JP2660606B2 - Vehicle hydraulic booster - Google Patents
Vehicle hydraulic boosterInfo
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- JP2660606B2 JP2660606B2 JP2240924A JP24092490A JP2660606B2 JP 2660606 B2 JP2660606 B2 JP 2660606B2 JP 2240924 A JP2240924 A JP 2240924A JP 24092490 A JP24092490 A JP 24092490A JP 2660606 B2 JP2660606 B2 JP 2660606B2
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Description
【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明はブレーキ操作部材に加えられるブレーキ操作
力を液圧作動によって倍力する車両用液圧ブースタに関
するものであり、特に液圧ブースタの使い勝手を向上さ
せる技術に関するものである。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic booster for a vehicle, which boosts a brake operating force applied to a brake operating member by a hydraulic operation, and particularly improves the usability of the hydraulic booster. This is related to the technology to be used.
従来の技術 上記液圧ブースタは一般に、本出願人が出願人である
特開昭62−149547号公報に記載されているように、
（ａ）ブレーキペダル等のブレーキ操作部材と連携する
入力ピストンと、（ｂ）その入力ピストンとハウジング
との間に設けられ、入力ピストンを後退方向に付勢する
スプリングと、（ｃ）ブレーキマスタシリンダの加圧ピ
ストンと連携するとともにパワー液圧により前進方向に
作動させられるパワーピストンと、（ｃ）ブレーキ操作
力の増加時には入力ピストンのパワーピストンに対する
相対的な前進（以下、接近という）に伴ってパワー液圧
を増加させ、ブレーキ操作力の減少時には入力ピストン
のパワーピストンに対する相対的な後退（以下、離間と
いう）に伴ってパワー液圧を減少させるパワー液圧制御
手段とを含むように構成される。2. Description of the Related Art Generally, a hydraulic booster is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No.
(A) an input piston that cooperates with a brake operating member such as a brake pedal; (b) a spring provided between the input piston and the housing to bias the input piston in a backward direction; and (c) a brake master cylinder. And (c) the input piston moves relative to the power piston (hereinafter referred to as approach) when the brake operating force increases, in cooperation with the pressurizing piston of the power piston. Power hydraulic pressure control means for increasing the power hydraulic pressure and decreasing the power hydraulic pressure with a relative retreat (hereinafter referred to as separation) of the input piston with respect to the power piston when the brake operating force is reduced. You.
発明が解決しようとする課題 車両制動中、ブレーキマスタシリンダに発生する液圧
（以下、単にマスタシリンダ液圧という）を一定に保つ
ためにパワー液圧を一定に保つことが望ましい場合があ
る。このような場合には運転者はブレーキ操作力を一定
に保てばよいのであるが、そのようにすることは人間に
とってそれ程簡単なことではなく、実際にはブレーキ操
作力が多少増減するのが普通である。液圧ブースタにお
いては、パワー液圧制御手段およびパワーピストン摺動
部の摺動抵抗等のためにブレーキ操作力とパワー液圧と
の関係にヒステリシスが存在するのが一般的である。し
かし、従来の液圧ブースタにおいては、ヒステリシスの
幅を適度に拡大する特別の対策は講じられていないため
にヒステリシスの幅が比較的狭く、ブレーキ操作力の変
化に対してパワー液圧が比較的敏感に変化してしまい、
運転者がパワー液圧を一定に保とうとしているにもかか
わらず、実際にはパワー液圧が変化してしまう。Problems to be Solved by the Invention In some cases, it is desirable to keep the power hydraulic pressure constant in order to keep the hydraulic pressure generated in the brake master cylinder (hereinafter simply referred to as master cylinder hydraulic pressure) constant during vehicle braking. In such a case, the driver only needs to keep the brake operation force constant, but doing so is not so easy for humans. Normal. In a hydraulic booster, there is generally hysteresis in the relationship between the brake operating force and the power hydraulic pressure due to the power hydraulic pressure control means and the sliding resistance of the power piston sliding portion. However, in the conventional hydraulic pressure booster, the width of the hysteresis is relatively narrow because no special measures have been taken to appropriately increase the width of the hysteresis, so that the power hydraulic pressure is relatively high with respect to changes in the brake operating force. Change sensitively,
Even though the driver tries to keep the power hydraulic pressure constant, the power hydraulic pressure actually changes.
また、従来の液圧ブースタにおいては、前記ヒステリ
シス域において、ブレーキ操作力の増加，減少量に対す
る入力ピストンの接近，離間量が比較的多く、ブレーキ
操作力の小幅の変化を簡単に行い得るようになっていた
ため、ブレーキ操作部材の剛性感が不足していた。Also, in the conventional hydraulic booster, in the hysteresis region, the approach and separation of the input piston with respect to the increase and decrease of the brake operating force are relatively large, so that the small range of the brake operating force can be easily changed. Therefore, the rigidity of the brake operating member was insufficient.
以上要するに、従来の液圧ブースタには使い勝手が十
分ではないという問題があったのであり、本発明はこの
問題を解決することを課題として為されたものである。In short, the conventional hydraulic booster has a problem that the usability is not sufficient, and the present invention has been made to solve this problem.
課題を解決するための手段 そして、本発明の要旨は、前記入力ピストン，スプリ
ング，パワーピストンおよびパワー液圧制御手段を含む
液圧ブースタにおいて、入力ピストンとパワーピストン
との間に、自身の弾性により、ブレーキ操作力の増加，
減少量に対する入力ピストンの接近，離間量をそれぞれ
低減させる弾性部材を配置したことにある。Means for Solving the Problems And the gist of the present invention is that in the hydraulic booster including the input piston, the spring, the power piston, and the power hydraulic pressure control means, the elasticity is provided between the input piston and the power piston by its own elasticity. , Increased braking force,
An elastic member for reducing the approach and separation distances of the input piston with respect to the reduction amount is provided.
なお、上記『入力ピストンとパワーピストンとの間』
という表現における『入力ピストン』は入力ピストンの
みならずそれと一体的に移動する部材をも意味し、ま
た、『パワーピストン』も入力ピストンの場合と同様
に、パワーピストンのみならずそれと一体的に移動する
部材をも意味している。Note that "between the input piston and the power piston"
The expression "input piston" in the expression means not only the input piston but also a member that moves integrally with it, and the "power piston" moves not only with the power piston but also with it, similarly to the case of the input piston It also means a member that does.
