JP4000430B2

JP4000430B2 - accumulator

Info

Publication number: JP4000430B2
Application number: JP14905498A
Authority: JP
Inventors: 利男高山; 邦洋松永
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1998-05-29
Filing date: 1998-05-29
Publication date: 2007-10-31
Anticipated expiration: 2018-05-29
Also published as: JPH11334577A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストン型のアキュムレータに係り、特に自動車等の車両のブレーキ液圧制御装置に好適に用いられるアキュムレータに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の車両の液圧式制動装置において、運転者のブレーキ操作によって発生するマスタシリンダの液圧に基づいて、各車輪のブレーキ装置を作動させるホィールシリンダに供給する液圧を電気的に制御することにより、倍力制御、アンチロック制御およびトラクション制御等を可能としたブレーキ液圧制御装置（いわゆる、ブレーキ・バイ・ワイヤ装置）が知られている。
【０００３】
この種のブレーキ液圧制御装置の一例について、図４を参照して説明する。図４に示すように、ブレーキ液圧制御装置１は、運転者によるブレーキペダル２の操作によって液圧を発生させるマスタシリンダ３と、マスタシリンダ３から吐出されたブレーキ液を導入して蓄圧することによってペダルストロークを付与するストロークシミュレータとしてのアキュムレータ４と、液圧によって各車輪のブレーキ装置を作動させるホィールシリンダ５と、ホィールシリンダ５に供給する液圧を発生させる液圧ポンプ６、モータ７、アキュムレータ８およびリザーバ９等からなる液圧供給源10と、液圧供給源10とホィールシリンダ５との間のブレーキ液の給排を制御する液圧制御弁11と、マスタシリンダ３の液圧に基づいて液圧制御弁11を制御する電子制御ユニット12とを備えている。
【０００４】
そして、通常は、運転者のブレーキペダル２の操作によってマスタシリンダ３から吐出されたブレーキ液をアキュムレータ４に導入して蓄圧し、ブレーキペダル２に踏力に応じたストロークおよび反力を付与し、このときのマスタシリンダ３の液圧を液圧センサ13によって検知し、この液圧に基づいて、電子制御ユニット12よって液圧制御弁11を制御して、所定の倍力比をもって液圧供給源10からホィールシリンダ５へ液圧を供給して制動力を発生させる。また、速度センサ14からの車輪の回転速度情報に基づいて、車輪のスリップ状態を判定し、これに基づいて液圧制御弁11を制御して適宜車輪への制動力を加減することによって、アンチロック制御およびトラクション制御を行うことができる。
【０００５】
このとき、ホィールシリンダ５の液圧を液圧センサ15によって検知し、制動操作時にこの液圧が上昇しない場合には、フェイルセーフ弁16およびパイロット型開閉弁を図示の位置に切り換えて、マスタシリンダ３が発生する液圧を直接ホィールシリンダ５へ伝達することにより、フェイル時の制動力を確保する。
【０００６】
次に、この種のブレーキ液圧制御装置のストロークシミュレータとして用いられる従来のアキュムレータの一例について、図５を参照して説明する。図５に示すように、アキュムレータ18は、ピストン型のアキュムレータであって、段付シリンダ19の小径ボア20内に、ピストン21が摺動可能に嵌装され、大径ボア22内に、２つのばね受け23，24が挿入されている。ピストン21に隣接する一方のばね受け23は、大径ボア22に沿って移動可能に案内されており、他方のばね受け24は、大径ボア22の端部に固定されている。
【０００７】
ピストン21とばね受け23との間には、小径ばね25（戻しばね）が所定のセット荷重をもって介装されており、２つのばね受け23，24間には、大径ばね26（戻しばね）が所定のセット荷重をもって介装されている。ここで、小径ばね25のばね定数は、大径ばね26のばね定数よりも充分小さく設定されており、ピストン21が小径ボア20内の液圧を受けて後退する際、まず、小径ばね25がばね定数の差から主となって圧縮され、ピストン21がばね受け23に当接した後、大径ばね26だけが圧縮されてピストン21とばね受け23とが一体となって後退するようになっている。
【０００８】
小径ボア20には、ブレーキ液圧制御装置のマスタシリンダに接続される入出ポート27が連通され、また、大径ボア22には、ドレンポート28が連通されている。
【０００９】
この構成により、ブレーキペダルの操作によってマスタシリンダから吐出されたブレーキ液は、入出ポート27から段付シリンダ19の小径ボア20へ導入されて、その液圧に応じてピストン21を後退させる。このとき、入出ポート27の液圧が起動液圧p₁に達すると、まず、ばね定数の小さな小径ばね25が主となって圧縮されることにより（図６の区間Ａ−Ｂ参照）、ブレーキペダルの初期ストローク領域の剛性を小さくし、入力増加割合に対するストローク増加割合を大きくしている。次いで、入力ポート27の液圧が液圧p₂に達すると、ピストン21が間隔D₄だけストロークしてばね受け23に当接して、その後は、ばね定数の大きな大径ばね26が圧縮されることにより（図６の区間Ｂ−Ｃ参照）、ペダルストローク増加割合に対して反力増加割合を多く付与することができる。そして、入力ポート27の液圧が液圧p₃に達すると、ばね受け23が間隔D₅だけストロークしてばね受け24に当接する。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、ブレーキ液圧制御装置のストロークシミュレータとして使用されるアキュムレータは、ブレーキペダルの操作感の観点から、ペダルストローク初期においてピストンが移動し始める起動液圧が充分低く、その後、液圧の上昇とともにその反力が増大し、ペダルストローク終期には、充分大きなな反力が得られるような特性が望まれる。
