液压制动系统的制作方法

专利名称：液压制动系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及装备于车辆的液压制动系统。
背景技术：
在搭载于车辆的液压制动系统中，例如存在下述专利文献所记载的系统、即不根据基于驾驶员的制动操作部件的操作力而通过由高压源装置产生的制动液的压力来产生液压制动力的系统，其中所述高压源装置有液压泵等构成。专利文献I :日本专利文献特开2008-24098号公报。

发明内容
⑷发明的概要在以上述专利文献所记载的系统为首的、基于高压源装置产生的液压(以下，有时称为“高压源压”)来产生制动力的系统中，通常能够产生的制动力依赖于该高压源压的大小。因此，当想要获得更大的制动力时，需要更大能力的高压源装置。这种情况成为高压源装置的大型化、成本上升的一个原因。虽然这只不过是一例，但是在液压制动系统中留有充分的改良的余地，通过实施改良而能够期待实用性的进一步提高。鉴于这种实际情况，本发明的课题在于提供一种实用性高的液压制动系统。为了解决上述问题，本发明的液压制动系统的特征在于，具备制动力产生状态切换装置，所述制动力产生状态切换装置用于选择性地实现(a)依赖高压源压制动状态和
(b)依赖操作力与高压源压制动状态，在所述依赖高压源压制动状态下产生依赖于来自高压源装置的制动液的压力的大小的制动力，在所述依赖操作力与高压源压制动状态下依赖于来自该高压源装置的液压和施加给制动操作部件的驾驶员的操作力这两者，能够产生比在该依赖高压源压制动状态下能够发生的制动力大的制动力。根据本发明的液压制动系统，由于能得到比利用来自高压源装置的制动液的压力能够产生的制动力大的制动力，因此只要装备比较小的能力的高压源装置即可，从而实现高压源装置的小型化、低成本化。在该意义上，本发明的液压制动系统是实用的系统。(B)发明的方式以下，例示了几个在本申请中能够作为专利申请的发明(以下，有时称为“能够请求的发明”)的方式，对它们进行说明。各方式与权利要求项同样地，划分成项，对各项标注编号，根据需要以引用其他项的编号的形式进行记载。这只不过是为了使得能够请求的发明容易理解，而并不是意味着将构成这些发明的结构要素的组合限定为以下的各项所记载的内容。即，能够请求的发明应该参照附带于各项的记载、实施方式的记载等进行解释，只要限于该解释，则在各项的方式中再附加其他的结构要素的方式或从各项的方式删除结构要素的方式也会成为能够请求的发明的一方式而得到。需要说明的是，在以下的各项中，⑴项相当于权利要求1，(11)项相当于权利要求2，(12)项相当于权利要求3，(13)项相当于权利要求4，(14)项相当于权利要求5，(15)项相当于权利要求6，(21)项相当于权利要求7，(22)项相当于权利要求8，(41)项相当于权利要求9，(42)项相当于权利要求10，(61)项相当于权利要求11，(62)项相当于权利要求12，(81)项相当于权利要发明的方式以下，例示了几个在本申请中能够作为专利申请的发明(以下，有时称为“能够请求的发明”)的方式，对它们进行说明。各方式与权利要求项同样地，划分成项，对各项标注编号，根据需要以引用其他项的编号的形式进行记载。这只不过是为了使得能够请求的发明容易理解，而并不是意味着将构成这些发明的结构要素的组合限定为以下的各项所记载的内容。即，能够请求的发明应该参照附带于各项的记载、实施方式的记载等进行解释，只要限于该解释，则在各项的方式中再附加其他的结构要素的方式或从各项的方式删除结构要素的方式也会成为能够请求的发明的一方式而得到。《A:基本方式》(I) 一种液压制动系统,其具备制动装置，所述制动装置被设置于车轮；缸体装置，所述缸体装置能够将被加压的制动液向所述制动装置供给；制动操作部件，所述制动操作部件被进行基于驾驶员的制动操作；高压源装置，所述高压源装置供给高压的制动液；高压源压控制装置，所述高压源压控制装置基于所述制动操作部件的操作来控制来自该高压源装置的制动液的压力；以及制动力产生状态切换装置，所述制动力产生状态切换装置选择性地实现(a)依赖高压源压制动状态和(b)依赖操作力与高压源压制动状态，在所述依赖高压源压制动状态产生依赖于控制高压源压的大小的制动力，所述控制高压源压是来自由该高压源压控制装置控制的所述高压源装置的制动液的压力，在所述依赖操作力与高压源压制动状态下依赖于所述控制高压源压和施加给所述制动操作部件的驾驶员的力即制动操作力这两者，能够产生比在所述依赖高压源压制动状态下能够产生的制动力即依赖高压源最大制动力大的制动力。本项的方式的液压制动系统通过利用由驾驶员产生的制动操作力，而能够得到比依靠来自高压源装置的液压能够产生的最大的液压制动力大的制动力。例如，在仅需要通常的制动力时，产生仅依赖于液压源装置所产生的液压的制动力，在失效时、紧急制动等需要大制动力的情况下，除了液压源装置所产生的液压之外，还能够依赖制动操作力得到大制动力。即使在需要大制动力的情况下，如果想要仅依赖于高压源装置所产生的液压来得到制动力，则要求高压源装置具有高能力，会成为导致高压源装置的大型化、高成本化的结果。根据本项的方式的系统，即使是能力比较低的高压源装置，由于利用制动操作力也能够得到仅利用该高压源装置产生的液压所无法得到的大小的制动力，因此能实现高压源装置的紧凑化、低成本化。这种情况能够对液压制动系统的紧凑化、低成本化作出贡献，根据本项的方式，能实现高实用性的液压制动系统。《B :依靠缸体装置的结构来切换制动力产生状态的方式》(11)根据(I)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具备筒状的壳体，所述壳体的前端部被闭塞；
加压活塞，所述加压活塞以在自身的前方划分形成对供给到所述制动装置的制动液进行加压的加压室的方式配置在所述壳体内；输入活塞，所述输入活塞被配置在该加压活塞的后方，并且在后端部处与所述制动操作部件连结；输入室，所述输入室被设置在所述加压活塞的后方，并且被输入所述控制高压源压；以及缸体工作状态切换机构，所述缸体工作状态切换机构作为所述制动力产生状态切换装置而发挥功能，(a)在所述依赖高压源压制动状态下，实现禁止所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递、容许与所述控制高压源压对应的所述加压室的制动液的加压的依赖高压源压加压状态，(b)在所述依赖操作力与高压源压制动状态下，实现容许所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递、容许与该制动操作力和所述控制高压源压这两者对应的所述加压室的制动液的加压的依赖操作力与高压源压加压状态。本项的方式中的缸体装置是所谓能称作带液压增压功能的主缸的缸体装置。在依赖高压源压加压状态下，由于能够产生不直接依赖于驾驶员的制动操作的制动力，因此本项的方式的缸体装置是适合于能得到再生制动力的混合动力车等的缸体装置。本项的液压制动系统是依靠该缸体装置自身的结构而选择性地实现上述依赖高压源压制动状态和上述依赖操作力与高压源压制动状态的系统。(12)根据(11)项所述的液压制动系统，其中，在标识所述制动操作力的操作力标识参数超过设定阈值时，缸体工作状态切换机构将所述缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到依赖所述操作力与高压源压加压状态。(13)根据(11)项所述的液压制动系统，其中，在所述所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者超过设定压时，缸体工作状态切换机构将所述缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。(14)根据(11)项所述的液压制动系统，其中，在由所述高压源装置供给的制动液的压力即高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，缸体工作状态切换机构将缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。(15)根据(11)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有输入活塞前进容许机构，在所述依赖高压源压加压状态下，所述输入活塞前进容许机构容许所述输入活塞在克服弹性力的状态下前进设定前进量，在所述依赖高压源压加压状态下，当所述输入活塞前进了所述设定前进量时，所述缸体工作状态切换机构将缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。上述四个方式是附加了与从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换的条件相关的限定的方式。任一项所记载的方式在液压制动力增大某种程度时，即在液压制动力成为或接近上述依赖高压源最大制动力时，都能够有效地将缸体装置的工作状态从依赖高压源压加压状态切换到依赖操作力与高压源压加压状态。上述四项中的第一项中的“操作力标识参数”并未特别限定。在构成为基于制动操作力来决定液压制动力、上述控制高压源压等的系统中，上述输出压、控制高压源压、上述输入室内的压力等都可以为操作力标识参数。而且，在将上述高压源压设定在某范围并基于制动操作力来决定控制高压源压时，高压源压与控制高压源压之差也可以作为操作力标识参数。而且，在制动操作部件的操作量与制动操作力相关联时，该操作量也可以为操作力标识参数。尤其是如后面说明那样，缸体装置根据所谓行程模拟器的动作界限，在被构成为制动操作力为某值时制动操作部件的操作成为界限的情况下，为该操作界限这一现象也可以作为操作力标识参数。上述四项中的第二项中的控制高压源压、输出压由于是标识依赖高压源压加压状态下的液压制动力的，因此该项的方式可以考虑为基于液压制动力而进行从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换的方式。该项的方式只要是将控制高压源和输出压中的一者设为参数、且成为切换的阈值的设定压根据将控制高压源和输出压中的哪一者设为参数而设定成不同值即可。通常，高压源压控制装置将高压源装置所产生的高压源压减压到高压源压以下来进行输出。因此，上述四项中的第三项的方式可以考虑为在控制高压源压在某种程度上接近该时刻的实际的高压源压时来切换缸体装置的工作状态的方式。根据该方式的液压制动系统，能够在控制高压源压成为该时刻下的界限的附近可靠地进行从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换。上述四项中的最后项所记载的方式是在缸体装置具有所谓行程模拟器的情况下有效的方式。上述输入活塞前进容许机构作为行程模拟器发挥功能。在依赖高压源压加压状态下，该行程模拟器可以如下构成在某制动操作部件的操作量成为被设定的操作量时、 即制动操作力成为被设定的大小时，通过机械的止动件等来禁止输入活塞的前进。即，可以以设置对于制动操作的操作界限的方式来构成行程模拟器。简单来说，该项所记载的方式是在具有如上所述的行程模拟器的缸体装置中在该界限下进行从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换的方式。根据该方式，切换时的制动操作的操作感良好。需要说明的是，例如设置对制动操作部件的操作量进行检测的操作量传感器和对制动操作力进行检测的操作力传感器，虽然操作量传感器所检测到的操作量没有变化，但是以操作力传感器所检测到的操作力存在变化来判定输入活塞的前进达到被禁止的情况即成为上述操作界限的情况即可。(16)根据(11)项至(15)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构选择性地实现(a)所述依赖高压源压加压状态、(b)所述依赖操作力与高压源压加压状态、(C)依赖操作力加压状态，所述依赖操作力加压状态在所述高压源装置不能供给高压的制动液的状况下，容许所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递， 并容许由该制动操作力对所述加压室的制动液加压。本项所记载的方式是即使在高压源装置的故障、系统的电气失常的状况下也可以仅利用施加给制动操作部件的驾驶员的力来产生液压制动力的方式。在本项的方式中，依靠缸体装置自身的结构，进行从依赖高压源压加压状态向依赖操作力加压状态的切换。根据本项的方式，在故障保护的观点上能实现优良的系统。<B-1 :与中间活塞锁定型缸体装置相关的方式〉(21)根据(11)项至(16)项中任一项所述的液压制动系统，其中，
所述缸体装置具备中间活塞，所述中间活塞具有主体部和在该主体部的外周形成的锷部，所述中间活塞以如下的方式配置在所述壳体内在所述主体部的前方、所述锷部的后方分别划分出作为所述输入室发挥功能的第一输入室、第二输入室，并且在所述锷部的前方划分出隔着该锷部而与所述第二输入室对置的对置室，所述输入活塞从该中间活塞的后方将所述制动操作力向该中间活塞传递，所述缸体工作状态切换机构被构成为(a)对所述对置室进行密闭而禁止所述中间活塞的前进，并且容许所述控制高压源压向所述第一输入室的输入，从而实现所述依赖高压源压加压状态，(b)使所述对置室与贮存器连通来容许所述中间活塞的前进，并且对所述第一输入室进行密闭，容许所述控制高压源压向所述第二输入室的输入，从而实现所述依赖操作力与高压源压加压状态。本项的方式是对缸体装置的基本的结构附加了限定的方式。上述结构的缸体装置具备中间活塞，该中间活塞以将两个所述输入室划分成前方和后方的方式配置并从输入活塞后方进行连结。在中间活塞的前进被禁止的状态下实现依赖高压源加压状态。鉴于该情况，以下将具有上述基本结构的缸体装置简称为“中间活塞锁定型”的缸体装置。根据本项的方式的缸体装置，在依赖操作力与高压源加压状态下，第一输入室成为被密闭的状态且容许中间活塞的前进，从而第一输入室的制动液经由中间活塞被输入到第二输入室的控制高压源压和施加给输入活塞的制动操作力加压，依靠该被加压后的第一输入室内的制动液的压力，加压室的制动液被加压。需要说明的是，在依靠高压源加压状态下，也可以将上述第一输入室和上述第二输入室连通，这种情况下，优选中间活塞的相对于第一输入室的受压面积与相对于第二输入室的受压面积大致相等。即，优选中间活塞的主体部的前端的面积与锷部的后端的面积大致相等。(22)根据(21)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构具有在将所述对置室与所述贮存器连通的连通路上设置的对置室开闭阀和在将所述第一输入室与所述高压源装置连通的连通路上设置的第一输入室开闭阀，并通过这些对置室开闭阀及第一输入室开闭阀的工作来选择性地实现所述依赖高压源压加压状态和所述依赖操作力与高压源压加压状态。本项的方式是附加了缸体工作状态切换机构的具体的结构所相关的限定的形态， 即，附加了用于通过上述中间活塞锁定型的缸体装置来选择性地实现依赖高压源压加压状态和依赖操作力与高压源压加压状态的具体的结构所相关的限定的形态。根据本项的方式，能够利用简便的机构来切换缸体装置的工作状态。(23)根据(22)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述第一输入室开闭阀分别设为电磁式开闭阀，所述缸体工作切换机构具备对这些对置室开闭阀及第一输入室开闭阀进行控制的阀控制装置。(24)根据(23)项所述的液压制动系统，其中，在标识所述制动操作力的操作力标识参数超过了设定阈值时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(25)根据(23)项所述的液压制动系统，其中，在所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者超过了设定压时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(26)根据(23)项所述的液压制动系统，其中，在由所述高压源装置供给的制动液的压力即高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(27)根据(23)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有输入活塞前进容许机构，在所述依赖高压源压加压状态下，所述输入活塞前进容许机构容许所述输入活塞在克服弹性力的状态下前进设定前进量，在所述依赖高压源压加压状态下所述输入活塞前进了所述设定前进量时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。上述五个方式是利用电磁式的开闭阀构成上述的两个开闭阀、并利用控制装置对这两个开闭阀进行控制的方式。关于开闭阀的开闭的切换条件，由于在前面详细地进行了说明，因此省略此处的说明。(28)根据(23)项至(27)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述阀控制装置在从所述依赖操作力与高压源压加压状态向所述依赖高压源压加压状态的切换中，以所述中间活塞返回到从所述依赖高压源压加压状态切换成所述依赖操作力与高压源压加压状态前的位置的情况为条件，将所述对置室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态。本项所记载的方式是附加了与从依赖操作力与高压源压加压状态向依赖高压源压加压状态的切换的方法相关的限定的方式。在依赖操作力与高压源压加压状态下，当第一输入室被密闭时，即使解除制动操作，也会产生例如下面的现象中间活塞在初始位置上被停止后退时，然后第一输入室的压力不减少，液压制动力不会对应于制动操作而减少。在上述最后的方式中，将该现象作为从依赖操作力与高压源压加压状态向依赖高压源压加压状态的切换的条件，根据该方式，能可靠且顺畅地进行向依赖高压源压加压状态的转移。具体而言，例如只要通过上述输出压、第一输入室的压力等即使标识制动操作力等的制动操作的指标的参数发生变化也不变化来判定为中间活塞返回到初始位置即可。(29)根据(22)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述第一输入室开闭阀分别形成为被输入所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者作为引导压、并基于该引导压进行工作的机械式开闭阀，在被设为该引导压的所述控制高压源压和所述输出压中的一者超过设定压时，所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(30)根据(22)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述第一输入室开闭阀分别形成为分别被输入所述高压源装置所供给的制动液的压力即高压源压及所述控制高压源压作为引导压、并基于这两个引导压之差进行工作的机械式开闭阀，在所述高压减压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。上述两个方式是利用机械式的开闭阀构成上述两个开闭阀的方式。根据这些方式，通过采用机械式的开闭阀，能实现比较低成本的液压制动系统。需要说明的是，关于在开闭阀的开闭的切换中所依据的各参数的意义与前面的说明是同样的，省略此处的说明。(31)根据(22)项至(30)项中任一项所述的液压制动系统，其中，将所述对置室开闭阀和所述第一输入室开闭阀一体化而构成作为一个阀装置。根据本项的方式，能够将缸体工作切换机构形成为比较简单的结构。(32)根据(21)项至(31)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构选择性地实现(a)所述依赖高压源压加压状态、(b)所述依赖操作力与高压源压加压状态、(C)依赖操作力加压状态，所述依赖操作力加压状态在所述高压源装置不能供给高压的制动液的状况下容许所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递、并容许基于该操作力的所述加压室的制动液的加压，将所述对置室与所述贮存器连通而容许所述中间活塞的前进，并将所述第一输入室与所述贮存器连通而容许所述中间活塞向所述加压活塞抵接，从而实现所述依赖操作力加压状态。本项的方式是在中间活塞锁定型的缸体装置中施加了用于使缸体工作状态切换机构具有实现上述依赖操作力加压状态的功能的具体的结构所相关的限定的方式。根据本项的方式，利用简便的机构能实现依赖操作力加压状态。在本项的方式中，在依赖操作力加压状态下，容许第一输入室的容积的减少，因此在中间活塞与加压活塞抵接的状态下，制动操作力被传递给加压活塞。在本项所记载的缸体装置中，在未动作状态、即操作部件未被操作的状态下，加压活塞与中间活塞越抵接，越能够减小输入室的容积。由此，在失常时，操作部件刚开始动作之后，能够利用施加给操作部件的操作力对加压室的制动液进行加压。因此，根据该缸体装置，在失常时，能够充分地确保制动操作部件的操作范围即操作行程。对缸体工作状态切换机构进行更具体的说明，例如，在电气失常时等为高压源压控制装置与贮存器连通的结构时，能够利用上述第一输入室开闭阀作为将所述第一输入室与所述贮存器连通的单元。而且，能够利用上述对置室开闭阀作为将所述对置室与所述贮存器连通的机构。此外，由于对置室内的压力对应于制动操作力进行上升，因此也可以设置不利用上述对置室开闭阀而利用溢流阀等的机构、即在该对置室内的压力超过了设定压时将该对置室与贮存器连通的依靠压力连通机构。需要说明的是，在设置依靠压力连通机构时，优选同时设置依靠容积连通机构，所述依靠容积连通机构当对置室的容积小于设定容积时、即中间活塞前进了设定量时，将反作用力室与贮存器连通。通过设置该依靠容积连通机构，在操作力依赖加压状态下，能够消除对置室的残压所引起的制动操作力的损失。(33)根据(21)项至(32)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述输入活塞以划分出伴随着该输入活塞与中间活塞的相对移动而容积发生变化的内部室的方式与该中间活塞的后端部嵌合，该缸体装置具有弹性力施加机构，该弹性力施加机构伴随着所述内部室的容积减少的方向上的所述输入活塞与所述中间活塞的相对移动而将对抗该相对移动的方向的弹性力赋予给所述输入活塞和所述中间活塞。本项的方式是中间活塞锁定型的缸体装置在依赖高压源压加压状态下具有所谓行程模拟器的功能的方式。换言之，是具备上述的输入活塞前进容许机构的一具体方式形态。上述弹性力施加机构例如只要是在内部室内配置弹簧、并使该弹簧的弹性力朝向内部室的容积增大的方向作用于输入活塞和中间活塞的结构即可。具有如此构成的弹性力施加机构的缸体装置将构成行程模拟器的弹簧配置在称为内部室的死区空间中，因此成为紧凑的缸体装置。需要说明的是，将两个弹簧连续配置，在输入活塞与中间活塞进行相对移动的过程中使一个弹簧的弹性变形量不增加，则能够实现在制动操作部件的操作的初始阶段操作反作用力斜度小、从操作前进到某种程度的阶段开始操作反作用力斜度增大这样的操作反作用力特性的行程模拟器。(34)根据(33)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构具有内部室连通状态切换机构，所述内部室连通状态切换机构在所述中间活塞的前进未被容许时，实现所述内部室与所述贮存器连通的状态，在该中间活塞的前进被容许时，实现所述内部室与所述贮存器不连通的状态。根据上述内部室连通状态切换机构，若切断内部室与贮存器的连通，则内部室被密闭，输入活塞与中间活塞的相对移动被禁止，由此，容许输入活塞与中间活塞成为一体的前进。根据本项的方式，通过在中间活塞的前进被容许后较早的阶段将内部室密闭，而能够在依赖操作力加压状态及依赖操作力与高压源压加压状态下有效地利用操作行程。