作用 本発明装置においては、弾性部材が入力ピストンを後
退方向に付勢するリターンスプリングとは別個に設けら
れている。そして、その弾性部材により、ブレーキ操作
力の増加，減少量に対する入力ピストンの接近，離間量
がそれぞれ低減させられるから、入力ピストンを一定量
接近，離間させるためにブレーキ操作部材に加えるべき
操作力の増加，減少量が従来装置におけるより増加す
る。入力ピストンの接近，離間は前記パワー液圧制御手
段の制御弁の可動部材（例えば後述の実施例におけるバ
ルブスプール）の移動を引き起こすから、結局、可動部
材を一定量移動させるためにブレーキ操作部材に加える
べき操作力の増加，減少量も従来装置におけるより増加
する。In the device of the present invention, the elastic member is provided separately from the return spring that urges the input piston in the backward direction. The elastic member reduces the approach and separation of the input piston with respect to the increase and decrease of the brake operating force, respectively. Therefore, the operating force to be applied to the brake operating member to make the input piston approach and separate by a certain amount is reduced. The amount of increase and decrease is greater than in the conventional device. Since the approach and separation of the input piston cause the movement of the movable member (for example, the valve spool in the embodiment described later) of the control valve of the power hydraulic pressure control means, the brake operating member is eventually moved to move the movable member by a fixed amount. The amount of increase or decrease in operating force to be applied also increases as compared with the conventional device.
弾性部材は、第２項の液圧ブースタにおけるように、
ゴム材料によって成形することが望ましい。弾性部材を
ゴム材料で成形すれば、弾性部材をばねとする場合に比
較して、クリアランスを設けることが容易となる。クリ
アランスが設けられていることから、入力ピストンおよ
びパワーピストンが後退端位置にある状態においては、
入力ピストンに作用する弾性部材による反発力が０とな
る。The elastic member is, as in the hydraulic booster of the second term,
It is desirable to mold with a rubber material. If the elastic member is formed of a rubber material, it becomes easier to provide a clearance than when the elastic member is a spring. Since the clearance is provided, when the input piston and the power piston are at the retracted end positions,
The repulsive force of the elastic member acting on the input piston becomes zero.
また、入力ピストンをパワーピストンに接近させる場
合においてクリアランスが消滅するまでの間、すなわ
ち、弾性部材がパワーピストンおよび入力ピストンに当
接する以前においては、入力ピストンをスプリングの付
勢力に抗して接近させればよいが、当接した後は、スプ
リングの付勢力と弾性部材の反発力との両方に抗して接
近させなければならない。In addition, when the input piston approaches the power piston, until the clearance disappears, that is, before the elastic member contacts the power piston and the input piston, the input piston is caused to approach against the urging force of the spring. However, after contact, it is necessary to approach both the urging force of the spring and the repulsive force of the elastic member.
発明の効果 そのため、本発明に従えば、前記ヒステリシス域の幅
が適度に拡大されるとともに、そのヒステリシス域にお
けるブレーキ操作部材の剛性感が向上し（ブレーキ操作
力の変化量に対するブレーキ操作部材の移動量、すなわ
ち、ブレーキ操作力の変化量に対する入力ピストンの接
近，離間量が減少し）、その結果、液圧ブースタの使い
勝手が向上するという効果が得られる。Therefore, according to the present invention, according to the present invention, the width of the hysteresis region is appropriately enlarged, and the sense of rigidity of the brake operating member in the hysteresis region is improved (movement of the brake operating member with respect to the amount of change in the brake operating force). Amount, ie, the amount of approach and separation of the input piston with respect to the amount of change in the brake operating force is reduced), and as a result, the usability of the hydraulic booster is improved.
さらに、本発明に従えば、弾性部材による入力ピスト
ンの運動エネルギの吸収が行われるため、ブレーキ操作
部材が相当素早く操作されたために入力ピストンがそれ
のパワーピストンへの接近限度を規定するストッパに当
接してもそれ程大きな反力が発生せずに済み、その反力
に起因するブレーキ操作フィーリングの低下が小さく抑
えられるという効果も得られる。Furthermore, according to the present invention, since the kinetic energy of the input piston is absorbed by the elastic member, the brake operating member is operated considerably quickly, so that the input piston hits the stopper which defines the limit of access to the power piston. Even in contact, a large reaction force does not need to be generated, and the effect of reducing the brake operation feeling caused by the reaction force can be suppressed.
さらに、運転者の操作に基づくい入力ピストンの比較
的急激な変化も弾性部材によって吸収されるため、入力
ピストンの移動すなわちパワー液圧の変化が滑らかに行
われるという効果も得られる。Furthermore, since the relatively sudden change of the input piston due to the driver's operation is absorbed by the elastic member, the effect that the movement of the input piston, that is, the change of the power hydraulic pressure is smoothly performed is obtained.
第２項に記載の液圧ブースタにおいては、弾性部材が
ゴム材料で成形されたものであるため、弾性部材をクリ
アランスを設けて容易に所定の位置に配置し得る。ま
た、入力ピストンおよびパワーピストンが後退端位置に
ある状態における反発力を確実に０にすることができ
る。In the hydraulic booster according to the second aspect, since the elastic member is formed of a rubber material, the elastic member can be easily arranged at a predetermined position by providing a clearance. Further, the repulsive force in a state where the input piston and the power piston are at the retracted end positions can be reliably reduced to zero.
実施例 以下、本発明の一実施例である後輪駆動式４輪自動車
用のアンチスキッド／トラクション制御が可能な液圧ブ
ースタ付ブレーキシステムを図面に基づいて詳細に説明
する。アンチスキッド制御は車両制動時に駆動輪である
後輪または非駆動輪である前輪に過大なスリップが発生
することを防止するために行うものであり、一方、トラ
クション制御は車両加速時に駆動輪である後輪に過大な
スリップが発生することを防止するために行うものであ
る。Hereinafter, a brake system with a hydraulic booster capable of performing anti-skid / traction control for a rear-wheel-drive four-wheel vehicle according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The anti-skid control is performed to prevent an excessive slip from occurring in the rear wheel which is a driving wheel or the front wheel which is a non-driving wheel when braking the vehicle, while the traction control is performed when the vehicle is accelerating. This is performed to prevent the occurrence of excessive slip on the rear wheels.