【００１１】
図５に示す従来例のアキュムレータ18では、ピストン21の起動液圧は、ばねのセット荷重、ピストン21の受圧面積および摺動抵抗によって決定される。ここで、液圧によって発生するピストン21の推力は、その受圧面積によって決定され、受圧面積に比例、すなわち、直径の２乗に比例する。これに対して、ピストン21の摺動抵抗は、その周長さに比例、すなわち、直径にほぼ比例する。また、小径ばね25のセット荷重は、摺動抵抗に抗してピストンを原位置に戻すだけの力が必要である。
【００１２】
したがって、ピストン21の直径を大きくすれば、その摺動抵抗に対して推力の増大の割合が大きくなるため、結果的に、ピストン21の起動液圧を低下させることができる。しかしながら、ピストン21の直径を大きくして、その受圧面積を大きくすると、充分なペダル反力および液圧を確保するために、大径ばね26のばね力を非常に大きくする必要があり、大径ばね26が大型化してスペース効率が低下するという問題を生じる。
【００１３】
このため、従来のアキュムレータでは、起動液圧と戻しばねの寸法との妥協点に基づいてピストンの直径を決定していたため、設計の自由度が小さく、充分満足できる特性を得ることが困難であった。
【００１４】
本発明は、上記の点に鑑みてなされたものであり、起動液圧を充分低くすることができ、かつ、充分なペダル反力および液圧を確保することができ、しかも、小型化を達成することができるアキュムレータを提供することを目的とする。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、請求項１の発明は、ブレーキペダルの操作によってマスタシリンダが発生する液圧を蓄圧するアキュムレータにおいて、シリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装された大径ピストンおよび小径ピストンと、該大径および小径ピストンをそれぞれ付勢するばね手段と、前記大径ピストンの移動量を規制する規制手段とを備え、前記シリンダ内の液圧の上昇にともない、前記大径ピストンがそのばね手段のばね力に抗して移動し、前記規制手段によってその移動が規制された後、前記小径ピストンがそのばね手段、次いで前記大径ばねのばね手段のばね力に順次抗して移動して蓄圧することを特徴とする。
【００１６】
このように構成したことにより、液圧の上昇にともない、まず、受圧面積の大きな大径ピストンが移動するので、起動液圧を低くすることができ、次いで、受圧面積の小さい小径ピストンが移動するので、液圧の上昇に対する反力の増大の割合を大きくすることができる。
【００１７】
請求項２の発明は、上記請求項１の構成において、前記大径ピストンのばね手段は、前記小径ピストンのばね手段より、ばね力が大きく、前記小径ピストンは、そのばね手段を変位させた後、前記大径ばねのばね手段を変位させることを特徴とする。
【００１８】
このように構成したことにより、小径ピストンがばね力の大きな大径ピストンのばね手段を変位させたとき、液圧の上昇に対する反力の増大の割合が大きくなる。
【００１９】
また、請求項３の発明は、上記請求項１または２の構成において、前記小径ピストンは、前記大径ピストン内に形成されたシリンダに嵌装されていることを特徴とする。
【００２０】
このように構成したことにより、スペース効率が向上する。
【００２１】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２２】
第１実施形態について図１ないし図３を参照して説明する。図１に示すように、第１実施形態に係るアキュムレータ29は、ピストン型のアキュムレータであって、段付シリンダ30（シリンダ）の小径ボア31内に、略円筒状の大径ピストン32（受圧面積大）が摺動可能に嵌装されており、大径ボア33内に、ばね受け34が移動可能に案内されている。大径ピストン32に形成されたシリンダ部35内には、小径ピストン36（受圧面積小）が摺動可能に嵌装されている。図中、符号37，38は、ピストンシールである。大径ピストン32および小径ピストン36によって小径ボア31内に形成された圧力室39には、マスタシリンダに接続される入出ポート40が連通され、大径ボア33には、ドレンポート41が連通されている。
【００２３】
ばね受け34と大径ボア33の底部のばね受け部42との間には、大径の第１ばね43（ばね手段）が介装されており、ばね受け34は、第１ばね43のばね力によって、その先端部に形成された円筒状の当接部44を大径ピストン32の後端部に当接させて、大径ピストン32を小径ボア31の底部に押しつけている。ばね受け34と小径ピストン36との間には、小径の第２ばね45（ばね手段）が介装されており、小径ピストン36は、その先端部が第２ばね45のばね力によってシリンダ部35の先端側開口部に形成された段部46に押しつけられている。
【００２４】
小径ボア31の大径ボア33側の端部には、大径ピストン32の後端部に当接して、大径ピストン32のストロークを間隔D₁に規制する段部47（規制手段）が形成されている。小径ピストン36の後端部には、小径ピストン36が大径ピストン32に対して、間隔D₂だけストロークしたとき、ばね受け34に当接する当接部48が突出されている。また、大径ボア33の底部には、ばね受け34に当接して、そのストロークを間隔D₃に規制するストッパ部49が形成されている。