需要说明的是，在本项的方式中，缸体装置具有将输入活塞与中间活塞嵌合的结构，因此能够减少与输入活塞卡合所需要的高压密封件。具体而言，只要在中间活塞与输入活塞之间、以及输入活塞与壳体之间分别配置各一个高压密封件即可。因此，在依赖高压源压加压状态下，对于输入活塞的移动的摩擦阻力比较少，从而能够减小摩擦阻力对制动操作的操作感的影响。(35)根据(21)项至(34)项中任一项所述的液压制动系统，其中，对所述第一输入室进行划分的所述中间活塞的受压面积大于对所述第一输入室进行划分的所述加压活塞的受压截面积。简单来说，本项的方式是中间活塞的前端的面积被设为比加压活塞的后端的面积大的方式。在从依赖高压源压加压状态切换成依赖操作力与高压源压加压状态时，在向第一输入室导入了制动液之后，该第一输入室被密闭。在该状态下，若对制动操作部件进行操作，则相对于中间活塞的前进量而加压活塞的前进量增大。根据本项的方式，在依赖操作力与高压源压加压状态下，能够使与制动操作部件的操作量的变化相对的输出压的变化比较大。反之，在依赖操作力与高压源压加压状态下，能够确保更大的操作行程。〈B-2 :与输入活塞自由型缸体装置相关的方式>(41)根据(11)项至(16)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述加压活塞具有在后端开口的有底孔，并且具有主体部和在该主体部的外周形成的锷部，在所述主体部的前方划分出所述加压室，在所述锷部的后方划分出所述输入室， 并且隔着所述锷部在所述锷部的前方划分出与所述输入室对置的对置室，所述输入活塞以在其前方通过其和所述加压活塞来划分出活塞间室的方式嵌入到所述加压活塞的有底孔中，所述缸体装置为了能够将伴随所述加压活塞的进退的、所述对置室的容积变化和所述活塞间室的容积变化相互吸收，而具有用于使这些对置室和活塞间室连通的室间连通路，所述缸体工作状态切换机构被构成为(a)将所述室间连通路打开而容许所述加压活塞与所述输入活塞的相对移动，并且容许所述控制高压源压向所述输入室的输入，从而实现所述依赖高压源压加压状态，(b)容许所述控制高压源压向所述输入室的输入，将所述室间连通路切断而将所述活塞间室密闭，并且使所述对置室与所述贮存器连通来限制所述加压活塞与所述输入活塞的相对移动并同时容许它们的前进，从而实现所述依赖操作力与高压源压加压状态。本项的方式是缸体装置具有与上述说明的基本结构不同的基本结构的方式。在本项所记载的缸体装置中，在室间连通路打开的状态下，可以考虑为利用上述对置室和上述活塞间室来形成一个反作用力室。在将这些对置室与活塞室连通的状态下，伴随着加压活塞的前进，活塞间室的容积扩大且相应地对置室的容积减少，另一方面，伴随着加压活塞的后退，对置室的容积减少且相应地活塞间室的容积增大。即，这两个液室的一个的制动液的吸排与另一个的制动液的吸排形成平衡，从而输入活塞能够相对于加压活塞进行自由的动作。鉴于具有此种功能的情况，以下，将具有上述基本结构的缸体装置称为“输入活塞自由型”的缸体装置。在上述结构的缸体装置中，形成输入活塞与加压活塞未抵接的状态下的输入活塞与加压活塞的相对移动被容许的状态，在该状态下，通过向输入室导入压力能够实现依赖高压源压加压状态。另一方面，在依赖操作力与高压源压加压状态下，通过将活塞间室密闭，来限制加压活塞与输入活塞的相对移动，容许制动操作力从输入活塞向加压活塞的传递，在该状态下，通过将对置室打开并容许加压活塞和输入活塞的前进，来实现依靠操作力与高压源压加压状态。在此，“相对移动的限制”不是仅指相对移动被禁止的情况。在活塞间室被弹性力加压时，换言之，在输入活塞和加压活塞经由活塞间室而弹性地相互支承时， 容许与该弹性力对应的量的相对移动。在本项的方式中，这种情况也解释为相对移动被限制。本项的方式的缸体装置将输入活塞插入到在加压活塞上设置的有底孔中。因此， 为了对上述各液室进行划分而与输入活塞卡合所需要的高压密封件只要在加压活塞的有底孔的内周面与输入活塞的外周面之间、以及输入活塞的外周面与能够滑动地保持输入活塞的壳体的部分之间分别配置一个即可。因此，在高压源压加压状态下，对于输入活塞的移动的摩擦阻力比较小，从而能够减小摩擦阻力对操作部件的操作感产生的影响、即能够减小对制动操作的操作感产生的影响。(42)根据(41)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构被构成为具有在将所述对置室与所述贮存器连通的连通路上设置的对置室开闭阀和在所述室间连通路上设置的室间开闭阀，通过这些对置室开闭阀及室间开闭阀的工作而选择性地实现所述依赖高压源压加压状态和所述依赖操作力与高压源压操作力加压状态。本项的方式是附加了缸体工作状态切换机构的具体的结构所相关的限定的方式， 即附加了用于通过上述输入活塞自由型的缸体装置来选择性地实现依赖高压源压加压状态和依赖操作力与高压源压加压状态的具体的结构所相关的限定的方式。根据本项的方式，利用简便的机构能够切换缸体装置的工作状态。(43)根据(42)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述室间开闭阀分别为电磁式开闭阀，所述缸体工作切换机构具备对这些对置室开闭阀及室间开闭阀进行控制的阀控制装置。(44)根据(43)项所述的液压制动系统，其中，在标识所述制动操作力的操作力标识参数超过了设定阈值时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述室间开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(45)根据(43)项所述的液压制动系统，其中，在所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者超过了设定压时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述室间开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(46)根据(43)项所述的液压制动系统，其中，在所述高压源装置供给的制动液的压力即高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述室间开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(47)根据(43)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有输入活塞前进容许机构，在所述依赖高压源压加压状态下，所述输入活塞前进容许机构容许所述输入活塞在克服弹性力的状态下前进设定前进量，在所述依赖高压源压加压状态下，当所述输入活塞前进了所述设定前进量时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述室间开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。上述五个方式是利用电磁式的开闭阀构成上述的两个开闭阀、并利用控制装置对这两个开闭阀进行控制的方式。关于开闭阀的开闭的切换条件，在前面详细地进行了说明， 因此省略此处的说明。(48)根据(42)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述室间开闭阀分别是被输入所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者作为引导压、并基于该引导压进行工作的机械式开闭阀，在所述控制高压源压和所述输出压中的一者超过了设定压时，所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，所述室间开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(49)根据(42)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述室间开闭阀分别是被输入所述高压源装置所供给的制动液的压力即高压源压以及所述控制高压源压作为引导压、并基于这两个引导压之差来进行工作的机械式开闭阀，在所述高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，所述室间开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。上述两个方式是利用机械式的开闭阀来构成上述两个开闭阀的方式。根据这些方式，通过采用机械式的开闭阀，能实现比较低成本的液压制动系统。需要说明的是，在开闭阀的开闭的切换中所依据的各参数的意义与上述的说明是同样的，省略此处的说明。(50)根据(42)项至(49)项中任一项所述的液压制动系统，其中，将所述对置室开闭阀和所述室间开闭阀形成一体化而构成为一个阀装置。根据本项的方式，能够将缸体工作切换机构形成为比较简单的结构。(51)根据(41)项至(50)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构选择性地实现(a)所述依赖高压源压加压状态、(b)所述依赖操作力与高压源压加压状态、(C)依赖操作力加压状态，所述依赖操作力加压状态在所述高压源装置无法供给高压的制动液的状况下容许所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递，并容许由该操作力对所述加压室的制动液加压，
在所述对置室与所述活塞间室连通的状态下，将它们与所述贮存器连通，并容许所述输入活塞与所述加压活塞抵接的状态下的它们的前进，从而实现所述依赖操作力加压状态。本项的方式是在输入活塞自由型的缸体装置中，附加了用于使缸体工作状态切换机构具有实现上述依赖操作力加压状态的功能的具体的结构所相关的限定的方式。根据本项的方式，通过简便的机构能实现依赖操作力加压状态。在本项的方式中，在依赖操作力加压状态下，容许活塞间室的容积的减少，因此在中间活塞与加压活塞抵接的状态下，制动操作力被传递给加压活塞。需要说明的是，在本项中，“输入活塞向加压活塞的抵接”并不局限于输入活塞直接与加压活塞接触。也包括输入活塞经由某些刚体而间接接触的情况。另外，在本项所记载的缸体装置中，在利用室间连通路将活塞间室与对置室连通的状态下形成一个反作用力室，由此，能够将活塞间室设定成比较小的容积。即，能够使输入活塞的前端与加压活塞的有底孔的底的距离比较小。因此，在依赖操作力加压状态下，能够减小输入活塞抵接到加压活塞为止的前进距离。由此，在本项的方式中，失常时等的制动操作中的松动感减少，能够使得该制动操作的操作感良好。对缸体工作状态切换机构进行更具体的说明，例如在具备上述室间开闭阀、上述对置室开闭阀时，在室间开闭阀成为开阀状态下，通过使对置室开闭阀成为开阀状态，而能够实现依赖操作力加压状态。此外，在对置室与活塞间室连通的状态下，能够假设为通过它们形成一个反作用力室。该反作用力室内的压力对应于制动操作力而升，因此也可以设置不利用上述对置室开闭阀而利用溢流阀等的机构、即在该反作用力室内的压力超过了设定压时，使对置室及活塞间室与贮存器连通的依靠压力连通机构。需要说明的是，在设置依靠压力连通机构时，优选同时设置依靠容积连通机构，所述依靠容积连通机构在活塞间室的容积小于设定容积时、即输入活塞相对于加压活塞前进了设定量时，将上述反作用力室与贮存器连通。通过设置该依靠容积连通机构，在依赖操作力加压状态下，能够消除上述反作用力室的残压引起的制动操作力的损失。(52)根据(41)项至(51)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具备依靠弹性力对所述活塞间室内和所述对置室内中的至少一个进行加压的依靠弹性力加压机构。本项的方式是输入活塞自由型的缸体装置在依赖高压源压加压状态下具有所谓行程模拟器的功能的方式。换言之，是具备上述的输入活塞前进容许机构的一具体方式。根据上述依靠弹性力加压机构，在依赖高压源压加压状态下，为了使驾驶员真实体会到操作部件的操作感，而能够通过上述依靠弹性力加压机构来施加与输入活塞的前进量即与操作部件的操作量对应的操作反作用力。换言之，依靠弹性力加压机构具有随着输入活塞的前进量的增加而弹性变形量变大的弹性部件，可以考虑为用于随着操作部件的操作量的变大而操作反作用力变大的机构。反之，可以考虑为容许与操作反作用力对应的输入活塞的前进的功能、即容许为与操作反作用力对应的操作量的操作部件的操作的机构。在本项所记载的缸体装置中，无需将构成行程模拟器的弹簧等弹性部件配置在缸体装置的外部，根据本项的方式，由于能够将行程模拟器配置在该缸体装置的内部，因此能实现缸体装置的紧凑化。需要说明的是，依靠弹性力加压机构可以从壳体侧、加压活塞侧、输入活塞侧中的至少任一侧对反作用力室进行加压。即，可以采用从壳体侧对对置室进行加压的结构、从加压活塞侧对活塞间室进行加压的结构、从输入活塞侧对活塞间室进行加压的结构中的任一结构。采用前两个结构中的任一个的方式可以考虑为将行程模拟器配置在壳体内的方式， 采用后一个结构的方式可以考虑为将行程模拟器配置在输入活塞内的方式。另外，依靠弹性力加压机构能够利用弹簧的反弹力对上述反作用力室进行加压。 这种情况下，使用两个弹簧，在输入活塞相对于加压活塞前进的过程中，若使一个弹簧的弹性变形量不增加，则能够实现在制动操作部件的操作的起始阶段操作反作用力斜度小、从操作前进了某种程度的阶段开始操作反作用力斜度增大这样的操作反作用力特性的行程模拟器。<B"3 与输入活塞前方加压型缸体装置相关的方式>(61)根据(11)项至(16)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述输入活塞具有主体部和在该主体部的外周形成的锷部，在所述主体部的前方、所述锷部的后方分别划分出作为所述输入室发挥功能的第一输入室、第二输入室，并且在所述锷部的前方划分出隔着该锷部而与所述第二输入室对置的对置室，所述缸体工作状态切换机构被构成为(a)将所述对置室密闭而限制所述中间活塞的前进，并容许所述控制高压源压向所述第一输入室及第二输入室的输入，从而实现所述依赖高压源压加压状态，(b)使所述对置室与贮存器连通来解除所述输入活塞的前进的限制，并且在容许所述控制高压源压向所述第二输入室的输入的状态下将所述第一输入室密闭，从而实现所述依赖操作力与高压源压加压状态。本项的方式是缸体装置具有与已经说明的两种基本结构中的任一种均不同的基本结构的方式。在本项所记载的缸体装置中，在高压源压加压状态下，对上述对置室进行密闭而限制输入活塞的前进，并向设置在输入活塞前方的输入室输入来自高压源装置的压力，从而加压活塞利用该压力对加压室的制动液进行加压。鉴于此种基本结构，以下，为了简便起见，而将具有该基本结构的本项所记载的缸体装置称为“输入活塞前方加压型”的缸体装置。需要说明的是，密闭对置室时的“输入活塞的前进的限制”不只是表示禁止输入活塞的前进，还表示克服对置室的压力而前进某种程度的状态。例如在后面说明那样，具有行程模拟器功能而利用该功能来容许输入活塞的前进的状态也应该解释为输入活塞的前进被限制。但是，利用输入活塞所传递的制动操作力需要在高压源压加压状态下，由所述对置室的压力所产生的反作用力来抵消，从而不会作为对第一输入室内进行加压的力而起作用。需要说明的是，在依赖高压源压加压状态下，优选输入活塞的相对于第一输入室的受压面积与相对于第二输入室的受压面积相等。换言之，优选输入活塞的主体部的前端的面积与锷部的后端的面积相等。通过此种结构，在依赖高压源压加压状态下，能够形成为无法利用控制高压源压来使输入活塞进退。在上述缸体装置中，在依靠操作力与高压源加压状态下，第一输入室成为被密闭的状态，且输入活塞的前进被容许，由此第一输入室的制动液被输入给第二输入室的控制高压源压和施加给输入活塞的制动操作力加压，依靠该被加压后的第一输入室内的制动液的压力来对加压室的制动液进行加压。(62)根据(61)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构被构成为具有在将所述对置室与所述贮存器连通的连通路上设置的对置室开闭阀和在将所述第一输入室与所述高压源装置连通的连通路上设置的第一输入室开闭阀，通过这些对置室开闭阀及第一输入室开闭阀的工作选择性地实现所述依赖高压源压加压状态和所述依赖操作力与高压源压加压状态。本项的方式是附加了缸体工作状态切换机构的具体的结构所相关的限定的方式， 即附加了用于通过上述中间活塞锁定型的缸体装置来选择性地实现依赖高压源压加压状态和依赖操作力与高压源压加压状态的具体的结构所相关的限定的方式。根据本项的方式，利用简便的机构就能够切换缸体装置的工作状态。(63)根据￠2)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述第一输入室开闭阀分别被设为电磁式开闭阀，所述缸体工作切换机构具备对这些对置室开闭阀及第一输入室开闭阀进行控制的阀控制装置。(64)根据(63)项所述的液压制动系统，其中，在标识所述制动操作力的操作力标识参数超过了设定阈值时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(65)根据￠3)项所述的液压制动系统，其中，在所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者超过了设定压时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(66)根据￠3)项所述的液压制动系统，其中，在所述高压源装置供给的制动液的压力即高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(67)根据￠3)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有输入活塞前进容许机构，所述输入活塞前进容许机构在所述依赖高压源压加压状态下容许所述输入活塞在克服弹性力的状态下前进设定前进量，在所述依赖高压源压加压状态下所述输入活塞前进了所述设定前进量时，所述阀控制装置将所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，并将所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。上述五个方式是利用电磁式的开闭阀来构成上述两个开闭阀，并是利用控制装置对这两个开闭阀进行控制的方式。关于开闭阀的开闭的切换条件，已经详细地进行了说明， 因此省略此处的说明。(68)根据￠2)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述第一输入室开闭阀分别被设为输入所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者作为引导压、并基于该引导压进行工作的机械式开闭阀，在所述控制高压源压和所述输出压中的一者超过了设定压时，所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态， 所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。(69)根据￠2)项所述的液压制动系统，其中，所述对置室开闭阀及所述第一输入室开闭阀分别形成为分别被输入所述高压源装置供给的制动液的压力即高压源压及所述控制高压源压作为引导压、并基于这两个引导压之差进行工作的机械式开闭阀，在所述高压减压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述对置室开闭阀从闭阀状态切换成开阀状态，所述第一输入室开闭阀从开阀状态切换成闭阀状态。上述两个方式是利用机械式的开闭阀构成上述两个开闭阀的方式。根据这些方式，通过采用机械式的开闭阀，能实现比较低成本的液压制动系统。需要说明的是，关于在开闭阀的开闭的切换中所依据的各参数的意义与前面的说明是同样的，省略此处的说明。(70)根据(6 项至(69)项中任一项所述的液压制动系统，其中，将所述对置室开闭阀和所述第一输入室开闭阀一体化而构成作为一个阀装置。根据本项的方式，能够将缸体工作切换机构形成为比较简单的结构。(71)根据(61)项至(70)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构选择性地实现(a)所述依赖高压源压加压状态、(b)所述依赖操作力与高压源压加压状态、(c)依赖操作力加压状态，所述依赖操作力加压状态在所述高压源装置不能供给高压的制动液的状况下，容许所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递， 并容许由该操作力对所述加压室的制动液进行加压，将所述对置室与所述贮存器连通来解除所述中间活塞的前进的限制，并将所述第一输入室与所述贮存器连通而容许所述中间活塞向所述加压活塞的抵接，从而实现所述依赖操作力加压状态。本项的方式是在中间活塞锁定型的缸体装置中，施加了用于使缸体工作状态切换机构具有实现上述依赖操作力加压状态的功能的具体的结构所相关的限定的方式。根据本项的方式，利用简便的机构能实现依赖操作力加压状态。在本项的方式中，在依赖操作力加压状态下，容许第一输入室的容积的减少，因此在输入活塞与加压活塞抵接的状态下，制动操作力被传递给加压活塞。对缸体工作状态切换机构进行更具体的说明，例如，在电气失常时等为高压源压控制装置与贮存器连通的结构时，能够利用上述第一输入室开闭阀作为将所述第一输入室与所述贮存器连通的机构。而且，可以利用上述对置室开闭阀作为将所述对置室与所述贮存器连通的机构。此外，由于对置室内的压力对应于制动操作力进行上升，因此也可以设置不利用上述对置室开闭阀而利用溢流阀等的机构、即在该对置室内的压力超过了设定压时将该对置室与贮存器连通的依靠压力连通机构。需要说明的是，在设置依靠压力连通机构时，优选同时设置依靠容积连通机构，所述依靠容积连通机构当对置室的容积小于设定容积时、即输入活塞前进了设定量时使反作用力室与贮存器连通。通过设置所述依靠容积连通机构，在依赖操作力加压状态下，能够消除对置室的残压所引起的制动操作力的损失。(72)根据(61)项至(71)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述输入活塞具备设置在所述主体内部而与所述对置室连通的内部室和依靠弹性力对该内部室内进行加压的依靠弹性力加压机构。本项的方式是输入活塞前方加压型的缸体装置在依赖高压源压加压状态下具有所谓行程模拟器的功能的方式。换言之，是具备上述的输入活塞前进容许机构的一具体方式。具体而言，在输入活塞的内部设置圆筒形状的空间，在该空间配置辅助活塞，对上述内部室进行划分，且在该空间内配置对该辅助活塞施力的弹簧，由此构成上述依靠弹性力加压机构即可。具有如此构成的弹性力施加机构的缸体装置由于将构成行程模拟器的弹簧配置在称为输入活塞的内部的死区空间中，因此成为紧凑的缸体装置。需要说明的是，若将两个弹簧连续配置，且在输入活塞移动的过程中使一个弹簧的弹性变形量不增加，则能够实现在制动操作部件的操作的初始阶段操作反作用力斜度小，从操作前进到某种程度的阶段开始操作反作用力斜度变大这样的操作反作用力特性的行程模拟器。(73)根据￠1)项至(72)项中任一项所述的液压制动系统，其中，对所述第一输入室进行划分的所述输入活塞的受压面积大于对所述第一输入室进行划分的所述加压活塞的受压截面积。简单来说，本项的方式是输入活塞的前端的面积大于加压活塞的后端的面积的方式。在从依赖高压源压加压状态切换到依赖操作力与高压源压加压状态切换时，第一输入室被密闭。在该状态下，若对制动操作部件进行操作，则相对于输入活塞的前进量而加压活塞的前进量变大。