JP2010195110A

JP2010195110A - Brake booster

Info

Publication number: JP2010195110A
Application number: JP2009040098A
Authority: JP
Inventors: Yasuyuki Endo; 康幸遠藤
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2009-02-24
Filing date: 2009-02-24
Publication date: 2010-09-09
Anticipated expiration: 2029-02-24
Also published as: JP5262826B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a brake booster for reducing drive loss of a booster actuator. <P>SOLUTION: A master cylinder pressure control mechanism 5 has a connecting member 60 which reduces a spring reaction force F1 of a return spring 59, which acts on a ball screw shaft 57 when a primary piston 2b separates from a movable member 58. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、ブレーキ倍力装置に関する。 The present invention relates to a brake booster.

特許文献１のブレーキ倍力装置では、ブレーキペダルと一体に進退移動するインプットロッドの前進量に応じて電動モータを駆動し、モータトルクをボールネジ機構により推力に変換してプライマリピストンを前進させることで、インプットロッドの推力を倍力している。 In the brake booster of Patent Document 1, an electric motor is driven in accordance with the amount of advance of an input rod that moves forward and backward integrally with a brake pedal, and a motor torque is converted into thrust by a ball screw mechanism to advance a primary piston. The input rod thrust is boosted.

特開２００７−１１２４２６号公報JP 2007-112426 A

しかしながら、上記従来技術にあっては、戻しバネによるバネ反力が常にボールネジ軸を後退させる方向に作用しているため、このバネ反力の分だけ常にトルクロスが生じるという問題があった。 However, in the above-described prior art, the spring reaction force due to the return spring always acts in the direction of retreating the ball screw shaft, and thus there is a problem that the torque cross is always generated by the amount of this spring reaction force.

本発明の目的は、倍力アクチュエータの駆動ロスを低減できるブレーキ倍力装置ブレーキ倍力装置を提供することにある。 The objective of this invention is providing the brake booster which can reduce the drive loss of a boost actuator, and a brake booster.

上記目的を達成するため、本発明では、一端を倍力アクチュエータの押圧部材を後退方向へ付勢する第１付勢部材と押圧部材との間に介装し、他端をアシスト部材に係止した連結部材を備える。 In order to achieve the above object, in the present invention, one end is interposed between the first biasing member that biases the pressing member of the booster actuator in the backward direction and the pressing member, and the other end is locked to the assist member. A connecting member.

よって、本発明にあっては、アシスト部材と押圧部材とが離間したとき、押圧部材に作用する第１付勢部材の第１付勢力が低減するため、その分だけ倍力アクチュエータの駆動ロスを低減できる。 Therefore, in the present invention, when the assist member and the pressing member are separated from each other, the first urging force of the first urging member acting on the pressing member is reduced. Can be reduced.

実施例１のブレーキ装置１の全体構成図である。1 is an overall configuration diagram of a brake device 1 according to a first embodiment. 実施例１のマスタシリンダ圧制御機構５の要部拡大図である。FIG. 3 is an enlarged view of a main part of a master cylinder pressure control mechanism 5 according to the first embodiment. マスタシリンダ圧制御機構５の初期状態における各バネの状態を表す模式図である。FIG. 6 is a schematic diagram showing the state of each spring in the initial state of the master cylinder pressure control mechanism 5. マスタシリンダ圧制御機構５のマスタシリンダ圧が立ち上がったときの各バネの状態を表す模式図である。It is a schematic diagram showing the state of each spring when the master cylinder pressure of the master cylinder pressure control mechanism 5 rises. 実施例１において、F3−(F2＋F4)＞０の関係を考慮しない場合のトルクロス低減作用を示すタイムチャートである。In Example 1, it is a time chart which shows the torcross reduction effect | action when the relationship of F3- (F2 + F4)> 0 is not considered. 実施例１において、F3−(F2＋F4)＞０の関係を考慮した場合のトルクロス低減作用を示すタイムチャートである。In Example 1, it is a time chart which shows the torque cross reduction effect | action when the relationship of F3- (F2 + F4)> 0 is considered. 実施例１において、駆動モータ５０の故障時におけるペダル踏力の増大防止作用を示すタイムチャートである。6 is a time chart illustrating an effect of preventing an increase in pedal effort when the drive motor 50 is in failure in the first embodiment. 他の実施例のブレーキ装置１の全体構成図である。It is a whole block diagram of the brake device 1 of another Example.

以下、本発明のブレーキ倍力装置を実施するための形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。 EMBODIMENT OF THE INVENTION Hereinafter, the form for implementing the brake booster of this invention is demonstrated based on the Example shown on drawing.

まず、構成を説明する。
［ブレーキ装置の全体構成］
図１は、本発明のブレーキ倍力装置を適用した実施例１のブレーキ装置１の全体構成図であり、実施例１のブレーキ装置１は、例えば、電動モータとエンジンとを駆動源とするハイブリッド車両に搭載している。
ブレーキ装置１は、マスタシリンダ２と、リザーバタンクRESと、各車輪に設けたホイルシリンダ４ａ〜４ｄと、マスタシリンダ２に接続して設けたマスタシリンダ圧制御機構（ブレーキ倍力装置）５およびインプットロッド（入力部材）６と、ブレーキ操作量検出装置７と、マスタシリンダ圧制御機構５を制御するマスタシリンダ圧制御装置８とを有する。 First, the configuration will be described.
[Brake device overall configuration]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a brake device 1 according to a first embodiment to which the brake booster of the present invention is applied. The brake device 1 according to the first embodiment is, for example, a hybrid using an electric motor and an engine as drive sources. Installed in the vehicle.
The brake device 1 includes a master cylinder 2, a reservoir tank RES, wheel cylinders 4a to 4d provided on each wheel, a master cylinder pressure control mechanism (brake booster) 5 provided in connection with the master cylinder 2, and an input. A rod (input member) 6, a brake operation amount detection device 7, and a master cylinder pressure control device 8 that controls the master cylinder pressure control mechanism 5 are provided.

インプットロッド６は、ブレーキペダルBPと共にストローク（進退）し、マスタシリンダ２内の液圧（以下、マスタシリンダ圧Pmc）を加減する。マスタシリンダ圧制御機構５およびマスタシリンダ圧制御装置８は、マスタシリンダ２のプライマリピストン（アシスト部材）２ｂをストロークさせ、マスタシリンダ圧Pmcを加減する。
以下、説明のため、マスタシリンダ２の軸方向にx軸を設定し、ブレーキペダルBPの側を負方向と定義する。 The input rod 6 makes a stroke (advance and retreat) together with the brake pedal BP, and adjusts the hydraulic pressure in the master cylinder 2 (hereinafter, master cylinder pressure Pmc). The master cylinder pressure control mechanism 5 and the master cylinder pressure control device 8 stroke the primary piston (assist member) 2b of the master cylinder 2 to adjust the master cylinder pressure Pmc.
Hereinafter, for the sake of explanation, the x-axis is set in the axial direction of the master cylinder 2, and the brake pedal BP side is defined as the negative direction.

実施例１のマスタシリンダ２は、いわゆるタンデム型であり、シリンダ２ａ内にプライマリピストン２ｂおよびセカンダリピストン２ｃを有している。シリンダ２ａの内周面と、プライマリピストン２ｂのx軸正方向側の面およびセカンダリピストン２ｃのx軸負方向側の面との間で、第１液圧室としてのプライマリ液圧室２ｄを形成している。シリンダ２ａの内周面とセカンダリピストン２ｃのx軸正方向側の面との間で、第２液圧室としてのセカンダリ液室２ｅを形成している。 The master cylinder 2 of the first embodiment is a so-called tandem type, and has a primary piston 2b and a secondary piston 2c in a cylinder 2a. A primary hydraulic chamber 2d as a first hydraulic chamber is formed between the inner peripheral surface of the cylinder 2a, the surface of the primary piston 2b on the x-axis positive direction side, and the surface of the secondary piston 2c on the x-axis negative direction side. is doing. A secondary fluid chamber 2e as a second fluid pressure chamber is formed between the inner peripheral surface of the cylinder 2a and the surface of the secondary piston 2c on the x-axis positive direction side.

プライマリ液圧室２ｄはプライマリ回路１０と連通可能に接続し、セカンダリ液室２ｅはセカンダリ回路２０と連通可能に接続している。プライマリ液圧室２ｄの容積は、プライマリピストン２ｂおよびセカンダリピストン２ｃがシリンダ２ａ内をストロークすることで変化する。プライマリ液圧室２ｄには、プライマリピストン２ｂをx軸負方向側に付勢する戻しバネ（第４付勢部材）２ｆを設置している。この戻しバネ２ｆは、コイルスプリングであり、プライマリピストン２ｂとセカンダリピストン２ｃとの間に所定のセット荷重（初期付勢力）を付与して介装している。 The primary hydraulic chamber 2d is connected so as to be able to communicate with the primary circuit 10, and the secondary hydraulic chamber 2e is connected so as to be able to communicate with the secondary circuit 20. The volume of the primary hydraulic chamber 2d changes as the primary piston 2b and the secondary piston 2c stroke in the cylinder 2a. In the primary hydraulic pressure chamber 2d, a return spring (fourth urging member) 2f that urges the primary piston 2b in the negative x-axis direction is installed. The return spring 2f is a coil spring and is interposed between the primary piston 2b and the secondary piston 2c by applying a predetermined set load (initial biasing force).

セカンダリ液室２ｅの容積は、セカンダリピストン２ｃがシリンダ２ａ内をストロークすることで変化する。セカンダリ液室２ｅには、セカンダリピストン２ｃをx軸負方向側に付勢する戻しバネ２ｇを設置している。この戻しバネ２ｇは、コイルスプリングであり、シリンダ２ａの内周面とセカンダリピストン２ｃとの間に所定のセット荷重を付与して介装している。 The volume of the secondary liquid chamber 2e changes as the secondary piston 2c strokes in the cylinder 2a. The secondary liquid chamber 2e is provided with a return spring 2g that urges the secondary piston 2c toward the negative x-axis direction. The return spring 2g is a coil spring and is interposed between the inner peripheral surface of the cylinder 2a and the secondary piston 2c by applying a predetermined set load.