第１図において、10は液圧ブースタ（以下、単にブー
スタという）であり、12はタンデム型ブレーキマスタシ
リンダ（以下、単にマスタシリダという）である。マス
タシリンダ12はハウジング14を備えている。ハウジング
14にはシリンダボア16が形成され、これに第一加圧ピス
トン18および第二加圧ピストン20が液密かつ摺動可能に
嵌合され、それによって各ピストン18,20の前方（図に
おいて左方）にそれぞれ第一加圧室22、第二加圧室24が
形成されている。第一加圧室22はプロポーショニング／
バイパスバルブ（以下、単にP/Bバルブという。図にお
いても同じ）26を経て左後輪30,右後輪32の各ブレーキ
のリヤホイールシリンダ34,36に接続され、一方、第二
加圧室24はP/Bバルブ26を経て左前輪42,右前輪44の各ブ
レーキのフロントホイールシリンダ46,48に接続されて
いる。P/Bバルブ26は、いフロント系統が正常である場
合にはリヤ系統のブレーキ液圧を比例的に減圧する一
方、フロント系統失陥時にはマスタシリンダ12に発生し
たブレーキ液圧をそのままリヤホイールシリンダ34,36
に伝達する機能を有するものである。In FIG. 1, reference numeral 10 denotes a hydraulic booster (hereinafter simply referred to as a booster), and reference numeral 12 denotes a tandem type brake master cylinder (hereinafter simply referred to as a master cylinder). The master cylinder 12 has a housing. housing
The first pressurizing piston 18 and the second pressurizing piston 20 are fitted to the cylinder bore 16 in a liquid-tight and slidable manner. ), A first pressurizing chamber 22 and a second pressurizing chamber 24 are formed. The first pressurizing chamber 22 is proportioning /
A bypass valve (hereinafter simply referred to as a P / B valve; the same applies to the drawing) 26 is connected to the rear wheel cylinders 34, 36 of the brakes of the left rear wheel 30 and the right rear wheel 32. Reference numeral 24 is connected to front wheel cylinders 46 and 48 of brakes of the left front wheel 42 and the right front wheel 44 via the P / B valve 26. The P / B valve 26 proportionally reduces the brake fluid pressure in the rear system when the front system is normal, and uses the brake fluid pressure generated in the master cylinder 12 as it is in the rear wheel cylinder when the front system fails. 34,36
It has the function of transmitting to the user.
P/Bバルブ26とリヤホイールシリンダ34,36との間には
電磁方向切換弁54および電磁液圧制御弁56,58が設けら
れている。電磁方向切換弁54は電磁方向切換弁60を介し
てブースタ10のパワー圧室62とアキュムレータ63とに接
続されており、リヤホイールシリンダ34,36にマスタシ
リンダ圧（マスタシリンダ12に発生する液圧）とパワー
圧（パワー圧室62に発生する液圧）とアキュムレータ圧
（アキュムレータ63に発生する液圧）とのいずれかが供
給されるようになっている。電磁方向切換弁54,60は、
常にはマスタシリンダ圧をリヤホイールシリンダ34,36
に供給する状態にあるが、アンチスキッド制御を行う場
合にはパワー圧、トラクション制御を行う場合にはアキ
ュムレータ圧を供給する状態となるものである。Between the P / B valve 26 and the rear wheel cylinders 34, 36, an electromagnetic direction switching valve 54 and electromagnetic hydraulic pressure control valves 56, 58 are provided. The electromagnetic directional control valve 54 is connected to the power pressure chamber 62 of the booster 10 and the accumulator 63 via the electromagnetic directional control valve 60, and the master cylinder pressure (the hydraulic pressure generated in the master cylinder 12) is applied to the rear wheel cylinders 34 and 36. ), A power pressure (a hydraulic pressure generated in the power pressure chamber 62), and an accumulator pressure (a hydraulic pressure generated in the accumulator 63). The electromagnetic directional valves 54 and 60 are
Always apply master cylinder pressure to rear wheel cylinders 34, 36
When anti-skid control is performed, power pressure is supplied, and when traction control is performed, accumulator pressure is supplied.
一方、P/Bバルブ26とフロントホイールシリンダ46,48
との間には電磁方向切換弁64,66が設けられている。電
磁方向切換弁64,66はそれぞれ電磁液圧制御弁68,70を介
してパワー圧室62に接続されており、フロントホイール
シリンダ46,48にマスタシリンダ圧とパワー圧とのいず
れかが供給されるようになっている。電磁方向切換弁6
4,66は、常にはマスタシリンダ圧をフロントホイールシ
リンダ46,48に供給する状態にあるが、アンチスキッド
制御を行う場合にはパワー圧を供給する状態となるもの
なのである。なお、左，右前輪42,44は駆動輪ではない
ため、それらについてトラクション制御が行われること
はない。On the other hand, the P / B valve 26 and the front wheel cylinders 46, 48
Electromagnetic directional valves 64 and 66 are provided between the two. The electromagnetic directional control valves 64 and 66 are connected to the power pressure chamber 62 via electromagnetic hydraulic pressure control valves 68 and 70, respectively, and either the master cylinder pressure or the power pressure is supplied to the front wheel cylinders 46 and 48. It has become so. Electromagnetic directional valve 6
Nos. 4, 66 are always in a state of supplying the master cylinder pressure to the front wheel cylinders 46, 48, but are in a state of supplying the power pressure when performing anti-skid control. Since the left and right front wheels 42 and 44 are not drive wheels, traction control is not performed on them.