根据本项的方式，在依赖操作力与高压源压加压状态下，能够使与制动操作部件的操作量的变化相对的输出压的变化比较大。反之，在依赖操作力与高压源压加压状态下，能够确保更大的操作行程。《C :变更对制动装置的制动液的供给源而切换制动力产生状态的方式》(81)根据(I)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置被构成为始终能够将根据所述制动操作力和被输入到自身的所述控制高压源压这两者被加压的制动液向所述制动装置供给，并且该液压制动系统能够将来自所述高压源装置的制动液经由所述高压源压控制装置且不经由所述缸体装置而向所述制动装置供给，所述制动力产生状态切换装置具有切换阀装置，该切换阀装置(a)在所述依赖高压源压制动状态下，实现切断从所述缸体装置向所述制动装置的制动液的供给、且容许从所述高压源装置向所述制动装置的制动液的供给的高压源装置供给状态，(b)在所述依赖操作力与高压源压制动状态下，实现容许从所述缸体装置向所述制动装置的制动液的供给、且禁止从所述高压源装置向所述制动装置的制动液的供给的缸体装置供给状态。本项的方式的液压制动系统是将缸体装置构成为始终实现上述的依靠操作力与高压源压加压状态，是根据将对制动装置的制动液的供给源设为高压源装置还是设为缸体装置而选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的系统。在本项的方式的系统中，在依赖高压源压制动状态下，切断作为主缸发挥功能的上述缸体装置与制动装置的连接，在该状态下，经由高压源压控制装置将来自高压源装置的制动液压向制动装置输入，产生基于制动操作部件的操作的液压制动力。鉴于这种情况，以下，将本项的方式的系统称为主截止型线控制动系统。(82)根据(81)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有筒状的壳体，所述壳体的前端部被闭塞；加压活塞，所述加压活塞以在自身的前方划分形成对供给到所述制动装置的制动液进行加压的加压室的方式配置在所述壳体内；输入活塞，其在自身的后端部处与所述制动操作部件连结，且能够始终传递所述制动操作力地与所述加压活塞连结；输入室，所述输入室被设置在所述加压活塞的后方，并被输入所述控制高压源压。本项的方式是附加了在上述主缸截止型线控制动系统中可采用的缸体装置所相关的限定的方式。根据本项所记载的缸体装置，能够利用比较简单的结构来始终实现上述的依赖操作力与高压源压加压状态。而且，在本项所记载的缸体装置中，在高压源装置无法供给高压的制动液的状况下，特殊的缸体工作状态切换机构实现上述的依靠操作力加压状态。因此，本项的方式的液压制动系统成为比较简单的结构的系统。(83)根据(82)项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有中间活塞，所述中间活塞其呈后端开口的有底圆筒形状，前端与所述加压活塞抵接且在自身的后方划分出所述输入室而配置在所述壳体内，在自身的内部划分出内部室而从后方嵌入所述输入活塞；以及弹性力施加机构，其伴随着朝向所述内部室的容积减少的方向上的、所述输入活塞与所述中间活塞的相对移动，来将克服该相对移动的方向的弹性力施加到所述输入活塞和所述中间活塞。本项的方式是缸体装置具有所谓行程模拟器的方式。在本项的方式中，经由上述弹性力施加机构将制动操作力向加压活塞传递。上述弹性力施加机构例如只要在内部室内配置弹簧、并使该弹簧的弹性力在内部室的容积增大的方向上作用于输入活塞和中间活塞即可。具有如此构成的弹性力施加机构的缸体装置由于将构成行程模拟器的弹簧配置在被称为内部室的死区空间中，因此成为紧凑的缸体装置。需要说明的是，将两个弹簧串联配置，在输入活塞与中间活塞相对移动的过程中若使一个弹簧的弹性变形量不增加，则能够实现在制动操作部件的操作的初始阶段操作反作用力斜度小、而从操作前进了某种程度的阶段开始操作反作用力斜度增大这样的操作反作用力特性的行程模拟器。此外，本项所记载的方式可以考虑为缸体装置具有输入活塞前进容许机构(后面会提及)的方式。(84)根据权利请求(8 项或(8 项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置被构成为使从所述加压室输出的制动液的压力即输出压始终成为所述控制高压源压以上。根据本项的方式，即使从依赖高压源压制动状态切换成依赖操作力与高压源压制动状态，该时刻下的液压制动力也不会下降。因此，能确保切换时刻下的充分的制动力。此外，若将缸体装置构成为依赖高压源压制动状态下的上述输出压与控制高压源压相等，则能防止切换时刻下的液压制动力的急变，实现顺畅的切换。即，能够尽可能地减小制动操作中的切换时的不适感。(85)根据权利请求(81)项至(84)项中任一项所述的液压制动系统，其中，在标识所述制动操作力的操作力标识参数超过设定阈值时，所述切换阀装置取代所述高压源装置供给状态而实现所述缸体装置供给状态。(86)根据权利请求(81)项至(84)项中任一项所述的液压制动系统，其中，在所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者超过了设定压时，所述切换阀装置取代所述高压源装置供给状态而实现所述缸体装置供给状态。(87)根据权利请求(81)项至(84)项中任一项所述的液压制动系统，其中，在所述高压源装置所供给的制动液的压力即高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，所述切换阀装置取代所述高压源装置供给状态而实现所述缸体装置供给状态。(88)根据权利请求(81)项至(84)项中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有
筒状的壳体，所述壳体的前端部被闭塞；加压活塞，其以在自身的前方划分形成对要供给到所述制动装置供给的制动液进行加压的加压室的方式配置在所述壳体内；输入活塞，其在自身的后端部处与所述制动操作部件连结，且以能够始终传递所述制动操作力的方式与所述加压活塞连结；输入室，其设置在所述加压活塞的后方，且被输入所述控制高压源压；输入活塞前进容许机构，其容许所述输入活塞在克服弹性力的状态下前进设定前
进量，在所述输入活塞前进了所述设定前进量时，所述切换阀装置取代所述高压源装置供给状态而实现所述缸体装置供给状态。上述四个方式是附加了从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态的切换的定时所相关的限定的方式。详细而言，是附加了关于通过切换阀装置将制动液的供给状态从高压源装置供给状态变更为缸体装置供给状态的条件的限定的方式。关于上述切换条件，由于已经详细地进行了说明，因此省略此处的说明。需要说明的是，切换阀装置也可以以电磁式的开闭阀为主体构成，并利用控制装置对这些开闭阀进行控制。而且，也可以以将上述输出压、控制高压源压、高压源压等作为弓丨导压进行工作的机械式的开闭阀为主体构成。


图1是表示装备有第一实施例的液压制动系统的混合动力车辆的驱动系统及制动系统的示意图；图2是表示第一实施例的液压制动系统的图；图3是表示第一实施例的液压制动系统中的、与缸体装置连结的操作部件的操作量和从缸体装置对操作部件施加的操作反作用力的关系的曲线图；图4是示意性地表示第一实施例的液压制动系统中的、相对于制动操作力的变化的、来自缸体装置的输出压的变化的曲线图；图5是在第一实施例的液压制动系统中执行的、对依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态进行切换的控制程序的流程图；图6是表示第一实施例的液压制动系统的第一变形例的图；图7是表示第一实施例的液压制动系统的第二变形例的图；图8是表示第一实施例的液压制动系统的第三变形例的图；图9是表示第二实施例的液压制动系统的图；图10是在第二实施例的液压制动系统中执行的、对依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态进行切换的控制程序的流程图；图11是表示第二实施例的液压制动系统的变形例的图；图12是表示第三实施例的液压制动系统的图；图13是表示第四实施例的液压制动系统的图；图14是在第四实施例的液压制动系统中执行的、对依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态进行切换的控制程序的流程图。
具体实施例方式以下，参照附图详细地说明能够请求的发明的实施例。需要说明的是，能够请求的发明并未限定于下述的实施例及变形例，而能够基于本领域技术人员的知识以实施了各种变更、改良的各种方式来实施。实施例I《车辆的结构》图I示意性地表示搭载有第一实施例的液压制动系统的混合动力车辆的驱动系统及制动系统。在车辆上搭载有发动机10和电动机12作为动力源，而且还搭载有通过发动机10的输出进行发电的发电机14。这些发动机10、电动机12、发电机14通过动力分割机构16相互连接。通过控制该动力分割机构16,而将发动机10的输出分成用于使发电机 14工作的输出和用于使四个车轮18中的成为驱动轮的车轮旋转的输出，或者能够将来自电动机12的输出向驱动轮传递。即，动力分割机构16作为与经由减速器20及驱动轴22 向驱动轮传递的驱动力相关的变速器而发挥功能。需要说明的是，“车轮18”等的几个结构要素作为总称使用，但是在表示与四个车轮中任一个对应的情况下，分别对应于左前轮、右前轮、左后轮、右后轮而附加标注“FL”、“FR”、“RL”、“RR”。若按照该标记，则本车辆中的驱动轮为车轮18RL以及车轮18RR。电动机12是交流同步电动机，通过交流电力来驱动。车辆具备逆变器24，逆变器 24能够将电力从直流转换成交流或者从交流转换成直流。因此，通过控制逆变器24，而能够将由发电机14输出的交流的电力转换成用于向电池26蓄积的直流的电力，或将蓄积在电池26中的直流的电力转换成用于驱动电动机12的交流的电力。与电动机12同样地，发电机14具有作为交流同步电动机的结构。即，在本实施例的车辆中，考虑有搭载两个交流同步电动机，一个作为电动机12，主要为了输出驱动力而使用，另一个作为发电机14，主要为了利用发动机10的输出进行发电而使用。另外，电动机12也可以利用与车辆的行驶相伴的车轮18RLU8RR的旋转来进行发电(再生发电)。此时，在与车轮18RL、18RR连结的电动机12中产生电力，并且产生用于制止电动机12的旋转的阻力。因此，可以利用该阻力作为对车辆进行制动的制动力。即，电动机12作为产生电力来用于对车辆进行制动的再生制动的单元而被利用。因此，本车辆通过对再生制动与发动机制动或后述的液压制动一起进行控制来被制动。另一方面，发电机 14主要利用发动机10的输出来进行发电，但也可以经由逆变器24从电池26供给电力，从而作为电动机发挥功能。在本车辆中，上述的制动的控制和其他的与车辆相关的各种控制通过多个电子控制单元(EOT)来进行。多个E⑶中的主E⑶40具有总括这些控制的功能。例如，混合动力车辆能够通过发动机10的驱动及电动机12的驱动进行行驶，但这些发动机10的驱动和电动机12的驱动由主E⑶40综合控制。具体而言，通过主E⑶40来决定发动机10的输出和电动机12产生的输出的分配，基于该分配，向控制发动机10的发动机ECU 42以及控制电动机12和发电机14的电动机ECU 44输出关于各控制的指令。在主E⑶40还连接有控制电池26的电池E⑶46。电池E⑶46监视电池26的充电状态，在充电量不足时，对主ECU 40输出充电请求指令。接受到充电请求指令的主ECU40为了使电池沈充电而将由发电机14进行发电的指令输出给电动机ECU 44。另外，主ECU 40还连接有控制制动的制动ECU 48。在该车辆中设有由驾驶员操作的制动操作部件(以下，有时简称为“操作部件”)，制动ECU 48基于作为该操作部件的操作量的制动操作量(以下，有时简称为“操作量”)和作为驾驶员施加给该操作部件的力的制动操作力(以下，有时简称为“操作力”)中的至少一者来决定目标制动力，并向主ECU40 输出该目标制动力。主ECU 40向电动机ECU 44输出该目标制动力，电动机ECU 44基于该目标制动力来控制再生制动，并将其执行值、即产生的再生制动力输出给主E⑶40。在主 ECU 40中，从目标制动力减去再生制动力，并根据该减法运算所得到的值来决定在搭载于车辆的液压制动系统100中应产生的目标液压制动力。主ECU 40将目标液压制动力输出给制动E⑶48，制动E⑶48进行控制，使得在通常时使液压制动系统100产生的液压制动力成为目标液压制动力。《液压制动系统的结构》参照图2，详细说明如此构成的搭载于本混合动力车辆的液压制动系统100。需要说明的是，在以下的说明中，“前方”表示图2中的左方，“后方”表示图2中的右方。而且， “前侧”、“前端”、“前进”或“后侧”、“后端”、“后退”等也设为同样的表示。在以下的说明中， []的文字是在附图中表示传感器等时使用的符号。图2中示意性地表示车辆具备的液压制动系统100。液压制动系统100具有用于对制动液进行加压的缸体装置110。车辆的驾驶员能够通过操作与缸体装置110连结的操作装置112来使缸体装置110工作，缸体装置110通过自身的工作而对制动液加压。该加压后的制动液经由与缸体装置110连接的防抱死装置114被供应给设置于各车轮的制动装置116。制动装置116依靠加压后的制动液的压力(以下，称为“输出压”)来产生用于制止车轮18的旋转的力、即液压制动力。液压制动系统100具有用于将制动液的压力形成为高压的高压源装置118。该外部高压源装置118经由增减压装置120与缸体装置110连接。增减压装置120将被外部高压源装置118形成为高压的制动液的压力(以下，有时称为“高压源压”)降压到应输入到缸体装置10的压力。即，增减压装置120被制动E⑶48控制，而控制向缸体装置110输入的压力(以下，有时称为“控制高压源压”)的增减。通过该增减压装置120以及对其进行控制的制动ECU 48的一部分来构成高压源压控制装置，该高压源压控制装置基于操作部件的操作来控制来自高压源装置118的制动液的压力。而且，液压制动系统100具有在大气压下积存制动液的贮存器122。贮存器122分别与缸体装置110、增减压装置120、外部高压源装置118连接。操作装置112包括作为上述操作部件的制动踏板150和与制动踏板150连结的操作杆152来构成。制动踏板150以可转动的方式保持于车身。操作杆120在后端部与制动踏板150连结，在前端部与缸体装置110连结。而且，操作装置112具有用于检测制动踏板 150的操作量的操作量传感器[SP] 156和用于检测操作力的操作力传感器[FP]158。操作量传感器156以及操作力传感器158与制动E⑶48连接，制动E⑶48基于这些传感器的检测值来决定目标制动力。制动装置116经由液通路200、202与缸体装置110连接。这些液通路200、202是用于将被缸体装置110加压成输出压的制动液供应给制动装置116的液通路。在液通路202设有输出压传感器[P0]204。虽然省略了详细的说明，但各制动装置116包括制动钳、安装于该制动钳的车轮制动缸(制动缸)和制动块、与各车轮一起旋转的制动盘。液通路200、 202经由防抱死装置114与各制动装置116的制动轮缸连接。此外，液通路200与前轮侧的制动装置116FL、116FR连结，而且，液通路202与后轮侧的制动装置116RL、116RR连结。制动缸依靠被缸体装置110加压的制动液的输出压将制动块按压于制动盘。由于该按压所产生的摩擦，而在各制动装置116中产生制止车轮的旋转的液压制动力，从而对车辆进行制动。防抱死装置114是一般的装置，简单来说，具有与各车轮对应的四对开闭阀。各对开闭阀中的一个是增压用开闭阀，在车轮未抱死的状态下设为开阀状态，而且，另一个是减压用开闭阀，在车轮未抱死的状态下设为闭阀状态。被构成为在车轮抱死时，增压用开闭阀切断制动液从缸体装置110向制动装置116的流动，并且减压用开闭阀容许制动液从制动装置116向贮存器的流动，从而解除车轮的抱死。高压源装置118设置在从贮存器122至增减压装置120的液通路上。该高压源装置118包括使制动液的液压增加的液压泵300和积存增压后的制动液的储液器302。此外， 液压泵300被电动机304驱动。而且，高压源装置118具有用于检测上述的高压源压的高压源压传感器[PJ 306。制动ECU 48监视高压源压传感器306的检测值，并基于该检测值对液压泵300进行控制驱动。通过该控制驱动，高压源装置118始终将设定的压力以上的制动液向增减压装置120供给。增减压装置120包括使控制高压源压增加的电磁式的增压线性阀250和使控制高压源压减少的电磁式的减压线性阀252。增压线性阀250设置在从高压源装置118至缸体装置110的液通路的中途。另一方面，减压线性阀252设置在从贮存器122至缸体装置110 的液通路的中途。需要说明的是，增压线性阀250以及减压线性阀252的与缸体装置110连接的各个液通路形成一个液通路来与缸体装置110连接。而且，在该液通路设有用于检测控制高压源压的控制高压源压传感器[Pe]256。制动ECU 48基于控制高压源压传感器256 的检测值来控制增减压装置120。上述增压线性阀250在未被供给电流的状态下、即在非激励状态下成为闭阀状态，通过向其供给电流、即通过设为激励状态而在与该供给的电流对应的开阀压下开阀。此外，被构成为供给的电流越大开阀压变得越高。另一方面，减压线性阀252在未被供给电流的状态下成为开阀状态，通常时、即在能够向该系统供给电力时，供给设定的范围中的最大电流而成为闭阀状态，通过减少供给的电流，来在与该电流对应的开阀压下开阀。此外，被构成为电流越小开阀压变得越低。《缸体装置的结构》如图2所示，缸体装置110包括缸体装置110的框体即壳体400、对提供给制动装置116的制动液进行加压的第一加压活塞402以及第二加压活塞404、在从高压源装置 118输入的压力的作用下前进的中间活塞406、以及通过操作装置112来输入驾驶员的操作的输入活塞408。需要说明的是，图2表示缸体装置110未动作的状态、即未进行制动操作的状态。此外，如一般的缸体装置那样，本缸体装置110也形成有在内部容纳制动液的几个液室、将这些液室之间以及这些液室与外部连通的几个连通路径，为了确保它们的液密，而在结构部件之间配置有几个密封件。这些密封件是一般的密封件，考虑到简化说明书的记载，只要不是需要特别说明的部件，就省略其说明。壳体400主要由两个部件构成，具体而言，由第一壳体部件410、第二壳体部件412 构成。第一壳体部件410具有前端部被闭塞的大致圆筒状，并在后端部的外周形成有凸缘 420，在该凸缘420处固定于车身上。第一壳体部件410被划分成内径互不相同的两个部分， 具体而言，被划分为位于前方侧而内径最小的前方小径部422和位于后方侧而内径最大的后方大径部424。第二壳体部件412呈圆筒形状，并具有位于前方侧而外径大的前方大径部430和位于后方侧而外径小的后方小径部432。在前方大径部430的前端部与第一壳体部件410 的前方小径部422和后方大径部424的高低差面相接的状态下，第二壳体部件412嵌入到该后方大径部424。这些第一壳体部件410、第二壳体部件412通过嵌入到第一壳体部件 410的后端部的内周面的锁定环434而相互联结。第一加压活塞402及第二加压活塞404分别成为后端部被闭塞的有底圆筒形状， 以可滑动的方式与在第一壳体部件410的前方小径部422嵌合。第一加压活塞402配置在第二加压活塞404的后方。在第一加压活塞402与第二加压活塞404之间划分形成第一加压室R1，该第一加压室Rl用于对向设置于两个后轮的制动装置116RL、RR供给的制动液进行加压，而且，在第二加压活塞404的前方划分形成第二加压室R2，该第二加压室R2用于对向设置于两个前轮的制动装置116FL、FR供给的制动液进行加压。需要说明的是，第一加压活塞402和第二加压活塞404通过在第一加压活塞402的后端部立起设置的有头销460 和在第二加压活塞404的后端面固定设置的销保持筒462，将分离距离限制在设定范围内。 而且，在第一加压室Rl内、第二加压室R2内分别配置有压缩螺旋弹簧(以下，有时称为“回位弹簧”)464、466，通过这些弹簧，第一加压活塞402、第二加压活塞404被向相互分离的方向施力，并且第二加压活塞404被朝向后方施力。中间活塞406形成为具有主体部470和锷部472的形状，该主体部470构成前端部被闭塞而后端部形成开口的有底圆筒形状，该锷部472设置在该主体部470的后端部。中间活塞406配置在第一加压活塞402的后方，主体部470的前方的部分以可滑动的方式与第一壳体部件410的前方小径部422的内周面的后部侧嵌合，锷部472以可滑动的方式与第二壳体部件412的前方大径部430的内周面嵌合。在中间活塞406的前方与第一加压活塞402的后端部之间划分形成有能够供给来自高压源装置118的制动液的液室、即能够输入来自高压源装置118的压力的液室(以下， 有时称为“第一输入室”)R3。此外，在图2中，以几乎压瘪的状态示出。而且，在壳体400 的内部存在有在第二壳体部件412的内周面与中间活塞406的主体部470的外周面之间形成的空间。该空间被中间活塞406的锷部472的前端面、以及第一壳体部件410的前方小径部422与后方大径部424的高低差面划分，从而形成环状的液室(以下，有时称为“对置室”)R4。而且，在锷部472的后方与第二壳体部件412的前端部之间划分形成有液室(以下，有时称为“第二输入室”)R5，该液室R5伴随着中间活塞406的前进而容积增大，且被输入来自高压源装置118的压力。此外，在图2中，以几乎压瘪的状态示出。此外，上述对置室R4是隔着中间活塞406的锷部472与第二输入室R5对置的液室。输入活塞408构成前端部开口而后方的部分闭塞的圆筒形状。输入活塞408从壳体400的后端侧以与第二壳体部件412的内周面滑动接触的状态插入到壳体400内，并且插入到中间活塞406中，与中间活塞406的内周面进行滑动接触，且相对于中间活塞406能够进退。在如此构成的输入活塞408及中间活塞406的内部划分形成有因中间活塞406与输入活塞408的相对移动而自身的容积发生变化的液室(以下，有时称为“内部室”)R6。此外，通过锷部472抵接于第二壳体部件412的前方大径部430与后方小径部432的高低差面而限制中间活塞406的后退。在内部室R6且在中间活塞406的内底面与输入活塞408的内底面之间配置有两个压缩螺旋弹簧即第一反作用力弹簧480以及第二反作用力弹簧482。第一反作用力弹簧 480连续地配置在第二反作用力弹簧482的后方，带锷的杆形状的浮动座484由这些反作用力弹簧夹持而被浮动支承。第一反作用力弹簧480的前端部由浮动座484的后方侧的座面支承，后端部由输入活塞408的后端部支承。第二反作用力弹簧482的前端部由中间活塞 406的后端部支承，后端部由浮动座484的前方侧的座面支承。如此配置的第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482对输入活塞408和中间活塞406朝着它们相互分离的方向、即朝向内部室R6的容积扩大的方向施力。缸体装置110具备由第一反作用力弹簧480 以及第二反作用力弹簧482构成的弹性力施加机构、即通过这些弹簧反作用力将对抗输入活塞408与中间活塞406相互接近的方向、即朝向内部室R6的容积减少的输入活塞408和中间活塞406的相对移动的弹性力赋予给输入活塞408和中间活塞406的机构。而且，在浮动座484的后端部嵌入有缓冲橡胶486，该缓冲橡胶486与输入活塞408的后端面抵接， 从而将浮动座484与输入活塞408的接近限制在某一范围内。在输入活塞408的后端部连结有操作杆152的前端部，以便于将施加给制动踏板 150的操作力向输入活塞408传递,而且,根据制动踏板150的操作量而使输入活塞408进退。此外，输入活塞608的后端部通过被第二壳体部件612的后方小径部632的后端部卡止来限制后退。而且，在操作杆152附设有圆形的支承板492，在该支承板492与壳体400 之间架设有防尘罩494，来实现缸体装置110的后部的防尘。第一加压室Rl经由开口为输出口的连通孔500而与液通路202连通，该液通路 202与防抱死装置114相连，而且，第一加压室Rl经由设置于第一加压活塞402的连通孔 502以及开口为排泄口的连通孔504而与贮存器122以容许成为非连通的状态进行连通。 另一方面，第二加压室R2经由开口为输出口的连通孔506与液通路200连通，该液通路200 与防抱死装置114相连，而且，第二加压室R2经由设置于第二加压活塞404的连通孔508 及开口为排泄口的连通孔510而与贮存器122以容许成为非连通的状态进行连通。第一加压活塞402形成比第一壳体部件410的前方小径部422的内径小某种程度的外径，在它们之间形成具有某种程度的流路面积的液通路512。输入室R3经由该液通路 512及开口为连结口的连通孔516而能够与外部连通。该连通孔516经由外部连通路518 而与增减压装置120相连。而且，在外部连通路518设有电磁式的第一输入室开闭阀520 和止回阀522。而且，在外部连通路518设有用于对输入室R3的压力(以下，有时称为“输入压”)进行检测的压力传感器[P1] 524。在第一壳体部件410设有开口为排泄口的连通孔526，该连通孔526与贮存器122 相连。开口作为连结口的连通孔528在第一壳体部件410的内部与该连通孔526相连。而且，外部连通路530的一端部与该连通孔528的连结口连接，外部连通路530的另一端部与增减压装置120的减压线性阀252连结。