【００２５】
第１ばね43および第２ばね45のばね力は、圧力室39内のブレーキ液の圧力が上昇したとき、まず、大径ピストン32および小径ピストン36の合計推力によって、ばね受け34が後退して第１ばね43を圧縮し、大径ピストン32が段部47に当接したとき、小径ピストン36の推力が第２ばね45のセット荷重に達して、小径ピストン36が第２ばね45を圧縮して後退し始め、さらに、小径ピストン36の当接部48がばね受け34に当接すると、小径ピストン36とばね受け34とが一体となって後退して第１ばね43を圧縮するように設定されている。
【００２６】
以上のように構成した第１実施形態の作用について次に説明する。
【００２７】
アキュムレータ29の入出ポート40から圧力室39に導入される液圧と、導入液量（すなわち、ペダルストローク）、第１、第２ばね43，45のばね力および間隔D₁，D₂，D₃との関係を示す図２を参照して説明する。
【００２８】
ブレーキペダルの操作によって、マスタシリンダから吐出されたブレーキ液は、入出ポート40から圧力室39に導入されて、その液圧に応じて大径ピストン32および小径ピストン36を後退させる。大径ピストン32の推力は、ばね受け34の当接部44に直接伝達され、また、小径ピストン36の推力は、第２ばね45を介してばね受け34に伝達され、圧力室39の液圧が起動液圧P₁に達すると、大径および小径ピストン32，36の合計推力が第１ばね43のセット荷重に達して、第１ばね43を圧縮して、大径、小径ピストン32，36およびばね受け34が一体となって後退する（区間ａ−ｂ）。この間、小径ピストン36の受圧面積に作用する液圧によって生じる推力は、第２ばね45のセット荷重に達しないため、小径ピストン36は、大径ピストン32に対して相対移動しない。
【００２９】
圧力室39の液圧が液圧P₂に達すると、大径ピストン32が間隔D₁だけストロークして段部47に当接し、そのストロークが規制されるとともに、小径ピストン36の推力が第２ばね45のセット荷重に達する。その後は、圧力室39の液圧の上昇にともない、小径ピストン36の推力によって第２ばね45が圧縮されて、小径ピストン45のみが後退する（区間ｂ−ｃ）。
【００３０】
圧力室39の液圧が液圧P₃に達すると、小径ピストン45が大径ピストン32に対して、間隔D₂だけストロークしてばね受け34に当接するとともに、小径ピストン36の推力がそのときの第１ばね43のばね力に達する。その後は、液圧室39の液圧の上昇にともない、小径ピストン36の推力によって第１ばね43が圧縮されて、小径ピストン36とばね受け34が一体となって後退する。そして、圧力室39の液圧が液圧P₄に達すると、ばね受け34が間隔D₃だけストロークしてストッパ部49に当接する（区間ｃ−ｄ）。
【００３１】
このようにして、ブレーキペダルのストローク初期に相当する区間ａ−ｂにおいては、大径および小径ピストン32，36の合計受圧面積（受圧面積大）に作用する液圧によって生じる推量により、第１ばね43を圧縮することになるので、大径ピストン32の摺動抵抗の影響を小さくして起動液圧を充分低くすることができ、ペダルストロークの動作を円滑に立ち上げることができる。
【００３２】
その後、区間ｂ−ｃにおいては、小径ピストン36のみ受圧面積（受圧面積小）に作用する液圧によって生じる推力により、第２ばね45を圧縮することになるので、ブレーキペダルのストロークに対する反力を適度に高めて、良好なブレーキ操作感を得ることができる。
【００３３】
さらに、ブレーキペダルのストローク後期に相当する区間ｃ−ｄにおいては、小径ピストン36のみ受圧面積（受圧面積小）に作用する液圧によって生じる推力により、第２ばね45よりもばね力の大きな第１ばね43を圧縮することになるので、ブレーキペダルのストロークに対する反力がさらに高まり、区間ｂ−ｃよりも剛性感（踏み応え）を高めて、理想的なブレーキ操作感を得ることができる。なお、区間ａ−ｂに対して、同じ第１ばね43を圧縮することになるが、ピストンの受圧面積が小さくなっているので、結果的に反力増加割合は大きくなる。これにより、第１ばね43を大きくすることなく、ペダルストローク終期において充分な液圧およびペダル反力を確保することができる。
【００３４】
次に、本発明の第２実施形態について、図３を参照して説明する。
【００３５】
図３に示すように、第２実施形態に係るアキュムレータ50は、両端部に大径ボア51および小径ボア52を有し、こららの間に中径ボア53を有する段付シリンダ54（シリンダ）の大径および小径ボア51，52内に、それぞれ大径および小径ピストン55，56が摺動可能に嵌装され、中径ボア53内に、ばね受け57が移動可能に案内されている。図中、符号58，59はピストンシールである。
【００３６】
大径ピストン55によって大径ボア51内に形成された圧力室60には、入出ポート61が連通され、小径ピストン56によって小径ボア52内に形成された圧力室62には、入出ポート63が連通されており、中径ボア53には、ドレンポート64が連通されている。なお、入出ポート61および63には、共通のマスタシリンダが接続される。
【００３７】
大径ピストン55とばね受け57との間には、大径の第１ばね65（ばね手段）が介装されており、大径ピストン55を大径ボアの底部に押しつけるとともに、ばね受け57を中径ボア53と小径ボア52との間に形成された段部66に押しつけている。また、小径ピストン56とばね受け57との間には、小径の第２ばね64（ばね手段）が介装されており、小径ピストン56を小径ボア52の底部に押しつけている。
【００３８】