プライマリ回路１０にはプライマリ液圧センサ（マスタシリンダ圧検出手段）１３、セカンダリ回路２０にはセカンダリ液圧センサ（マスタシリンダ圧検出手段）１４を設け、プライマリ液圧センサ１３はプライマリ液圧室２ｄの液圧を、セカンダリ液圧センサ１４はセカンダリ液室２ｅの液圧を検出し、この液圧情報をマスタシリンダ圧制御装置８に送信している。 The primary circuit 10 is provided with a primary hydraulic pressure sensor (master cylinder pressure detecting means) 13, and the secondary circuit 20 is provided with a secondary hydraulic pressure sensor (master cylinder pressure detecting means) 14. The primary hydraulic pressure sensor 13 is provided in the primary hydraulic pressure chamber 2d. The secondary hydraulic pressure sensor 14 detects the hydraulic pressure in the secondary hydraulic chamber 2 e and transmits this hydraulic pressure information to the master cylinder pressure control device 8.

インプットロッド６のx軸正方向側の一端６ａは、プライマリピストン２ｂの隔壁２ｈを貫通し、プライマリ液圧室２ｄ内に接地している。インプットロッド６の一端６ａとプライマリピストン２ｂの隔壁２ｈとの間はシールしており、液密性を確保すると共に、一端６ａは隔壁２ｈに対してx軸方向に摺動可能に設けている。一方、インプットロッド６のx軸負方向側の他端６ｂは、ブレーキペダルBPに連結している。ドライバがブレーキペダルBPを踏むと、インプットロッド６はx軸正方向側に移動し、ドライバがブレーキペダルBPを戻すとインプットロッド６はx軸負方向側に移動する。 One end 6a on the x-axis positive direction side of the input rod 6 passes through the partition wall 2h of the primary piston 2b and is grounded in the primary hydraulic chamber 2d. The gap between the one end 6a of the input rod 6 and the partition wall 2h of the primary piston 2b is sealed to ensure liquid tightness, and the one end 6a is slidable in the x-axis direction with respect to the partition wall 2h. On the other hand, the other end 6b of the input rod 6 on the negative x-axis direction side is connected to the brake pedal BP. When the driver steps on the brake pedal BP, the input rod 6 moves to the x-axis positive direction side, and when the driver returns the brake pedal BP, the input rod 6 moves to the x-axis negative direction side.

またインプットロッド６には、プライマリピストン２ｂの隔壁２ｈの内周よりも大径、かつ、フランジ部６ｃの外径よりも小径の大径部６ｆを形成している。この大径部６ｆのx軸正方向側端面と隔壁２ｈのx軸負方向側端面との間には、ブレーキ非作動時においてギャップL1を設けている。このギャップL1により、ハイブリッド車両や電気自動車等で摩擦ブレーキと回生ブレーキとによる回生協調ブレーキ制御を行う場合には、プライマリピストン２ｂをインプットロッド６に対してx軸負方向に相対移動することで、回生ブレーキ力分だけ液圧ブレーキを減圧することが可能である。またギャップL1により、インプットロッド６が、プライマリピストン２ｂに対してx軸正方向にギャップL1分相対変位すると、この大径部６ｆのx軸正方向の面と隔壁２ｈとが当接して、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとが一体に移動することが可能である。 The input rod 6 is formed with a large diameter portion 6f having a diameter larger than the inner circumference of the partition wall 2h of the primary piston 2b and smaller than the outer diameter of the flange portion 6c. A gap L1 is provided between the end surface on the x-axis positive direction side of the large diameter portion 6f and the end surface on the x-axis negative direction side of the partition wall 2h when the brake is not operated. When performing regenerative cooperative brake control by friction brake and regenerative brake in a hybrid vehicle, an electric vehicle or the like by this gap L1, by moving the primary piston 2b relative to the input rod 6 in the negative x-axis direction, It is possible to depressurize the hydraulic brake by the regenerative braking force. When the input rod 6 is displaced relative to the primary piston 2b by the gap L1 by the gap L1 by the gap L1, the surface of the large-diameter portion 6f in the x-axis positive direction comes into contact with the partition wall 2h. The rod 6 and the primary piston 2b can move together.

インプットロッド６またはプライマリピストン２ｂがx軸正方向へ移動することによってプライマリ液圧室２ｄの作動液を加圧し、加圧した作動液をプライマリ回路１０に供給する。また、加圧した作動液によるプライマリ液圧室２ｄの圧力により、セカンダリピストン２ｃがx軸正方向へ移動する。セカンダリピストン２ｃがx軸正方向へ移動することによってセカンダリ液室２ｅの作動液を加圧し、加圧した作動液をセカンダリ回路２０に供給する。 When the input rod 6 or the primary piston 2b moves in the positive x-axis direction, the hydraulic fluid in the primary hydraulic chamber 2d is pressurized, and the pressurized hydraulic fluid is supplied to the primary circuit 10. Further, the secondary piston 2c moves in the positive x-axis direction by the pressure in the primary hydraulic chamber 2d by the pressurized hydraulic fluid. When the secondary piston 2c moves in the positive x-axis direction, the hydraulic fluid in the secondary fluid chamber 2e is pressurized, and the pressurized hydraulic fluid is supplied to the secondary circuit 20.

上記のように、インプットロッド６がブレーキペダルBPと連動して移動し、プライマリ液圧室２ｄを加圧する構成により、万が一、故障によりマスタシリンダ圧制御機構５の駆動モータ５０が停止した場合にも、ドライバのブレーキ操作によってマスタシリンダ圧Pmcを上昇させ、所定のブレーキ力を確保できる。また、マスタシリンダ圧Pmcに応じた力がインプットロッド６を介してブレーキペダルBPに作用し、ブレーキペダル反力としてドライバに伝達するため、上記構成を採らない場合に必要な、ブレーキペダル反力を生成するバネ等の装置が不要となる。よって、ブレーキ倍力装置の小型化・軽量化を図ることができ、車両への搭載性が向上する。 As described above, when the input rod 6 moves in conjunction with the brake pedal BP and pressurizes the primary hydraulic pressure chamber 2d, even if the drive motor 50 of the master cylinder pressure control mechanism 5 stops due to a failure, The master cylinder pressure Pmc can be increased by the driver's brake operation to ensure a predetermined braking force. Further, since a force corresponding to the master cylinder pressure Pmc acts on the brake pedal BP via the input rod 6 and is transmitted to the driver as a brake pedal reaction force, the brake pedal reaction force required when the above configuration is not adopted. A device such as a spring to be generated becomes unnecessary. Therefore, the brake booster can be reduced in size and weight, and the mounting property on the vehicle is improved.

ブレーキ操作量検出装置７は、ドライバの要求ブレーキ力を検出するためのもので、インプットロッド６の他端６ｂ側に設けている。ブレーキ操作量検出装置７は、インプットロッド６のx軸方向変位量（ストローク）を検出するストロークセンサ、すなわち、ブレーキペダルBPのストロークセンサである。 The brake operation amount detection device 7 is for detecting the driver's required braking force, and is provided on the other end 6 b side of the input rod 6. The brake operation amount detection device 7 is a stroke sensor that detects a displacement amount (stroke) of the input rod 6 in the x-axis direction, that is, a stroke sensor of the brake pedal BP.

リザーバタンクRESは、隔壁（不図示）によって互いに仕切られた少なくとも２つの液室を有している。各液室はそれぞれブレーキ回路１１，２１を介して、マスタシリンダ２のプライマリ液圧室２ｄおよびセカンダリ液室２ｅと連通可能に接続している。 The reservoir tank RES has at least two liquid chambers separated from each other by a partition wall (not shown). Each fluid chamber is connected to the primary fluid pressure chamber 2d and the secondary fluid chamber 2e of the master cylinder 2 via the brake circuits 11 and 21, respectively.

ホイルシリンダ４ａ〜４ｄは、シリンダ、ピストン、パッド等を有しており、シリンダ２ａが供給した作動液によって上記ピストンが移動し、このピストンに連結したパッドをディスクロータ４０ａ〜４０ｄに押圧するものである。なお、ディスクロータ４０ａ〜４０ｄは対応する車輪と一体回転し、ディスクロータ４０ａ〜４０ｄに作用するブレーキトルクは、各車輪と路面との間に作用するブレーキ力となる。 The wheel cylinders 4a to 4d have cylinders, pistons, pads and the like. The pistons are moved by the hydraulic fluid supplied by the cylinders 2a, and the pads connected to the pistons are pressed against the disk rotors 40a to 40d. is there. The disc rotors 40a to 40d rotate integrally with the corresponding wheels, and the brake torque acting on the disc rotors 40a to 40d becomes a braking force acting between each wheel and the road surface.

マスタシリンダ圧制御機構５は、プライマリピストン２ｂの変位量、すなわちマスタシリンダ圧Pmcを、マスタシリンダ圧制御装置８の制御指令に従って制御するもので、駆動モータ５０と、減速装置５１と、回転−並進変換装置５５と、を有している。
マスタシリンダ圧制御装置８は演算処理回路であり、ブレーキ操作量検出装置７や駆動モータ５０からのセンサ信号等に基づいて、駆動モータ５０の作動を制御する。 The master cylinder pressure control mechanism 5 controls the displacement amount of the primary piston 2b, that is, the master cylinder pressure Pmc in accordance with the control command of the master cylinder pressure control device 8, and includes a drive motor 50, a speed reduction device 51, and rotation-translation. Conversion device 55.
The master cylinder pressure control device 8 is an arithmetic processing circuit, and controls the operation of the drive motor 50 based on sensor signals from the brake operation amount detection device 7 and the drive motor 50.

［マスタシリンダ圧制御機構５の構成］
続いて、図２を加え、マスタシリンダ圧制御機構５の構成および動作について説明する。
駆動モータ５０は、例えば、三相DCブラシレスモータであり、マスタシリンダ圧制御装置８の制御指令に基づき供給する電力によって動作し、所望の回転トルクを発生する。 [Configuration of Master Cylinder Pressure Control Mechanism 5]
Subsequently, the configuration and operation of the master cylinder pressure control mechanism 5 will be described with reference to FIG.
The drive motor 50 is, for example, a three-phase DC brushless motor and operates with electric power supplied based on a control command of the master cylinder pressure control device 8 to generate a desired rotational torque.

減速装置５１は、駆動モータ５０の出力回転をプーリ減速方式により減速する。減速装置５１は、駆動モータ５０の出力軸に設けた小径の駆動側プーリ５２と、回転−並進変換装置５５のボールネジナット５６に設けた大径の従動側プーリ５３と、駆動側および従動側プーリ５２，５３に巻き掛けたベルト５４とを有している。減速装置５１は、駆動モータ５０の回転トルクを、減速比（駆動側および従動側プーリ５２，５３の半径比）分だけ増幅し、回転−並進変換装置５５に伝達する。 The reduction gear 51 decelerates the output rotation of the drive motor 50 by a pulley deceleration method. The reduction gear 51 includes a small-diameter driving pulley 52 provided on the output shaft of the driving motor 50, a large-diameter driven pulley 53 provided on the ball screw nut 56 of the rotation-translation converter 55, and driving and driven pulleys. And a belt 54 wound around 52 and 53. The reduction gear 51 amplifies the rotational torque of the drive motor 50 by the reduction ratio (radial ratio of the drive side and driven pulleys 52 and 53) and transmits the amplified torque to the rotation-translation conversion device 55.