これら電磁方向切換弁54,60,64,66の切換えは電子制
御ユニット（以下、単にECUで表す。図においても同
じ）72により行われる。また、電磁液圧制御弁56,58,6
8,70はそれぞれ三位置に切り換えられるようになってお
り、各車輪30,32,42,44がアンチスキッド制御されると
ともに、駆動輪である左右後輪30,32がトラクション制
御されるようになっている。すなわち、これら電磁液圧
制御弁56,58,68,70によってホイールシリンダ34,36,46,
48の液圧が増圧，保持，減圧されることにより、車輪3
0,32,42,44のスリップ率が適正範囲に保たれるのであ
り、この切換えも、各車輪速度センサ74により車輪30,3
2,42,44の回転速度を検出しつつECU72により行われる
が、よく知られた制御であるため、詳細な説明は省略す
る。なお、ECU72にはイグニションスイッチが接続さ
れ、エンジンの始動に伴って作動を開始するようになっ
ている。The switching of the electromagnetic directional control valves 54, 60, 64, 66 is performed by an electronic control unit (hereinafter simply referred to as ECU; the same applies to the drawings) 72. Also, the electromagnetic hydraulic pressure control valves 56, 58, 6
8, 70 are respectively switched to three positions, so that each wheel 30, 32, 42, 44 is subjected to anti-skid control, and the left and right rear wheels 30, 32, which are driving wheels, are subjected to traction control. Has become. That is, these electromagnetic hydraulic pressure control valves 56, 58, 68, 70 allow the wheel cylinders 34, 36, 46,
When the hydraulic pressure of 48 is increased, maintained, and reduced, wheel 3
The slip rates of 0, 32, 42, and 44 are maintained in an appropriate range.
The control is performed by the ECU 72 while detecting the rotational speeds of 2, 42, and 44. However, since the control is well known, detailed description thereof will be omitted. Note that an ignition switch is connected to the ECU 72, and the ECU 72 starts operating when the engine is started.
前記P/Bバルブ26と前記電磁方向切換弁64,66との間に
は増圧シリンダ80が設けられ、この増圧シリンダ80と前
記パワー圧室62との間にパイロット制御式開閉弁82が設
けられている。また、それら増圧シリンダ80とパイロッ
ト制御式開閉弁82との間には差圧スイッチ84が設けられ
ている。それら増圧シリンダ80等は本出願人が出願した
特願平２−5736号明細書に詳細に記載されているので、
ここでは簡単に説明する。増圧シリンダ80は、P/Bバル
ブ26からの出力液圧を増圧することなく電磁方向切換弁
64,66に伝達する状態と増圧して伝達する状態とに切換
えが可能なものであり、この切換えはパワー圧に基づい
て作動するパイロット制御式開閉弁82によって制御され
る。具体的には、パワー圧が正常である場合には、パイ
ロット制御式開閉弁82が作動しないため増圧シリンダ80
は増圧作用を為し得ないが、パワー圧が失陥した場合に
は、パイロット制御式開閉弁82が作動するため増圧シリ
ンダ80は増圧作用を為し得る。また、差圧スイッチ84
は、パワー圧が正常である場合にはその旨の信号を前記
ECU72に供給するが、パワー圧が失陥した場合にはその
旨の信号を供給するものである。A pressure-intensifying cylinder 80 is provided between the P / B valve 26 and the electromagnetic direction switching valves 64 and 66, and a pilot-controlled open / close valve 82 is provided between the pressure-increasing cylinder 80 and the power pressure chamber 62. Is provided. Further, a differential pressure switch 84 is provided between the pressure-intensifying cylinder 80 and the pilot-controlled on-off valve 82. Since the booster cylinders 80 and the like are described in detail in Japanese Patent Application No. 2-5736 filed by the present applicant,
Here, a brief description will be given. The booster cylinder 80 is an electromagnetic directional control valve without increasing the output hydraulic pressure from the P / B valve 26.
It is possible to switch between a state where the pressure is transmitted to 64 and 66 and a state where the pressure is increased and transmitted, and this switching is controlled by a pilot-controlled open / close valve 82 that operates based on the power pressure. Specifically, when the power pressure is normal, the pilot control on-off valve 82 does not operate, so the booster cylinder 80
Cannot increase the pressure, but when the power pressure fails, the pilot-controlled on-off valve 82 operates, so that the pressure increasing cylinder 80 can increase the pressure. Also, the differential pressure switch 84
If the power pressure is normal, the signal
This is supplied to the ECU 72, and when the power pressure has failed, a signal to that effect is supplied.
前記ハウジング14にはブースタ10のハウジング100が
液密に嵌合されている。このハウジング100内には前記
シリンダボア16に連通したシリンダボア104が形成さ
れ、これにパワーピストン106が液密かつ摺動可能に嵌
合され、それによってハウジング100内の空間が前記パ
ワー圧室62と低圧室108とに区切られている。パワーピ
ストン106の後端の中央部から小径部112が延び出させら
れており、ハウジング100の端壁を液密かつ摺動可能に
貫通して大気に臨まされている。この小径部112内には
それの後端面から大径穴114と小径穴115とが順に形成さ
れており、小径穴115に入力ピストン116が液密かつ摺動
可能に嵌合されている。その結果、入力ピストン116と
小径穴115との間に液室118が形成されているが、この液
室118は連通路120を経てパワー圧室62と常時連通してい
る。入力ピストン116には後退方向にパワー圧が作用さ
せられるようになっているのである。The housing 100 of the booster 10 is fitted in the housing 14 in a liquid-tight manner. A cylinder bore 104 communicating with the cylinder bore 16 is formed in the housing 100, and a power piston 106 is fitted to the cylinder bore 104 in a liquid-tight and slidable manner. Room 108 is separated. A small-diameter portion 112 extends from the central portion of the rear end of the power piston 106, and penetrates the end wall of the housing 100 in a liquid-tight and slidable manner to be exposed to the atmosphere. A large-diameter hole 114 and a small-diameter hole 115 are formed in this small-diameter portion 112 in order from the rear end face thereof, and an input piston 116 is fitted in the small-diameter hole 115 in a liquid-tight and slidable manner. As a result, a liquid chamber 118 is formed between the input piston 116 and the small-diameter hole 115, and the liquid chamber 118 is always in communication with the power pressure chamber 62 via the communication passage 120. The power pressure is applied to the input piston 116 in the backward direction.