对置室R4通过开口为连结口的连通孔532而能够与外部连通。外部连通路534 的一端部与该连结口连结，另一端部与外部连通路530连结。S卩，外部连通路534与贮存器 122连通。而且，在外部连通路534设有电磁式的对置室开闭阀536，通过该对置室开闭阀 536对外部连通路534进行开闭。具有此种结构的本缸体装置110具备包含外部连通路534 及对置室开闭阀536而构成的机构、即具备能选择性地实现将对置室R4与贮存器122连通的对置室连通状态和不连通的对置室非连通状态的第一连通状态切换机构。而且，在外部连通路534还设有用于防止对置室R4的制动液的压力小于大气压的情况的止回阀538。在中间活塞406上设有被设置在其外周面上且开口为活塞侧口 Pl的连通孔M0。 连通孔540与内部室R6相连，通过连通孔540来形成一个连通路(以下，有时称为“第一连通路”)。而且，环状的密封件M2F、542R隔开比较小的间隔分别嵌入中间活塞406的外周面上的连通孔MO的前后。而且，在第一壳体部件410的壁内形成有连通路M4，该连通路 544的一端与连通孔5 相连，并且另一端在前方小径部422的后端部的内周面形成开口。 该开口作为壳体侧口 P2。通过这些连通孔526、连通孔544来形成一个连通路(以下，有时称为“第二连通路”)。需要说明的是，即使在从高压源装置118经由增减压装置120向输入室R3以及第二输入室R5供给高压的制动液时，中间活塞406也不会前进或后退。详细而言，对输入室 R3进行划分的主体部470前端的受压面积与对第二输入室R5进行划分的锷部472的后端的受压面积大致相等，利用输入室R3的压力使中间活塞406后退的力与利用第二输入室R5 的压力使中间活塞406前进的力相均衡，因而中间活塞406不会发生进退。《缸体装置的工作》以下，说明缸体装置110的工作，但为了简便起见，在说明通常时的工作之前，说明电气失常时的工作、即向该液压制动系统100的电力供给被切断时工作。需要说明的是， 在失常时，增压线性阀250、减压线性阀252分别成为闭阀状态、开阀状态。而且，第一输入室开闭阀520成为开阀状态，输入室R3经由减压线性阀252、连通孔526、连通孔528、外部连通路530而与贮存器122连通。而且，对置室开闭阀536也成为开阀状态，通过第一连通状态切换机构来实现将对置室R4与贮存器122连通的对置室连通状态。在失常时，若驾驶员开始制动踏板150的踏入操作，则输入活塞408开始前进。在踏入操作开始时，中间活塞406是还未前进的状态，活塞侧口 Pl和壳体侧口 P2在密封件部件M2F与M2R之间相面对。即，实现活塞侧口 Pl与壳体侧口 P2相互连通，实现内部室R6 与贮存器122被连通的内部室连通状态。在该状态下，输入活塞408压缩第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482，且相对于中间活塞406前进，此时，内部室R6的制动液向贮存器122流出而内部室R6的容积减少。输入活塞408前进之后不久，中间活塞406在第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482的弹簧反作用力下前进。当密封件M2R由于中间活塞406的前进而通过壳体侧口 P2时，活塞侧口 Pl与壳体侧口 P2的连通被切断，实现内部室非连通状态。因此，内部室R6的容积变化被禁止，输入活塞408与中间活塞406的相对移动被禁止，输入活塞408 与中间活塞406成为一体而前进。具有此种结构的本缸体装置110具备包括第一连通路、 第二连通路、活塞侧口 P1、壳体侧口 P2、密封件部件M2F、542R而构成的机构、即具备能选择性地实现将内部室R6与贮存器122连通的内部室连通状态和不连通的内部室非连通状态的第二连通状态切换机构，换言之，具备内部室连通状态切换机构。通过中间活塞406前进，中间活塞406在与第一加压活塞402抵接的状态下使第一加压活塞402前进。而且，由于实现内部室非连通状态，因此输入活塞408与中间活塞406 成为一体，施加给制动踏板150的操作力被直接传递给第一加压活塞402。因此，驾驶员能够利用自身的力来按压第一加压活塞402。由此,第一加压活塞402前进,第一加压室Rl与贮存器122的传递被切断，第一加压室Rl的制动液由施加给制动踏板150的操作力加压。 此外，伴随着第一加压室Rl的加压，第二加压活塞404也前进，与第一加压室Rl同样地，第二加压室R2与贮存器122的连通被切断，第二加压室R2内的制动液也被加压。如此，通过施加给制动踏板150的操作力，实现第一加压室R1、第二加压室R2的制动液被加压的依赖操作力加压状态，从而向制动装置116输入与驾驶员的操作力对应的液压。当驾驶员结束制动操作时、即解除操作力向制动踏板150的施加时，第一加压活塞402、第二加压活塞404、中间活塞406通过回位弹簧464、466而分别返回初始位置(图2 所示的位置，锷部472成为与第二壳体部件412的前方大径部430与后方小径部432的高低差面抵接的状态的位置)。而且，输入活塞408与操作杆152 —起通过第一反作用力弹簧 480及第二反作用力弹簧482返回到初始位置(图2所示的位置，后端被第二壳体部件412 的后方小径部432的后端部卡止的位置)。接下来，说明通常时的工作。在通常时，对置室开闭阀536被激励而成为闭阀状态，因此通过第一连通状态切换机构实现对置室R4与贮存器122不连通的对置室非连通状态，对置室R4被密闭而中间活塞406的前进被禁止。在该状态下，即使进行制动操作而输入活塞408前进，但由于中间活塞406的前进被禁止，因此通过第二连通状态切换机构来维持内部室R6与贮存器122连通的内部室连通状态。通常时与上述的失常时的情况不同，容许输入活塞408的相对于中间活塞406的前进。在输入活塞408前进时，弹性力施加机构、 即第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482所产生的弹性力作为阻力作用于输入活塞408。该弹性力作为相对于制动踏板150的操作的操作反作用力而发挥作用。图3是表示输入活塞408的前进量、即相对于制动踏板150的操作量的操作反作用力的变化(以下，有时称为“操作反作用力斜度”)的曲线图。换言之，是表示本缸体装置 110的操作反作用力特性的曲线图。从该图可知，当制动踏板150的操作量增加时，伴随于此，操作反作用力增加。并且，当制动踏板150的操作量超过设定量(以下，有时称为“反作用力斜度变化操作量”)而增加时，与操作量的变化相对的操作反作用力的变化增大。即， 被设为操作反作用力的增加斜度增大。在制动踏板150的操作量超过反作用力斜度变化操作量时、即输入活塞408的前进量超过设定量时，不使两个反作用力弹簧480、482的一者的第一反作用力弹簧480所产生的加压力增加，由此来实现具有图3所示的特性的操作反作用力的变化。在本缸体装置 110中，第一反作用力弹簧480的弹簧常数远小于第二反作用力弹簧482的弹簧常数。因此，在操作量比较小的范围内，与操作量的变化相对的操作反作用力的变化变得相当小。详细而言，在操作量比较小的范围内，第一反作用力弹簧480、第二反作用力弹簧482均产生压缩变形。相对于此，当操作量超过反作用力斜度变化操作量时，缓冲橡胶486与输入活塞 408的后端部抵接，第一反作用力弹簧480不再发生弹性变形，仅第二反作用力弹簧482发生弹性变形。通过此种结构，在进行了超过设定量的制动踏板150的操作时，操作反作用力的增加斜度变大。通过此种操作反作用力特性，制动踏板150的操作感变得良好。需要说明的是，在进一步操作制动踏板150时，浮动座484的前端部与中间活塞 406的前端面抵接，第二反作用力弹簧482不再发生弹性变形。即，在缸体装置110设有禁止输入活塞408的前进的设定前进量，在制动的操作中设有由该设定前进量所决定的操作界限。如此，缸体装置110具有包括第一反作用力弹簧480、第二反作用力弹簧482、浮动座 484、缓冲橡胶486而构成的机构、即具有仅容许在克服弹性力的状态下的输入活塞408前进设定前进量的输入活塞前进容许机构。如上述说明那样，在本车辆中，液压制动系统100只要产生超过目标制动力中的再生制动力的量的液压制动力即可。极端地说，只要能够利用再生制动力来提供目标制动力，就不需要基于液压制动系统100的液压制动力。在本缸体装置110中，设为在通常时不依赖于产生的液压制动力而产生与制动踏板150的操作量对应的操作反作用力的结构。极端地说，本缸体装置Iio具有容许在不进行基于第一加压活塞402、第二加压活塞404的制动液的加压的状态下的制动踏板150的操作的功能。即，本缸体装置110具有适合于混合动力车辆的行程模拟器。当为了在上述制动操作的中途产生液压制动力而利用第一加压活塞402、第二加压活塞404对第一加压室R1、第二加压室R2的制动液进行加压时，只要将高压源装置118 产生的压力向输入室R3输入即可。具体而言，为了得到超过再生制动力的量的液压制动力，只要将由增减压装置120所控制的控制高压源压向输入室R3输入即可。在本车辆中， 若将利用再生制动得到的最大的再生制动力定义为可利用最大再生制动力，则在假定为从目标制动力超过该可利用最大再生制动力的时刻产生液压制动力的情况下，开始产生该液压制动力的时刻的制动踏板的操作量大致为图3中的最大再生时液压制动开始操作量。在液压制动系统100中，该最大再生时液压制动开始操作量设定为稍大于上述的反作用力斜度变化操作量。此外，在电池沈的充电量等的关系方面，即使在目标制动力未超过可利用最大再生制动力的情况下，有时也需要液压制动力，因此这种情况下，在未达到最大再生时液压制动开始操作量的阶段，只要向输入室R3输入来自高压源装置118的压力即可。在向输入室R3输入压力时，通过该压力，第一加压活塞402不依赖于施加给制动踏板150的操作力、而且不依赖于操作量而前进，对第一加压室Rl的制动液进行加压。伴随于此，通过第二加压活塞404也对第二加压室R2的制动液进行加压。即，与输入活塞408 的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室R1、第二加压室R2的制动液进行加压的依赖高压源压制动状态。该缸体装置110产生的制动力、即液压制动力由输入的制动液的压力来决定。控制高压源压由高压源压控制装置控制，将必要大小的压力输入到输入室R3。即使在通常时，只要结束制动踏板150的操作，减压线性阀252就会成为开阀状态，第一加压活塞402、第二加压活塞404通过回位弹簧464、466分别返回初始位置，而且， 输入活塞408通过第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482返回初始位置。需要说明的是，在通常时也存在制动失效时、紧急制动时等需要大制动力的情况。 此时(以下，有时称为“需要大制动力时”)，在本液压制动系统100中，能够产生比在上述依赖高压源压制动状态下能够产生的最大的制动力(以下，有时称为“依赖高压源最大制动力”)大的制动力。换言之，设为能够产生比在依赖高压源压制动状态中由高压源装置118产生的高压源压输入到第一输入室R3的状态下而得到的制动力大的制动力。以下，说明需要大制动力时的工作。在需要大制动力时，第一输入室开闭阀520成为闭阀状态，且对置室开闭阀536成为开阀状态。即，第一输入室R3成为密闭状态，且通过第一连通状态切换机构实现对置室连通状态而将对置室R4与贮存器122连通。由此，除了向第二输入室R5输入的控制高压源压所产生的力之外，还能够利用驾驶员的操作力来使中间活塞406前进。由于该中间活塞406的前进，第一加压室R1、第二加压室R2的制动液通过被密闭在第一输入室R3内的制动液而被加压。即，在产生大制动力时，能够依赖于控制高压源压和施加给制动踏板150的操作力这两者来对第一加压室R1、第二加压室R2中的制动液进行加压。通过该加压，来自第一加压室R1、第二加压室R2的输出压能得到比在上述依赖高压源压制动状态中高压源装置118能够产生的输入压被输入到第一输入室R3的状态下的输出压高的输出压。即，实现能够得到比依赖高压源最大制动力大的制动力的依赖操作力与高压源压制动状态。进一步而言，具有此种结构的本缸体装置110具备缸体工作状态切换机构，该缸体工作状态切换机构通过包含第一输入室开闭阀520和对置室开闭阀536所构成的阀控制装置来选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态。《制动状态切换的具体的方法》图4是示意性地表示通常时与驾驶员所产生的制动踏板150的操作力F的变化相对的输出压匕的变化的曲线图。为了简单地说明，以下的说明以不存在再生制动力为前提来进行，而且以根据驾驶员操作力F来决定目标液压制动力PTAK、并以该目标制动力Ptak为基础来决定控制高压源压匕为前提来进行。图4的曲线图也是按照该前提的曲线图。需要说明的是，曲线图的中的单点划线表示依赖高压源压制动状态下的理论上的特性。在本液压制动系统100中，通过第一输入室R3的压力即输入压P1对第一加压室 R1、第二加压室R2的制动液进行加压。另一方面，由于根据操作力F来决定控制高压源压 Pc,并该控制高压源压Pc被输入到第一输入室R3，因此在依赖高压源压制动状态、即依赖高压源压加压状态下，如图4的曲线图所示，输出压匕与操作力F大致成比例。而且，在依赖高压源压加压状态下，输入压P1与控制高压源压P。相等，控制高压源压P。不会高于高压源压PH。因此，在控制高压源压Pc与高压源压Ph相等时，输出压匕到顶，液压制动力也到顶。 此时的制动力为依赖高压源最大制动力。在本液压制动系统100中，在依赖高压源压制动状态下，输入压P1与控制高压源压匕相等、而且能够认为是标识操作力F的操作力标识参数，因此在输入压P1接近高压源压Ph时，使制动力的产生状态从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态转移。具体而言，设定用于顺畅地进行制动力产生状态的切换的裕量压αΗ，在高压源压Ph 与输入压P1之差超过作为设定差的裕量压α Η而变小时，进行从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态的切换动作。在依赖操作力与高压源压制动状态下，如上述说明那样，第一输入室R3被密闭， 中间活塞406通过被输入到第二输入室R5输入的控制高压源压P。和操作力F而前进，伴随着该前进而第一加压室R1、第二加压室R2的制动液被加压。此时，在控制高压源压匕变为高压源压Ph后，如图4的曲线图所示，对应于操作力F的增加，而输出压Ptj增加，液压制动力增加。需要说明的是，在依赖操作力与高压源压制动状态下检测的输入压P1、即第一输入室R3内的压力对应于输出压Pq的增加而增加。在依赖操作力与高压源压制动状态下操作力F减少时，输出压P。对应于该操作力 F的减少而减少。此时，中间活塞406后退。中间活塞406在位于上述的初始位置后，中间活塞406的后退被禁止。由于第一输入室R3被密闭，因此在中间活塞406的后退被禁止后，输入压P1变得固定，输出压Pt/变得固定(图4所示的输出压稳定状态)。S卩，液压制动力不减少。鉴于上述情况，在本液压制动系统100中，以中间活塞406返回到初始位置、即切换到依赖操作力与高压源压加压状态之前的位置为条件，来进行从依赖操作力与高压源压制动状态向依赖高压源压制动状态的切换动作。如上述说明那样，由于对应于操作力F来决定目标液压制动力PTAK，具体而言，以输入压P1的变化速度ClP1相对于目标液压制动力Ptak 的变化速度dPTAK的比例小于设定阈值α TH为条件来进行切换动作。需要说明的是，为了在从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换的情况的相同程度的输出压Pq下进行切换，也以输入压P1高于比高压源压I3h低ac ( 的压力的情况为条件，并在这些条件持续设定时间t(例如，30msec)的情况下，进行从依赖操作力与高压源压加压状态向依赖高压源压制动状态的切换动作。制动E⑶48以比较短的周期(例如，几毫秒(msec) 几十毫秒)反复执行图5 的流程图所示的制动力产生状态切换程序，制动力产生状态的切换基于按照该程序的处理来进行。在按照该程序的处理中，在步骤1(以下，简称为“Si”。其他的步骤也同样)中， 基于操作力F的变化速度dF/dT，来判定制动踏板150是否被向操作力F增加的方向操作、 即是否在踏入操作中。在正被进行踏入操作的情况下，在S2中，判断是否满足用于从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态切换的上述条件。在满足该条件时， 在S3中，为了切换到依赖操作力与高压源压制动状态，而且，为了维持该状态，而将第一输入室开闭阀520形成为闭阀状态，并将对置室开闭阀536形成为开阀状态。而且，在S3中， 用于判定制动力产生状态的标志FL被设为表示依赖操作力与高压源压制动状态的“1”。另一方面，在不满足上述条件的情况下，在S4中，为了维持依赖高压源压制动状态，而将第一输入室开闭阀520形成为开阀状态，并将对置室开闭阀536形成为闭阀状态。而且，上述标志FL被设为表示依赖高压源压制动状态的“0”。在Sl中判定为制动踏板150的操作不是踏入操作中时，在S5中判定当前的制动力产生状态，若是依赖高压源压制动状态，则维持该状态，若是依赖操作力与高压源压制动状态，则在S6中判断是否满足从该状态向依赖高压源压制动状态切换的条件。在满足该条件时，在S4中，为了切换到依赖高压源压制动状态，而将第一输入室开闭阀520形成为开阀状态，并将对置室开闭阀536形成为闭阀状态，伴随于此，标志FL被设为“0”。在不满足上述条件时，维持当前的状态。《本液压制动系统的特征》在依赖高压源压加压状态下的输入压P1、即控制高压源压Pc接近产生依赖高压源最大制动力时的高压源压I3h到某种程度的情况下，本液压制动系统100将缸体装置的工作状态从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态切换。因此，在控制高压源压Pc成为该时刻下的界限的附近，能够有效地进行缸体装置的工作状态。本液压制动系统100具有的缸体装置110中，虽然在图2中不易理解，但对第一输入室R3进行划分的中间活塞406的受压面积被设为比对第一输入室R3进行划分的第一加压活塞402的受压面积大。换言之，中间活塞406的前端的面积大于第一加压活塞402的后端的面积。因此，在依赖操作力与高压源压加压状态下操作了制动踏板150时，相对于中间活塞406的前进量，第一加压活塞402的前进量变大。因此，在依赖操作力与高压源压加压状态下，与制动踏板150的操作量的变化相对的输出压Ptj的变化比较大，能确保更大的操作行程。另外，缸体装置110由于成为将输入活塞408与中间活塞406被嵌合的结构，因此与输入活塞408卡合所需要的高压密封件减少。具体而言，仅图2所示的密封件540和密封件542这两个是与输入活塞408卡合的高压密封件。因此，在依赖高压源压加压状态下， 相对于输入活塞408的移动的摩擦阻力比较少，摩擦阻力对制动踏板150的操作感产生的影响、即对制动操作的操作感产生的影响减小。而且，在本缸体装置110中，在制动踏板150未被操作的状态下，第一输入室R3的容积随着第一加压活塞402与中间活塞406的抵接而减小，因此在失常时，在刚开始制动踏板150的操作之后，通过施加给制动踏板150的操作力对第一加压室R1、第二加压室R2的制动液进行加压。即，在失常时，能充分地确保制动踏板150的操作范围、即操作行程。另外，在本缸体装置110中，采用上述的机构作为实现内部室非连通状态的机构。 即被构成为在中间活塞406嵌入两个密封件部件542F、542R，在两个密封件部件542F、 542R之间设置活塞侧口 P1，并且伴随着中间活塞406的移动而切断活塞侧口 Pl与壳体侧口 P2的连通。根据此种结构，即使在中间活塞406位于其前进范围中的任何位置的情况下， 都能够通过由第一壳体部件410的内周面和两个密封件部件542F、542R所划分的小空间来将内部室R6密闭。因此，能减小缸体装置110的中间活塞406的移动方向上的尺寸，实现紧凑化。而且，在本缸体装置110中，第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482配置在由输入活塞408和中间活塞406划分形成的内部室R6内。因此，向缸体装置110内装入行程模拟器，而且，向被称为内部室R6的死区空间装入行程模拟器，因此能实现紧凑的缸