回転−並進変換装置５５は、駆動モータ５０の回転動力を並進動力に変換し、この並進動力によりプライマリピストン２ｂを押圧する。本実施例１では、動力変換機構としてボールネジ方式を採用しており、回転−並進変換装置５５は、ボールネジナット５６と、ボールネジ軸５７と、可動部材５８とを有している。
実施例１では、駆動モータ５０、減速装置５１、駆動側プーリ５２、従動側プーリ５３、ベルト５４、回転−並進変換装置５５、ボールネジナット５６、ボールネジ軸５７、可動部材５８により、倍力アクチュエータを構成している。 The rotation-translation converter 55 converts the rotational power of the drive motor 50 into translation power, and presses the primary piston 2b with this translation power. In the first embodiment, a ball screw system is adopted as the power conversion mechanism, and the rotation-translation conversion device 55 includes a ball screw nut 56, a ball screw shaft 57, and a movable member 58.
In the first embodiment, a booster actuator is configured by a drive motor 50, a speed reducer 51, a drive pulley 52, a driven pulley 53, a belt 54, a rotation-translation converter 55, a ball screw nut 56, a ball screw shaft 57, and a movable member 58. It is composed.

マスタシリンダ２のx軸負方向側には第１ハウジング部材HSG1を接続し、第１ハウジング部材HSG1のx軸負方向側には第２ハウジング部材HSG2を接続している。ボールネジナット５６は、第２ハウジング部材HSG2内に設けられたベアリングBRGの内周に、軸回転可能に設置している。ボールネジナット５６のx軸負方向側の外周には、従動側プーリ５３を嵌合している。ボールネジナット５６の内周には、中空のボールネジ軸５７が螺合している。ボールネジナット５６とボールネジ軸５７との間の隙間には、複数のボールを回転移動可能に設置している。なお、図１では、ブレーキ非操作時にボールネジ軸５７がx軸負方向へ最大変位した初期位置にある状態を示している。 The first housing member HSG1 is connected to the x-axis negative direction side of the master cylinder 2, and the second housing member HSG2 is connected to the x-axis negative direction side of the first housing member HSG1. The ball screw nut 56 is installed on the inner periphery of the bearing BRG provided in the second housing member HSG2 so as to be rotatable. A driven pulley 53 is fitted to the outer periphery of the ball screw nut 56 on the x-axis negative direction side. A hollow ball screw shaft 57 is screwed into the inner periphery of the ball screw nut 56. A plurality of balls are rotatably installed in the gap between the ball screw nut 56 and the ball screw shaft 57. FIG. 1 shows a state in which the ball screw shaft 57 is in an initial position where the ball screw shaft 57 is maximum displaced in the negative x-axis direction when the brake is not operated.

ボールネジ軸５７のx軸正方向側の端には可動部材（押圧部材）５８を一体に設け、この可動部材５８のx軸正方向側の面はプライマリピストン２ｂのx軸負方向側の面と当接している。プライマリピストン２ｂは第１ハウジング部材HSG1内に収容し、プライマリピストン２ｂのx軸正方向側の端は第１ハウジング部材HSG1から突出してマスタシリンダ２の内周に嵌合している。 A movable member (pressing member) 58 is integrally provided at the end of the ball screw shaft 57 on the x-axis positive direction side. The surface of the movable member 58 on the x-axis positive direction side is the surface of the primary piston 2b on the x-axis negative direction side. It is in contact. The primary piston 2b is accommodated in the first housing member HSG1, and the end of the primary piston 2b on the positive side in the x-axis protrudes from the first housing member HSG1 and is fitted to the inner periphery of the master cylinder 2.

第１ハウジング部材HSG1内であって、プライマリピストン２ｂの外周には、連結部材６０をx軸負方向側に付勢する戻しバネ（第１付勢部材）５９を設置している。この戻しバネ５９は、コイルスプリングであり、第１ハウジング部材HSG内部のx軸正方向側の面Aと連結部材６０との間に所定のセット荷重を付与して介装している。戻しバネ５９のx軸正方向側の端５９ａは面Aに係止し、x軸負方向側の端５９ｂは連結部材６０に係止している。 A return spring (first urging member) 59 for urging the connecting member 60 in the negative x-axis direction is provided in the first housing member HSG1 and on the outer periphery of the primary piston 2b. The return spring 59 is a coil spring, and is interposed between the connecting member 60 with a predetermined set load between the surface A on the x-axis positive direction inside the first housing member HSG. An end 59 a on the x-axis positive direction side of the return spring 59 is locked to the surface A, and an end 59 b on the x-axis negative direction side is locked to the connecting member 60.

連結部材６０は、プライマリピストン２ｂの外周と戻しバネ５９の内周との間に位置し、プライマリピストン２ｂと可動部材５８とが離間したとき、戻しバネ５９の付勢力を低減させるもので、剛体の連結部６１と弾性体のバネ（第２付勢部材）６２とを備える。 The connecting member 60 is located between the outer periphery of the primary piston 2b and the inner periphery of the return spring 59, and reduces the biasing force of the return spring 59 when the primary piston 2b and the movable member 58 are separated. Connecting portion 61 and an elastic spring (second urging member) 62.

連結部６１は、x軸負方向側の端にフランジ部６１ａ、x軸正方向側の端に内フランジ部６１ｂを有する筒状部材である。フランジ部６１ａは、戻しバネ５９と可動部材５８との間に介在し、戻しバネ５９のx軸負方向の端５９ｂを係止している。 The connecting portion 61 is a cylindrical member having a flange portion 61a at the end on the x-axis negative direction side and an inner flange portion 61b at the end on the x-axis positive direction side. The flange portion 61a is interposed between the return spring 59 and the movable member 58, and locks the end 59b of the return spring 59 in the negative x-axis direction.

バネ６２は、連結部６１の内周に位置し、プライマリピストン２ｂをx軸負方向へ付勢する。このバネ６２は、コイルスプリングであり、x軸正方向側の端６２ａを内フランジ部６１ｂに係止する一方、x軸負方向側の端６２ｂをプライマリピストン２ｂの外周に形成したフランジ６３に係止している。バネ６２は、プライマリピストン２ｂと連結部６１との間に所定のセット荷重を付与して介装している。 The spring 62 is located on the inner periphery of the connecting portion 61 and biases the primary piston 2b in the negative x-axis direction. This spring 62 is a coil spring and engages an end 62a on the x-axis positive direction side with the inner flange portion 61b, while engaging an end 62b on the x-axis negative direction side with a flange 63 formed on the outer periphery of the primary piston 2b. It has stopped. The spring 62 is interposed between the primary piston 2b and the connecting portion 61 by applying a predetermined set load.

インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとの間に画成した環状空間Ｂには、一対のバネ（第３付勢部材）６ｄ，６eを配設している。一対のバネ６ｄ，６eは、共にコイルスプリングであり、その各一端をインプットロッド６に設けたフランジ部６ｃに係止し、バネ６ｄの他端をプライマリピストン２ｂの隔壁２ｈに係止し、バネ６ｅの他端をプライマリピストン２ｂの隔壁２ｉに係止している。一対のバネ６ｄ，６ｅには、逆方向に所定の大きさのセット荷重を付与している。 In an annular space B defined between the input rod 6 and the primary piston 2b, a pair of springs (third urging members) 6d and 6e are disposed. The pair of springs 6d and 6e are both coil springs, one end of which is locked to the flange portion 6c provided on the input rod 6, and the other end of the spring 6d is locked to the partition wall 2h of the primary piston 2b. The other end of 6e is locked to the partition wall 2i of the primary piston 2b. A set load having a predetermined size is applied to the pair of springs 6d and 6e in the opposite direction.

これら一対のバネ６ｄ，６eは、プライマリピストン２ｂに対してインプットロッド６を両者の相対変位の中立位置に向けて付勢し、ブレーキ非作動時にインプットロッド６とプライマリピストン２ｂとを相対移動の中立位置に保持する機能を有している。これら一対のバネ６ｄ，６ｅにより、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとが中立位置からいずれかの方向に相対変位したとき、プライマリピストン２ｂに対してインプットロッド６を中立位置に戻す付勢力が作用する。 The pair of springs 6d and 6e bias the input rod 6 toward the neutral position of the relative displacement of the primary piston 2b, and the neutral movement of the input rod 6 and the primary piston 2b when the brake is not operated. It has a function to hold in position. By the pair of springs 6d and 6e, when the input rod 6 and the primary piston 2b are relatively displaced in any direction from the neutral position, a biasing force that returns the input rod 6 to the neutral position acts on the primary piston 2b. .

なお、駆動モータ５０には、例えば、レゾルバ等の回転角検出センサ（アシスト部材移動量検出手段）５０ａを設けており、これにより検出したモータ出力軸の位置信号をマスタシリンダ圧制御装置８に入力する。マスタシリンダ圧制御装置８は、入力した位置信号に基づき駆動モータ５０の回転角を算出し、この回転角に基づき回転−並進変換装置２５の推進量、すなわちプライマリピストン２ｂのx軸方向変位量を算出する。 The drive motor 50 is provided with a rotation angle detection sensor (assist member movement amount detection means) 50a such as a resolver, for example, and a motor output shaft position signal detected thereby is input to the master cylinder pressure control device 8. To do. The master cylinder pressure control device 8 calculates the rotation angle of the drive motor 50 based on the input position signal, and based on this rotation angle, calculates the propulsion amount of the rotation-translation conversion device 25, that is, the displacement amount in the x-axis direction of the primary piston 2b. calculate.

次に、マスタシリンダ圧制御機構５とマスタシリンダ圧制御装置８による、インプットロッド６の推力の増幅作用について説明する。実施例１では、マスタシリンダ圧制御装置８は駆動モータ５０によりインプットロッド６の変位に応じたプライマリピストン２ｂの変位、すなわちインプットロッド６とプライマリピストン２ｂの相対変位を制御している。 Next, the amplifying action of the thrust of the input rod 6 by the master cylinder pressure control mechanism 5 and the master cylinder pressure control device 8 will be described. In the first embodiment, the master cylinder pressure control device 8 controls the displacement of the primary piston 2b according to the displacement of the input rod 6, that is, the relative displacement of the input rod 6 and the primary piston 2b by the drive motor 50.