パワーピストン106の大径穴114には円筒状の伝達部材
121が摺動可能に嵌合されている。この伝達部材121の内
側には入力ピストン116の後端部が、伝達部材121からの
離脱が不能な状態で嵌合されている。伝達部材121の後
端部の外周面には、円環状のスプリングリテーナ122
が、伝達部材121の後端部に固定の円環状の離脱防止部
材123により離脱を阻止される状態で嵌入されており、
そのスプリングリテーナ122と前記ハウジング100との間
にリターンスプリング124が入力ピストン116と同軸的に
配設されている。入力ピストン116の後端には入力ロッ
ド125がかしめ付けられている。そのため、パワー圧に
比例した大きさの反力が入力ロッド125に与えられると
ともに、リターンスプリング124の付勢力がスプリング
リテーナ122,伝達部材121および入力ピストン116を経て
入力ロッド125に伝達され、その結果、入力ロッド125は
リターンスプリング124によって後退方向に付勢される
ことになる。入力ピストン116は長穴128において、パワ
ーピストン106に取り付けられたピン130に係合させられ
ることにより、パワーピストン106に対する相対的な後
退限度を規制されているため、リターンスプリング124
はパワーピストン106のスプリングとしても機能するこ
とになる。パワーピストン106の後退端位置はストッパ
突起132によって規定され、またパワーピストン106の作
動力は中継ロッド134によって第二加圧ピストン20に伝
達される。なお、入力ロッド125の後端にはブレーキ操
作部材としての図示しないブレーキペダルが連結されて
いる。A large diameter hole 114 of the power piston 106 has a cylindrical transmission member
121 is slidably fitted. The rear end of the input piston 116 is fitted inside the transmission member 121 so that the rear end of the input piston 116 cannot be detached from the transmission member 121. An annular spring retainer 122 is provided on the outer peripheral surface of the rear end of the transmission member 121.
Is fitted to the rear end of the transmission member 121 in a state where the release is prevented by a fixed annular release prevention member 123,
A return spring 124 is disposed coaxially with the input piston 116 between the spring retainer 122 and the housing 100. An input rod 125 is caulked to the rear end of the input piston 116. Therefore, a reaction force having a magnitude proportional to the power pressure is applied to the input rod 125, and the urging force of the return spring 124 is transmitted to the input rod 125 via the spring retainer 122, the transmission member 121, and the input piston 116. Accordingly, the input rod 125 is urged in the backward direction by the return spring 124. Since the input piston 116 is engaged with the pin 130 attached to the power piston 106 in the elongated hole 128 to restrict the retreat limit relative to the power piston 106, the return spring 124
Will also function as a spring for the power piston 106. The retracted end position of the power piston 106 is defined by the stopper projection 132, and the operating force of the power piston 106 is transmitted to the second pressurizing piston 20 by the relay rod 134. A brake pedal (not shown) as a brake operation member is connected to the rear end of the input rod 125.
上記スプリングリテーナ122のパワーピストン106側の
面にはゴムリング136（これが本発明における弾性部材
の一態様にある）が接着され、伝達部材121の外周面に
摺動可能に嵌合された円環状の受け部材138を介してパ
ワーピストン106の後端面に対向させられている。ゴム
リング136と受け部材138との間には、入力ピストン116
もパワーピストン106も後退端位置（図示の原位置）に
ある状態で一定の正の軸方向クリアランスＤが存在する
ように設計されている。A rubber ring 136 (which is an embodiment of the elastic member according to the present invention) is bonded to the surface of the spring retainer 122 on the power piston 106 side, and is annularly slidably fitted to the outer peripheral surface of the transmission member 121. The power piston 106 is opposed to the rear end face via the receiving member 138. The input piston 116 is provided between the rubber ring 136 and the receiving member 138.
Both the power piston 106 and the power piston 106 are designed so that a certain positive axial clearance D exists when the power piston 106 is at the retracted end position (the original position shown).
ブースタ10は制御弁140を備えている。この制御弁140
は弁孔141と、それに液密かつ摺動可能に嵌合されたバ
ルブスプール142とを備えている。バルブスプール142内
には連通孔144が形成され、また、弁孔141には低圧ポー
ト146と高圧ポート148とが開口させられている。The booster 10 has a control valve 140. This control valve 140
Has a valve hole 141 and a valve spool 142 fitted to the valve hole 141 in a liquid-tight and slidable manner. A communication hole 144 is formed in the valve spool 142, and a low-pressure port 146 and a high-pressure port 148 are opened in the valve hole 141.
バルブスプール142の弁孔141に対する相対移動を第２
図〜第５図に概念的に示す。バルブスプール142は第２
図に示すノーマル位置P0においては連通孔144によって
低圧ポート146をパワー圧室62に連通させ、高圧ポート1
48を遮断している。バルブスプール142はこの位置P0か
ら一定距離L1前進（図において左方へ移動）することに
より、第３図に示すように、高圧ポート148を遮断する
とともに低圧ポート146を遮断し始める位置P1（パワー
圧の減圧終了位置でもあり保圧開始位置でもある）に達
し、さらにこの位置P1から一定距離L2前進することによ
り、第４図に示すように、低圧ポート146を遮断すると
ともに高圧ポート148をパワー圧室62に連通させ始める
位置P2（パワー圧の保圧終了位置でもあり増圧開始位置
でもある）に達する。バルブスプール142がさらに前進
すると第５図に示す前進位置P3に達する。この位置P
3は、伝達部材121の前端面がパワーピストン106の小径
部112の、大径穴114と小径穴115とを互に接続する肩面
に当接することによって規定される。すなわち、この肩
面が、入力ピストン116のパワーピストン106に対する相
対的な前進限度を規定するストッパ149なのである。The relative movement of the valve spool 142 with respect to the valve hole 141
This is shown conceptually in FIGS. The valve spool 142 is the second
The communication hole 144 in the normal position P 0 shown in FIG communicates the low pressure port 146 to the power chamber 62, the high pressure port 1
48 are blocked. The valve spool 142 by a predetermined distance L 1 forward from this position P 0 (moved leftward in the figure), as shown in FIG. 3, the position P begins to cut off the low pressure port 146 while blocking the high-pressure port 148 1 reached (is both have pressure-holding starting position under reduced end position of the power pressure), by further predetermined distance L 2 forward from the position P 1, as shown in FIG. 4, as well as blocking the low pressure port 146 The position P 2 (the pressure end position and the pressure increase start position) at which the high pressure port 148 starts to communicate with the power pressure chamber 62 is reached. When the valve spool 142 is further advanced to reach the advanced position P 3 shown in Figure 5. This position P
3 is defined by the front end surface of the transmission member 121 abutting on the shoulder surface of the small diameter portion 112 of the power piston 106 that connects the large diameter hole 114 and the small diameter hole 115 to each other. That is, this shoulder is the stopper 149 that defines the relative advance limit of the input piston 116 with respect to the power piston 106.