大径ピストン55は、大径ボア51と中径ボア53との間に形成された段部68（規制手段）に当接することによって、そのストロークが間隔D₁に規制されている。小径ピストン56は、間隔D₂だけストロークしたとき、ばね受け57の一端部に当接するようになっている。また、ばね受け57は、その一端部が段部66に当接した位置から、間隔D₃だけ移動したとき、段部68に当接した大径ピストン55の後端部に当接するようになっている。
【００３９】
第１ばね65および第２ばね67のばね力は、第１ばね65のばね力のほうが第２ばね67のばね力よりも大きく、圧力室60，62内のブレーキ液の圧力が上昇したとき、まず、大径ピストン55（受圧面積大）の推力によって、第１ばね65が圧縮され、大径ピストン55が段部68に当接したとき、小径ピストン56の推力が第２ばね67のセット荷重に達して、小径ピストン36が第２ばね67を圧縮して後退し始め、さらに、小径ピストン56ががばね受け57に当接すると、小径ピストン56とばね受け57とが一体となって後退して第１ばね65を圧縮するように設定されている。
【００４０】
次に、以上のように構成した第２実施形態の作用について、図２をも参照して説明する。
【００４１】
ブレーキペダルの操作によって、マスタシリンダから吐出されたブレーキ液は、入出ポート61，63から圧力室60，62に導入されて、まず、大径ピストン55を後退させて第１ばね65を圧縮する（図２の区間ａ−ｂ）。マスタシリンダの液圧が上昇して、大径ピストン55が段部68に当接すると、圧力室62の圧力（圧力室60の圧力に等しい）によるピストン56の推力が第２ばね67のセット荷重に達して、小径ピストン56が後退し始める（図２の区間ｂ−ｃ）。そして、小径ピストン56がばね受け57に当接すると、小径ピストン56とばね受け57が一体となって後退して第１ばね65を圧縮する（図２の区間ｃ−ｄ）。
【００４２】
これにより、アキュムレータ50の入出ポート61，63から圧力室60，62に導入される液圧と、導入液量（すなわち、ペダルストローク）、第１、第２ばね65，67のばね力および間隔D₁，D₂，D₃との関係は、上記第１実施形態と同様に図２に示すようになる。その結果、起動液圧を充分低くして、制動力を円滑に立ち上げ、その後、液圧の上昇にともなってブレーキペダルのストロークに対する反力を適度に高めて良好なブレーキ操作感を得ることができ、さらに、ペダルストローク終期において充分な液圧およびペダル反力を確保することができる。
【００４３】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１の発明のアキュムレータは、ピストン型のアキュムレータにおいて、大径ピストンおよび小径ピストンと、該大径および小径ピストンをそれぞれ付勢するばね手段と、前記大径ピストンの移動量を規制する規制手段とを備え、前記シリンダ内の液圧の上昇にともない、前記大径ピストンがそのばね手段のばね力に抗して移動し、前記規制手段によってその移動が規制された後、前記小径ピストンがそのばね手段、次いで前記大径ばねのばね手段のばね力に順次抗して移動するようにしたことにより、液圧の上昇にともない、まず、受圧面積の大きな大径ピストンが移動するので、ピストンの起動液圧を低くすることができ、次いで、受圧面積の小さい小径ピストンが移動するので、液圧の上昇に対する反力の増大の割合を大きくすることができる。その結果、ピストンの摺動抵抗の影響を小さくし、起動液圧を充分低くして制動力を円滑に立ち上げ、その後、液圧の上昇にともなってブレーキペダルのストロークに対する反力を適度に高めて良好なブレーキ操作感を得ることができ、さらに、ペダルストローク終期において充分な液圧およびペダル反力を確保することができる。
【００４４】
請求項２の発明は、上記請求項１の構成において、前記大径ピストンのばね手段は、前記小径ピストンのばね手段より、ばね力が大きく、前記小径ピストンは、そのばね手段を変位させた後、前記大径ばねのばね手段を変位させるようにしたことにより、小径ピストンがばね力の大きな大径ピストンのばね手段を変位させたとき、液圧の上昇に対する反力の増大の割合が大きくなるので、ペダルストローク終期において充分な液圧およびペダル反力を確保することができる。
【００４５】
また、請求項３の発明は、上記請求項１または２の構成において、前記小径ピストンが、前記大径ピストン内に形成されたシリンダに嵌装されているので、スペース効率を向上させて、小型化を達成することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係るアキュムレータの縦断面図である。
【図２】図１の装置の特性を示す図である。
【図３】本発明の第２実施形態に係るアキュムレータの縦断面図である。
【図４】自動車のブレーキ液圧制御装置の回路図である。
【図５】図４のブレーキ液圧制御装置のストロークアキュムレータとして使用される従来のアキュムレータの縦断面図である。
【図６】図５の装置の特性を示す図である。
【符号の説明】
29 アキュムレータ
30 段付シリンダ（シリンダ）
32 大径ピストン
36 小径ピストン
43 第１ばね（ばね手段）
45 第２ばね（ばね手段）
47 段部（規制手段）
50 アキュムレータ
54 段付シリンダ（シリンダ）
55 大径ピストン
56 小径ピストン
65 第１ばね（ばね手段）
67 第２ばね（ばね手段）
68 段部（規制手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a piston type accumulator, and more particularly to an accumulator suitably used in a brake fluid pressure control device for a vehicle such as an automobile.