マスタシリンダ圧制御機構５およびマスタシリンダ圧制御装置８は、ドライバのブレーキ操作によるインプットロッド６の変位量に応じて、プライマリピストン２ｂを変位させる。これにより、プライマリ液圧室２ｄを、インプットロッド６の推力に加えてプライマリピストン２ｂの推力によって加圧し、マスタシリンダ圧Pmcを調整する。すなわち、インプットロッド６の推力を増幅する。増幅比（以下、倍力比α）は、プライマリ液圧室２ｄにおけるインプットロッド６とプライマリピストン２ｂの軸直方向断面積（以下、それぞれ受圧面積AIRおよびAPP）の比等により、以下のように決定される。 The master cylinder pressure control mechanism 5 and the master cylinder pressure control device 8 displace the primary piston 2b according to the amount of displacement of the input rod 6 caused by the driver's brake operation. Thus, the primary hydraulic pressure chamber 2d is pressurized by the thrust of the primary piston 2b in addition to the thrust of the input rod 6, and the master cylinder pressure Pmc is adjusted. That is, the thrust of the input rod 6 is amplified. The amplification ratio (hereinafter referred to as the boost ratio α) is as follows according to the ratio of the axial cross-sectional areas (hereinafter referred to as pressure receiving areas AIR and APP, respectively) of the input rod 6 and the primary piston 2b in the primary hydraulic pressure chamber 2d. It is determined.

マスタシリンダ圧Pmcの液圧調整を、下記の式(1)で示される圧力平衡関係をもって行う。
Pmc＝（FIR＋K3×△x）／AIR＝（FPP−K3×△x）／APP …(1)
ここで、圧力平衡式(1)における各要素は、以下のとおりである。
Pmc：プライマリ液圧室２ｄの液圧（マスタシリンダ圧）
FIR：インプットロッド６の推力
FPP：プライマリピストン２ｂの推力
AIR：インプットロッド６の受圧面積
APP：プライマリピストン２ｂの受圧面積
K3：バネ６ｄ，６eのバネ定数
Δx：インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとの相対変位量
なお、実施例１では、インプットロッド６の受圧面積AIRを、プライマリピストン２ｂの受圧面積APPよりも小さく設定している。 The hydraulic pressure of the master cylinder pressure Pmc is adjusted with a pressure equilibrium relationship expressed by the following formula (1).
Pmc = (FIR + K3 × Δx) / AIR = (FPP−K3 × Δx) / APP (1)
Here, each element in the pressure balance equation (1) is as follows.
Pmc: Fluid pressure in the primary fluid pressure chamber 2d (master cylinder pressure)
FIR: Thrust of input rod 6
FPP: Thrust of primary piston 2b
AIR: Pressure receiving area of input rod 6
APP: Pressure receiving area of primary piston 2b
K3: Spring constants of the springs 6d and 6e Δx: Relative displacement amount between the input rod 6 and the primary piston 2b In Example 1, the pressure receiving area AIR of the input rod 6 is set smaller than the pressure receiving area APP of the primary piston 2b. is doing.

ここで相対変位量Δxは、インプットロッド６の変位（インプットロッドストローク）をXi、プライマリピストン２ｂの変位（ピストンストローク）をXbとして、Δx＝Xb−Xiと定義する。よって、Δxは、相対移動の中立位置では０、インプットロッド６に対してプライマリピストン２ｂが前進（x軸正方向へストローク）する方向では正符号、その逆方向では負符号となる。なお、圧力平衡式(1)ではシールの摺動抵抗を無視している。プライマリピストン２ｂの推力FPPは、駆動モータ５０の電流値から推定できる。 Here, the relative displacement amount Δx is defined as Δx = Xb−Xi where the displacement of the input rod 6 (input rod stroke) is Xi and the displacement of the primary piston 2b (piston stroke) is Xb. Therefore, Δx is 0 at the neutral position of the relative movement, a positive sign in the direction in which the primary piston 2b moves forward (stroke in the positive direction of the x-axis) with respect to the input rod 6, and a negative sign in the opposite direction. In the pressure equilibrium type (1), the sliding resistance of the seal is ignored. The thrust FPP of the primary piston 2b can be estimated from the current value of the drive motor 50.

一方、倍力比αを、下記の式(2)のように表すことができる。
α＝Pmc×（APP＋AIR）／FIR …(2)
よって、式(2)に上記式(1)のPmcを代入すると、倍力比αは下記の式(3)のようになる。
α＝（１＋K3×Δx／FIR）×（AIR＋APP）／AIR …(3) On the other hand, the boost ratio α can be expressed as the following formula (2).
α = Pmc × (APP + AIR) / FIR (2)
Therefore, when Pmc of the above formula (1) is substituted into the formula (2), the boost ratio α is expressed by the following formula (3).
α = (1 + K3 × Δx / FIR) × (AIR + APP) / AIR (3)

倍力制御では、目標のマスタシリンダ圧特性が得られるように、駆動モータ５０（ピストンストロークXb）を制御する。ここでマスタシリンダ圧特性とは、インプットロッドストロークXiに対するマスタシリンダ圧Pmcの変化の特性を指す。インプットロッドストロークXiに対するピストンストロークXbを示すストローク特性と、上記目標マスタシリンダ圧特性とに対応して、インプットロッドストロークXiに対する相対変位量Δxの変化を示す目標変位量算出特性を得ることができる。検証により得られた目標変位量算出特性データに基づき、相対変位量Δxの目標値（以下、目標変位量Δx*）を算出する。 In the boost control, the drive motor 50 (piston stroke Xb) is controlled so that a target master cylinder pressure characteristic is obtained. Here, the master cylinder pressure characteristic refers to a characteristic of a change in the master cylinder pressure Pmc with respect to the input rod stroke Xi. Corresponding to the stroke characteristic indicating the piston stroke Xb with respect to the input rod stroke Xi and the target master cylinder pressure characteristic, it is possible to obtain the target displacement calculation characteristic indicating the change in the relative displacement Δx with respect to the input rod stroke Xi. Based on the target displacement amount calculation characteristic data obtained by the verification, a target value of the relative displacement amount Δx (hereinafter, target displacement amount Δx *) is calculated.

すなわち、目標変位量算出特性は、インプットロッドストロークXiに対する目標変位量Δx*の変化の特性を示し、インプットロッドストロークXiに対応して１つの目標変位量Δx*が定まる。検出したインプットロッドストロークXiに対応して決定される目標変位量Δx*を実現するように駆動モータ５０の回転（プライマリピストン２ｂの変位量Xb）を制御すると、目標変位量Δx*に対応する大きさのマスタシリンダ圧Pmcがマスタシリンダ２で発生する。 That is, the target displacement amount calculation characteristic indicates a change characteristic of the target displacement amount Δx * with respect to the input rod stroke Xi, and one target displacement amount Δx * is determined corresponding to the input rod stroke Xi. When the rotation of the drive motor 50 (the displacement amount Xb of the primary piston 2b) is controlled so as to realize the target displacement amount Δx * determined corresponding to the detected input rod stroke Xi, the magnitude corresponding to the target displacement amount Δx *. The master cylinder pressure Pmc is generated in the master cylinder 2.

ここで、上記のようにインプットロッドストロークXiをブレーキ操作量検出装置７により検出し、ピストンストロークXbを回転角検出センサ５０ａの信号に基づき算出し、相対変位量Δxを上記検出（算出）した変位量の差により求めることができる。倍力制御では、具体的には、上記検出した変位量Xiと目標変位量算出特性とに基づいて目標変位量Δx*を設定し、上記検出（算出）された相対変位量Δxが目標変位量Δx*と一致するように駆動モータ５０を制御（フィードバック制御）する。なお、ピストンストロークXbを検出するストロークセンサを別途設けることとしてもよい。 Here, as described above, the input rod stroke Xi is detected by the brake operation amount detection device 7, the piston stroke Xb is calculated based on the signal of the rotation angle detection sensor 50a, and the relative displacement amount Δx is detected (calculated). It can be determined by the difference in quantity. Specifically, in the boost control, the target displacement amount Δx * is set based on the detected displacement amount Xi and the target displacement amount calculation characteristic, and the detected (calculated) relative displacement amount Δx is the target displacement amount. The drive motor 50 is controlled (feedback control) so as to coincide with Δx *. A stroke sensor that detects the piston stroke Xb may be provided separately.

実施例１では、踏力センサを用いることなく倍力制御を行うため、その分だけコストを低減できる。また、相対変位量Δxが任意の所定値となるように駆動モータ５０を制御することにより、受圧面積比（AIR＋APP）／AIRで定まる倍力比よりも大きな倍力比や小さな倍力比を得ることができ、所望の倍力比に基づく制動力を得ることができる。 In the first embodiment, since the boost control is performed without using the pedal force sensor, the cost can be reduced accordingly. Further, by controlling the drive motor 50 so that the relative displacement amount Δx becomes an arbitrary predetermined value, a larger boost ratio or a smaller boost ratio than the boost ratio determined by the pressure receiving area ratio (AIR + APP) / AIR is obtained. And a braking force based on a desired boost ratio can be obtained.

一定倍力制御は、インプットロッド６およびプライマリピストン２ｂを一体的に変位する、すなわち、インプットロッド６に対してプライマリピストン２ｂが常に上記中立位置となり、相対変位量Δx＝０で変位するように、駆動モータ５０を制御するものである。このようにΔx＝０となるようにプライマリピストン２ｂをストロークさせた場合、上記式(3)により、倍力比αは、α＝（AIR＋APP）／AIRとして一意に定まる。よって、必要な倍力比に基づいてAIRおよびAPPを設定し、変位量XbがインプットロッドストロークXiに等しくなるようにプライマリピストン２ｂを制御することで、常に一定の（上記必要な）倍力比を得ることができる。 In the constant boost control, the input rod 6 and the primary piston 2b are integrally displaced, that is, the primary piston 2b is always in the neutral position with respect to the input rod 6, and is displaced with a relative displacement amount Δx = 0. The drive motor 50 is controlled. Thus, when the primary piston 2b is stroked so that Δx = 0, the boost ratio α is uniquely determined as α = (AIR + APP) / AIR according to the above equation (3). Therefore, AIR and APP are set based on the required boost ratio, and the primary piston 2b is controlled so that the displacement amount Xb becomes equal to the input rod stroke Xi. Can be obtained.