また、バルブスプール142は、第４図に示す位置P2か
ら一定距離L2後退することにより、第３図に示すよう
に、高圧ポート148を遮断するとともに低圧ポート146を
パワー圧室62に連通させ始める位置P2（パワー圧の保圧
終了位置でもあり減圧開始位置でもある）に達する。The valve spool 142 by a predetermined distance L 2 retracted from the position P 2 shown in FIG. 4, communication as shown in FIG. 3, the low pressure port 146 while blocking the high pressure port 148 to the power chamber 62 It reaches the position P 2 (the position where the pressure of the power pressure is maintained and the position where the pressure is reduced).
したがって、バルブスプール142が第３図に示す位置P
1と第４図に示す位置P2との間に位置する場合には、バ
ルブスプール142の移動とは無関係にパワー圧が一定に
保たれることとなる。バルブスプール142の一定距離L2
は無効ストロークなのであり、これは一般に0.5〜1.0mm
程度とされる。Therefore, the valve spool 142 is moved to the position P shown in FIG.
1 and when located between the position P 2 shown in Fig. 4, independently so that the power pressure is kept constant and the movement of the valve spool 142. Constant distance L 2 of valve spool 142
Is an invalid stroke, which is generally 0.5-1.0mm
Degree.
なお、前記軸方向クリアランスＤの長さは、バルブス
プール142が第２図に示す位置P0（ノーマル位置）から
前進して第３図に示す位置P1（保圧開始位置）に達した
ときに消滅するように決定されている。The length of the axial clearance D is determined when the valve spool 142 advances from the position P 0 (normal position) shown in FIG. 2 and reaches a position P 1 (pressure holding start position) shown in FIG. Has been determined to disappear.
バルブスプール142は第１図に示すリンク機構150によ
りパワーピストン106と入力ピストン116とに係合させら
れていて、パルブスプール142の移動が入力ピストン116
のパワーピストン106に対する相対的な移動によって引
き起こされるようになっている。リンク機構150はピン1
52によって互に回動可能に連結された第一リンク154と
第二リンク156とを備えたものがあるが、これについて
は前記特開昭62−149547号公報に記載されているので詳
細な説明は省略する。以上の説明から明らかなように、
本実施例においては、制御弁140,リンク機構150等がパ
ワー液圧制御手段158を構成しているのである。The valve spool 142 is engaged with the power piston 106 and the input piston 116 by a link mechanism 150 shown in FIG.
Of the power piston 106 relative to the power piston 106. Link mechanism 150 is pin 1
There is a device provided with a first link 154 and a second link 156 which are rotatably connected to each other by 52, which is described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-1449547, and will be described in detail. Is omitted. As is clear from the above explanation,
In the present embodiment, the control valve 140, the link mechanism 150, and the like constitute the power hydraulic pressure control means 158.
制御弁140は低圧ポート146においてリザーバ160に接
続され、高圧ポード148においてポンプ162および前記ア
キュムレータ63を備えた液圧源163に接続されている。
なお、リザーバ160には前記低圧室108も接続されてい
る。アキュムレータ63にはリザーバ160内のブレーキ液
がポンプ162によって供給される。アキュムレータ圧
は、圧力スイッチ164の出力信号に基づいてモータ166の
発停が前記ECU72によって制御されることにより、一定
範囲に保たれるようになっている。アキュムレータ63内
に蓄えられたブレーキ液がポンプ162に逆流するのを防
止するために逆止弁168が設けられ、また、アキュムレ
ータ圧が異常に高くなることを防止するためにリリーフ
弁170が設けられている。アクムレータ63にはまた、圧
力センサ172も設けられている。The control valve 140 is connected at a low pressure port 146 to a reservoir 160 and at a high pressure port 148 to a pump 162 and a hydraulic source 163 with the accumulator 63.
The low pressure chamber 108 is also connected to the reservoir 160. The brake fluid in the reservoir 160 is supplied to the accumulator 63 by the pump 162. The accumulator pressure is kept within a certain range by controlling the start and stop of the motor 166 by the ECU 72 based on the output signal of the pressure switch 164. A check valve 168 is provided to prevent the brake fluid stored in the accumulator 63 from flowing back to the pump 162, and a relief valve 170 is provided to prevent the accumulator pressure from becoming abnormally high. ing. The accumulator 63 is also provided with a pressure sensor 172.
以上のように構成された液圧ブースタ付ブレーキシス
テムにおいては、エンジンの始動と共にECU72の主体を
成すコンピュータの初期設定が行われる。また、電磁方
向切換弁54,60,64,66および電磁液圧制御弁56,58,68,70
は常には図示の原位置に保たれる。In the brake system with the hydraulic booster configured as described above, the computer that forms the main part of the ECU 72 is initialized at the same time as the start of the engine. Further, the electromagnetic directional control valves 54, 60, 64, 66 and the electromagnetic hydraulic pressure control valves 56, 58, 68, 70
Is always kept in the original position shown.
この状態からブレーキペダルが踏み込まれれば、入力
ピストン116がパワーピストン106に接近しようとする。
ゴムリング136と受け部材138との間には軸方向クリアラ
ンスＤが存在するから、それが消滅するまでの間は、入
力ピストン116は従来のブースタにおけると同様に、リ
ターンスプリング124の付勢力に打ち勝つのみでパワー
ピストン106に接近し得る。したがって、この場合にお
けるバルブスプール142の軸方向位置とブレーキペダル
に加えられる踏力との関係は第６図のグラフの領域Ａで
表されるものとなる。When the brake pedal is depressed from this state, the input piston 116 attempts to approach the power piston 106.
Since the axial clearance D exists between the rubber ring 136 and the receiving member 138, the input piston 116 overcomes the biasing force of the return spring 124 as in the conventional booster until the clearance D disappears. Only the power piston 106 can be approached. Therefore, the relationship between the axial position of the valve spool 142 and the pedaling force applied to the brake pedal in this case is represented by the area A in the graph of FIG.