[0002]
[Prior art]
In a hydraulic braking device for a vehicle such as an automobile, the hydraulic pressure supplied to a wheel cylinder for operating the brake device of each wheel is electrically controlled based on the hydraulic pressure of the master cylinder generated by the driver's braking operation. Therefore, a brake fluid pressure control device (so-called brake-by-wire device) that enables boost control, antilock control, traction control, and the like is known.
[0003]
An example of this type of brake fluid pressure control device will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 4, the brake fluid pressure control device 1 introduces and accumulates a master cylinder 3 that generates fluid pressure by operating a brake pedal 2 by a driver, and brake fluid discharged from the master cylinder 3. The accumulator 4 as a stroke simulator for applying a pedal stroke by the wheel, the wheel cylinder 5 for operating the brake device of each wheel by the hydraulic pressure, the hydraulic pump 6 for generating the hydraulic pressure supplied to the wheel cylinder 5, the motor 7, and the accumulator 8, based on the hydraulic pressure of the master cylinder 3, the hydraulic pressure supply source 10 including the reservoir 8 and the reservoir 9, the hydraulic pressure control valve 11 for controlling the supply and discharge of the brake fluid between the hydraulic pressure supply source 10 and the wheel cylinder 5. And an electronic control unit 12 for controlling the hydraulic pressure control valve 11.
[0004]
Normally, the brake fluid discharged from the master cylinder 3 by the driver's operation of the brake pedal 2 is introduced into the accumulator 4 to accumulate pressure, and a stroke and a reaction force corresponding to the pedaling force are applied to the brake pedal 2. The hydraulic pressure of the master cylinder 3 is detected by a hydraulic pressure sensor 13, and based on this hydraulic pressure, the hydraulic control valve 11 is controlled by the electronic control unit 12, and the hydraulic pressure supply source 10 has a predetermined boost ratio. The hydraulic pressure is supplied to the wheel cylinder 5 to generate a braking force. Further, it is possible to determine the slip state of the wheel based on the rotational speed information of the wheel from the speed sensor 14, and to control the hydraulic pressure control valve 11 based on this to adjust the braking force to the wheel as appropriate. Lock control and traction control can be performed.
[0005]
At this time, the hydraulic pressure of the wheel cylinder 5 is detected by the hydraulic pressure sensor 15, and if this hydraulic pressure does not increase during the braking operation, the fail-safe valve 16 and the pilot type on-off valve are switched to the positions shown in the drawing, and the master cylinder By transmitting the hydraulic pressure generated by 3 directly to the wheel cylinder 5, the braking force at the time of failure is secured.
[0006]
Next, an example of a conventional accumulator used as a stroke simulator of this type of brake fluid pressure control device will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 5, the accumulator 18 is a piston-type accumulator, in which a piston 21 is slidably fitted in a small diameter bore 20 of a stepped cylinder 19, and two large diameter bores 22 are provided. Spring receivers 23 and 24 are inserted. One spring receiver 23 adjacent to the piston 21 is guided so as to be movable along the large-diameter bore 22, and the other spring receiver 24 is fixed to the end of the large-diameter bore 22.
[0007]
A small-diameter spring 25 (return spring) is interposed between the piston 21 and the spring receiver 23 with a predetermined set load, and a large-diameter spring 26 (return spring) is provided between the two spring receivers 23 and 24. Are installed with a predetermined set load. Here, the spring constant of the small-diameter spring 25 is set to be sufficiently smaller than the spring constant of the large-diameter spring 26, and when the piston 21 is retracted due to the hydraulic pressure in the small-diameter bore 20, first, the small-diameter spring 25 is Compressed mainly due to the difference in spring constant, and after the piston 21 abuts against the spring receiver 23, only the large-diameter spring 26 is compressed so that the piston 21 and the spring receiver 23 move backward together. ing.
[0008]
An inlet / outlet port 27 connected to the master cylinder of the brake fluid pressure control device communicates with the small diameter bore 20, and a drain port 28 communicates with the large diameter bore 22.
[0009]
With this configuration, the brake fluid discharged from the master cylinder by the operation of the brake pedal is introduced from the inlet / outlet port 27 to the small-diameter bore 20 of the stepped cylinder 19, and the piston 21 is retracted according to the hydraulic pressure. At this time, the fluid pressure of the incoming outflow port 27 reaches the activation pressure p _1, firstly, by the small diameter spring 25 of the spring constant is compressed a main (see section A-B in FIG. 6), The rigidity of the initial stroke area of the brake pedal is reduced, and the stroke increase rate relative to the input increase rate is increased. Then, when the hydraulic pressure in the input port 27 reaches the hydraulic p _2, the piston 21 by a stroke by a distance D ₄ in contact with the spring receiver 23, then a large diameter spring 26 of the spring constant is compressed Thus (see section BC in FIG. 6), a larger reaction force increase rate can be given to the pedal stroke increase rate. When the hydraulic pressure at the input port 27 reaches the hydraulic pressure p ₃ , the spring receiver 23 strokes the distance D _{5 and} comes into contact with the spring receiver 24.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
In general, an accumulator used as a brake simulator for a brake fluid pressure control device has a sufficiently low starting fluid pressure at which the piston starts to move at the beginning of the pedal stroke from the viewpoint of the operation feeling of the brake pedal. It is desired that the reaction force increases and a sufficiently large reaction force is obtained at the end of the pedal stroke.