一定倍力制御における目標マスタシリンダ圧特性は、インプットロッド６の前進（x軸正方向への変位）に伴い発生するマスタシリンダ圧Pmcが２次曲線、３次曲線、あるいはこれらにそれ以上の高次曲線等が複合した多次曲線（以下、これらを総称して多次曲線という）状に大きくなる。また、一定倍力制御は、インプットロッドストロークXiと同じ量だけプライマリピストン２ｂがストロークする（Xb＝Xi）ストローク特性を有している。このストローク特性と上記目標マスタシリンダ圧特性とに基づき得られる目標変位量算出特性では、あらゆるインプットロッドストロークXiに対して目標変位量Δx*が０となる。 The target master cylinder pressure characteristic in constant boost control is that the master cylinder pressure Pmc generated as the input rod 6 moves forward (displacement in the positive x-axis direction) is a quadratic curve, a cubic curve, or higher The curve becomes larger in the form of a multi-degree curve (hereinafter collectively referred to as a multi-degree curve) in which a degree curve is combined. The constant boost control has a stroke characteristic in which the primary piston 2b strokes by the same amount as the input rod stroke Xi (Xb = Xi). In the target displacement amount calculation characteristic obtained based on this stroke characteristic and the target master cylinder pressure characteristic, the target displacement amount Δx * is 0 for every input rod stroke Xi.

これに対し、倍力可変制御は、目標変位量Δx*を正の所定値に設定し、相対変位量Δxがこの所定値となるように駆動モータ５０を制御する。これにより、マスタシリンダ圧Pmcを増加する方向へインプットロッド６が前進移動するに従い、インプットロッドストロークXiに比べてプライマリピストン２ｂの変位量Xbが大きくなるようにするものである。上記式(3)により、倍力比αは、（１＋K3×Δx／FIR）倍の大きさとなる。すなわち、インプットロッドストロークXiに比例ゲイン（１＋K3×Δx／FIR）を乗じた量だけプライマリピストン２ｂをストロークさせることと同義となる。このようにΔxに応じて倍力比αが可変となり、マスタシリンダ圧制御機構５が倍力源として働いて、ドライバの要求通りのブレーキ力を発生させつつペダル踏力の大きな低減を図ることができる。 On the other hand, in the variable boost control, the target displacement amount Δx * is set to a predetermined positive value, and the drive motor 50 is controlled so that the relative displacement amount Δx becomes the predetermined value. Thus, as the input rod 6 moves forward in the direction of increasing the master cylinder pressure Pmc, the displacement amount Xb of the primary piston 2b becomes larger than the input rod stroke Xi. According to the above equation (3), the boost ratio α is (1 + K3 × Δx / FIR) times larger. That is, it is synonymous with the stroke of the primary piston 2b by an amount obtained by multiplying the input rod stroke Xi by a proportional gain (1 + K3 × Δx / FIR). In this way, the boost ratio α becomes variable according to Δx, and the master cylinder pressure control mechanism 5 works as a boost source, and it is possible to greatly reduce the pedal effort while generating a braking force as required by the driver. .

すなわち、制御性の観点からは上記比例ゲイン（１＋K3×Δx／FIR）は１であることが望ましいが、例えば緊急ブレーキ等によりドライバのブレーキ操作量を上回るブレーキ力が必要な場合には、一時的に、１を上回る値に上記比例ゲインを変更することができる。これにより、同量のブレーキ操作量でも、マスタシリンダ圧Pmcを通常時（上記比例ゲインが１の場合）に比べて引き上げることができるため、より大きなブレーキ力を発生させることができる。ここで、緊急ブレーキの判定は、例えば、ブレーキ操作量検出装置７の信号の時間変化率が所定値を上回るか否かで判定できる。 That is, from the viewpoint of controllability, the proportional gain (1 + K3 × Δx / FIR) is preferably 1. However, for example, when a braking force exceeding the driver's brake operation amount is required due to an emergency brake or the like, it is temporarily In addition, the proportional gain can be changed to a value exceeding 1. As a result, even with the same amount of brake operation, the master cylinder pressure Pmc can be increased compared to the normal time (when the proportional gain is 1), so that a larger braking force can be generated. Here, the emergency brake can be determined, for example, based on whether or not the time change rate of the signal of the brake operation amount detection device 7 exceeds a predetermined value.

このように、倍力可変制御では、インプットロッド６の前進に対してプライマリピストン２ｂの前進をより進め、インプットロッド６に対するプライマリピストン２ｂの相対変位量Δxがインプットロッド６の前進に伴い大きくなり、これに対応してインプットロッド６の前進に伴うマスタシリンダ圧Pmcの増加が一定倍力制御よりも大きくなるように駆動モータ５０を制御する方法である。 As described above, in the variable boost control, the primary piston 2b is further advanced relative to the input rod 6 and the relative displacement amount Δx of the primary piston 2b with respect to the input rod 6 increases as the input rod 6 advances. Corresponding to this, the drive motor 50 is controlled such that the increase in the master cylinder pressure Pmc accompanying the forward movement of the input rod 6 is larger than the constant boost control.

倍力可変制御における目標マスタシリンダ圧特性は、インプットロッド６の前進（x軸正方向への変位）に伴い発生するマスタシリンダ圧Pmcの増加が一定倍力制御よりも大きくなる（多次曲線状に増加するマスタシリンダ圧特性がより急峻になる）。また、倍力可変制御は、インプットロッドストロークXiの増加に対するピストンストロークXbの増加分が１よりも大きいストローク特性を有している。このストローク特性と上記目標マスタシリンダ圧特性とに基づき得られる目標変位量算出特性では、インプットロッドストロークXiが増加するに応じて目標変位量Δx*が所定の割合で増加する。 In the target master cylinder pressure characteristic in variable boost control, the increase in the master cylinder pressure Pmc generated as the input rod 6 moves forward (displacement in the x-axis positive direction) is larger than in the constant boost control (multiple curve shape). The master cylinder pressure characteristics that increase rapidly become steeper). Further, the variable boost control has a stroke characteristic in which an increase in the piston stroke Xb with respect to an increase in the input rod stroke Xi is larger than 1. In the target displacement calculation characteristic obtained based on this stroke characteristic and the target master cylinder pressure characteristic, the target displacement Δx * increases at a predetermined rate as the input rod stroke Xi increases.

また、倍力可変制御として、上記制御（マスタシリンダ圧Pmcを増加する方向へインプットロッド６が移動するに従い、インプットロッドストロークXiに比べてピストンストロークXbが大きくなるように駆動モータ５０を制御すること）に加え、マスタシリンダ圧Pmcを増加する方向へインプットロッド６が移動するに従い、インプットロッドストロークXiに比べてピストンストロークXbが小さくなるように駆動モータ５０を制御することを含めてもよい。このように、１を下回る値に上記比例ゲインを変更することで、ハイブリッド車両の回生ブレーキ力分だけ液圧ブレーキを減圧する協調回生ブレーキ制御に適用することも可能である。 Further, as the variable boost control, the drive motor 50 is controlled so that the piston stroke Xb becomes larger than the input rod stroke Xi as the input rod 6 moves in the direction of increasing the master cylinder pressure Pmc. ), The drive motor 50 may be controlled so that the piston stroke Xb becomes smaller than the input rod stroke Xi as the input rod 6 moves in the direction of increasing the master cylinder pressure Pmc. In this way, by changing the proportional gain to a value less than 1, it is also possible to apply to cooperative regenerative brake control in which the hydraulic brake is reduced by the regenerative brake force of the hybrid vehicle.

［各バネのパラメータの設定］
次に、実施例１の各バネ（戻しバネ５９、バネ６２、一対のバネ６ｄ，６ｅおよび戻しバネ２ｆ）のパラメータ（セット荷重およびバネ定数）の設定方法について説明する。
戻しバネ５９のバネ反力をF1、セット荷重をF10、バネ定数をK1とし、バネ６２のバネ反力をF2、セット荷重をF20、バネ定数をK2とし、一対のバネ６ｄ，６ｅのバネ反力をF3、バネ定数をK3とし、戻しバネ２ｆのバネ反力をF4、セット荷重をF40、バネ定数をK4とする。 [Set parameters for each spring]
Next, a method for setting parameters (set load and spring constant) of each spring (return spring 59, spring 62, pair of springs 6d and 6e, and return spring 2f) according to the first embodiment will be described.
The spring reaction force of the return spring 59 is F1, the set load is F10, the spring constant is K1, the spring reaction force of the spring 62 is F2, the set load is F20, the spring constant is K2, and the spring reaction of the pair of springs 6d and 6e. The force is F3, the spring constant is K3, the spring reaction force of the return spring 2f is F4, the set load is F40, and the spring constant is K4.

実施例１では、下記の式(4)の関係を満足するように戻しバネ５９およびバネ６２の各パラメータを設定する。
F1−F2＞０
∴(F10＋K1×x1)−(F20＋K2×x2)＞０ …(4)
ここで、x1はバネ５９の縮み量、x2はバネ６２の縮み量、すなわち、プライマリピストン２ｂが可動部材５８から離間したときの両者の隙間である。 In the first embodiment, the parameters of the return spring 59 and the spring 62 are set so as to satisfy the relationship of the following formula (4).
F1-F2> 0
∴ (F10 + K1 × x1) − (F20 + K2 × x2)> 0… (4)
Here, x1 is the amount of contraction of the spring 59, and x2 is the amount of contraction of the spring 62, that is, the gap between the two when the primary piston 2b is separated from the movable member 58.

また、下記の式(5)の関係を満足するようにバネ６２、一対のバネ６ｄ，６ｅおよび戻しバネ６ｆの各パラメータを設定する。
F3−(F2＋F4)＞０
∴(K3×x3)−{(F20＋K2×x2)＋(F40＋K4×x4)}＞０ …(5)
ここで、x3は相対変位量Δx、x4は戻しバネ６ｆの縮み量である。 Further, parameters of the spring 62, the pair of springs 6d and 6e, and the return spring 6f are set so as to satisfy the relationship of the following formula (5).
F3− (F2 + F4)> 0
∴ (K3 × x3) − {(F20 + K2 × x2) + (F40 + K4 × x4)}> 0… (5)
Here, x3 is a relative displacement amount Δx, and x4 is a contraction amount of the return spring 6f.