体装置。《变形例I》图6所不的液压制动系统560取代第一实施例的液压制动系统100中的缸体装置 110而采用缸体装置570。缸体装置570大体上与第一实施例的缸体装置110为同样的结构。在以下的变形例的说明中，说明与第一实施例不同的结构及工作。在缸体装置570中，取代第一实施例的缸体装置110中的第一输入室开闭阀520 及对置室开闭阀536而采用机械式的阀装置572。该阀装置572能够认为将对外部连通路 518进行开闭的第一输入室开闭阀520和对外部连通路534进行开闭的对置室开闭阀536 一体化而成的结构。需要说明的是，阀装置572也构成防抱死装置114至贮存器122的连通路530的一部分。而且，在从外部连通路534分岔而与增减压装置120相连的外部连通路设有溢流阀574。阀装置572包括内部为中空的圆筒形状的壳体580、容纳在该壳体580的内部的圆柱形状的活塞582、向使活塞582后退的方向施力的施力弹簧584来构成。壳体580由内径不同的三部分构成，前方部的内径小，中间部的内径大，后方部的内径比中间部小若干。活塞582由外径不同的三部分构成，各个部分以与壳体580的内周进行滑动接触的方式形成。S卩，活塞582的前方部的外径小，中间部的外径大，后方部的外径比中间部小若干，且各个部位与壳体580的前方部、中间部、后方部的各内周进行滑动接触。在将如此形成的活塞 582容纳于壳体580的状态下，在壳体580的中间部的内周面与活塞582的前方部的外周面之间形成液室，来容纳施力弹簧584。施力弹簧584的前端部与壳体580的前方部与中间部的高低差面抵接，后端部与活塞582的前方部与后方部的高低差面抵接并对活塞582向后方施力。而且，活塞582的前端部和后端部分别具有突起。这些突起作为阀子而发挥功能， 该阀子用于堵塞作为阀座而发挥功能的后述的连通孔。而且，在活塞582的内部设有将自身的前端部和中间部连通的连通路。在壳体580的前端，由活塞582的前端部和壳体580的内周面划分形成有液室。该液室通过设置于壳体580、开口为连结口的连通孔586及连通孔588而能够与外部连通，这些连结口分别与外部连通路518连接。S卩，外部连通路518包括这些连通孔和该液室而构成。在壳体580的中间划分形成有液室，该液室在内部配置有施力弹簧584。该液室通过设置于壳体580且各自的开口为排泄口的连通孔590及连通孔592而能够与外部连通， 这些排泄口分别与外部连通路530连接。S卩，外部连通路530包含这些连通孔和上述液室而构成，该液室始终为大气压。另外，在壳体580的后端，由活塞582的后端和壳体580划分形成有液室。该液室通过设置于壳体580且开口为连结口的连通孔594而能够与外部连通，该连结口与外部连通路534连接。而且，该液室经由活塞582的内部的连通路，并经由上述的设置于中间部的液室而与外部连通路530相连。如此，外部连通路534包含这些连通孔、连通路而构成，并经由阀装置572而与外部连通路530连接。而且，在活塞582的后方部与壳体580的中间部之间，由于各各的外径与内径有若干不同，而形成具有某种程度的截面积的液室。而且，该液室通过开口为连结口的连通孔 596而能够与外部连通，在该连结口连接有从外部连通路518分岔的连通路。即，该液室始终被导入控制高压源压。在如此构成的液压制动系统560中，说明电气失常时的缸体装置570的工作。在失常时，阀装置572的活塞582在施力弹簧584的弹簧反作用力下位于后方侧。在活塞582 位于该位置的状态下，连通孔586未被在活塞582的前端部形成的突起堵塞，而连通孔594 被在活塞582的后端部形成的突起堵塞。即，通过外部连通路518打开，而第一输入室R3 与贮存器122连通，通过外部连通路53被4关闭，而切断对置室R4与贮存器122的连通。在制动踏板150未被操作时，溢流阀574关闭。即，实现对置室非连通状态，对置室R4被密闭。当驾驶员开始制动踏板150的踏入操作时，输入活塞408开始前进，第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482的弹簧反作用力增加。通过这些弹簧反作用力，朝向前方的力作用于中间活塞406，通过中间活塞406的锷部472对对置室R4中的制动液进行加压。当该加压后的对置室R4的制动液的压力达到溢流阀574的开阀压时，溢流阀574 打开，对置室R4的制动液向贮存器122流出，且中间活塞406前进。具有此种结构的本缸体装置570具备包含溢流阀574而构成的机构、即选择性地实现将对置室R4与贮存器122 连通的对置室连通状态和不连通的对置室非连通状态的第一连通状态切换机构。而且，第
34一连通状态切换机构能够认为依靠溢流阀574的设定压来实现对置室连通状态的依靠压力连通机构。在对第一输入室R3的输入压为大气压的状态下，上述溢流阀574的开阀压被设定为使制动踏板150的操作量成为设定操作量时的对置室R4的压力。该设定操作量设定为超过图3中的最大再生时液压制动开始操作量。因此，在本缸体装置570中，在失常时，在超过该设定操作量来操作制动踏板150的情况下，溢流阀574打开，实现依靠操作力加压状态。在假定仅通过溢流阀574的开阀来实现对置室连通状态时，若想要通过操作力使中间活塞406前进，则由于在对置室R4中存在有与溢流阀574的开阀压相当的残压，因此需要进行接受了与该残压对应的操作反作用力的状态下的操作。这种情况下，在失常时会产生操作力被利用在基于第一加压活塞402、第二加压活塞404的加压以外的损失。鉴于这种情况，在本缸体装置570中设置依靠容积连通机构，即，在中间活塞406前进设定量时、即对置室R4的容积成为设定容积时，用于实现对置室连通状态的机构。以下，具体说明上述依靠容积连通机构。在通过中间活塞406的前进而密封件部件讨21 通过壳体侧口 P2时，活塞侧口 Pl与壳体侧口 P2的连通被切断而实现内部室非连通状态，同时，对置室R4经由在中间活塞406与第一壳体部件410之间形成的间隙而与具有壳体侧口 P2的连通路544即第二连通路连通。换言之，若中间活塞406前进了根据壳体侧口 P2及密封件部件M2R的各自的位置所设定的距离，对置室R4的容积变得小于与该距离对应的设定容积，则对置室R4与贮存器122连通。在通过如此构成的依靠容积连通机构所实现的对置室连通状态下，由于对置室R4为大气压，因此不产生对置室R4的压力所形成的操作反作用力，而以后的操作中的操作力以损失少的状态被利用在基于第一加压活塞402、 第二加压活塞404的加压上。在通常时，在制动踏板150的操作量未超过上述最大再生时液压制动开始操作量的阶段，向第一输入室R3输入来自高压源装置118的压力。S卩，由于活塞582位于后方侧， 因此在外部连通路518中，阀装置572打开，向第一输入室R3输入来自高压源装置118的压力。在输入了压力时，通过该压力，第一加压活塞402不依赖于施加给制动踏板150的操作力、并且不依赖于操作量而前进，对第一加压室Rl的制动液进行加压。即，与输入活塞408 的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室R1、第二加压室R2中的制动液进行加压的依赖高压源压制动状态。在需要大制动力时，在操作量增加且控制高压源压接近高压源压的情况下，阀装置572经由连通孔596而与外部连通路518连通，作为高压源压的空间的压力升高。阀装置572以该控制高压源压作为引导压而进行工作。即，在控制高压源压比较高的状态下，活塞582克服施力弹簧583的推斥力而向前方侧移动。因此，通过活塞582的前端部的突起将连通孔586堵塞，外部连通路518被切断。即，第一输入室R3成为密闭状态。而且，连通孔588不再被活塞582的后端部的突起堵塞，因此外部连通路534成为打开状态。即，对置室R4和贮存器122不依赖于溢流阀574而连通，容许中间活塞406的前进。因此，除了向第二输入室R5输入的控制高压源压产生的力之外，还可以通过驾驶员的操作力来使中间活塞406前进。通过该中间活塞406的前进，经由密闭在第一输入室R3内的制动液，来对第一加压室R1、第二加压室R2的制动液进行加压。即，在产生大制动力时，能够依赖于驾驶员的操作力和来自高压源装置118的压力这两者来使中间活塞406前进，从而实现能够得到比依赖高压源压制动状态下的最大制动力大的制动力的依赖操作力与高压源压制动状态。 因此，具有此种结构的本缸体装置570具备包含阀装置572而构成的机构、即选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的缸体工作状态切换机构。《变形例2》图7所示的液压制动系统600取代第一变形例的液压制动系统560中的缸体装置 570而采用缸体装置610。缸体装置610大体上与第一变形例的缸体装置570为同样的结构。在以下的变形例的说明中，说明与第一实施例不同的结构及工作。在缸体装置610中，取代第一变形例的缸体装置610中的溢流阀574而采用电磁式的开闭阀612及止回阀614。而且，从设有这些阀612、614的外部连通路534分岔的液通路与外部连通路530相连。具有此种结构的本缸体装置610具备包含开闭阀612而构成的机构、即选择性地实现将对置室R4与贮存器122连通的对置室连通状态和不连通的对置室非连通状态的第一连通状态切换机构。首先，说明本液压制动系统600中的电气失常时的缸体装置610的工作。在失常时，开闭阀612未被激励而成为开阀状态。即，通过第一连通状态切换机构来实现将对置室 R4与贮存器122连通的对置室连通状态。这种情况下，缸体装置610进行与第一实施例的缸体装置110同样的工作。即，伴随着制动踏板150的踏入操作，第二连通状态切换机构从内部室连通状态向内部室非连通状态转移，从而将输入活塞408和中间活塞406形成一体。 因此，在液压制动系统600中，通过施加给制动踏板150的操作力，实现对第一加压室R1、第二加压室R2的制动液进行加压的依赖操作力加压状态。在通常时，开闭阀612被激励而成为闭阀状态。即，通过第一连通状态切换机构来实现将对置室R4与贮存器122设为不连通的对置室非连通状态。这种情况下，缸体装置 610进行与第一变形例的缸体装置570同样的工作。即，在制动踏板150的操作量未超过上述最大再生时液压制动开始操作量的阶段，向第一输入室R3输入来自高压源装置118的压力，与输入活塞408的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室R1、第二加压室R2中的制动液进行加压的依赖高压源压制动状态。在需要大制动力时，在阀装置572中，活塞582被向前方侧移动。即，除了向第二输入室R5输入的控制高压源压的力之外，还能够通过驾驶员的操作力来使中间活塞406前进，从而实现能够得到比依赖高压源压制动状态下的最大制动力大的制动力的依赖操作力与高压源压制动状态。因此，具有此种结构的本缸体装置610具备包含阀装置572及开闭阀612而构成的机构、即选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的缸体工作状态切换机构。《变形例3》图8所不的液压制动系统640取代第一变形例的液压制动系统560中米用的缸体装置570而采用缸体装置650。缸体装置650大体上与第一变形例的缸体装置570为同样的结构。在以下的变形例的说明中，说明与第一实施例不同的结构及工作。而且，在本液压制动系统640中，取代第一变形例的系统560中采用的阀装置572而采用差压式的阀装置 652。该阀装置652与阀装置572同样地，可以考虑将实施例的液压制动系统100中采用的两个开闭阀、即对外部连通路518进行开闭的第一输入室开闭阀520和对外部连通路534进行开闭的对置室开闭阀536形成一体化。而且，在从外部连通路534分岔而与增减压装置120相连的外部连通路设有溢流阀654。阀装置652包括内部为中空的圆筒形状的壳体660、容纳在该壳体660的内部的圆柱形状的活塞662、向使活塞662后退的方向施力的施力弹簧664。壳体660主要由两个部件构成，具体而言，由第一壳体部件666、第二壳体部件668构成。第一壳体部件666具有前端部被闭塞的大致圆筒状。第一壳体部件666被划分成内径相互不同的三部分，具体而言，被划分成位于前方侧而内径最小的前方小径部670、位于后方侧而内径最大的后方大径部672、位于这些前方小径部670与后方大径部672的中间而具有这些内径的中间的内径的中间部674。第二壳体部件668成为前端开口而后端被堵塞的圆筒形状。第二壳体部件668在前端面同第一壳体部件666的中间部674与后方大径部672的高低差面抵接的状态下嵌入到该后方大径部672。活塞662由外径不同的三部分构成，各自的部分以与壳体660的内周进行滑动接触的方式形成。详细而言，在活塞582中，前方部的外径小，中间部的外径大，后方部的外径小，前方部与第一壳体部件666的前方小径部670进行滑动接触，中间部与第一壳体部件 666的中间部674进行滑动接触，后方部与第二壳体部件668的各内周进行滑动接触。在将如此形成的活塞662容纳于壳体660的状态下，在第一壳体部件666的中间部674的内周面与活塞662的前方部的外周面之间形成空间，来容纳施力弹簧664。施力弹簧664的前端部与第一壳体部件666的前方部与中间部的高低差面抵接，后端部与活塞662的前方部与中间部的高低差面抵接，来对活塞662朝向后方施力。而且，在活塞662的前端部和后端部分别设有突起。这些突起作为阀子而发挥功能，该阀子用于堵塞作为阀座而发挥功能的后述的连通孔。而且，在活塞662的内部设有将自身的中间部和后方部连通的连通路。在壳体660的前端，由活塞662的前端部和第一壳体部件666的内周面来划分形成液室。该液室设置于第一壳体部件666，通过各自的开口为连结口的连通孔676及连通孔 678而能够与外部连通，这些连结口分别与外部连通路518连接。S卩，外部连通路518包含这些连通孔和液室而构成。在壳体660的中间部划分形成有用于配置施力弹簧664的液室。该液室设置于第一壳体部件666，通过开口为连结口的连通孔680而能够与外部连通。一端与外部增压源压装置118连结的外部连通路682的另一端与该连结口连结。因此，该液室始终成为高压源压。另外，由活塞582的中间部与后方部的高低差面及第二壳体部件668的前端面所形成的液室通过开口为连结口的连通孔684而能够与外部连通，在该连结口连接有从外部连通路518分岔的连通路。因此，该液室始终成为控制高压源压。而且，在壳体660的后端，通过活塞662的后端和壳体660来划分形成液室。该空间设置于第一壳体部件666，通过开口为连结口的连通孔686而能够与外部连通，该连结口与外部连通路534连接。另外，在第一壳体部件666的后方大径部672的内周面与第二壳体部件668的外周面之间，由于各自的内径与外径由若干不同而划分形成具有某种程度的截面积的液室。 而且，该液室通过各自的开口为排泄口的连通孔688和连通孔690而能够与外部连通，这些排泄口分别与外部连通路530连接。S卩，外部连通路530包含这些连通孔和上述液室而构成，该液室始终成为大气压。而且，在第二壳体部件668设有能够将外部连通路530与外部连通路534连通的连通孔692。在失常时,活塞662通过施力弹簧664的弹簧反作用力而位于后方侧,连通孔676 未被在活塞662的前端部形成的突起堵塞，但连通孔686被在活塞662的后端部形成的突起堵塞。即，外部连通路518成为打开状态，第一输入室R3与贮存器122连通，外部连通路 534被关闭，而对置室R4与贮存器122的连通被切断。在失常时，缸体装置650进行与第一变形例的缸体装置570同样的工作。S卩，伴随着制动踏板150的踏入操作，通过对置室R4的制动液的压力溢流阀654打开，对置室R4与贮存器122的连通状态从对置室非连通状态向对置室连通状态转移。而且，当密封件部件 542R通过壳体侧口 P2时，实现内部室非连通状态，同时，通过依靠容积连通机构来实现对置室连通状态。因此，在液压制动系统640中，输入活塞408与中间活塞406成为一体，从而实现通过施加给制动踏板150的操作力对第一加压室R1、第二加压室R2的制动液进行加压的依赖操作力加压状态。在通常时，缸体装置650也进行与第一变形例的缸体装置570同样的工作。即，在制动踏板150的操作量未超过上述最大再生时液压制动开始操作量的阶段，向第一输入室 R3输入来自高压源装置118的压力，通过该压力，第一加压活塞402不依赖于施加给制动踏板150的操作力、而且不依赖于操作量而前进，来对第一加压室Rl的制动液进行加压。即， 与输入活塞408的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室R1、第二加压室R2中的制动液进行加压的依赖高压源压制动状态。在需要大制动力时，若操作量增加且控制高压源压升高，则控制高压源压与高压源压的差压减小。在活塞662中，在其中间部的前表面作用有高压源压，在中间部的后表面和前端部作用有控制高压源压。阀装置652被构成为将高压源压和控制高压源压这两者作为引导压导入，并通过这些引导压的差压进行工作。即，活塞662在差压小时向后方移动， 在差压大时向前方移动。因此，对置室R4和贮存器122不依赖于溢流阀654而连通，容许中间活塞406的前进。因此，除了向第二输入室R5输入的控制高压源压的力之外，还能够通过驾驶员的操作力来使中间活塞406前进。即，在产生大制动力时，实现能够依赖于驾驶员的操作力和来自高压源装置118的压力这两者而使中间活塞406前进的依赖操作力与高压源压制动状态。因此，具有此种结构的本缸体装置650具备包含阀装置652而构成的机构、即选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的缸体工作状态切换机构。根据本液压制动系统640中的阀装置652，不依赖于控制高压源压的绝对压，而通过高压源压与控制高压源压的相对压来选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态。因此，本液压制动系统640在控制高压源压成为该时刻下的界限的附近，可靠地进行从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换。《其他的变形例》在上述第一实施例的液压制动系统100中，在输入压P1即控制高压源压P。与高压源压Ph之差成为设定差时，进行从依赖高压源压加压状态向依赖操作力与高压源压加压状态的切换。也可以取代此种切换条件，而在控制高压源压Pc(输入压P1)或输出压匕超过设定压时进行上述切换。而且，也可以构成为在成为上述的输入活塞前进容许机构即行程模拟器中的上述操作界限时进行上述切换。这种情况下，无论通过操作量传感器156检测到的制动踏板150的操作量是否发生变化，而只要在通过操作力传感器检测到的操作力存在某种程度的变化时进行上述切换即可。若基于该条件进行切换，则制动操作的操作感良好。需要说明的是，在变形例的液压制动系统560、600、640中，也可以采用导入输出压P。作为弓丨导压并基于该输出压仏进行上述切换的阀装置。实施例2图9表示第二实施例的液压制动系统700。该液压制动系统700取代在第一实施例的液压制动系统100中采用的缸体装置110而采用缸体装置710。关于该液压制动系统 700，仅说明与第一实施例不同的结构及工作。《缸体装置的结构》缸体装置710包括缸体装置710的框体即壳体720、对向制动装置116供给的制动液进行加压的第一加压活塞722及第二加压活塞724、以及驾驶员的操作通过操作装置 112而被输入的输入活塞726。需要说明的是，图9表示缸体装置710未动作的状态、即未进行制动操作的状态。壳体720主要由两个部件构成，具体而言，由第一壳体部件730、第二壳体部件732 构成。第一壳体部件730具有前端部被闭塞的大致圆筒状，在后端部的外周形成有凸缘 740，在该凸缘740处固定于车身。第一壳体部件730被划分成内径相互不同的两部分，具体而言，被划分成位于前方侧且内径小的前方小径部742和位于后方侧且内径大的后方大径部744。第二壳体部件732呈具有位于前方侧且内径大的前方大径部750和位于后方侧且内径小的后方小径部752的圆筒形状。第二壳体部件732在前方大径部750的前端部与第一壳体部件730的前方小径部742和后方大径部744的高低差面相接的状态下，嵌入到该后方大径部744。这些第一壳体部件730、第二壳体部件732通过嵌入到第一壳体部件730 的后端部的内周面的锁定环7M而相互联结。第二加压活塞7M呈后端部被闭塞的有底圆筒形状，以可滑动的方式与第一壳体部件730的前方小径部742嵌合。第一加压活塞722形成为具有圆筒形状的主体部760和在该主体部760的后端部设置的锷部762的形状。第一加压活塞722配置在第二加压活塞 724的后方，主体部760的前方的部分以可滑动的方式与第一壳体部件730的前方小径部 742的内周面的后部侧嵌合，锷部762以可滑动的方式与第二壳体部件732的前方大径部 750的内周面嵌合。而且，第一加压活塞722的主体部760的内部被在前后方向上的中间位置设置的分隔壁部764划分成两部分。即，第一加压活塞722形成具有在前端、后端分别形成开口的两个有底孔的形状。在第一加压活塞722与第二加压活塞7M之间划分形成有第一加压室Rl 1，该第一加压室Rll用于对向制动装置116RL、RR供给的制动液进行加压，该制动装置116RL、RR设置于两个后轮，而且，在第二加压活塞724的前方划分形成有第二加压室R12，该第二加压室R12用于对向制动装置116FL、FR供给的制动液进行加压，该制动装置116FL、FR设置于两个前轮。需要说明的是，第一加压活塞722和第二加压活塞7 通过在第一加压活塞722 的分隔壁部764螺合紧固且立起设置的有头销770和在第二加压活塞724的后端面固定设置的销保持筒772，而将分离距离限制在设定范围内。而且，在第一加压室Rll内、第二加压室R12内分别配置有压缩螺旋弹簧(以下，有时称为“回位弹簧”)774、776，通过这些弹簧， 第一加压活塞722、第二加压活塞724形成为朝向它们相互分离的方向，并对第二加压活塞 724朝向后方施力。另一方面，在第一加压活塞722的后方、详细而言在第一加压活塞722的傳部762 的后方，在其与第二壳体部件732的后端部之间划分形成有提供来自外部高压源装置118 的制动液的液室、即被输入来自高压源装置118的压力的液室(以下，有时称为“输入室”) R13。此外，在图2中，以几乎压瘪的状态示出。而且，在壳体720的内部存在有形成于第二壳体部件732的内周面与第一加压活塞722的主体部760的外周面之间的空间。通过第一加压活塞722的锷部762的前端面、和第一壳体部件730的前方小径部742与后方大径部 744的高低差面来划分该空间，而形成环状的液室。该液室作为隔着第一加压活塞722的锷部762而与输入室R13对置的对置室R14。输入活塞726包括前端部开口而后端部堵塞的圆筒形状的主体部780 ;为输入活塞726的前端部件、并且相对于主体部780能够突出和拉入且呈有底圆筒状的辅助活塞 782 ;对辅助活塞782进行支承的第一反作用力弹簧784 ;在第一反作用力弹簧784的后方连续配置的第二反作用力弹簧786 ;被这些反作用力弹簧夹持且被浮动支承的带锷的杆形状的浮动座788。此外，第一反作用力弹簧784、第二反作用力弹簧786都是压缩螺旋弹簧。 输入活塞726从壳体720的后端侧以与第二壳体部件732的后方小径部752的内周面进行滑动接触的状态插入到壳体400内，且以与第一加压活塞722的内周面进行滑动接触的状态被插入到第一加压活塞722,在输入活塞726的前方与第一加压活塞722之间划分形成有液室(以下，有时称为“活塞间室”)R15。而且，在输入活塞726的内部划分形成的液室 (以下，有时称为“内部室”)R16始终成为大气压。第一反作用力弹簧784其前端部由辅助活塞782的外筒部件680的前端部支承， 后端部由浮动座788的前方侧的座面支承。而且，第二反作用力弹簧786其后端部由输入活塞726的主体部780的后端部支承，后端部由浮动座788的后方侧的座面支承。因此，第一反作用力弹簧784及第二反作用力弹簧786对辅助活塞782向从输入活塞726的主体部 780突出的方向施力，弹性地支承辅助活塞782。此外，通过将在辅助活塞782的外筒部件 680的后端的外周部设置的被卡止环部卡止于在输入活塞726的主体部780的前端的内周部设置的高低差，而限制辅助活塞782从主体部780向前方突出某种程度以上的情况。而且，在浮动座788的前端部嵌入缓冲橡胶790，通过该缓冲橡胶790与辅助活塞782的内筒部件682的后端面抵接，从而将辅助活塞782与浮动座788的接近限制在某一范围。为了将制动踏板150的操作力向输入活塞726传递，而且，为了对应于制动踏板 150的操作量使输入活塞726进退,而将操作杆152的前端部与输入活塞726的后端部连结。此外，输入活塞726的后端部被第二壳体部件732的后方小径部752的后端部卡止，从而后退被限制。而且，在操作杆152附设有圆板状的弹簧座792，在该弹簧座792与第二壳体部件732之间配置有压缩螺旋弹簧(以下，有时称为“回位弹簧”)794，通过该回位弹簧 794对操作杆152朝向后方施力。需要说明的是，在弹簧座792与壳体720之间架设防尘罩 794，来实现缸体装置710的后部的防尘。第一加压室Rll经由开口为输出口的连通孔800而与液通路202连通，并经由在第一加压活塞722设置的连通孔802及开口为排泄口的连通孔804而能够与贮存器122连通，其中该液通路202与防抱死装置114相连。另一方面，第二加压室R12经由开口为输出口的连通孔806而与液通路200连通，并经由在第二加压活塞7 设置的连通孔808及开口为排泄口的连通孔810而能够与贮存器122连通，其中该液通路200与防抱死装置114相连。而且，输入活塞726的内部室R16经由在第一加压活塞722设置的连通孔812、在第二壳体部件732设置的连通孔814、在第一壳体部件730设置的且开口为排泄口的连通孔818 而与贮存器122连通。位于第二壳体部件732的前方侧的部分形成为比第一壳体部件730 的内径小某种程度的外径，在这些壳体部件730、732之间形成具有某种程度的流路面积的液通路820。输入室R13经由该液通路820、在第二壳体部件732设置的连通孔822及开口为输入口的连通孔拟4而与增减压装置120相连。对置室R14通过在第二壳体部件732设置的连通孔拟6及开口为连结口的连通孔 828而能够与外部连通。第一加压活塞722的主体部760形成为比第一壳体部件730的前方小径部742的内径小某种程度的外径，并在它们之间形成具有某种程度的流路面积的液通路830。活塞间室R15经由该液通路830、在第一加压活塞722设置的连通孔832及开口为连结口的连通孔834而能够与外部连通。这些连通孔828的连结口和连通孔834的连结口经由外部连通路836连通，从而形成用于将对置室R14与活塞间室R15连通的室间连通路。即，在本缸体装置710中，通过该室间连通路，而将对置室R14及活塞间室R15形成为一个一体的液室(以下，有时称为“反作用力室”)R17。而且，在该室间连通路设有电磁式的室间开闭阀838及止回阀840。此外，伴随着第一加压活塞722与输入活塞7 的相对移动，而活塞间室R15的容积产生增加或减少，并且对置室R14的容积产生减少或增加。上述室间连通路具有用于使这两个液室的容积变化相互吸收的功能。此外，对置室R14的截面积与活塞间室R15的截面积大致相等，能够不使输入活塞7 相对于壳体720移动，而仅使第一加压活塞722相对于壳体720移动。在第一壳体部件730的内部设有开口为连结口的连通孔844，连通孔844在第一壳体部件730的内部与其连通孔818相连。而且，在该连通孔844的连结口连接有外部连通路846的一端部，外部连通路846的另一端部与增减压装置120的减压线性阀252相连。因此，从外部连通路846分岔的外部连通路847与外部连通路836连接。因此，对置室R14经由外部连通路836、846、847而能够与贮存器122连通。而且，在外部连通路847 设有电磁式的对置室开闭阀848，通过该对置室开闭阀848对外部连通路847进行开闭。具有此种结构的本缸体装置710具备包括外部连通路847及对置室开闭阀848而构成的机构、即选择性地实现将对置室R14与贮存器122连通的对置室连通状态和不连通的对置室非连通状态的第一连通状态切换机构。而且，在外部连通路847还设有用于防止对置室R14 的制动液的压力小于大气压的情况的止回阀850。《缸体装置的工作》首先，说明电气失常时的缸体装置710的工作。在失常时，增压线性阀250、减压线性阀252分别成为闭阀状态、开阀状态。而且，室间开闭阀838成为开阀状态，经由室间连通路将对置室R14及活塞间室R15连通。而且，对置室开闭阀848也成为开阀状态，通过第一连通状态切换机构来实现对置室R14与贮存器122连通的对置室连通状态。因此，反作用力室R17连通至贮存器122而成为大气压。
