在请求制动力Fd能够通过再生制动力Fg、以及考虑了前后分配的前轮基准力Ft实现的情况下(即，“Fh≤Ft”的情况下)，成为“Fmr＝0”，只有再生制动力Fg(＝Fx)作用于后轮WHr。而且，通过前轮摩擦制动力Fmf补充制动力，以满足请求制动力Fd。另一方面，在请求制动力Fd通过再生制动力Fg、以及前轮基准力Ft不足的情况下(即，“Fh＞Ft”的情况下)，通过后轮摩擦制动力Fmr来补充不足的量。基于前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr，来决定前轮目标液压Ptf、后轮目标液压Ptr。基于前轮目标液压Ptf，通过第一调压阀UB调节第一调整液压Pb。另外，基于后轮目标液压Ptr，通过第二调压阀UC调节第二调整液压Pc。即，前轮制动液压Pwf、后轮制动液压Pwr与制动操作(或者，制动请求)独立、并且分别分立地调整。由此，设置于后轮WHr的发电机GN的再生量Rg被最大化，并且在车辆整体的制动力F中，其前后分配可以被合理化。

＜第二实施方式中的制动力前后分配的迁移＞

参照图5的特性图，对与第二实施方式对应的再生协调控制中的制动力F的前后分配进行说明。特性图表示仅由摩擦制动力产生的前轮制动力Ff(＝Fmf)与包含再生制动力Fg的后轮制动力Fr(＝Fg+Fmr)的关系。与上述相同，点划线的特性Ca是理想制动力分配的线图。基准特性Cb是“Fg＝0”时的、前轮制动力Ff与后轮制动力Fr的相互关系。基准特性Cb取决于轮缸的受压面积、有效制动半径、以及摩擦材料的摩擦系数。若使用前轮比率Hf、后轮比率Hr，则基准特性Cb的斜率“Fr/Ff”用“Hr/Hf＝H(1－Hf)/Hf＝Hr/(1－Hr)”来表示。

在制动初始的阶段(“Fd≤Fx”的状态)，由于车辆减速仅通过再生制动力Fg就能满足，所以不产生摩擦制动力Fmf、Fmr，保持“0”。因此，根据制动操作量Ba的增加，仅通过再生制动力Fg，后轮制动力Fr从“0”开始增加。制动力F的动作点从原点(O)向点(E)迁移。若制动操作量Ba增加，再生制动力Fg相对于请求制动力Fd不足(即，“Fd＞Fx”)，则根据补充制动力Fh(＝Fd－Fx)，前轮摩擦制动力Fmf开始增加。此时，根据车辆减速，最大再生力Fx稍微增加，且后轮摩擦制动力Fmr维持在“0”。因此，动作点与X轴大致平行地从点(E)变化到点(F)。进一步，若制动操作量Ba增加，前轮基准力Ft(＝Hf×Fd)相对于补充制动力Fh不足(即，“Fh＞Ft”)，则基于后轮指示力Fq，开始后轮摩擦制动力Fmr的增加。在这里，后轮指示力Fq是从补充制动力Fh减去前轮基准力Ft所得的值(即，“Fq＝Fh－Ft”)。动作点在基准特性Cb上从点(F)向点(B)变化。第二实施方式所涉及的制动力分配特性Cy(制动力F的动作点的迁移)随着制动操作量Ba的增加，而以“(O)→(E)→(F)→(B)”的方式变化。

在制动控制装置SC中，基于前轮摩擦制动力(目标值)Fmf运算前轮目标液压Ptf，基于此，通过第一调压阀UB来调整第一调整液压Pb，最终前轮制动液压Pwf被控制。另外，基于后轮摩擦制动力Fmr运算后轮目标液压Ptr，基于此，通过第二调压阀UC调整第二调整液压Pc，最终后轮制动液压Pwr被控制。若开始制动操作，则在再生制动力Fg达到最大再生力Fx之前(点O～点E之间)，基于“Ptf＝Ptr＝0”，控制为“Pb＝Pc＝0”，并设为“Pwf＝Pwr＝0”。此时，电动泵DC因为判定为是制动中，所以旋转。在再生制动力Fg达到最大再生力Fx的时刻(对应于点E)，维持“Ptr＝0”的状态，前轮目标液压Ptf从“0”开始增加。结果，维持“Pc＝0”，开始第一调整液压Pb的增加，前轮制动液压Pwf增加。进一步，在补充制动力Fh超过前轮基准力Ft的时刻(对应于点F，前轮制动液压Pwf达到相当于规定制动力ff1的液压pf1的时刻)，后轮目标液压Ptr从“0”开始增加，第二调整液压Pc(即，后轮制动液压Pwr)开始增加。以后，以制动力F的动作点沿着基准特性Cb的方式考虑规定的前后比率(例如，前轮比率Hf)，前轮目标液压Ptf、后轮目标液压Ptr增加，第一调整液压Pb、第二调整液压Pc均增加。