さらに、マスタシリンダ圧Pmcがゼロ以外のとき、下記の式(6)の関係を満足するように、バネ６２、一対のバネ６ｄ，６ｅおよび戻しバネ２ｆの各パラメータを設定する。
F3＜Pmc×APP＋(F2＋F4)
∴(K3×x3)＜Pmc×APP＋{(F20＋K2×x2)＋(F40＋K4×x4)} …(6) Further, when the master cylinder pressure Pmc is other than zero, the parameters of the spring 62, the pair of springs 6d and 6e, and the return spring 2f are set so as to satisfy the relationship of the following formula (6).
F3 <Pmc × APP + (F2 + F4)
∴ (K3 × x3) <Pmc × APP + {(F20 + K2 × x2) + (F40 + K4 × x4)}… (6)

次に、実施例１の作用を説明する。
［戻しバネによる駆動モータのトルクロス］
実施例１のマスタシリンダ圧制御機構５では、回転−並進変換装置５５のボールネジ軸５７とインプットロッド６とを分離させた構造としている。マスタシリンダ圧制御機構５は、駆動モータ５０が故障により停止した場合、ドライバは倍力なしのブレーキ操作が可能である。このとき、ブレーキ操作に応じて駆動モータ５０が連れ回ると、ドライバの操作負担が過大となることから、ボールネジ軸５７をインプットロッド６と分離して設けることで、フェール時のドライバ負担を抑えている。 Next, the operation of the first embodiment will be described.
[Torcross of drive motor by return spring]
The master cylinder pressure control mechanism 5 according to the first embodiment has a structure in which the ball screw shaft 57 and the input rod 6 of the rotation-translation converter 55 are separated. The master cylinder pressure control mechanism 5 allows the driver to perform a brake operation without boosting when the drive motor 50 stops due to a failure. At this time, if the drive motor 50 is rotated in accordance with the brake operation, the driver's operation burden becomes excessive. Therefore, by providing the ball screw shaft 57 separately from the input rod 6, the driver burden at the time of failure can be suppressed. Yes.

このため、回転−並進変換装置５５を初期位置（ブレーキ非操作時の状態）に戻す手段として、ボールネジ軸５７をx軸負方向へ付勢する戻しバネ５９を設けている。この戻しバネ５９を設けることで、ブレーキ操作中、故障により駆動モータ５０が停止し、ボールネジ軸５７の戻し制御が不能となった場合であっても、マスタシリンダ圧をゼロまで戻すことができ、ブレーキ力の引きずりを防止できる。 For this reason, a return spring 59 for urging the ball screw shaft 57 in the negative x-axis direction is provided as means for returning the rotation-translation converter 55 to the initial position (state when the brake is not operated). By providing the return spring 59, the master cylinder pressure can be returned to zero even when the drive motor 50 stops due to a failure during brake operation and the return control of the ball screw shaft 57 becomes impossible. Brake force drag can be prevented.

ところが、ボールネジ軸５７には、常に戻しバネ５９のバネ反力がx軸負方向へ作用しているため、駆動モータ５０は、戻しバネ５９のバネ反力に抗してプライマリピストン２ｂのストローク位置を制御しなければならない。すなわち、モータトルクの一部が常にバネ５９のバネ反力を打ち消すトルクとして消費されるため、トルクロスが大きく、消費電力が嵩むという問題が生じる。 However, since the spring reaction force of the return spring 59 always acts on the ball screw shaft 57 in the negative x-axis direction, the drive motor 50 resists the spring reaction force of the return spring 59 and the stroke position of the primary piston 2b. Must be controlled. That is, a part of the motor torque is always consumed as a torque that cancels the spring reaction force of the spring 59, so that there is a problem that the torque cross is large and the power consumption increases.

［駆動モータのトルクロス低減作用］
これに対し、実施例１のマスタシリンダ圧制御機構５では、ドライバがブレーキペダルBPを踏み込み、インプットロッド６の推力がプライマリピストン２ｂに作用してプライマリピストン２ｂと可動部材５８とに隙間x2が生じた場合、連結部材６０のバネ６２のx軸負方向側の端６２ｂはプライマリピストン２ｂと一体にx軸正方向へ移動x2だけ移動する。 [Drive motor torque reduction effect]
On the other hand, in the master cylinder pressure control mechanism 5 of the first embodiment, the driver depresses the brake pedal BP, the thrust of the input rod 6 acts on the primary piston 2b, and a gap x2 is generated between the primary piston 2b and the movable member 58. In this case, the end 62b of the connecting member 60 on the negative side in the x-axis direction of the spring 62 moves integrally with the primary piston 2b by the movement x2 in the positive direction of the x-axis.

このとき、戻しバネ５９のx軸負方向側の端５９ｂには、連結部材６０の連結部６１を介してバネ６２のバネ反力F2(F20+K2×x2)が作用するため、ボールネジ５７に作用するx軸負方向への付勢力は、F1−F2となる。つまり、プライマリピストン２ｂと可動部材５８とが接触している状態でボールネジ５７に作用する付勢力(F1+F20)に対し、付勢力をF2＋F20だけ低減できる。 At this time, the spring reaction force F2 (F20 + K2 × x2) of the spring 62 acts on the end 59b of the return spring 59 on the negative side in the x-axis direction via the connecting portion 61 of the connecting member 60. The acting urging force in the negative x-axis direction is F1−F2. That is, the urging force can be reduced by F2 + F20 with respect to the urging force (F1 + F20) acting on the ball screw 57 in a state where the primary piston 2b and the movable member 58 are in contact with each other.

すなわち、実施例１では、ドライバ踏力によりプライマリピストン２ｂに推力が付与されている場合は、ボールネジ軸５７に作用するx軸負方向への付勢力の一部をドライバ踏力に負担させることで、駆動モータ５０のトルクロスを抑え、消費電力を低減できる。 In other words, in the first embodiment, when thrust is applied to the primary piston 2b by the driver pedaling force, the driver pedaling force bears a part of the urging force acting on the ball screw shaft 57 in the negative x-axis direction. The torcross of the motor 50 can be suppressed and power consumption can be reduced.

図３は、マスタシリンダ圧制御機構５の初期状態における各バネの状態を表す模式図である。この初期状態において、可動部材５８には、戻しバネ５９のバネ反力であるプリセット荷重F10とバネ６２のバネ反力であるプリセット荷重F20とを加算した付勢力(F10＋F20)がx軸負方向へ作用する。 FIG. 3 is a schematic diagram showing the state of each spring in the initial state of the master cylinder pressure control mechanism 5. In this initial state, the movable member 58 has a biasing force (F10 + F20) obtained by adding a preset load F10, which is the spring reaction force of the return spring 59, and a preset load F20, which is the spring reaction force of the spring 62, in the negative x-axis direction. Works.

図３に示した状態からドライバがブレーキペダルBPの踏み込みを開始し、マスタシリンダ圧Pmcが立ち上がっていないとき、すなわち、プライマリピストン２ｂがマスタシリンダ２の大気開放ポート（不図示）を塞いでいない場合、プライマリピストン２ｂのx軸正方向には一対のバネ６ｄ，６ｅのバネ反力F3が作用し、x軸負方向には戻しバネ２ｆのバネ反力F4とバネ６２のバネ反力F2とが作用する。 When the driver starts to depress the brake pedal BP from the state shown in FIG. 3 and the master cylinder pressure Pmc has not risen, that is, the primary piston 2b does not block the air release port (not shown) of the master cylinder 2. The spring reaction force F3 of the pair of springs 6d and 6e acts in the positive x-axis direction of the primary piston 2b, and the spring reaction force F4 of the return spring 2f and the spring reaction force F2 of the spring 62 in the negative x-axis direction. Works.

このとき、実施例１では、F3-(F2+F4)＞０の関係を満足するようにバネ６２、一対のバネ６ｄ，６ｅおよび戻しバネ６ｆの各パラメータを設定しているため、インプットロッド６がストロークを開始する直後からプライマリピストン２ｂをストロークさせ、可動部材５８に作用するバネ反力を低減できる。 At this time, in the first embodiment, the parameters of the spring 62, the pair of springs 6d and 6e, and the return spring 6f are set so as to satisfy the relationship of F3- (F2 + F4)> 0. The primary piston 2b is stroked immediately after starting the stroke, and the spring reaction force acting on the movable member 58 can be reduced.

ただし、F1-F2＞０の関係を満足するように戻しバネ５９およびバネ６２の各パラメータを設定しているため、ボールネジ軸５７を常にx軸負方向へ付勢しておくことができる。この付勢力は、ボールネジ軸５７とボールネジナット５６との間のガタに起因するボールネジ軸５７の位置ずれを防止でき、プライマリピストン２ｂの制御精度を確保できる。 However, since the parameters of the return spring 59 and the spring 62 are set so as to satisfy the relationship of F1-F2> 0, the ball screw shaft 57 can always be urged in the negative x-axis direction. This urging force can prevent displacement of the ball screw shaft 57 due to backlash between the ball screw shaft 57 and the ball screw nut 56, and can ensure the control accuracy of the primary piston 2b.

図４は、マスタシリンダ圧制御機構５のマスタシリンダ圧が立ち上がったときの各バネの状態を表す模式図である。このとき、プライマリピストン２のx軸負方向には、バネ６２のバネ反力F2と戻しバネ２ｆのバネ反力F4とマスタシリンダ圧Pmcによる反力Pmc×APPが作用し、x軸正方向には、一対のバネ６ｄ，６ｅのバネ反力F3が作用する。 FIG. 4 is a schematic diagram showing the state of each spring when the master cylinder pressure of the master cylinder pressure control mechanism 5 rises. At this time, in the negative x-axis direction of the primary piston 2, the spring reaction force F2 of the spring 62, the spring reaction force F4 of the return spring 2f, and the reaction force Pmc × APP due to the master cylinder pressure Pmc act, and in the positive x-axis direction. The spring reaction force F3 of the pair of springs 6d and 6e acts.

ここで、実施例１では、Pmc×APP＋(F2＋F4)＞F3の関係を満足するように、バネ６２、一対のバネ６ｄ，６ｅおよび戻しバネ２ｆの各パラメータを設定している。例えば、Pmc×APP＋(F2＋F4)＜F3となる状態が発生した場合、図４の状態からボールネジ軸５７をx軸負方向へ動かしたとしても、プライマリピストン２ｂが追従しない。つまり、回転−並進変換装置５５でマスタシリンダ圧Pmcを制御できないため、回生制動力と摩擦制動力とをすり替える回生協調制御が不能となる。 In the first embodiment, the parameters of the spring 62, the pair of springs 6d and 6e, and the return spring 2f are set so as to satisfy the relationship of Pmc × APP + (F2 + F4)> F3. For example, when a state where Pmc × APP + (F2 + F4) <F3 occurs, even if the ball screw shaft 57 is moved in the negative x-axis direction from the state of FIG. 4, the primary piston 2b does not follow. In other words, since the master cylinder pressure Pmc cannot be controlled by the rotation-translation converter 55, the regenerative cooperative control for switching between the regenerative braking force and the friction braking force becomes impossible.