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在失常时，若驾驶员开始制动踏板150的踏入操作，则由于反作用力室R17成为大气压，因此输入活塞7 从制动踏板150的操作开始时刻开始容许自由的前进，从而在提早的阶段使输入活塞726的前端与第一加压活塞722的分隔壁部764抵接。而且，若输入活塞726的主体部780与第一加压活塞722抵接，则施加给制动踏板150的操作力被直接传递给第一加压活塞722。因此，驾驶员能够利用自身的力来按压第一加压活塞722。如此， 实现通过施加给制动踏板150的操作力对第一加压室R11、第二加压室R12的制动液进行加压的依赖操作力加压状态，制动装置116被输入与驾驶员的操作力对应的液压。当驾驶员结束制动操作时、即解除操作力向制动踏板150的施加时，第一加压活塞722、第二加压活塞7M通过回位弹簧774、776分别返回初始位置(图9所示的位置，成为锷部762与第二壳体部件732的前方大径部750与后方小径部752的高低差面抵接的状态的位置)。而且，输入活塞7 与操作杆152 —起通过第一反作用力弹簧784及第二反作用力弹簧786返回初始位置(图9所示的位置，后端被第二壳体部件732的后方小径部 752的后端部卡止的位置)。接下来，说明通常时的工作。在通常时，减压线性阀252被供给最大电流而成为闭阀状态。而且，室间开闭阀838成为开阀状态，经由室间连通路而将对置室R14及活塞间室 R15连通。对置室开闭阀848成为闭阀状态，通过第一连通状态切换机构来实现对置室非连通状态。因此，对置室R14即反作用力室R17被密闭。在驾驶员开始制动踏板150的踏入操作时，输入活塞726的主体部780开始前进。 由于为反作用力室R17的容积变化被禁止的状态，因此通过反作用力室R17的压力即活塞间室R15的压力的上升，辅助活塞782压缩第一反作用力弹簧784及第二反作用力弹簧 786,并被压入到主体部780的内部，换言之，成为拉入与反作用力室R17的压力对应的量的状态。第一反作用力弹簧784及第二反作用力弹簧786的弹性变形量即压缩量依赖于反作用力室R17的压力的上升。反而言之，对应于第一反作用力弹簧784及第二反作用力弹簧786产生的弹性力，反作用力室R17被进行加压，并将该反作用力室R17的压力所对应的操作反作用力经由输入活塞施加给操作部件。即，两个弹簧784、786产生的加压力作为对输入活塞7 的前进的阻力、即作为针对制动踏板150的操作的操作反作用力而发挥作用。 具有此种结构的本缸体装置710具备包括辅助活塞782、第一反作用力弹簧784、第二反作用力弹簧786、浮动座788而构成的机构，即具有依靠第一反作用力弹簧784、第二反作用力弹簧786的弹性力而能够对反作用力室R17内进行加压的依靠弹性力加压机构。上述操作反作用力依赖于输入活塞7 的前进量、即制动踏板150的操作量。针对制动踏板的操作量的操作反作用力的大小即使在本缸体装置710中也为图3所示的特性。 在本缸体装置710中被构成为辅助活塞782的后端面与浮动座788抵接，第一反作用力弹簧784不再产生弹性变形，仅第二反作用力弹簧786产生弹性变形。而且，第一反作用力弹簧784的弹簧常数远小于第二反作用力弹簧786的弹簧常数。因此，操作反作用力的变化斜度在操作量比较小的范围内被减小，在操作量超过反作用力斜度变化操作量时变得相当大。而且，在对制动踏板150进行进一步操作时，浮动座788后端部与输入活塞726的后端部抵接，第二反作用力弹簧786不再产生弹性变形。即，在缸体装置710设有禁止输入活塞 726的前进的设定前进量，在制动的操作中设有由该设定前进量所决定的操作界限。如此，缸体装置710具有包括第一反作用力弹簧784、第二反作用力弹簧786、浮动座788而构成的机构、即容许在克服弹性力的状态下的输入活塞408前进设定前进量的输入活塞前进容许机构。若在上述制动操作的中途将对置室开闭阀848打开，则容许第一加压活塞722的前进。而且，若为了产生液压制动力而将高压源装置118所产生的压力向输入室R13输入， 则通过该压力使第一加压活塞722、第二加压活塞724前进，对第一加压室R11、第二加压室 R12的制动液进行加压。在依赖于向输入室R13输入的压力的制动液的加压时，由于反作用力室R17被密闭，因此在未超过上述最大再生时液压制动开始操作量的操作下，输入活塞 726的前端不会与第一加压活塞722的分隔壁部764抵接。而且，由于第一加压活塞722的锷部762的前端的受压面积与输入活塞726的前端面的受压面积大致相等，因此即使第一加压活塞722前进，也不会影响输入活塞726的进退。即，成为制动踏板150的操作量、操作反作用力不变化的结构。通过进行上述那样的动作，在依赖于输入室R13的压力的制动液的加压时，第一加压活塞722、第二加压活塞724不依赖于施加给制动踏板150的操作力、而且不依赖于操作量而前进，对第一加压室R11、第二加压室R12的制动液进行加压。即，与输入活塞726的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室R11、第二加压室R12中的制动液进行加压的依赖高压源压加压状态。这种情况下的缸体装置710所产生的制动力即液压制动力由输入的制动液的压力所决定。通常时，控制高压源压被增减压装置120控制，必要的大小的压力被输入到输入室R13。在通常时，为了得到超过再生制动力的量的液压制动力，只要将被增减压装置120 控制的压力输入到输入室R13即可。大多数的情况下，只要从目标制动力超过上述可利用最大再生制动力的时刻开始产生液压制动力即可。此外，在电池26的充电量等的关系方面，即使在目标制动力未超过可利用最大再生制动力的情况下，有时也需要液压制动力，因此这种情况下，在未达到最大再生时液压制动开始操作量的阶段，只要将来自高压源装置 118的压力输入到输入室R13即可。如上述说明所示，在本车辆中，液压制动系统700只要产生超过目标制动力中的再生制动力的量的液压制动力即可。极端地说，只要利用再生制动力来提供目标制动力，就不需要液压制动系统700所产生的液压制动力。在本缸体装置710中，在通常时，形成为不依赖于产生的液压制动力、而产生与制动踏板150的操作量对应的操作反作用力的结构。 极端地说，本缸体装置110具有容许在不进行基于第一加压活塞722、第二加压活塞724的制动液的加压的状态下的制动踏板150的操作的功能。即，本缸体装置710具有适合于混合动力车辆的行程模拟器。为了在上述制动操作的中途产生液压制动力而通过第一加压活塞722、第一加压活塞724对第一加压室R11、第二加压室R12的制动液进行加压时，只要将高压源装置118 所产生的压力输入到输入室R13即可。具体而言，为了得到超过再生制动力的量的液压制动力而将被增减压装置120控制的控制高压源压输入到输入室R13即可。在本车辆中，若将再生制动所得到的最大的再生制动力定义为可利用最大再生制动力，则在假定从目标制动力超过该可利用最大再生制动力的时刻开始产生液压制动力时，开始产生该液压制动力的时刻的制动踏板150的操作量一般来说为图3中的最大再生时液压制动开始操作量。在液压制动系统100中，该最大再生时液压制动开始操作量设定成稍大于上述的反作用力斜度变化操作量。此外，在电池沈的充电量等的关系方面，即使在目标制动力未超过可利用最大再生制动力的情况下，有时也需要液压制动力，因此这种情况下，在未达到最大再生时液压制动开始操作量的阶段，只要向输入室R13输入来自高压源装置118的压力即可。在输入室R13被输入压力的情况下，通过该压力，第一加压活塞722不依赖于施加给制动踏板150的操作力、而且不依赖于操作量而前进，来对第一加压室Rll的制动液进行加压。伴随于此，通过第一加压活塞7M第二加压室R12的制动液也被加压。即，与输入活塞7 的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室Rl 1、第二加压室R12中的制动液进行加压的依赖高压源压加压状态、即依赖高压源压制动状态。该缸体装置110 所产生的制动力即液压制动力由输入的制动液的压力决定。控制高压源压由高压源压控制装置控制，将必要的大小的压力输入到输入室R13。即使在通常时，若结束制动踏板150的操作，则减压线性阀252也成为开阀状态， 第一加压活塞722、第一加压活塞7M通过回位弹簧464、466分别返回初始位置，而且，输入活塞7 通过第一反作用力弹簧480及第二反作用力弹簧482返回初始位置。在需要大制动力时，室间开闭阀838成为闭阀状态，且对置室开闭阀848成为开阀状态。即，活塞间室R15成为密闭状态而容积恒定，且在第一连通状态切换机构中实现对置室连通状态，而使对置室R14与贮存器122连通。由此，除了向输入室R13输入的控制高压源压的力之外，还能够通过驾驶员的操作力来使输入活塞7 前进。通过该输入活塞7 的前进，经由被密闭在活塞间室R15内的制动液对第一加压室R11、第二加压室R12的制动液进行加压。即，在产生大制动力时，依赖于控制高压源压和施加给制动踏板150的操作力这两者，来实现对第一加压室R11、第二加压室R12中的制动液进行加压的依赖操作力与高压源压加压状态。通过该状态下的加压，来自第一加压室R11、第二加压室R12的输出压在上述依赖高压源压制动状态下，能得到比高压源装置118能够产生的输入压被输入到输入室R13的状态下的输出压高的输出压。即，实现能够得到比依赖高压源最大制动力大的制动力的依赖操作力与高压源压制动状态。进一步来说，具有此种结构的本缸体装置710具备通过包括室间开闭阀838和对置室开闭阀848而构成的阀控制装置来选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的缸体工作状态切换机构。在依赖高压源压制动状态下，由于驾驶员所产生的操作力F的增加，控制高压源压Pc增加，第一加压活塞722前进，因此输出压Ptj增加。因此，在本液压制动系统700中， 能够将输出压仏认为是标识操作力F的操作力标识参数，因此在能够假设为输出压仏接近高压源压I3h的情况下，即以输出压仏超过设定阈压Pth为条件，来进行从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态的切换动作。而且，在本液压制动系统700中，相反地，在输出压仏成为设定阈压Pth以下时、即不再满足上述条件时，进行从依赖操作力与高压源压制动状态向依赖高压源压制动状态的切换动作。具体而言，本液压制动系统700通过以极短的时间间隔来执行图10的流程图所示的制动力产生状态切换程序，由此进行基于输出压Pq的制动力的产生状态的切换。在按照该程序的处理中，在Sll中判断是否满足用于从依赖高压源压制动状态切换到依赖操作力与高压源压制动状态的上述条件。在满足该条件时，在S12中，为了切换到依赖操作力与高压源压制动状态，而且为了维持该状态，而将开闭阀838形成为闭阀状态，并将开闭阀848形成为开阀状态。另一方面，再不满足上述条件时，在S13中，为了切换到依赖高压源压制动状态，而且为了维持该状态，而将开闭阀838形成为开阀状态，并将开闭阀848形成为闭阀状态。《本液压制动系统的特征》本液压制动系统700在能够假设为依赖高压源压加压状态下的控制高压源压P。 接近产生依赖高压源最大制动力时的高压源压Ph时，将缸体装置的工作状态从依赖高压源压加压状态切换成依赖操作力与高压源压加压状态。在本液压制动系统700所采用的缸体装置710中，输入活塞726插入到在第一加压活塞722设置的有底孔中。因此，为了对上述各液室进行划分而与输入活塞726卡合所需要的高压密封件分别在第一加压活塞722的有底孔的内周面与输入活塞726的外周面之间、以及输入活塞726的外周面与第二壳体部件732之间仅配置一个。具体而言，是密封件 750和密封件752。因此，对于输入活塞726的移动的摩擦阻力比较小，摩擦阻力对操作部件的操作感产生的影响、即对制动操作的操作感的影响减小。另外，在缸体装置710中，由于包含对反作用力室R17进行加压的依靠弹性力加压机构而构成行程模拟器，因此将构成行程模拟器的第一反作用力弹簧784及第二反作用力弹簧786配置在该缸体装置710的内部，详细而言，配置在输入活塞726的内部，从而形成紧凑的缸体装置。此外，在缸体装置710中，通过将活塞间室R15与对置室R14连通来形成一个反作用力室R17，从而活塞间室R15成为比较小的容积。即，输入活塞726的前端与第一加压活塞722的有底孔的底之间的距离比较小。因此，输入活塞726到与第一加压活塞722抵接为止的前进距离减小。由此，在缸体装置710中，失常时等的制动操作中的松动感减少，该制动操作的操作感良好。《变形例》图11所示的液压制动系统900取代第二实施例的液压制动系统700中采用的缸体装置710而采用缸体装置910。缸体装置910大体上与第二实施例的缸体装置710为相同的结构。在以下的变形例的说明中，说明与第二实施例不同的结构及工作。在缸体装置910中，取代第二实施例中的缸体装置910所采用的辅助活塞782，而采用辅助活塞920。辅助活塞920包括在其前端面设有孔的有底圆筒状的外筒部件922 ； 固定地嵌入到该孔中的筒状的内筒部件924 ;被容纳在内筒部件924的内部的滚珠926及施力弹簧928。内筒部件924的前端面形成开口，在该开口处，通过压缩螺旋弹簧即施力弹簧928的弹簧反作用力，将滚珠926以堵塞该开口的方式向前方推。在位于辅助活塞920 的前方的分隔壁部764设有通过被插入到内筒部件924的开口而与滚珠926卡合的卡合销 930。因此，当辅助活塞920前进、辅助活塞920与分隔壁部764之间的距离成为设定距离以下时，卡合销930将滚珠926向后方推动，从而将内筒部件924的开口打开。如此，在辅助活塞920中，构成通过使滚珠926从内筒部件924的孔分离而使活塞间室R15与内部室 R16连通的开闭阀。因此，在本缸体装置910中，输入活塞726的内部室R16构成从反作用力室R17至贮存器122的连通路的一部分。该连通路由在上述的辅助活塞782设置的开闭阀进行开闭。另外，在缸体装置910中，取代第二实施例的液压制动系统700中的室间开闭阀838及对置室开闭阀848，而采用在第一实施例的液压制动系统100的第一变形例的液压制动系统560中采用的机械式的阀装置572。该阀装置572可以考虑将上述室间开闭阀838 和上述对置室开闭阀848 —体化而成。需要说明的是，阀装置572也构成从防抱死装置114 至贮存器122的连通路846的一部分。而且，在从外部连通路847分岔而与增减压装置120 相连的外部连通路设有溢流阀942。对在阀装置572的内部形成的各液室与和阀装置572连接的各外部连通路的关系进行详细说明，在阀装置572的壳体580形成的连通孔586及连通孔588的各自的连结口与外部连通路518连接。S卩，外部连通路518在壳体580的前端包括由活塞582的前端部和壳体580的内周面所划分形成的液室及它们的连通孔而构成。连通孔590及连通孔592 的各自的排泄口与外部连通路846连接。S卩，外部连通路846在壳体580的中间包括在内部配置有施力弹簧584的液室和它们的连通孔。而且，连通孔594的连结口与外部连通路 847连接。S卩，外部连通路847在壳体580的后端包括由活塞582的后端部和壳体580所划分形成的液室及连通孔594而构成。而且，该液室经由活塞582的内部的连通路而与外部连通路846相连。即，外部连通路847也包括该连通路，并经由阀装置572而与外部连通路846连接。而且，在活塞582的后方部与壳体580的中间部之间形成的液室通过与连通孔596的连结口连接的外部连通路而与增减压装置120连接。即，始终向该液室导入控制高压源压。在失常时及通常时，外部连通路836成为打开状态，将对置室R14与活塞间室R15 连通，且外部连通路847被关闭，对置室R14与贮存器122的连通被切断。在失常时，若驾驶员开始制动踏板150的踏入操作，则与第二实施例的制动系统 700的情况同样地，输入活塞726的主体部780前进，辅助活塞782压缩第一反作用力弹簧 784及第二反作用力弹簧786，且被压入到主体部780的内部，依赖于反作用力室R17的压力的上升。在制动踏板150的操作量增加且施加给制动踏板150的操作力成为设定阈值操作力时，溢流阀738打开，从而实现反作用力室R17经由成为开阀状态的减压线性阀252与贮存器122连通的反作用力室连通状态。即，本缸体装置910具备基于溢流阀738的开阀压而使反作用力室R17与贮存器122连通的机构、即依靠压力连通机构。当在该状态下进行制动踏板150的操作时，辅助活塞782与输入活塞7 —起前进到某种程度。并且，在辅助活塞782与分隔壁部764之间的距离成为设定距离以下时，在分隔壁部764设置的卡合销930将构成设置于辅助活塞782的开闭阀的滚珠926向后方推入。由此，反作用力室R17经由输入活塞7 的内部室R16而与贮存器122连通。具有此种结构的本缸体装置910具备包括从反作用力室R17连通到贮存器122的连通路及辅助活塞 782而构成的机构、即依靠反作用力室的容积选择性地实现反作用力室R17与贮存器122连通的反作用力室连通状态和不连通的反作用力室非连通状态的依靠容积连通机构。而且， 该连通路成为将反作用力室R17与贮存器122连通的依靠容积连通机构用连通路。通过利用上述依靠容积连通机构来实现反作用力室连通状态，从而反作用力室 R17成为大气压，输入活塞7 被容许比较自由地前进，与分隔壁部764抵接，并直接推动第一加压活塞722。因此，在该状态下，施加给制动踏板150的驾驶员的操作力被直接传递给第一加压活塞722。即，实现通过施加给制动踏板150的操作力对第一加压室R11、第二加压室R12中的制动液进行加压的依赖操作力加压状态，并向制动装置116输入与驾驶员的操作力对应的液压。当驾驶员结束制动操作时，即，停止操作力的向制动踏板150的施加时，第一加压活塞722、第二加压活塞606通过回位弹簧664、666分别返回初始位置(图11所示的位置， 第一加压活塞722的后端成为与第二壳体部件的后端部抵接的状态的位置)。而且，输入活塞726与操作杆152 —起通过回位弹簧694返回到初始位置(图11所示的位置，后端被第二壳体部件732的后端部卡止的位置)。在通常时，在制动踏板150的操作量未超过上述最大再生时液压制动开始操作量的阶段，向输入室R13输入来自高压源装置118的压力。此时，也通过阀装置572来将对置室R14和活塞间室R15连通。而且，溢流阀942成为闭阀状态，从而实现对置室非连通状态。 因此，在从高压源装置118输入压力时，通过该压力，第一加压活塞722不依赖于施加给制动踏板150的操作力、而且不依赖于操作量而前进，对第一加压室Rll的制动液进行加压。 即，与输入活塞726的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室RU、第二加压室R12中的制动液进行加压的依赖高压源压制动状态。在需要大制动力时、即在操作量增加而控制高压源压超过了设定压时，通过阀装置572将活塞间室R15形成密闭状态，对置室R14和贮存器122不依赖于溢流阀942而被连通。在该状态下，能够依赖于驾驶员的操作力和来自高压源装置118的压力这两者来使第一加压活塞722前进，从而实现能够得到比依赖高压源压制动状态下的最大制动力大的制动力的依赖操作力与高压源压制动状态。因此，本液压制动系统900具备包含阀装置572 而构成的机构、即选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的缸体工作状态切换机构。需要说明的是，本变形例的液压制动系统900所采用的缸体装置910除了上述依靠压力连通机构之外，还具备上述依靠容积连通机构作为使反作用力室R17与贮存器122 连通的机构。因此，本液压制动系统900与第一实施例的液压制动系统100的第一变形例的液压制动系统560同样地，在依赖操作力加压状态下，减小由反作用力室R17的残压引起的制动操作力的损失。作为其他的变形例，也能够如下述那样构成液压制动系统。在上述第二实施例的液压制动系统700中，被构成为基于输出压匕进行从依靠高压源压加压状态向依靠操作力与高压源压加压状态的切换，但也能够取代这种情况而在控制高压源压P。超过了设定压时进行上述切换来构成液压制动系统。而且，在高压源压Ph与控制高压源压P。之差超过设定压而减小时，也能够进行上述切换。并且，还能够被构成为在成为上述的输入活塞前进容许机构即行程模拟器中的上述操作界限时进行上述切换。在上述变形例的液压制动系统900中，采用了将控制高压源压P。设为引导压的阀装置572，但也能够将其置换而采用将输出压匕设为引导压的阀装置。而且，也能够采用在作为第一实施例的液压制动系统100的第三变形例的液压制动系统640中采用的阀装置 652。即，也能够采用将高压源压Ph和控制高压源压P。这两者作为引导压而导入、并基于它们的差压进行工作的机械式的阀装置。实施例3图12表示第三实施例的液压制动系统1000。需要说明的是，该液压制动系统1000 采用缸体装置1010，除了该缸体装置1010之外，与第一实施例的采用了缸体装置1010的液