しかし、その軸方向クリアランスＤが消滅した後、す
なわち、バルブスプール142が位置P1に達した後には、
入力ピストン116がパワーピストン106に接近するために
はゴムリング136を圧縮してそれの軸方向寸法を減少さ
せることが必要である。また、ゴムリング136は適当な
弾性（ばね特性）を付与されている。そのため、入力ピ
ストン116はゴムリング136の反発力とリターンスプリン
グ124の付勢力との双方に打ち勝たない限りパワーピス
トン106に接近し得ない。したがって、この場合におけ
るバルブスプール142の軸方向位置と踏力との関係は同
グラフの領域Ｂで表されるものとなる。この領域Ｂのう
ち領域Ｃがバルブスプール142の無効ストローク領域で
ある。従来のブースタにおいては、バルブスプール142
が無効ストローク領域全域を移動する間に踏力が変化す
る量（以下、単に踏力変化量という）は図においてF1で
示すものとなるのに対し、本ブースタ10においては、図
においてF2で示すものとなる。F2はF1より大きいから、
本ブースタ10の方が従来のブースタより踏力変化量が増
加し、その結果、バルブスプール142が無効ストローク
領域に存在する状態におけるブレーキペダルの剛性感が
向上する。ブレーキペダルがマスタリンダ圧を保持する
踏込み状態でブレーキペダルを小幅にポンピングする際
に適度なブレーキペダルの剛性感が得られるのである。However, after the axial clearance D is extinguished, i.e., after the valve spool 142 has reached the position P 1 is
In order for the input piston 116 to approach the power piston 106, it is necessary to compress the rubber ring 136 to reduce its axial dimension. Further, the rubber ring 136 is provided with appropriate elasticity (spring characteristics). Therefore, the input piston 116 cannot approach the power piston 106 unless it overcomes both the repulsive force of the rubber ring 136 and the urging force of the return spring 124. Therefore, the relationship between the axial position of the valve spool 142 and the pedaling force in this case is represented by the region B in the graph. The area C of the area B is an invalid stroke area of the valve spool 142. In conventional boosters, the valve spool 142
The amount of pedal force is changed while the moving the ineffective stroke entire region (hereinafter, simply referred to as pedal force change amount), whereas is as shown by F 1 in FIG., In the booster 10 is indicated by F 2 in FIG. It will be. From F 2 is greater than F 1,
The amount of change in the pedaling force of the booster 10 is larger than that of the conventional booster, and as a result, the sense of rigidity of the brake pedal in a state where the valve spool 142 exists in the invalid stroke region is improved. When the brake pedal is pumped to a small width in a depressed state in which the brake pedal holds the master cylinder pressure, an appropriate sense of rigidity of the brake pedal can be obtained.
また、ブレーキペダルが相当素早く踏み込まれた場合
には、従来のブースタにおいては、入力ピストン116が
いきおいよくパワーピストン106のストッパ149に当接
し、その反力がブレーキペダルを介して運転者に伝達さ
れてしまい、操作フィーリングが悪い。しかし、本ブー
スタ10においては、入力ピストン116がストッパ149に当
接するまでにはゴムリング136が相当変形して入力ピス
トン116の運動エネルギが吸収されるため、当接時に入
力ピストン116にそれ程大きな反力は生じず、操作フィ
ーリングが向上する。なお、本実施例においては、第６
図に示すように、ゴムリング136の圧縮量が多い程、圧
縮量に対する反発力の変化量が増加するように設計され
ているため、当接による反力が効果的に低減させられ
る。Further, when the brake pedal is depressed considerably quickly, in the conventional booster, the input piston 116 vigorously contacts the stopper 149 of the power piston 106, and the reaction force is transmitted to the driver via the brake pedal. The operation feeling is bad. However, in the booster 10, the rubber ring 136 is considerably deformed and the kinetic energy of the input piston 116 is absorbed before the input piston 116 contacts the stopper 149. No force is generated, and the operation feeling is improved. In the present embodiment, the sixth
As shown in the figure, the larger the compression amount of the rubber ring 136, the larger the change amount of the repulsion force with respect to the compression amount, so that the reaction force due to the contact is effectively reduced.
また、ブレーキペダルの踏込みを解除する場合には、
前記の場合とは逆の過程を経ることになるが、この際、
バルブスプール142が位置P2から位置P1まで移動する間
は、パワー圧もマスタシリンダ圧も一定に保たれる。つ
まり、踏力減少にかかわらずマスタシリンダ圧が一定に
保たれるのであり、これがヒステリシスなのである。ブ
レーキペダルを非作用状態から踏み込み、次いで、その
踏込みを解除して非作用状態に復帰させた場合における
踏力とマスタシリンダ圧との関係の一例を第７図にグラ
フで表す。同図におけるヒステリシスの幅は、第６図に
おけるF2と、ブースタ10およびマスタシリンダ12に存在
する摺動抵抗との和によって決まり、F2はF1より大きい
から、本ブースタ10の方が従来のブースタよりヒステリ
シスの幅が増加していて、マスタシリンダ圧を一定に保
つためのブレーキ操作が簡単で済む。Also, when releasing the brake pedal,
The process will be the reverse of the previous case,
While the valve spool 142 is moved from the position P 2 to the position P 1, the power pressure is also the master cylinder pressure is also kept constant. That is, the master cylinder pressure is kept constant irrespective of the reduction in the pedaling force, which is the hysteresis. FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the pedaling force and the master cylinder pressure when the brake pedal is depressed from the non-operating state and then released to return to the non-operating state. Hysteresis width in the figure, and F 2 in FIG. 6, determined by the sum of the sliding resistance that exists in the booster 10 and master cylinder 12, F 2 from greater than F 1, towards the booster 10 is conventional The width of the hysteresis is larger than that of the booster, and the brake operation for keeping the master cylinder pressure constant can be simplified.
車両発進時に後輪30,32のスリップ率が高くなれば、
電磁方向切換弁54,60が切り換えられてアキュムレータ
圧が電磁液圧制御弁56,58に供給され、これら制御弁56,
58によってリヤホイールシリンダ34,36の液圧が制御さ
れるトラクション制御が行われる。If the slip ratio of the rear wheels 30, 32 increases when the vehicle starts,
The electromagnetic directional control valves 54 and 60 are switched, and accumulator pressure is supplied to the electromagnetic hydraulic pressure control valves 56 and 58.
The traction control in which the hydraulic pressure of the rear wheel cylinders 34, 36 is controlled by 58 is performed.