よって、Pmc×APP＋(F2＋F4)＞F3の関係が成立するようにバネ６２、一対のバネ６ｄ，６ｅおよび戻しバネ２ｆの各パラメータを設定することで、マスタシリンダ圧Pmcが発生している状態では、ボールネジ軸５７のx軸負方向への移動にプライマリピストン２ｂを追従させることができ、回転−並進変換装置５５でマスタシリンダ圧Pmcを制御できる。つまり、回生協調制御を実現できる。 Therefore, by setting the parameters of the spring 62, the pair of springs 6d and 6e, and the return spring 2f so that the relationship of Pmc × APP + (F2 + F4)> F3 is established, the master cylinder pressure Pmc is generated. The primary piston 2b can follow the movement of the ball screw shaft 57 in the negative x-axis direction, and the master cylinder pressure Pmc can be controlled by the rotation-translation converter 55. That is, regenerative cooperative control can be realized.

図５は、実施例１において、式(5)に示したF3−(F2＋F4)＞０の関係を考慮しない場合のトルクロス低減作用を示すタイムチャートである。
時点t1では、ドライバがブレーキペダルBPの踏み込みを開始し、インプットロッド６が前進（x軸正方向へのストローク）を開始する。時点t2では、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとのギャップL1が埋まるため、プライマリピストン２ｂが前進を開始する。時点t2からt3の区間では、プライマリピストン２ｂと可動部材５８との隙間x2が徐々に大きくなり、バネ６２のバネ反力F2が増加するため、ボールネジ軸５７に働くバネ反力は、徐々に小さくなる。 FIG. 5 is a time chart showing the torque reduction effect when the relationship of F3− (F2 + F4)> 0 shown in the equation (5) is not considered in the first embodiment.
At time t1, the driver starts to depress the brake pedal BP, and the input rod 6 starts moving forward (stroke in the positive x-axis direction). At time t2, since the gap L1 between the input rod 6 and the primary piston 2b is filled, the primary piston 2b starts moving forward. In the section from time t2 to t3, the gap x2 between the primary piston 2b and the movable member 58 gradually increases and the spring reaction force F2 of the spring 62 increases, so that the spring reaction force acting on the ball screw shaft 57 gradually decreases. Become.

時点t3では、駆動モータ５０の起動によりボールネジ軸５７が前進を開始し、プライマリピストン２ｂと可動部材５８との隙間x2が徐々に小さくなるため、時点t3からt4の区間では、ボールネジ軸５７に働くバネ反力は徐々に大きくなる。
よって、時点t2からt4の区間では、連結部材６２を適用しない場合と比較して、電動モータ５０のトルクロスが抑制されるため、モータ消費電流を低減できる。 At the time point t3, the ball screw shaft 57 starts moving forward by the activation of the drive motor 50, and the gap x2 between the primary piston 2b and the movable member 58 gradually decreases, so that the ball screw shaft 57 acts on the section from the time point t3 to t4. The spring reaction force gradually increases.
Therefore, in the section from time t2 to t4, compared to the case where the connecting member 62 is not applied, the torcross of the electric motor 50 is suppressed, so that the motor current consumption can be reduced.

時点t4では、可動部材５８がプライマリピストン２ｂと接触し、両者の隙間x2がゼロとなるため、バネ６２のバネ反力F2はセット荷重F20となる。時点t5では、モータ推力制限により、ボールネジ軸５７の前進が停止し、同時にプライマリピストン２ｂの前進も停止する。時点t6では、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとのギャップL1が埋まるため、プライマリピストン２ｂが前進を開始する。 At the time point t4, the movable member 58 comes into contact with the primary piston 2b, and the gap x2 between them becomes zero, so that the spring reaction force F2 of the spring 62 becomes the set load F20. At time t5, the forward movement of the ball screw shaft 57 stops due to the motor thrust restriction, and at the same time, the forward movement of the primary piston 2b also stops. At time t6, the gap L1 between the input rod 6 and the primary piston 2b is filled, so the primary piston 2b starts moving forward.

時点t7では、プライマリピストン２ｂが可動部材５８に対して相対移動し、時点t7からt8の区間では、隙間x2が徐々に大きくなってバネ６２のバネ反力F2が増加するため、ボールネジ軸５７に働くバネ反力は、徐々に小さくなる。 At time t7, the primary piston 2b moves relative to the movable member 58, and in the section from time t7 to t8, the gap x2 gradually increases and the spring reaction force F2 of the spring 62 increases. The working spring reaction force gradually decreases.

時点t8からt9の区間では、ドライバがブレーキペダルBPを一定踏みし、時点t9では、ブレーキペダルBPから足を離したため、時点t9からt10の区間では後退（x軸負方向へストローク）するプライマリピストン２ｂの位置に応じてボールネジ軸５７を後退させる。時点t10では、インプットロッド６、プライマリピストン２ｂおよびボールネジ軸５７がいずれも初期位置へと戻る。
よって、時点t7からt10の区間では、連結部材６２を適用しない場合と比較して、電動モータ５０のトルクロスが抑制されるため、モータ消費電流を低減できる。 During the period from time t8 to t9, the driver depresses the brake pedal BP. At time t9, the foot is released from the brake pedal BP, so the primary piston moves backward (strokes in the negative x-axis direction) from time t9 to t10. The ball screw shaft 57 is retracted according to the position 2b. At time t10, the input rod 6, the primary piston 2b, and the ball screw shaft 57 all return to the initial positions.
Therefore, in the section from time t7 to t10, compared to the case where the connecting member 62 is not applied, the torcross of the electric motor 50 is suppressed, so that the motor current consumption can be reduced.

図６は、実施例１において、式(5)の関係を考慮した場合のトルクロス低減作用を示すタイムチャートである。図６の例では、インプットロッド６のストロークは図５のタイムチャートと同一であるが、時点t1および時点t6において、プライマリピストン２ｂが前進を開始した直後からプライマリピストン２ｂが前進を開始する。 FIG. 6 is a time chart showing the torque reduction effect when the relationship of Expression (5) is taken into consideration in the first embodiment. In the example of FIG. 6, the stroke of the input rod 6 is the same as the time chart of FIG. 5, but at the time t1 and the time t6, the primary piston 2b starts moving immediately after the primary piston 2b starts moving forward.

つまり、式(5)を満足するように各バネのパラメータを設定することにより、一対のバネ６ｄ，６ｅの剛性がバネ６２および戻しバネ２ｆの剛性よりも高くなるため、インプットロッド６とプライマリピストン２ｂとの相対変位量Δxが小さく抑えられる。よって、両者間のギャップL1が埋まった後にプライマリピストン２ｂが前進を開始する図５の場合と比較して、より早い段階からボールネジ軸５７に働くバネ反力を低減することができる。この結果、式(5)の関係を適用しない場合と比較して、モータ消費電流を抑制できる。 That is, by setting the parameters of each spring so as to satisfy Expression (5), the rigidity of the pair of springs 6d and 6e becomes higher than the rigidity of the spring 62 and the return spring 2f. The relative displacement amount Δx with respect to 2b can be kept small. Therefore, compared with the case of FIG. 5 in which the primary piston 2b starts moving forward after the gap L1 between them is filled, the spring reaction force acting on the ball screw shaft 57 can be reduced from an earlier stage. As a result, compared with the case where the relationship of Formula (5) is not applied, motor consumption current can be suppressed.

図７は、駆動モータ５０の故障時におけるペダル踏力の増大防止作用を示すタイムチャートである。
ドライバがブレーキペダルBPを操作したとき、インプットロッド６には、マスタシリンダ圧Pmcに加え、x軸負方向に戻しバネ２ｆのバネ反力F4とバネ６２のバネ反力F2とが作用するため、連結部材６０を設けていない従来構成に対し、追加したバネ６２の分だけペダル踏力が大きくなる。このため、故障により駆動モータ５０が停止した場合、ドライバの操作負担が過大となるおそれがある。 FIG. 7 is a time chart showing the effect of preventing an increase in the pedal effort when the drive motor 50 fails.
When the driver operates the brake pedal BP, in addition to the master cylinder pressure Pmc, the spring reaction force F4 of the return spring 2f and the spring reaction force F2 of the spring 62 act on the input rod 6 in the negative x-axis direction. Compared with the conventional configuration in which the connecting member 60 is not provided, the pedal effort is increased by the amount of the added spring 62. For this reason, when the drive motor 50 stops due to a failure, the driver's operation burden may become excessive.

そこで、実施例１では、バネ６２のバネ反力F2の分だけ戻しバネ２ｆのバネ反力F4が従来よりも小さくなるように戻しバネ２ｆのセット荷重F40およびバネ定数K4を設定することで、図７に示すように、故障により駆動モータ５０が停止したとき、ペダル踏力が過大となるのを防止でき、ドライバの操作負担の増大を防ぐことができる。 Therefore, in the first embodiment, by setting the set load F40 of the return spring 2f and the spring constant K4 so that the spring reaction force F4 of the return spring 2f becomes smaller than the conventional amount by the amount of the spring reaction force F2 of the spring 62, As shown in FIG. 7, when the drive motor 50 stops due to a failure, it is possible to prevent the pedal effort from becoming excessive, and to prevent an increase in the operation burden on the driver.

次に、効果を説明する。
実施例１のブレーキ倍力装置にあっては、以下の効果を奏する。
(1) マスタシリンダ圧制御機構５は、プライマリピストン２ｂと可動部材５８とが離間したとき、ボールネジ軸５７に作用する戻しバネ５９のバネ反力F1を低減させる連結部材６０を備える。これにより、駆動モータ５０のトルクロスを抑えることができ、消費電力を低減できる。 Next, the effect will be described.
The brake booster of Example 1 has the following effects.
(1) The master cylinder pressure control mechanism 5 includes a connecting member 60 that reduces the spring reaction force F1 of the return spring 59 that acts on the ball screw shaft 57 when the primary piston 2b and the movable member 58 are separated from each other. Thereby, the torque cross of the drive motor 50 can be suppressed and power consumption can be reduced.