47压制动系统100为大致相同的结构。因此，以下的液压制动系统1000的说明仅关于缸体装置1010进行。《缸体装置的结构》缸体装置1010包括作为缸体装置1010的框体的壳体1020 ；对向制动装置116供给的制动液进行加压的第一加压活塞1022及第二加压活塞IOM ；通过从外部高压源装置 118输入的压力的作用下前进且驾驶员的操作通过操作装置112被输入的输入活塞1026。 需要说明的是，图12表示缸体装置1010未动作的状态、即未被进行制动操作的状态。壳体1020具有前端部被闭塞的大致圆筒状，在后端部的外周形成有凸缘1040，在该凸缘1040处固定于车身。壳体1020被划分成三部分，具体而言被划分成位于前方侧的前方部1042、位于后方侧的后方部1044、位于这些前方部1042与后方部1044的中间的中间部1046。这三部分的内径相互不同，后方部1044的内径最小，中间部1046的内径最大， 前方部1042的内径成为这些后方部1044的内径与中间部1046的内径的中间的尺寸。第一加压活塞1022及第二加压活塞IOM分别呈后端部被闭塞的有底圆筒形状， 以可滑动的方式与壳体1020的前方部1042嵌合。第一加压活塞1022配置在第二加压活塞IOM的后方。在第一加压活塞1022与第二加压活塞IOM之间划分形成有用于对向制动装置116RL、RR供给的制动液进行加压的第一加压室R21，该制动装置116RL、RR设置于两个后轮，而且，在第二加压活塞IOM的前方划分形成有用于对向制动装置116FL、FR供给的制动液进行加压的第二加压室R22，该制动装置116FL、FR设置于两个前轮。需要说明的是，第一加压活塞1022和第二加压活塞IOM通过在第一加压活塞1022的后端部立起设置的有头销1050和在第二加压活塞IOM的后端面固定设置的销保持筒1052而将分离距离限制在设定范围内。而且，在第一加压室R21内、第二加压室R22内分别配置有压缩螺旋弹簧(以下，有时称为“回位弹簧”)10M、1056，通过这些弹簧，对第一加压活塞1022、第二加压活塞IOM朝向它们相互分离的方向施力，且对第二加压活塞IOM朝向后方施力。输入活塞10 具有第一活塞部件1058和与该第一活塞部件1058的后端嵌合的第二活塞部件1059，并将这两个部件1058、1059 —体化地构成。输入活塞10 形成具有大致呈圆筒形状的主体部1060和在该主体部1060的外周设置的锷部1062的形状。输入活塞10 配置在第一加压活塞1022的后方，主体部1060的前方的部分以可滑动的方式与壳体1020的前方部1042的内周面的后部侧嵌合，锷部1062以可滑动的方式与壳体1020的中间部1046的内周面嵌合，主体部1060的后方的部分以可滑动的方式与壳体1020的后方部1044嵌合。此外，输入活塞10 通过与壳体1040的后方部1044和中间部1046的高低差面抵接，而后退被限制。在输入活塞10 的前方与第一加压活塞1022的后端部之间划分形成有能够供给来自高压源装置118的制动液的液室、即能够输入来自高压源装置118的压力的液室(以下，有时称为“第一输入室”)R23。在锷部1062的后端面、和壳体1020的后方部1044与中间部1046的高低差面之间，划分形成有另一个液室(以下，有时称为“第二输入室”)R24，该液室RM伴随着输入活塞10 的前进而容积增大，且被输入来自高压源装置118的压力。 而且，在锷部1062的前端面、和壳体1020的前方部1042与中间部1046的高低差面之间， 划分形成有隔着锷部1062与第二输入室对置的液室(以下，有时称为“对置室”)R25。此外，第二输入室RM在图12中以几乎被压瘪的状态被示出。
在输入活塞1026的主体部1060的内部形成有空间，在该空间中，辅助活塞1064 配置成在该空间内与输入活塞1026进行滑动接触，且能够相对于输入活塞1026进行相对移动。由辅助活塞1064分隔出的辅助活塞1064的前方的室成为始终被设为大气压的液室 (以下，有时称为“大气压室”)R26，后方的室被划分形成与上述对置室R25连通的液室(以下，有时称为“内部室”)R27。此外，在图12中，内部室R27以几乎被压瘪的状态示出。在大气压室R26的内部配置有作为压缩螺旋弹簧的反作用力弹簧1066，辅助活塞 1064被该反作用力弹簧1066进行浮动支承并朝向后方被施力。缸体装置1010具备由反作用力弹簧1066构成的依靠弹性力加压机构、即将朝向内部室R27的容积减少的方向的力施加给辅助活塞1064而对内部室R27进行加压的机构。在输入活塞1026的后端部、详细而言在主体部1060的后端部连结有操作杆152 的前端部。在操作杆152附设有圆形的弹簧座1070，在该弹簧座1070与壳体1020之间配置有压缩螺旋弹簧(以下，有时称为“回位弹簧”)1072，通过该回位弹簧1072，对操作杆152 朝向后方施力。第一加压室R21经由开口为输出口的连通孔1100而与液通路202连通，并经由在第一加压活塞1022设置的连通孔1102及开口为排泄口的连通孔1104与贮存器122在容许成为非连通的状态下进行连通，其中该液通路202与防抱死装置114相连。另一方面，第二加压室R22经由开口为输出口的连通孔1106而与液通路200连通，并经由在第二加压活塞1024设置的连通孔1108及开口为排泄口的连通孔1110与贮存器122在容许成为非连通的状态下进行连通，其中该液通路200与防抱死装置114相连。第一输入室R23经由开口为连结口的连通孔1112而能够与外部连通。该连通孔 1112经由外部连通路1114而与增减压装置120相连。而且，在外部连通路1114设有电磁式的第一输入室开闭阀1116和止回阀1118。而且,在外部连通路1114设有用于对第一输入室R23的压力(以下，有时称为“输入压”)进行检测的压力传感器[PJ1120。输入活塞1026的主体部中比锷部1062靠前方的部分形成为比壳体1020的前方部1042的内径小某种程度的外径，在它们之间形成具有某种程度的流路面积的液通路 1122。在壳体1020设有一个开口为排泄口的连通孔1124，该开口与贮存器122相连。该连通孔1124在另一个开口处与液通路1122连通。而且，在壳体1020设有开口为连结口的连通孔1126。该连通孔1126也在另一个开口处与液通路1122连通。因此，连通孔1126经由液通路1122、连通孔1124被连通至贮存器122。对置室R25通过开口为连结口的连通孔1128而能够与外部连通。外部连通路1130 的一端部与该连结口连结，另一端部与连通孔1126的连结口连结。即，外部连通路1130能够与贮存器122连通。而且，在外部连通路1130设有电磁式的对置室开闭阀1132，通过该对置室开闭阀1132对外部连通路1130进行开闭。具有此种结构的本缸体装置1010具备包括外部连通路1130及对置室开闭阀1132而构成的机构、即选择性地实现对置室R25与贮存器122的连通和不连通的第一连通状态切换机构。需要说明的是，在外部连通路1130 还设有用于防止对置室R25的制动液的压力小于大气压的情况的止回阀1134。在输入活塞1026的主体部1060设有将大气压室R26与液通路1122连通的连通孔 1136，大气压室R26通过与贮存器122连通，而始终成为大气压。而且，在输入活塞1026的主体部1060与锷部1062的边界设有将对置室R25与内部室R27连通的连通孔1138。SP，通过该连通孔1138来形成室间连通路Li，通过该室间连通路Li，而将对置室R25和内部室 R27形成为一个一体的液室(以下，有时称为“反作用力室”)。需要说明的是，在反作用力室被密闭的状态下，输入活塞10 的前进受到限制。详细而言，反作用力室被上述依靠弹性力加压机构加压，因此容许克服反作用力室的压力的前进。第二输入室R25通过开口为连结口的连通孔1140而能够与外部连通。外部连通路的一端与该连通孔1140的连结口相连，另一端与增减压装置120相连。需要说明的是，即使在从外部高压源装置118经由增减压装置120将高压的制动液向第一输入室R23及第二输入室R25供给的情况下，输入活塞10 也不会进行前进或后退。详细而言，虽然在图12中未准确地示出，但对第一输入室R23进行划分的主体部1060 前端的受压面积与对第二输入室R25进行划分的锷部1062的后端的受压面积大致相等，通过第一输入室R23的压力使输入活塞10 后退的力与通过第二输入室R25的压力使输入活塞10 前进的力相均衡，从而输入活塞10 不会进退。《缸体装置的工作》以下，对缸体装置1010的工作进行说明，但为了简便起见，在说明通常时的工作之前，说明电气失常时、即向该液压制动系统100的电力供给被切断时的工作。需要说明的是，在失常时，增压线性阀250、减压线性阀252分别成为闭阀状态、开阀状态。而且，第一输入室开闭阀1116成为开阀状态，第一输入室R23经由外部连通路1114及减压线性阀252 而与贮存器122连通。而且，对置室开闭阀1132也成为开阀状态，对置室R25与贮存器122 连通。而且，第二输入室R24也经由减压线性阀252而与贮存器122连通。在失常时，若驾驶员开始制动踏板150的踏入操作，则输入活塞10 开始前进。第一输入室R23及对置室R25的各自的制动液向贮存器122流出而减少。当输入活塞10 与第一加压活塞1022抵接时，输入活塞10 在与第一加压活塞1022抵接的状态下使第一加压活塞1022前进。因此，施加给制动踏板150的操作力直接被传递给第一加压活塞1022， 驾驶员能够以自身的力来推动第一加压活塞1022。由此，第一加压活塞1022前进，第一加压室R21与贮存器122的传递被切断，第一加压室R21的制动液被向制动踏板150施加的操作力加压。此外，伴随着第一加压室R21的加压，第二加压活塞IOM也前进，与第一加压室R21同样地，第二加压室R22与贮存器122的连通被切断，第二加压室R22内的制动液也被加压。如此，实现通过施加给制动踏板150的操作力对第一加压室R21、第二加压室R22 的制动液进行加压的依赖操作力加压状态，与驾驶员的操作力对应的液压被输入到制动装置 116。当驾驶员结束制动操作时、即操作力的向制动踏板150的施加被解除时，第一加压活塞1022、第二加压活塞IOM通过回位弹簧1054、1056分别返回初始位置(图12所示的位置)。而且，输入活塞10 与操作杆152—起通过回位弹簧1070返回初始位置(图 12所示的位置)。需要说明的是，第一加压活塞1022通过未图示的止动件而不会超过初始位置来后退。接下来，说明通常时的工作。在通常时，对置室开闭阀1132被激励而成为闭阀状态，因此对置室R25与贮存器122为非连通，对置室R25及内部室R27即反作用力室成为密闭状态。因此，当输入活塞10 前进时，对置室R25的容积减少，且内部室R27的容积增加。 由于内部室R27的容积的增加，辅助活塞1064压缩反作用力弹簧1066且在输入活塞10 内前进。因此，由依靠弹性力加压机构即反作用力弹簧1066产生的弹性力作用于反作用力室的制动液，由该弹性力产生的反作用力室的液压作为对于前进的阻力而作用于输入活塞 1026。该弹性力作为针对制动踏板150的操作的操作反作用力而发挥作用。需要说明的是， 由于依靠弹性力加压机构由单一的反作用力弹簧构成，因此不会成为图3所示的操作反作用力特性，操作反作用力斜度对于操作量大致固定。根据上述的工作，输入活塞10 可以考虑为在受到反作用力室的压力所产生的限制的状态下容许前进，并且，上述依靠弹性力加压机构具有作为行程模拟器的功能。需要说明的是，虽然在图12中未明确表示，但在因内部室R27的容积的增大而达到反作用力弹簧1066的压缩界限(线圈的线间距离消失的状态)时，内部室R27的这以上的容积的扩大被禁止，输入活塞10 的这以上的前进被禁止。该状态是制动踏板150的操作量无法增加的操作界限。由于这样的输入活塞10 的前进被容许，因此缸体装置1010可以考虑为具有容许克服弹性力的状态下的输入活塞10 前进设定前进量的输入活塞前进容许机构。另外，在通常时，由于第一输入室开闭阀1116被激励而成为开阀状态，因此由于输入活塞10 的前进，第一输入室R23的容积减少，第一输入室R23的制动液向第二输入室RM流入，第二输入室R24的容积增加。但是，由于对第一输入室R23进行划分的主体部 1060前端的受压面积与对第二输入室R25进行划分的锷部1062的后端的受压面积大致相等，因此施加给制动踏板150的操作力不会作为对第一输入室R23进行加压的力而发挥作用，不会通过操作力来进行第一加压活塞1022、第二加压活塞IOM对第一加压室R21、第二加压室R22的加压。在为了在上述制动操作的中途产生液压制动力而利用第一加压活塞1022、第二加压活塞IOM对第一加压室R21、第二加压室R22的制动液进行加压时，只要将高压源装置 118所产生的压力输入到第一输入室R23及第二输入室R24即可。具体而言，为了得到超过再生制动力的量的液压制动力，而只要将由增减压装置120控制的压力输入到第一输入室R23即可。在本车辆中，若将再生制动所能得到的最大的再生制动力定义为可利用最大再生制动力，则在假定为从目标制动力超过该可利用最大再生制动力的时刻开始产生液压制动力的情况下，该液压制动力开始产生的时刻的制动踏板150的操作量成为最大再生时液压制动开始操作量。此外，在电池26的充电量等的关系方面，即使在目标制动力未超过可利用最大再生制动力的情况下，有时也需要液压制动力，因此这种情况下，在未达到最大再生时液压制动开始操作量的阶段，只要向第一输入室R23及第二输入室RM输入来自高压源装置118的压力即可。 在向第一输入室R23及第二输入室RM输入压力时，通过该压力，第一加压活塞 1022不依赖于施加给制动踏板150的操作力、而且不依赖于操作量而前进，对第一加压室 R21的制动液进行加压。伴随于此，通过第二加压活塞IOM也对第二加压室R22的制动液进行加压。即，与输入活塞10 的前进无关地实现依赖于来自高压源的压力而对第一加压室R21、第二加压室R22中的制动液进行加压的依赖高压源压制动状态。该缸体装置1010 所产生的制动力、即液压制动力由输入的制动液的压力来决定。控制高压源压由上述说明的高压源压控制装置控制，将必要的大小的压力输入到第一输入室R23。
即使在通常时，若结束制动踏板150的操作，则减压线性阀252成为开阀状态，第一加压活塞1022、第二加压活塞IOM通过回位弹簧ΙΟΜ、1056分别返回初始位置，而且，输入活塞1026通过回位弹簧1072返回初始位置。在需要大制动力时，第一输入室开闭阀1116成为闭阀状态，且对置室开闭阀1132 成为开阀状态。即，第一输入室R23成为密闭状态，且通过第一连通状态切换机构来实现对置室连通状态而将对置室R25与贮存器122连通。伴随于此，除了向第二输入室R24输入的基于控制高压源压的力之外，还可以通过驾驶员的操作力来使输入活塞1026前进。通过该输入活塞1026的前进，经由被密闭在第一输入室R23内的制动液，对第一加压室R21、第二加压室R22的制动液进行加压。即，在产生大制动力时，依赖于施加给控制高压源压和制动踏板150的操作力这两者，能够对第一加压室R21、第二加压室R22中的制动液进行加压。 通过该加压，来自第一加压室R21、第二加压室R22的输出压能得到比在上述依赖高压源压制动状态下高压源装置118能够产生的输入压被输入到第一输入室R23的状态下的输出压高的输出压。即，实现能够得到比依赖高压源最大制动力大的制动力的依赖操作力与高压源压制动状态。进而言之，具有此种结构的本缸体装置110具备缸体工作状态切换机构，所述缸体工作状态切换机构通过包括第一输入室开闭阀1116和对置室开闭阀1132而构成的阀控制装置来选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态。具有如此工作的缸体装置1010的液压制动系统1000利用与第二实施例的液压制动系统700同样的方法来切换制动状态，即，通过按照与图10所示的制动力产生状态切换程序同样的程序的处理来实施切换。但是，相对于液压制动系统700基于从缸体装置710 输出的制动液的压力即输出压匕进行切换，在本液压制动系统1000基于控制高压源压P。 进行切换。《液压制动系统的特征》本液压制动系统1000基于操作力标识参数的一种即控制高压源压P。，在能够假设为在依赖高压源压加压状态下该控制高压源压P。接近产生依赖高压源最大制动力时的压力即高压源压Ph的情况下，将缸体装置的工作状态从依赖高压源压加压状态切换到依赖操作力与高压源压加压状态。因此，在控制高压源压P。成为上限的附近，能够有效地进行缸体装置的工作状态的切换。在本液压制动系统1000具有的缸体装置1010中，虽然在图12中难以理解，但对第一输入室R23进行划分的输入活塞1026的受压面积大于对第一输入室R23进行划分的第一加压活塞1022的受压面积。换言之，输入活塞1026的前端的面积大于第一加压活塞 1022的后端的面积。因此，在依赖操作力与高压源压加压状态下操作制动踏板150时，相对于输入活塞1026的前进量而第一加压活塞1022的前进量变大。因此，在依赖操作力与高压源压加压状态下，与制动踏板150的操作量的变化相对的输出压Ptj的变化比较大，从而确保更大的操作行程。《变形例》另外，在本液压制动系统1000中，在第一实施例的制动系统100的变形例中使用的阀装置可以采用将上述第一输入室开闭阀1116和上述对置室开闭阀1132形成一体化那样的机械式的阀装置。这种情况下，也能够采用以控制高压源压P。或输出压匕作为引导压的阀装置，也能够采用将高压源压Ph和控制高压源压Pc这两者作为引导压而导入、并基于它们的差压而进行工作的阀装置。实施例4
图13表示第四实施例的液压制动系统1200。需要说明的是，在该液压制动系统 1200中采用的缸体装置1210仅能够向设置于右前轮的制动装置116FR和设置于左前轮的制动装置116FL供给制动液。向分别在左右的后轮设置的制动装置116RR、RL仅供给来自高压源装置118的制动液。液压制动系统1200除了缸体装置1210及与缸体装置相关的液通路的结构之外，成为与第一实施例的液压制动系统1200类似的结构。考虑到这种情况， 以下的液压制动系统1200的说明以缸体装置1210为中心进行。《缸体装置及与缸体装置相关的液通路的结构》缸体装置1210包括作为其框体的壳体1220 ；对向制动装置116供给的制动液进行加压的第一加压活塞1222及第二加压活塞12M ；通过驾驶员的操作力及从外部高压源装置118输入的压力而前进的中间活塞12 ；驾驶员的操作通过操作装置112被输入的输入活塞12观。需要说明的是，图13表示缸体装置1210未动作的状态、即未被进行制动操作的状态。壳体1220主要由两个部件构成，具体而言，由第一壳体部件1230、第二壳体部件 1232构成。第一壳体部件1230具有前端部被闭塞的大致圆筒状，在后端部的外周形成有凸缘1240，在该凸缘1240处固定于车身。第一壳体部件1230被划分成内径相互不同的三部分，具体而言被划分成位于前方侧而内径最小的前方小径部1242、位于后方侧而内径最大的后方大径部1对4、以及位于这些前方小径部1242与后方大径部1244的中间且具有它们的内径的中间的内径的中间部1246。第二壳体部件1232呈具有位于前方侧而外径大的前方大径部1250和位于后方侧而外径小的后方小径部1252的圆筒形状。第二壳体部件1232在前方大径部1250的前端部与第一壳体部件1230的中间部1246和后方大径部1244的高低差面相接的状态下被嵌入到该后方大径部1244。这些第一壳体部件1230、第二壳体部件1232通过在第一壳体部件1230的后端部的内周面处嵌入的锁定环12M而相互联结。第一加压活塞1222及第二加压活塞12 分别呈后端部被闭塞的有底圆筒形状， 以可滑动的方式与第一壳体部件1230的前方小径部1242嵌合。第一加压活塞1222配置在第二加压活塞12 的后方。在第一加压活塞1222与第二加压活塞12 之间划分形成有用于对向右前轮的制动装置116FR供给的制动液进行加压的第一加压室R31，而且，在第二加压活塞12M的前方划分形成有用于对向制动装置116FL供给的制动液进行加压的第二加压室R32，该制动装置116FL设置于左前轮。需要说明的是，第一加压活塞1222和第二加压活塞12M通过在第一加压活塞1222的后端部立起设置的有头销1260和在第二加压活塞12M的后端面固定设置的销保持筒1262而将分离距离限制在设定范围内。而且，在第一加压室R31内、第二加压室R32内分别配置有压缩螺旋弹簧(以下，有时称为“回位弹簧”)1264、1沈6，通过这些弹簧1264、1沈6，对第一加压活塞1222、第二加压活塞12M朝向它们相互分离的方向施力，并对第一加压活塞1222、第二加压活塞12 朝向后方施力，第一加压活塞1222抵接在后述的中间活塞12 的前端面。中间活塞12 包括两端部形成开口的圆筒形状的主体部1270和对主体部1270 的前端部进行堵塞的盖部1272。中间活塞12 在前端抵接于第一加压活塞1222的后端的状态下，以可滑动的方式与第一壳体部件1230的中间部1246的内周面嵌合。在中间活塞 1226的后方与第二壳体部件1232的前端部之间划分形成有输入来自高压源装置118的压力的液室(以下，有时称为“输入室”)R33。此外，在图13中，液室R33以几乎压瘪的状态不出。而且，在壳体1220的内部存在有形成在第一壳体部件1230的内周面与第一加压活塞1222的外周面之间的空间。该空间由中间活塞1226的前端面、和第一壳体部件1230的前方小径部1242与中间部1246的高低差面划分，从而形成始终成为大气压的环状的液室 (以下，有时称为“大气压室”)R34。输入活塞1228以前方被堵塞而后端部形成开口的圆筒形状的外筒部件1280和大致圆柱形状的杆部件1282为主体构成。输入活塞1228将杆部件1282从外筒部件1280的后端侧向外筒部件1280插入。输入活塞1228在由第二壳体部件1232保持的状态下被从中间活塞1226的主体部1270的前端部插入，且相对于中间活塞1226能够进退。在如此构成的输入活塞1228及中间活塞1226的内部划分形成有通过中间活塞1226与输入活塞1228 的相对移动而自身的容积发生变化的液室(以下，有时称为“内部室”)R35。此外，通过在第一输入活塞部件1280的前端部形成的锷部与中间活塞1226的主体部1270的后端部抵接，来限制输入活塞1228的后退。在内部室R35，在中间活塞1226的内底面与输入活塞1228的前端面之间配置有两个压缩螺旋弹簧即第一反作用力弹簧1290及第二反作用力弹簧1292。第一反作用力弹簧1290连续地配置在第二反作用力弹簧1292的后方，带锷的杆形状的浮动座1294被这些反作用力弹簧夹持来被浮动支承。第一反作用力弹簧1290的前端部由中间活塞1226的前端部支承，后端部由浮动座1294的前方侧的座面支承。另一方面，第二反作用力弹簧1292 的ill端部由浮动座1294的后方侧的座面支承，后端部由输入活塞1228的如端部支承。如此配置的第一反作用力弹簧1290及第二反作用力弹簧1292对输入活塞1228和中间活塞 1226朝向它们相互分离的方向、即朝向内部室R35的容积扩大的方向施力。缸体装置1210 具备由第一反作用力弹簧1290及第二反作用力弹簧1292构成的弹性力施加机构即，具备将弹性力施加给输入活塞1228和中间活塞1226的机构，其中该弹性力是克服因这些弹簧反作用力而朝向输入活塞1228与中间活塞1226相互接近的方向即内部室R35的容积减少的方向的输入活塞1228与中间活塞1226的相对移动的弹性力。而且，在浮动座1294的前端部嵌入第一缓冲橡胶1296，在后端部嵌入第二缓冲橡胶1298，该第一缓冲橡胶1296与中间活塞1226的前端面抵接、且第二缓冲橡胶1298与输入活塞1228的前端面抵接，从而将浮动座1294与中间活塞1226的接近、及浮动座1294与输入活塞1228的接近被限制在某范围内。为了将施加给制动踏板150的操作力向输入活塞1228传递，而且，为了对应于制动踏板150的操作量使输入活塞1228进退，而将操作杆152的前端部与输入活塞1228的杆部件1282的后端部连结。此外，杆部件1282的后端部被弟_■壳体部件1232的后端部卡止，从而限制输入活塞1228后退。而且,在操作杆152附设有圆形的支承板1300，在该支承板1300与壳体1220之间架设有防尘罩1302，从而实现缸体装置1210的后部的防尘。第一加压室R31经由开口为输出口的连通孔1310而与液通路202连通，并经由在第一加压活塞1222设置的连通孔1312及开口为排泄口的连通孔1314而与贮存器122在容许成为非连通的状态下进行连通，其中该液通路202与右前轮的制动装置116FL相连。另一方面，第二加压室R32经由开口为输出口的连通孔1316而与液通路200连通，并经由在第二加压活塞1224设置的连通孔1318及开口为排泄口的连通孔1320而与贮存器122在