[0011]
In the conventional accumulator 18 shown in FIG. 5, the starting hydraulic pressure of the piston 21 is determined by the spring set load, the pressure receiving area of the piston 21, and the sliding resistance. Here, the thrust of the piston 21 generated by the hydraulic pressure is determined by the pressure receiving area, and is proportional to the pressure receiving area, that is, proportional to the square of the diameter. On the other hand, the sliding resistance of the piston 21 is proportional to the circumferential length, that is, substantially proportional to the diameter. Further, the set load of the small-diameter spring 25 needs a force enough to return the piston to the original position against the sliding resistance.
[0012]
Therefore, if the diameter of the piston 21 is increased, the rate of increase in thrust with respect to the sliding resistance increases, and as a result, the starting hydraulic pressure of the piston 21 can be reduced. However, if the diameter of the piston 21 is increased and its pressure receiving area is increased, the spring force of the large-diameter spring 26 needs to be very large in order to ensure sufficient pedal reaction force and fluid pressure. The problem is that the spring 26 is enlarged and the space efficiency is reduced.
[0013]
For this reason, in the conventional accumulator, the piston diameter is determined based on the compromise between the starting hydraulic pressure and the return spring dimension, so that the degree of design freedom is small and it is difficult to obtain sufficiently satisfactory characteristics. It was.
[0014]
The present invention has been made in view of the above points, and can sufficiently reduce the starting hydraulic pressure, ensure sufficient pedal reaction force and hydraulic pressure, and achieve miniaturization. An object of the present invention is to provide an accumulator that can be used.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the invention of claim 1 is directed to an accumulator for accumulating hydraulic pressure generated by a master cylinder by operating a brake pedal , and a cylinder and a large slidably fitted in the cylinder. A diameter piston and a small diameter piston, spring means for urging the large diameter piston and the small diameter piston, respectively, and a restricting means for restricting the amount of movement of the large diameter piston, as the hydraulic pressure in the cylinder rises, After the large-diameter piston moves against the spring force of its spring means and its movement is restricted by the restricting means, the small-diameter piston sequentially follows the spring force of the spring means and then the spring means of the large-diameter spring. It is characterized by moving against the pressure and accumulating pressure.
[0016]
With this configuration, as the hydraulic pressure increases, the large-diameter piston having a large pressure receiving area moves, so that the starting hydraulic pressure can be lowered, and then the small-diameter piston having a small pressure receiving area moves. Therefore, it is possible to increase the rate of increase of the reaction force with respect to the increase of the hydraulic pressure.
[0017]
According to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the spring means of the large-diameter piston has a larger spring force than the spring means of the small-diameter piston, and the small-diameter piston displaces the spring means. The spring means of the large-diameter spring is displaced.
[0018]
With this configuration, when the small-diameter piston displaces the spring means of the large-diameter piston having a large spring force, the rate of increase in the reaction force with respect to the increase in hydraulic pressure increases.
[0019]
According to a third aspect of the present invention, in the configuration of the first or second aspect, the small diameter piston is fitted into a cylinder formed in the large diameter piston.
[0020]
With this configuration, space efficiency is improved.
[0021]
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0022]
A first embodiment will be described with reference to FIGS. 1 to 3. As shown in FIG. 1, an accumulator 29 according to the first embodiment is a piston-type accumulator, and has a substantially cylindrical large-diameter piston 32 (pressure receiving area) in a small-diameter bore 31 of a stepped cylinder 30 (cylinder). Large) is slidably fitted, and a spring receiver 34 is movably guided in the large-diameter bore 33. In the cylinder part 35 formed in the large diameter piston 32, a small diameter piston 36 (small pressure receiving area) is slidably fitted. In the figure, reference numerals 37 and 38 denote piston seals. The pressure chamber 39 formed in the small diameter bore 31 by the large diameter piston 32 and the small diameter piston 36 is communicated with an inlet / outlet port 40 connected to the master cylinder, and the large diameter bore 33 is communicated with a drain port 41. Yes.
[0023]
A large-diameter first spring 43 (spring means) is interposed between the spring receiver 34 and the spring receiver 42 at the bottom of the large-diameter bore 33, and the spring receiver 34 is a spring of the first spring 43. The cylindrical abutting portion 44 formed at the front end portion is brought into contact with the rear end portion of the large-diameter piston 32 by force, and the large-diameter piston 32 is pressed against the bottom portion of the small-diameter bore 31. A small-diameter second spring 45 (spring means) is interposed between the spring receiver 34 and the small-diameter piston 36, and the tip of the small-diameter piston 36 is cylinder portion 35 by the spring force of the second spring 45. It is pressed against the step 46 formed in the front end side opening.