例如，在一直向所有轮缸CW导入相同液压的结构中(例如，未进行第一调整液压Pb和第二调整液压Pc的分立调整的情况下)，再生协调控制中的制动力分配如特性Cd那样变化。特性Cd中的后轮制动力Fr比理想分配特性Ca的后轮制动力Fr大。因此，在特性Cd中，虽然充分地利用后轮制动力Fr，但担心车辆稳定性。在本发明所涉及的制动控制装置SC中，考虑前轮比率Hf来运算前轮摩擦制动力(目标值)Fmf、后轮摩擦制动力(目标值)Fmr，为了实现这些，第一调整液压Pb、第二调整液压Pc(换句话说，前轮制动液压Pwf、后轮制动液压Pwr)被独立地调节。通过基于该调节的分配特性Cy，发电机GN的再生量Rg被最大化，并且制动力F的前后分配可以被合理化。换句话说，适当地调整了前后轮的制动力Ff、Fr的分配，并可以兼得车辆减速度和车辆稳定性的维持、以及再生能量的确保。

＜在前轮WHf以及后轮WHr双方具备发电机GNf、GNr的情况＞

以上，对发电机GN设置于前轮WHf以及后轮WHr中任意一方的情况进行了说明。在车辆中，可以具备前轮WHf用的前轮再生发电机GNf、以及后轮WHr用的后轮再生发电机GNr。在该情况下，基于前轮再生制动力Fgf、以及后轮再生制动力Fgr中的哪一个先达到各自对应的最大再生力(可再生的极限)Fxf、Fxr，来确定导入第一调整液压Pb、第二调整液压Pc的目的地。

在前轮再生制动力Fgf达到前轮最大再生力Fxf之前，后轮再生制动力Fgr达到后轮最大再生力Fxr的车辆中，采用第一实施方式所涉及的制动控制装置SC(参照图1)。即，第一调整液压Pb被导入后轮轮缸CWr，第二调整液压Pc被导入伺服室Rs。在该结构中，随着制动操作量Ba的增加，按“仅基于前轮再生制动力Fgf、后轮再生制动力Fgr的制动”→“基于前轮再生制动力Fgf、后轮再生制动力Fgr、以及后轮摩擦制动力Fmr的制动(即，“Fmf＝0”)”→“基于前轮再生制动力Fgf、后轮再生制动力Fgr、以及前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr的制动”的顺序产生状态迁移。例如，在这样的车辆中，前轮发电机GNf的发电容量(再生能力)大于后轮发电机GNr的发电容量，前轮再生制动力Fgf相对地大于后轮再生制动力Fgr。

相反，在后轮再生制动力Fgr达到后轮最大再生力Fxr之前，前轮再生制动力Fgf达到前轮最大再生力Fxf的车辆中，使用第二实施方式所涉及的制动控制装置SC(参照图4)。换句话说，第二调整液压Pc被导入后轮轮缸CWr，第一调整液压Pb被导入伺服室Rs。在该结构中，随着制动操作量Ba的增加，按“仅基于前轮再生制动力Fgf、后轮再生制动力Fgr的制动”→“基于前轮再生制动力Fgf、后轮再生制动力Fgr、以及前轮摩擦制动力Fmf的制动(即，“Fmr＝0”)”→“基于前轮再生制动力Fgf、后轮再生制动力Fgr、以及前轮摩擦制动力Fmf、后轮摩擦制动力Fmr的制动”的顺序进行状态迁移。例如，后轮发电机GNr的发电容量大于前轮发电机GNf的发电容量，且后轮再生制动力Fgr相对地大于前轮再生制动力Fgf的车辆适用。

如上所述，即使在前后轮WHf、WHr双方具备发电机GNf、GNr的情况下，通过利用串联配置的2个调压阀UB、UC，独立并且分立地调整前轮制动液压Pwf、后轮制动液压Pwr，可充分地确保前轮发电机GNf、后轮发电机GNr的再生量。此外，在车辆整体的制动力F中，由于其前后分配被合理化，所以可以兼得车辆的减速性和稳定性。