54容许成为非连通的状态下进行连通，其中该液通路200与左前轮的制动装置116FL相连。中间活塞12 形成为比第一壳体部件1230的中间部1246的内径小某种程度的外径，在它们之间形成具有某种程度的流路面积的液通路1322。输入室R33经由该液通路 1322及开口为连结口的连通孔13M而能够与外部连通。该连通孔13M经由连通路13 而与增减压装置120相连。在中间活塞12 上的盖部1272处设有将大气压室R34和内部室R35连通的连通孔1330。而且，第一加压活塞1222形成为比第一壳体部件1230的中间部1246的内径小某种程度的外径，在它们之间形成具有某种程度的流路面积的液通路1332。大气压室R34经由该液通路1332及连通孔1314而与贮存器122连通。因此，环状室R34及内部室R35始终为大气压，这些制动液相对于贮存器122能够流入流出。在液通路200及液通路202分别设有在非激励状态下打开且在激励状态下关闭的电磁式的开闭阀(以下，有时称为“缸体装置截止阀”)1334、1336，通过它们的开闭，而选择性地实现容许向制动装置116FL、FR供给由缸体装置1210加压后的制动液的状态和禁止供给的状态。用于供给成为高压源压的制动液的增压连通路1340的一端与增减压装置120相连，增压连通路1340的另一端与防抱死装置114相连。在防抱死装置114的内部，增压连通路1340分岔成四个，这些分岔的部分分别经由四个增压开闭阀1342中的对应的增压开闭阀，而与对应于四个车轮设置的制动装置116中的对应的制动装置相连。而且，防抱死装置114还与减压连通路1344相连，该减压连通路1344与贮存器122连通。在防抱死装置 114的内部，该减压连通路1344也分岔成四个，这些分岔的部分分别经由四个减压开闭阀 1346中的对应的减压开闭阀，而与对应于四个车轮设置的制动装置116中的对应的制动装置相连。需要说明的是，四个增压开闭阀1342、四个减压开闭阀1346均是在非激励状态下打开且在激励状态下关闭的电磁阀。《缸体装置的工作》在制动踏板150被驾驶员操作时，通过施加给该制动踏板150的操作力输入活塞 1228前进，来压缩两个反作用力弹簧1290、1四2。通过这些反作用力弹簧1290、1四2的弹性反作用力中间活塞12 前进，且第一加压活塞1222前进。伴随着该第一加压活塞1222 的前进而第二加压活塞12M前进，第一加压室R31、第二加压室R32的制动液被加压。另一方面，在来自高压源装置118的控制高压源压被输入输入室R33时，通过该控制高压源压中间活塞12 前进，同样地，第一加压室R31、第二加压室R32的制动液被加压。本缸体装置 1210通过操作力和控制高压源压中的任一者都能完成制动液的加压，在被输入这两者时， 输出依靠这两者而被加压的制动液。即，本缸体装置1210始终能够将根据制动操作力和控制高压源压这两者而被加压的制动液提供给制动装置116。与制动踏板150的操作相对的反作用力、即操作反作用力通过上述的弹性力施加机构的作用而被施加，示出如上述说明的图3那样的特性。详细而言，在通过浮动座1294 向中间活塞12 的抵接来禁止反作用力弹簧1290的弹性变形的阶段，操作反作用力斜度增加。而且，在继续前进制动踏板150的操作而浮动座1294与输入活塞12 抵接的时刻， 输入活塞12 与中间活塞12 的相对移动被禁止，无法再进行与这以上操作量的增加相伴的制动踏板150的操作。弹性力施加机构作为行程模拟器而发挥功能，且作为容许克服弹性力的状态下的输入活塞1228前进设定前进量的输入活塞前进容许机构而发挥功能。该缸体装置1210的输出压P。依赖于操作力F和控制高压源压Pc这两者，若将中间活塞1226的与输入室R33相对的受压面积(大致等于后端面的面积)为A1、将第一加压活塞1222和第二加压活塞1224的与第一加压室R31和第二加压室R32相对的受压面积 (大致等于各自的活塞1222、1224的截面积)为Atj，则能够利用下式来表示。P0 = (F+Aj · Pc) /A0在此，为了简化说明，而考虑到将再生制动力排除、且控制高压源压Pc由操作力F 来决定时，控制高压源压匕可以考虑为相对于操作力F的函数，输出压匕能够由下式表示。P0 = {F+Aj · Pc(F)I/A0如后面说明所述，在需要大制动力时，为了得到依赖于高压源压和操作力这两者的高制动力，本缸体装置1210以始终为Ptj彡Pc(F)的方式来设定受压面积ApAm《本液压制动系统的工作》在失常时，缸体装置截止阀1334、1336成为开阀状态，防抱死装置114的四个增压开闭阀1342、四个减压开闭阀1346均成为闭阀状态。因此，实现容许从缸体装置1210向制动装置116FL、FR供给制动液、且禁止从高压源装置118向制动装置116FL、FR供给制动液的缸体装置供给状态。而且，增压线性阀250、减压线性阀252分别成为闭阀状态、开阀状态，高压源装置118未发挥功能。在该状态下，结果是在缸体装置1210中，实现依赖于操作力而对制动液进行加压的状态、即依赖操作力加压状态。因此，从缸体装置1210将被操作力所加压后的制动液向缸体装置1210供给，且制动装置116FL、FR实现依赖于操作力而产生制动力的状态、即依赖制动力制动状态。通常时，缸体装置截止阀1334、1336被激励而成为闭阀状态，而且，防抱死装置 114的四个增压开闭阀1342也被激励而成为开阀状态。此外，四个减压开闭阀1346基本上未被激励而保持闭阀状态。因此，通常时，实现从缸体装置1210向制动装置116FL、FR的制动液的供给被切断且从高压源装置118向四个制动装置116的制动液的供给被容许的状态、即高压源装置供给状态。在该状态下，来自高压源装置118的制动液经由增减压装置 120被供给到四个制动装置116。其结果是，实现从高压源装置118向制动装置输入控制高压源压、制动装置116依赖于控制液压源压而产生制动力的状态，即依赖高压源压制动状态。需要说明的是，在该状态下，缸体装置1210如上所述成为根据制动踏板150的操作而依赖于操作力和控制高压源压这两者对制动液进行加压的状态、即依赖操作力与高压源压加压状态，成为虽然制动装置116FL、FR不被供给制动液，但输出上述的输出压的状态。在需要大制动力时，缸体装置截止阀1334、1336成为开阀状态，防抱死装置114的四个增压开闭阀1342中的与前轮对应的两个增压开闭阀1342FL、FR成为闭阀状态。其结果是，针对前轮侧的两个制动装置116FL、FR实现上述缸体装置供给状态。在该状态下，从成为依赖操作力与高压源压加压状态的缸体装置1210将制动液向制动装置116FL、FR供给，向制动装置116FL、FR输入上述的输出压。因此，针对制动装置116FL、FR，实现产生依赖于操作力和控制高压源压这两者的大小的制动力的状态、即依赖操作力与高压源压制动状态。在上述依赖操作力与高压源压制动状态下，从缸体装置1210供给的输出压如上所述高于该时刻下的控制高压源压。因此，在控制高压源压成为界限压时、即成为高压源装置118产生的压力时，制动装置116FL、FR能够产生由高压源压所能产生的制动力以上的制动力。换言之，在依赖操作力与高压源压制动状态下，通过对依靠控制高压源压的力附加施加给制动踏板的操作力，而能够产生比在依赖高压源压制动状态下能够产生的制动力即依赖高压源最大制动力大的制动力。此外，越增加操作力，该制动力越大。在如上所述工作的本液压制动系统1200中，通过缸体装置截止阀1334、1336、防抱死装置114的两个增压开闭阀1342FL、FR的开闭，来切换对制动装置116FL、FR的制动液的供给源。因此，能够认为通过这些电磁式开闭阀1334、1336、1342FL、FR来构成切换阀装置，该切换阀装置在依赖高压源压制动状态下实现高压源装置供给状态，在依赖操作力与高压源压制动状态下实现缸体装置供给状态。通过利用制动ECU 48以极短的时间间隔来执行图14的流程图所示的制动力产生状态切换程序，从而进行从上述依赖高压源压制动状态向上述依赖操作力与高压源压制动状态的切换。由于该程序与图10的程序类似，因此这里省略详细的说明。需要说明的是， 按照本制动力产生状态切换程序，基于操作力指标参数的一种即控制高压源压，而在该控制高压源压超过设定阈压时进行上述切换。《本液压制动系统的特征》在本液压制动系统1200中，通过将对制动装置116FL、FR的制动液的供给源在高压源装置与缸体装置之间进行变更这一简单的机构，关于制动装置116FL、FR，能得到比依靠来自高压源装置118的液压而能够产生的最大的液压制动力大的制动力。而且，以从加压室R31、R32输出的制动液的压力即输出压始终为控制高压源压以上的方式构成缸体装置1210，因此关于制动装置116FL、FR，在将制动力的产生状态从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态切换的时刻，液压制动力不会下降，而确保该时刻下的充分的制动力。需要说明的是，若以输出压与控制高压源压相等的方式构成缸体装置，则上述切换时的制动力变化极小，能够顺畅地切换。《变形例》在上述第四实施例的液压制动系统1200中，被构成为基于控制高压源压进行从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态的切换，但也能够取代这种情况，以在输出压超过设定阈压时进行上述切换的方式来构成液压制动系统。而且，也能够在高压源压与控制高压源压之差超过设定压而减小时进行上述切换。而且，还能够构成为在成为上述的输入活塞前进容许机构即行程模拟器中的上述操作界限时进行上述切换。另外，在上述第四实施例的液压制动系统1200中，仅对于设置于两个前轮的制动装置116FL、FR构成为进行从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态的切换，但也可以取代此种结构，通过对液通路、开闭阀等进行变更，而对设置于前后四个车轮的全部四个制动装置116构成为进行从依赖高压源压制动状态向依赖操作力与高压源压制动状态的切换。符号说明100 液压制动系统110 缸体装置116 制动装置118 外部高压源装置122 贮存器150 制动踏板(操作部件)400 壳体402 第一加压活塞(加压活塞)406 中间活塞408 输入活塞480 第一反作用力弹簧(弹性力施加机构)482 第二反作用力弹簧(弹性力施加机构)520 第一输入室开闭阀536 对置室开闭阀Rl 第一加压室(加压室)R2 第二加压室R3 :第一输入室R4 :对置室R5 :第二输入室R6 :内部室560 :液压制动系统570 :缸体装置572 :阀装置574 :溢流阀600 :液压制动系统610 :缸体装置612 :开闭阀640 :液压制动系统650 :缸体装置652 :阀装置654 :溢流阀700 :液压制动系统710 :缸体装置720 :壳体 722 :第一加压活塞(加压活塞)726 :输入活塞780 :主体部(主体部件)782 :辅助活塞(前端部件)784 :第一反作用力弹簧(依靠弹性力加压机构)786 :第二反作用力弹簧(依靠弹性力加压机构)788 :浮动座836 :外部连通路(室间连通路)838 :室间开闭阀847 :外部连通路848 :对置室开闭阀Rll :第一加压室R12 :第二加压室R13 :输入室R14 :对置室R15 :活塞间室R16 :内部室R17 :反作用力室900 :液压制动系统910 :缸体装置920 :辅助活塞(前端部件)922 :外筒部件924 :内筒部件926 :滚珠928 :施力弹簧930 :卡合销1000 :液压制动系统1010 :缸体装置1020 :壳体1022 :第一加压活塞(加压活塞)1026 :输入活塞1066 反作用力弹簧(依靠弹性力加压机构)1116 :第一输入室开闭阀1132 :对置室开闭阀R21 第一加压室R22 :第二加压室R23 :第一输入室R24 :第二输入室R25 :对置室R26 :大气压室 R27 :内部室1200 :液压制动系统1210 :缸体装置1220 :壳体1222 :第一加压活塞(加压活塞)1226 :中间活塞1228 :输入活塞1290 :第一反作用力弹簧(弹性力施加机构)1292 :第二反作用力弹簧(弹性力施加机构)1334 :缸体装置截止阀(切换阀装置)1336 :缸体装置截止阀(切换阀装置)1342:增压开闭阀(切换阀装置)R31:第一加压室R32:第二加压室 R33 :输入室R34 :环状室R35 :内部室
权利要求
1.一种液压制动系统，其具备制动装置，所述制动装置被设置于车轮；缸体装置，所述缸体装置能够将被加压的制动液向所述制动装置供给；制动操作部件，所述制动操作部件被进行基于驾驶员的制动操作；高压源装置，所述高压源装置供给高压的制动液；高压源压控制装置，所述高压源压控制装置基于所述制动操作部件的操作来控制来自该高压源装置的制动液的压力；以及制动力产生状态切换装置，所述制动力产生状态切换装置选择性地实现(a)依赖高压源压制动状态和(b)依赖操作力与高压源压制动状态，在所述依赖高压源压制动状态产生依赖于控制高压源压的大小的制动力，所述控制高压源压是来自由该高压源压控制装置控制的所述高压源装置的制动液的压力，在所述依赖操作力与高压源压制动状态下依赖于所述控制高压源压和施加给所述制动操作部件的驾驶员的力即制动操作力这两者，能够产生比在所述依赖高压源压制动状态下能够产生的制动力即依赖高压源最大制动力大的制动力。
2.根据权利要求1所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具备筒状的壳体，所述壳体的前端部被闭塞；加压活塞，所述加压活塞以在自身的前方划分形成对供给到所述制动装置的制动液进行加压的加压室的方式配置在所述壳体内；输入活塞，所述输入活塞被配置在该加压活塞的后方，且在后端部处与所述制动操作部件连结；输入室，所述输入室被设置在所述加压活塞的后方，且被输入所述控制高压源压；以及缸体工作状态切换机构，所述缸体工作状态切换机构作为所述制动力产生状态切换装置而发挥功能，(a)在所述依赖高压源压制动状态下，实现禁止所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递、并容许与所述控制高压源压对应的所述加压室的制动液的加压的依赖高压源压加压状态，(b)在所述依赖操作力与高压源压制动状态下，实现容许所述制动操作力从所述输入活塞向所述加压活塞的传递、并容许与该制动操作力和所述控制高压源压这两者对应的所述加压室的制动液的加压的依赖操作力与高压源压加压状态。
3.根据权利要求2所述的液压制动系统，其中，缸体工作状态切换机构被构成为在标识所述制动操作力的操作力标识参数超过了设定阈值时，将所述缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。
4.根据权利要求2所述的液压制动系统，其中，缸体工作状态切换机构被构成为在所述所述控制高压源压和从所述加压室输出的制动液的压力即输出压中的一者超过了设定压时，将所述缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。
5.根据权利要求2所述的液压制动系统，其中，缸体工作状态切换机构被构成为在由所述高压源装置供给的制动液的压力即高压源压与所述控制高压源压之差超过设定差而变小时，将缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。
6.根据权利要求2所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有输入活塞前进容许机构，所述输入活塞前进容许机构在所述依赖高压源压加压状态下容许所述输入活塞在克服弹性力的状态下前进设定前进量，所述缸体工作状态切换机构被构成为在所述依赖高压源压加压状态下，当所述输入活塞前进了所述设定前进量时，将缸体装置的工作状态从所述依赖高压源压加压状态切换到所述依赖操作力与高压源压加压状态。
7.根据权利要求2至6中任一项所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具备中间活塞，所述中间活塞具有主体部和在该主体部的外周形成的锷部，所述中间活塞以如下的方式配置在所述壳体内在所述主体部的前方划分出作为所述输入室发挥功能的第一输入室，在所述锷部的后方划分出作为所述输入室发挥功能的第二输入室，并且在所述锷部的前方划分出隔着该锷部而与所述第二输入室对置的对置室，所述输入活塞被设为从该中间活塞的后方将所述制动操作力向该中间活塞传递，所述缸体工作状态切换机构被构成为(a)对所述对置室进行密闭而禁止所述中间活塞的前进，并且容许所述控制高压源压向所述第一输入室的输入，从而实现所述依赖高压源压加压状态，(b)使所述对置室与贮存器连通来容许所述中间活塞的前进，并且对所述第一输入室进行密闭，容许所述控制高压源压向所述第二输入室的输入，从而实现所述依赖操作力与高压源压加压状态。
8.根据权利要求7所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构具有在将所述对置室与所述贮存器连通的连通路上设置的对置室开闭阀、和在将所述第一输入室与所述高压源装置连通的连通路上设置的第一输入室开闭阀，并通过这些对置室开闭阀及第一输入室开闭阀的工作来选择性地实现所述依赖高压源压加压状态和所述依赖操作力与高压源压加压状态。
9.根据权利要求2至6中任一项所述的液压制动系统，其中，所述加压活塞具有在后端开口的有底孔，并且具有主体部和在该主体部的外周形成的锷部，在所述主体部的前方划分出所述加压室，在所述锷部的后方划分出所述输入室，并且隔着所述锷部在所述锷部的前方划分出与所述输入室对置的对置室，所述输入活塞以在其前方通过其和所述加压活塞来划分出活塞间室的方式嵌入到所述加压活塞的有底孔中，所述缸体装置为了能够将伴随所述加压活塞的进退的、所述对置室的容积变化和所述活塞间室的容积变化相互吸收，而具有用于使这些对置室和活塞间室连通的室间连通路，所述缸体工作状态切换机构被构成为(a)将所述室间连通路打开而容许所述加压活塞与所述输入活塞的相对移动，并且容许所述控制高压源压向所述输入室的输入，从而实现所述依赖高压源压加压状态，(b)容许所述控制高压源压向所述输入室的输入，将所述室间连通路切断而将所述活塞间室密闭，并且使所述对置室与所述贮存器连通来限制所述加压活塞与所述输入活塞的相对移动并同时容许它们的前进，从而实现所述依赖操作力与高压源压加压状态。
10.根据权利要求9所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构被构成为具有在将所述对置室与所述贮存器连通的连通路上设置的对置室开闭阀、和在所述室间连通路上设置的室间开闭阀，通过这些对置室开闭阀及室间开闭阀的工作而选择性地实现所述依赖高压源压加压状态和所述依赖操作力与高压源压操作力加压状态。
11.根据权利要求2至6中任一项所述的液压制动系统，其中，所述输入活塞具有主体部和在该主体部的外周形成的锷部，在所述主体部的前方划分出作为所述输入室发挥功能的第一输入室，所述锷部的后方分划分出作为所述输入室发挥功能的第二输入室，并且在所述锷部的前方划分出隔着该锷部而与所述第二输入室对置的对置室，所述缸体工作状态切换机构被构成为(a)将所述对置室密闭而限制所述中间活塞的前进，并容许所述控制高压源压向所述第一输入室及第二输入室的输入，从而实现所述依赖高压源压加压状态，(b)使所述对置室与贮存器连通来解除所述输入活塞的前进的限制， 并且在容许所述控制高压源压向所述第二输入室的输入的状态下将所述第一输入室密闭， 从而实现所述依赖操作力与高压源压加压状态。
12.根据权利要求11所述的液压制动系统，其中，所述缸体工作状态切换机构被构成为具有在将所述对置室与所述贮存器连通的连通路上设置的对置室开闭阀、和在将所述第一输入室与所述高压源装置连通的连通路上设置的第一输入室开闭阀，通过这些对置室开闭阀及第一输入室开闭阀的工作选择性地实现所述依赖高压源压加压状态和所述依赖操作力与高压源压加压状态。
13.根据权利要求I所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置被构成为始终能够将根据所述制动操作力和被输入到自身的所述控制高压源压这两者被加压的制动液向所述制动装置供给，并且该液压制动系统能够将来自所述高压源装置的制动液经由所述高压源压控制装置且不经由所述缸体装置而向所述制动装置供给，所述制动力产生状态切换装置具有切换阀装置，该切换阀装置(a)在所述依赖高压源压制动状态下，实现切断从所述缸体装置向所述制动装置的制动液的供给、且容许从所述高压源装置向所述制动装置的制动液的供给的高压源装置供给状态，(b)在所述依赖操作力与高压源压制动状态下，实现容许从所述缸体装置向所述制动装置的制动液的供给、且禁止从所述高压源装置向所述制动装置的制动液的供给的缸体装置供给状态。
14.根据权利要求13所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置具有筒状的壳体，所述壳体的前端部被闭塞；加压活塞，所述加压活塞以在自身的前方划分形成对供给到所述制动装置的制动液进行加压的加压室的方式配置在所述壳体内；输入活塞，所述输入活塞在自身的后端部处与所述制动操作部件连结，且能够始终传递所述制动操作力地与所述加压活塞连结；输入室，所述输入室被设置在所述加压活塞的后方，并被输入所述控制高压源压。
15.根据权利要求14所述的液压制动系统，其中，所述缸体装置被构成为使从所述加压室输出的制动液的压力即输出压始终为所述控制高压源压以上。
全文摘要
液压制动系统(100)的特征在于，具备用于选择性地实现依赖高压源压制动状态和依赖操作力与高压源压制动状态的制动力产生状态切换装置，该依赖高压源压制动状态产生依赖于来自外部高压源装置(118)的制动液的压力的大小的制动力，该依赖操作力与高压源压制动状态依赖于来自该高压源装置的液压和施加给制动踏板(150)的驾驶员的操作力这双方，而产生比在该依赖高压源压制动状态下能够产生的制动力大的制动力。根据本液压制动系统，能得到比利用来自高压源装置的制动液的压力所能够产生的制动力大的制动力，因此只要装备比较小的能力的高压源装置即可，能实现高压源装置的小型化、低成本化。
文档编号B60T13/12GK102596665SQ20098016041
公开日2012年7月18日 申请日期2009年8月31日 优先权日2009年8月31日
发明者矶野宏 申请人:丰田自动车株式会社