[0024]
At the end of the large diameter bore 33 side of the small diameter bore 31, in contact with the rear end of the large diameter piston 32, a stepped portion 47 for restricting the stroke of the large diameter piston 32 to the distance D ₁ (regulating means) formed Has been. The rear end portion of the small-diameter piston 36, the small-diameter piston 36 relative to the large diameter piston 32, when the stroke by the distance D _2, abutment 48 abutting on the spring bearing 34 is projected. Further, the bottom portion of the large diameter bore 33, the spring bearing 34 abuts against a stopper portion 49 for restricting the stroke distance D ₃ is formed.
[0025]
The spring force of the first spring 43 and the second spring 45 is such that when the brake fluid pressure in the pressure chamber 39 rises, the spring receiver 34 is first retracted by the total thrust of the large diameter piston 32 and the small diameter piston 36. When the first spring 43 is compressed and the large-diameter piston 32 comes into contact with the stepped portion 47, the thrust of the small-diameter piston 36 reaches the set load of the second spring 45, and the small-diameter piston 36 compresses the second spring 45. When the abutment portion 48 of the small diameter piston 36 abuts against the spring receiver 34, the small diameter piston 36 and the spring receiver 34 are integrally retracted to compress the first spring 43. Has been.
[0026]
Next, the operation of the first embodiment configured as described above will be described.
[0027]
The hydraulic pressure introduced into the pressure chamber 39 from the inlet / outlet port 40 of the accumulator 29, the amount of introduced liquid (that is, pedal stroke), the spring force of the first and second springs 43 and 45, and the distances D ₁ , D ₂ and D ₃ 2 will be described with reference to FIG.
[0028]
The brake fluid discharged from the master cylinder by the operation of the brake pedal is introduced into the pressure chamber 39 from the inlet / outlet port 40, and the large-diameter piston 32 and the small-diameter piston 36 are moved backward according to the hydraulic pressure. The thrust of the large-diameter piston 32 is directly transmitted to the contact portion 44 of the spring receiver 34, and the thrust of the small-diameter piston 36 is transmitted to the spring receiver 34 via the second spring 45, and the hydraulic pressure in the pressure chamber 39 is Reaches the starting hydraulic pressure P ₁ , the total thrust of the large-diameter and small-diameter pistons 32 and 36 reaches the set load of the first spring 43 to compress the first spring 43, and the large-diameter and small-diameter pistons 32 and 36. And the spring receiver 34 moves back together (section ab). During this time, the thrust generated by the hydraulic pressure acting on the pressure receiving area of the small-diameter piston 36 does not reach the set load of the second spring 45, so the small-diameter piston 36 does not move relative to the large-diameter piston 32.
[0029]
When the hydraulic pressure in the pressure chamber 39 reaches the hydraulic pressure P ₂ , the large-diameter piston 32 strokes by the interval D _{1 and} comes into contact with the stepped portion 47, the stroke is regulated, and the thrust of the small-diameter piston 36 is the second. The set load of the spring 45 is reached. Thereafter, as the hydraulic pressure in the pressure chamber 39 increases, the second spring 45 is compressed by the thrust of the small-diameter piston 36, and only the small-diameter piston 45 moves backward (section bc).
[0030]
When the liquid pressure in the pressure chamber 39 reaches a hydraulic pressure P _3, with respect to the large-diameter piston 32 the small-diameter piston 45, together with the contact only by a stroke spring bearing 34 spacing D _2, then the thrust of the small-diameter piston 36 The spring force of the first spring 43 is reached. Thereafter, as the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 39 increases, the first spring 43 is compressed by the thrust of the small-diameter piston 36, and the small-diameter piston 36 and the spring receiver 34 move backward together. When the hydraulic pressure in the pressure chamber 39 reaches the hydraulic pressure P ₄ , the spring receiver 34 strokes by the interval D _{3 and} comes into contact with the stopper portion 49 (section cd).
[0031]
In this manner, in the section ab corresponding to the initial stroke of the brake pedal, the first spring is caused by the estimation generated by the hydraulic pressure acting on the total pressure receiving area (large pressure receiving area) of the large and small diameter pistons 32 and 36. Since 43 is compressed, the influence of the sliding resistance of the large-diameter piston 32 can be reduced to sufficiently reduce the starting hydraulic pressure, and the operation of the pedal stroke can be started up smoothly.
[0032]
Thereafter, in the section bc, the second spring 45 is compressed by the thrust generated by the hydraulic pressure acting only on the pressure receiving area (small pressure receiving area) of the small-diameter piston 36, so the reaction force against the stroke of the brake pedal is reduced. It can be raised moderately and a good brake operation feeling can be obtained.
[0033]
Further, in the section cd corresponding to the latter half of the stroke of the brake pedal, the first having a spring force larger than that of the second spring 45 due to the thrust generated by the hydraulic pressure acting only on the pressure receiving area (small pressure receiving area). Since the spring 43 is compressed, the reaction force against the stroke of the brake pedal is further increased, and a feeling of rigidity (stepping response) is enhanced more than the section bc, and an ideal feeling of brake operation can be obtained. In addition, although the same 1st spring 43 is compressed with respect to area ab, since the pressure receiving area of a piston is small, as a result, the reaction force increase rate becomes large. Accordingly, sufficient hydraulic pressure and pedal reaction force can be ensured at the end of the pedal stroke without increasing the first spring 43.