＜作用/效果＞

对本发明所涉及的制动控制装置SC的作用/效果进行总结。

在搭载制动控制装置SC的车辆的前轮WHf具备再生发电机GN(前轮发电机GNf)。在该车辆中，在后轮WHr不具备再生发电机。或者，在车辆的后轮WHr也具备发电机GNr。在该情况下，在前轮发电机GNf、后轮发电机GNr的再生容量中，在前轮发电机GNf的再生制动力Fgf达到前轮最大再生力(极限值)Fxf之前(事前)，后轮发电机GNr的再生制动力Fgr达到后轮最大再生力(极限值)Fxr。制动控制装置SC由主单元YM、调压单元YC、以及再生协调单元YK构成。

主单元YM由主缸CM、以及主活塞PM构成。而且，主单元YM具有“与车辆的前轮轮缸CWf连接的主室Rm”、以及“对主活塞PM赋予与由主室Rm对主活塞PM施加的后退力Fb相向的前进力Fa的伺服室Rs”。调压单元YC由电动泵DC、第一电磁阀UB、以及第二电磁阀UC构成。在调压单元YC中，电动泵DC排出的制动液BF通过第一电磁阀UB调节为第一液压Pb，并且该第一液压Pb被导入至后轮轮缸CWr。另外，在调压单元YC中，第一液压Pb通过第二电磁阀UC减少调整为第二液压Pc，并且该第二液压Pc被导入至伺服室Rs。再生协调单元YK由与车辆的制动操作部件BP连动的输入活塞PK、以及固定于主缸CM的输入缸CN构成。在再生协调单元YK中，主活塞PM与输入活塞PK的缝隙Ks由第二液压Pc控制。由此，实现再生协调控制(例如，制动操作部件BP***作，但未产生制动液压Pw的控制)。

例如，在只有前轮WHf具备发电机GNf的车辆中，对基于制动操作量Ba以及请求减速度Gd中的至少一个决定的请求制动力Fd、和基于车体速度Vx(即，发电机GNf的转速)决定的最大再生力(再生力的上限)Fx进行比较。在请求制动力Fd为最大再生力Fx以下的情况下，第一调整液压Pb、第二调整液压Pc被控制为“0”，车辆仅通过前轮发电机GNf来减速。而且，在请求制动力Fd大于最大再生力Fx的情况下，至少将第一调整液压Pb调整为大于“0”。此时，在补充制动力Fh(从请求制动力Fd中减去最大再生力Fx所得的值)为后轮基准力Fs(请求制动力Fd乘以规定的后轮比率Hr所得的值)以下的情况下，第二调整液压Pc保持原样维持在“0”。但是，在补充制动力Fh大于后轮基准力Fs的情况下，第二调整液压Pc也被调整为大于“0”的值。像这样，第一调整液压Pb、以及第二调整液压Pc分立并且与制动操作量Ba(或者，请求减速度Gd)独立地进行调整。因此，可以分别控制前轮系统的制动液压Pwf和后轮系统的制动液压Pwr，并且独立地控制制动操作量Ba(或者，请求减速度Gd)。结果，前轮制动力Ff、后轮制动力Fr的分配比率被合理化，可以维持车辆稳定性，并且充分地确保可再生的能量的量。

另外，制动控制装置SC也可以应用于在后轮WHr具备再生发电机GN(后轮发电机GNr)的车辆。例如，在该车辆中，在前轮WHf不具备再生发电机。或者，在前轮WHf也具备发电机GNf，但在2个发电机GNf、GNr的再生容量中，在后轮发电机GNr的再生制动力Fgr达到后轮最大再生力(极限值)Fxr之前，前轮发电机GNf的再生制动力Fgf达到前轮最大再生力(极限值)Fxf。与上述相同，制动控制装置SC由主单元YM、调压单元YC、以及再生协调单元YK构成。

主单元YM由主缸CM、以及主活塞PM构成，主单元YM具有“与车辆的前轮轮缸CWf连接的主室Rm”、以及“对主活塞PM赋予与由主室Rm对主活塞PM施加的后退力Fb相向的前进力Fa的伺服室Rs”。调压单元YC由电动泵DC、第一电磁阀UB、以及第二电磁阀UC构成。在调压单元YC中，电动泵DC排出的制动液BF通过第一电磁阀UB调节为第一液压Pb，并且该第一液压Pb被导入至伺服室Rs。另外，在调压单元YC中，第一液压Pb通过第二电磁阀UC被减少调整为第二液压Pc，并且该第二液压Pc被导入至后轮轮缸CWr。再生协调单元YK由与车辆的制动操作部件BP连动的输入活塞PK、以及固定于主缸CM的输入缸CN构成，主活塞PM与输入活塞PK的缝隙Ks由第一液压Pb控制。