また、車両制動時に、車輪30,32,42,44のスリップ率
が高くなれば、電磁方向切換弁54,60,64,66が切り換え
られてパワー圧が電磁液圧制御弁56,58,68,70に供給さ
れ、これら制御弁56,58,68,70によってホイールシリン
ダ34,36,46,48の液圧が制御されるアンチスキッド制御
が行われる。Also, when the slip rate of the wheels 30, 32, 42, 44 increases during braking of the vehicle, the electromagnetic direction switching valves 54, 60, 64, 66 are switched, and the power pressure is changed to the electromagnetic hydraulic pressure control valves 56, 58, 68. , 70, and the control valves 56, 58, 68, 70 perform anti-skid control in which the hydraulic pressure of the wheel cylinders 34, 36, 46, 48 is controlled.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明
したが、本発明はその他の態様で実施することが可能で
ある。As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention can be implemented in another aspect.
例えば、上記実施例においては、パワーピストン106
と、入力ピストン116と一体的に移動する伝達部材121と
の間に弾性部材が配置されていたが、例えば、パワーピ
ストン106と、入力ピストン116と一体的に移動する入力
ロッド125との間に配置してもよい。For example, in the above embodiment, the power piston 106
And an elastic member was arranged between the input piston 116 and the transmission member 121 moving integrally, for example, between the power piston 106 and the input rod 125 moving integrally with the input piston 116. It may be arranged.
これらの他にも当業者の知識に基づいて種々の変形，
改良を施した態様で本発明を実施することが可能であ
る。Various other modifications based on the knowledge of those skilled in the art,
It is possible to carry out the invention in an improved manner.
第１図は本発明の一実施例である４輪自動車用のアンチ
スキッド／トラクション制御式の液圧ブースタ付ブレー
キシステムを示す系統図である。第２図〜第５図はそれ
ぞれ、その液圧ブースタにおけるバルブスプールの移動
の様子を概念的に示す図である。第６図はそのバルブス
プールの軸方向位置と踏力との関係の一例を示すクラフ
である。第７図は上記ブレーキシステムにおける踏力と
マスタシリンダ圧との関係の一例を示すグラフである。 10:液圧ブースタ 12:タンデム型ブレーキマスタシリンダ 34,36:リヤホイールシリンダ 46,48:フロントホイールシリンダ 136:ゴムリング 158:パワー液圧制御手段FIG. 1 is a system diagram showing an anti-skid / traction control type brake system with a hydraulic booster for a four-wheeled vehicle according to one embodiment of the present invention. 2 to 5 are views conceptually showing the movement of the valve spool in the hydraulic booster. FIG. 6 is a cliff showing an example of the relationship between the axial position of the valve spool and the pedaling force. FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the pedaling force and the master cylinder pressure in the brake system. 10: Hydraulic pressure booster 12: Tandem type brake master cylinder 34, 36: Rear wheel cylinder 46, 48: Front wheel cylinder 136: Rubber ring 158: Power hydraulic pressure control means
フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭60−193753（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−92767（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−48258（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−80148（ＪＰ，Ａ) 実開 昭51−56492（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭61−150264（ＪＰ，Ｕ)Continuation of the front page (56) References JP-A-60-199373 (JP, A) JP-A-2-92767 (JP, A) JP-A-2-48258 (JP, A) JP-A-62-80148 (JP, A) , A) Japanese Utility Model Showa 51-56492 (JP, U) Japanese Utility Model Showa 61-150264 (JP, U)
Claims (2)
と、その入力ピストンとハウジングとの間に設けられ、
入力ピストンを後退方向に付勢するスプリングと、ブレ
ーキマスタシリンダの加圧ピストンと連携するとともに
パワー液圧により前進方向に作動させられるパワーピス
トンと、ブレーキ操作力の増加時には前記入力ピストン
の前記パワーピストンに対する相対的な前進に伴って前
記パワー液圧を増加させ、ブレーキ操作力の減少時には
入力ピストンのパワーピストンに対する相対的な後退に
伴ってパワー液圧を減少させるパワー液圧制御手段とを
含む車両用液圧ブースタにおいて、 前記入力ピストンと前記パワーピストンとの間に、自身
の弾性により、ブレーキ操作力の増加、減少量に対する
入力ピストンのパワーピストンに対する相対的な前進，
後退量をそれぞれ低減させる弾性部材を配置したことを
特徴とする車両用液圧ブースタ。An input piston cooperating with a brake operating member, and provided between the input piston and a housing,
A spring for urging the input piston in a backward direction, a power piston that cooperates with a pressurizing piston of a brake master cylinder and is operated in a forward direction by power hydraulic pressure, and the power piston of the input piston when a brake operating force increases. Power hydraulic pressure control means for increasing the power hydraulic pressure with the advance relative to the power piston and decreasing the power hydraulic pressure with the retreat of the input piston relative to the power piston when the brake operation force decreases. In the hydraulic booster for use, between the input piston and the power piston, due to its own elasticity, relative movement of the input piston with respect to the power piston with respect to an increase or decrease in the brake operating force,
A hydraulic booster for a vehicle, wherein an elastic member for reducing the amount of retreat is arranged.
その弾性部材と前記入力ピストンおよび前記パワーピス
トンの少なくとも一方との間にクリアランスを設けたこ
とを特徴とする請求項１に記載の車両用液圧ブースタ。2. The elastic member is formed of a rubber material,
The hydraulic booster for a vehicle according to claim 1, wherein a clearance is provided between the elastic member and at least one of the input piston and the power piston.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2240924A JP2660606B2 (en) | 1990-09-10 | 1990-09-10 | Vehicle hydraulic booster |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2240924A JP2660606B2 (en) | 1990-09-10 | 1990-09-10 | Vehicle hydraulic booster |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04121262A JPH04121262A (en) | 1992-04-22 |
| JP2660606B2 true JP2660606B2 (en) | 1997-10-08 |
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ID=17066676
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2240924A Expired - Lifetime JP2660606B2 (en) | 1990-09-10 | 1990-09-10 | Vehicle hydraulic booster |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2660606B2 (en) |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5156492U (en) * | 1974-10-30 | 1976-05-01 | ||
| DE3406520A1 (en) * | 1984-02-23 | 1985-08-29 | Alfred Teves Gmbh, 6000 Frankfurt | VACUUM-POWERED BRAKE-AMPLIFIER |
| JPH0357565Y2 (en) * | 1985-03-12 | 1991-12-27 | ||
| JPS62231863A (en) * | 1986-03-31 | 1987-10-12 | Nissin Kogyo Kk | Reaction mechanism for booster |
-
1990
- 1990-09-10 JP JP2240924A patent/JP2660606B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
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| JPH04121262A (en) | 1992-04-22 |
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