(2) 連結部材６０は、一端を可動部材５８の前進方向へ付勢するバネ６２を有する。例えば、連結部材６０を剛体とした場合、プライマリピストン２ｂと可動部材５８との隙間x2が生じたとき、戻しバネ５９のx軸方向の端５９ｂが可動部材５９から離れ、ボールネジ５７をx軸負方向へ付勢する力がゼロとなる。このため、ボールネジ軸５７とボールネジナット５６との間のガタに起因してボールネジ軸５７の位置ずれが発生するおそれがある。これに対し、連結部材６０の一部をバネ６２とすることにより、隙間x2が生じたとき、戻しバネ５９のx軸負方向側の端５９ｂが可動部材５９から離れるのを抑制でき、ボールネジ軸５７の位置ずれが抑えられる。 (2) The connecting member 60 has a spring 62 that biases one end in the forward direction of the movable member 58. For example, when the connecting member 60 is a rigid body, when the gap x2 between the primary piston 2b and the movable member 58 is generated, the end 59b of the return spring 59 in the x-axis direction is separated from the movable member 59, and the ball screw 57 is The force for urging in the direction becomes zero. For this reason, the ball screw shaft 57 may be displaced due to backlash between the ball screw shaft 57 and the ball screw nut 56. On the other hand, by using a part of the connecting member 60 as the spring 62, when the gap x2 is generated, the end 59b on the negative x-axis side of the return spring 59 can be prevented from moving away from the movable member 59, and the ball screw shaft The position shift 57 is suppressed.

(3) バネ６２のバネ反力F2が常に戻しバネ５９のバネ反力F1よりも小さくなるように両バネ５９，６２のセット荷重F10,F20および弾性係数K1,K2を設定したため、ボールネジ軸５７を常にx軸負方向へ付勢しておくことができる。これにより、ボールネジ軸５７の位置ずれを防止でき、プライマリピストン２ｂの制御精度を確保できる。 (3) Since the set loads F10, F20 and the elastic coefficients K1, K2 of the springs 59, 62 are set so that the spring reaction force F2 of the spring 62 is always smaller than the spring reaction force F1 of the return spring 59, the ball screw shaft 57 Can always be biased in the negative x-axis direction. Thereby, the position shift of the ball screw shaft 57 can be prevented, and the control accuracy of the primary piston 2b can be secured.

(4) 一対のバネ６ｄ，６ｅのバネ反力F3が常にバネ６２のバネ反力F2と戻しバネ５９のバネ反力F1との合力よりも大きくなるように各バネ５９，６２，（６ｄ，６ｅ）のセット荷重F10,F20および弾性係数K1,K2,K3を設定した。これにより、インプットロッド６がストロークを開始した直後から可動部材５８に作用するバネ反力を低減でき、駆動モータ５０のトルクロスをより抑えることができる。 (4) The springs 59, 62, (6d, 6d, 6e, 6e, 6e, 6e) are set so that the spring reaction force F3 of the pair of springs 6d, 6e is always greater than the resultant force of the spring reaction force F2 of the spring 62 and the spring reaction force F1 of the return spring 59. The set loads F10, F20 and elastic modulus K1, K2, K3 of 6e) were set. Thereby, the spring reaction force acting on the movable member 58 immediately after the input rod 6 starts a stroke can be reduced, and the torque cross of the drive motor 50 can be further suppressed.

(5) プライマリピストン２ｂがマスタシリンダ圧Pmcにより受ける後退方向の力Pmc×APPとバネ６２のバネ反力F2と戻しバネ２ｆのバネ反力F4との合力が常に一対のバネ６ｄ，６ｅのバネ反力F3よりも大きくなるように各バネ６２，（６ｄ，６ｅ）、２ｆの弾性係数K2,K3,K4を設定した。これにより、マスタシリンダ圧Pmcが発生している状態では、ボールネジ軸５７のx軸負方向への移動にプライマリピストン２ｂを追従させることができる。よって、回転−並進変換装置５５でマスタシリンダ圧Pmcを制御でき、回生協調制御を実現できる。 (5) The resultant force of the reverse direction force Pmc × APP received by the primary piston 2b by the master cylinder pressure Pmc, the spring reaction force F2 of the spring 62, and the spring reaction force F4 of the return spring 2f is always the spring of the pair of springs 6d and 6e. The elastic coefficients K2, K3, K4 of the springs 62, (6d, 6e), 2f were set so as to be larger than the reaction force F3. Thereby, in the state in which the master cylinder pressure Pmc is generated, the primary piston 2b can follow the movement of the ball screw shaft 57 in the negative x-axis direction. Therefore, the master cylinder pressure Pmc can be controlled by the rotation-translation converter 55, and regenerative cooperative control can be realized.

（他の実施例）
以上、本発明のブレーキ倍力装置を実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。 (Other examples)
The brake booster of the present invention has been described above based on the embodiments. However, the specific configuration is not limited to the embodiments, and departs from the gist of the invention according to each claim of the claims. Unless otherwise, design changes and additions are permitted.

例えば、実施例では、連結部材６０を剛体の連結部６１と弾性体であるバネ６２とから構成した例を示したが、図８に示すように、プライマリピストン２ｂに戻しバネ５９のx軸負方向の端を係止するフランジ７１を形成し、このフランジを連結部材としてもよい。 For example, in the embodiment, the example in which the connecting member 60 is configured by the rigid connecting portion 61 and the elastic spring 62 is shown. However, as shown in FIG. A flange 71 that locks the end in the direction may be formed, and this flange may be used as a connecting member.

BP ブレーキペダル
２マスタシリンダ
２ｂプライマリピストン（アシスト部材）
２ｆ戻しバネ（第４付勢部材）
６インプットロッド（入力部材）
６ｄ，６ｅバネ（第３付勢部材）
５０駆動モータ（倍力アクチュエータ）
５１減速装置（倍力アクチュエータ）
５２駆動側プーリ（倍力アクチュエータ）
５３従動側プーリ（倍力アクチュエータ）
５４ベルト（倍力アクチュエータ）
５５回転−並進変換装置（倍力アクチュエータ）
５６ボールネジナット（倍力アクチュエータ）
５７ボールネジ軸（倍力アクチュエータ）
５８可動部材（押圧部材、倍力アクチュエータ）
５９戻しバネ（第１付勢部材）
６０連結部材
６１連結部
６２バネ（第２付勢部材、弾性体） BP Brake pedal 2 Master cylinder 2b Primary piston (assist member)
2f Return spring (fourth biasing member)
6 Input rod (input member)
6d, 6e Spring (third biasing member)
50 Drive motor (boost actuator)
51 Reduction gear (boost actuator)
52 Drive pulley (boost actuator)
53 Driven pulley (boost actuator)
54 Belt (boost actuator)
55 Rotation-translation converter (boost actuator)
56 Ball Screw Nut (Boost Actuator)
57 Ball screw shaft (boost actuator)
58 Movable members (pressing members, booster actuators)
59 Return spring (first biasing member)
60 connecting member 61 connecting portion 62 spring (second urging member, elastic body)

Claims

ブレーキペダルの操作により進退移動し、前進量に応じてマスタシリンダ内に加圧されたブレーキ液圧を発生させる入力部材と、
この入力部材の移動方向に対して相対移動可能に設け、前進量に応じてマスタシリンダ内に加圧されたブレーキ液圧を発生させるアシスト部材と、
このアシスト部材を前進方向へ押圧する押圧部材を有する倍力アクチュエータと、
前記押圧部材を後退方向へ付勢し、前記押圧部材の前進方向に位置して前記押圧部材を押圧する弾性体である第１付勢部材と、
一端を前記第１付勢部材と前記押圧部材との間に介装し、他端を前記アシスト部材に係止した連結部材と、
を備えることを特徴とするブレーキ倍力装置。 An input member that moves forward and backward by the operation of the brake pedal and generates a brake fluid pressure that is pressurized in the master cylinder according to the forward movement amount;
An assist member that is provided so as to be relatively movable with respect to the moving direction of the input member, and that generates a brake fluid pressure that is pressurized in the master cylinder in accordance with the advance amount;
A booster actuator having a pressing member for pressing the assist member in the forward direction;
A first urging member that is an elastic body that urges the pressing member in the backward direction and is positioned in the forward direction of the pressing member to press the pressing member;
A connecting member having one end interposed between the first biasing member and the pressing member and the other end locked to the assist member;
A brake booster comprising:

請求項１に記載のブレーキ倍力装置において、
前記連結部材は、前記一端を前記押圧部材の前進方向へ付勢する第２付勢部材を有することを特徴とするブレーキ倍力装置。 The brake booster according to claim 1,
The connecting member includes a second biasing member that biases the one end in a forward direction of the pressing member.

請求項２に記載のブレーキ倍力装置において、
前記第２付勢部材の第２付勢力が常に前記第１付勢力よりも小さくなるように両付勢部材の初期付勢力および弾性係数を設定したことを特徴とするブレーキ倍力装置。 The brake booster according to claim 2,
2. A brake booster according to claim 1, wherein the initial urging force and the elastic coefficient of both urging members are set so that the second urging force of the second urging member is always smaller than the first urging force.

請求項３または請求項３に記載のブレーキ倍力装置において、
前記アシスト部材に対して前記入力部材を両者の相対変位の中立位置に向けて付勢する第３付勢部材と、
前記アシスト部材を後退方向へ付勢する第４付勢部材と、
を備え、
前記第３付勢部材の付勢力が常に前記第２付勢部材の付勢力と前記第４付勢部材の付勢力との合力よりも大きくなるように各付勢部材の初期付勢力および弾性係数を設定したことを特徴とするブレーキ倍力装置。 In the brake booster according to claim 3 or claim 3,
A third biasing member for biasing the input member toward the neutral position of the relative displacement of the input member;
A fourth biasing member for biasing the assist member in the backward direction;
With
Initial biasing force and elastic modulus of each biasing member such that the biasing force of the third biasing member is always greater than the resultant force of the biasing force of the second biasing member and the biasing force of the fourth biasing member. Brake booster characterized by having set.

請求項４に記載のブレーキ倍力装置において、
前記アシスト部材が前記マスタシリンダ圧により受ける後退方向の力と前記第２付勢部材の第２付勢力と前記第４付勢部材の第４付勢力との合力が常に前記第３付勢部材の第３付勢力よりも大きくなるように各付勢部材の弾性係数を設定したことを特徴とするブレーキ倍力装置。 The brake booster device according to claim 4,
The resultant force of the backward force received by the assist member due to the master cylinder pressure, the second urging force of the second urging member, and the fourth urging force of the fourth urging member is always the force of the third urging member. A brake booster, wherein an elastic coefficient of each urging member is set to be larger than a third urging force.