例如，在只有后轮WHr具备发电机GNr的车辆中，在请求制动力Fd为最大再生力Fx以下的情况下，第一调整液压Pb、第二调整液压Pc被控制为“0”，车辆仅通过后轮发电机GNr来减速。而且，在请求制动力Fd大于最大再生力Fx的情况下，至少将第一调整液压Pb调整为大于“0”。此时，在补充制动力Fh为前轮基准力Ft(请求制动力Fd乘以规定的前轮比率Hf所得的值)以下的情况下，第二调整液压Pc保持原样维持在“0”。但是，在补充制动力Fh大于前轮基准力Ft的情况下，第二调整液压Pc也被调整为大于“0”的值。与上述相同，通过第一调整液压Pb、以及第二调整液压Pc与制动操作量Ba(或者，请求减速度Gd)独立并且分立地调整，从而前轮制动力Ff、后轮制动力Fr的分配比率被合理化，可以维持车辆稳定性，并且充分地确保可再生的能量的量。

此外，第一电磁阀UB、以及第二电磁阀UC在包含电动泵DC的制动液BF的回流路径(由第一储液器流体路径HV、以及调压流体路径HC形成的制动液BF的流动再次返回到原来的流动的流体路径)中串联地配置。具体而言，第一电磁阀UB位于比第二电磁阀UC接近电动泵DC的一侧。换句话说，在回流路径中的制动液BF的流动方向上，依次排列有电动泵DC、第一电磁阀UB、第二电磁阀UC。由此，第二调整液压Pc被调整为第一调整液压Pb以下的压力。

＜其它实施方式＞

以下，对其它实施方式进行说明。在其它实施方式中，也起到与上述相同的效果(由制动力分配的合理化起到的车辆稳定性的确保、以及能量再生量的增大等)。

在上述实施方式中，线性的调压阀UB、UC采用根据通电量来调整开阀量的结构。例如，调压阀UB、UC是开/关阀，但也可以根据占空比来控制阀的开闭，并线性地控制液压。

在上述实施方式中，例示出盘型制动装置(盘式制动器)的结构。在该情况下，摩擦部件是制动块，旋转部件是制动盘。代替盘型制动装置，可以采用鼓型制动装置(鼓制动器)。在为鼓制动器的情况下，代替制动钳，采用制动鼓。另外，摩擦部件是制动蹄，旋转部件是制动鼓。

在上述实施方式中，上部流体单元YU和下部流体单元YL构成为独立的单元。上部流体单元YU和下部流体单元YL可以构成为一体。在该情况下，下部控制器ECL包含于上部控制器ECU。

在上述实施方式中，调压流体路径HC在部位Bv与第一储液器流体路径HV连接，形成回流路径。调压流体路径HC与储液器RV(特别是，调压储液器室Rd)连接，回流路径可以包含储液器RV而形成(参照图1、图4的用双点划线表示的流体路径)。通过该结构，可以抑制由流体泵QC进行的气体的吸入。

在上述实施方式中，后轮基准力Fs基于后轮比率Hr来运算。另外，前轮基准力Ft基于前轮比率Hf来运算。但是，由于处于“Hf+Hr＝1”的关系，所以后轮基准力Fs也可以基于前轮比率Hf来运算，前轮基准力Ft也可以基于后轮比率Hr来运算。换句话说，前轮基准力Ft、后轮基准力Fs可以基于预先设定的规定的前后分配比率(Hf、Hr)来运算。

在上述实施方式中，在调压流体路径HC上设置有第一调整液压传感器PB、第二调整液压传感器PC，以检测第一调整液压Pb、第二调整液压Pc。可以代替第一调整液压传感器PB、第二调整液压传感器PC，而利用主液压传感器PQ。具体而言，在第一实施方式中，可以省略第二调整液压传感器PC，基于主液压传感器PQ的检测值Pm来运算实际的第二调整液压Pc。另外，在第二实施方式中，可以省略第一调整液压传感器PB，基于主液压的检测值Pm来运算实际的第一调整液压Pb。这是因为主活塞PM、主缸CM的规格是已知的。例如，在伺服室Rs的受压面积rs与主室Rm的受压面积rm相等的情况下，“Pm＝Pc”、或者“Pm＝Pb”的关系成立。

在上述的实施方式中，在判定为“是制动中”之后，将第一开闭阀VA设为打开位置，并且将第二开闭阀VB设为关闭位置。代替于此，也可以在车辆的点火开关被接通的情况下，将第一开闭阀VA设为打开位置，将第二开闭阀VB设为关闭位置。换句话说，在车辆行驶中，一直对第一开闭阀VA、第二开闭阀VB进行通电。由于不是每当进行制动，就切换第一开闭阀VA、第二开闭阀VB的开/关状态，所以在动作声音方面有利，并且可以使模拟器SS的特性稳定化。