[0034]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
[0035]
As shown in FIG. 3, an accumulator 50 according to the second embodiment has a large-diameter bore 51 and a small-diameter bore 52 at both ends, and a stepped cylinder 54 (cylinder) having a medium-diameter bore 53 therebetween. Large diameter and small diameter pistons 55 and 56 are slidably fitted in the large diameter and small diameter bores 51 and 52, respectively, and a spring receiver 57 is movably guided in the medium diameter bore 53. In the figure, reference numerals 58 and 59 denote piston seals.
[0036]
An inlet / outlet port 61 communicates with the pressure chamber 60 formed in the large bore 51 by the large diameter piston 55, and an inlet / outlet port 63 communicates with the pressure chamber 62 formed in the small bore 52 by the small diameter piston 56. A drain port 64 communicates with the medium diameter bore 53. A common master cylinder is connected to the input / output ports 61 and 63 .
[0037]
A large-diameter first spring 65 (spring means) is interposed between the large-diameter piston 55 and the spring receiver 57. The large-diameter piston 55 is pressed against the bottom of the large-diameter bore and the spring receiver 57 is It is pressed against a stepped portion 66 formed between the medium diameter bore 53 and the small diameter bore 52. A small-diameter second spring 64 (spring means) is interposed between the small-diameter piston 56 and the spring receiver 57, and presses the small-diameter piston 56 against the bottom of the small-diameter bore 52.
[0038]
Diameter piston 55, by abutting the step portion 68 (restriction means) formed between the large-diameter bore 51 and the intermediate diameter bore 53, the stroke is restricted to the interval D _1. Diameter piston 56, when the stroke by the distance D _2, is adapted to abut one end of the spring bearing 57. The spring receiver 57 is made from a position where the end portion is in contact with the step portion 66, when moved by the distance D _3, into abutment with the rear end portion of the large diameter piston 55 in contact with the stepped portion 68 ing.
[0039]
The spring force of the first spring 65 and the second spring 67 is such that the spring force of the first spring 65 is greater than the spring force of the second spring 67, and when the pressure of the brake fluid in the pressure chambers 60, 62 increases, First, when the first spring 65 is compressed by the thrust of the large-diameter piston 55 (large pressure receiving area) and the large-diameter piston 55 comes into contact with the stepped portion 68, the thrust of the small-diameter piston 56 is the set load of the second spring 67. The small-diameter piston 36 starts to retract by compressing the second spring 67, and when the small-diameter piston 56 contacts the spring receiver 57, the small-diameter piston 56 and the spring receiver 57 retract together. The first spring 65 is set to be compressed.
[0040]
Next, the operation of the second embodiment configured as described above will be described with reference to FIG.
[0041]
The brake fluid discharged from the master cylinder by the operation of the brake pedal is introduced into the pressure chambers 60, 62 from the inlet / outlet ports 61, 63, and first the large diameter piston 55 is retracted to compress the first spring 65 ( Section ab in FIG. When the hydraulic pressure of the master cylinder rises and the large-diameter piston 55 comes into contact with the stepped portion 68, the thrust of the piston 56 due to the pressure in the pressure chamber 62 (equal to the pressure in the pressure chamber 60) is the set load of the second spring 67 The small-diameter piston 56 starts to retract (section bc in FIG. 2). When the small-diameter piston 56 comes into contact with the spring receiver 57, the small-diameter piston 56 and the spring receiver 57 are moved backward together to compress the first spring 65 (section cd in FIG. 2).
[0042]
As a result, the hydraulic pressure introduced into the pressure chambers 60, 62 from the inlet / outlet ports 61, 63 of the accumulator 50, the amount of introduced liquid (ie, pedal stroke), the spring force of the first and second springs 65, 67, and the distance D The relationship between ₁ , D ₂ , and D ₃ is as shown in FIG. 2 as in the first embodiment. As a result, the starting hydraulic pressure can be made sufficiently low, the braking force can be raised smoothly, and then the reaction force against the stroke of the brake pedal can be increased moderately as the hydraulic pressure increases to obtain a good feeling of brake operation. Furthermore, sufficient hydraulic pressure and pedal reaction force can be ensured at the end of the pedal stroke.
[0043]
【The invention's effect】
As described above in detail, the accumulator of the invention of claim 1 is a piston-type accumulator, in which a large-diameter piston and a small-diameter piston, spring means for urging the large-diameter and small-diameter piston, respectively, A restricting means for restricting the amount of movement, and as the hydraulic pressure in the cylinder increases, the large-diameter piston moves against the spring force of the spring means, and the movement is restricted by the restricting means. After that, the small-diameter piston is moved sequentially against the spring force of the spring means and then the spring means of the large-diameter spring. Therefore, the starting hydraulic pressure of the piston can be lowered, and then the small-diameter piston with a small pressure receiving area moves, so the reaction force against the increase of the hydraulic pressure increases. It is possible to increase the ratio. As a result, the influence of the sliding resistance of the piston is reduced, the starting hydraulic pressure is lowered sufficiently to raise the braking force smoothly, and then the reaction force against the brake pedal stroke is moderately increased as the hydraulic pressure increases. In addition, a good brake operation feeling can be obtained, and sufficient hydraulic pressure and pedal reaction force can be ensured at the end of the pedal stroke.
[0044]
According to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the spring means of the large-diameter piston has a larger spring force than the spring means of the small-diameter piston, and the small-diameter piston displaces the spring means. By displacing the spring means of the large-diameter spring, when the small-diameter piston displaces the spring means of the large-diameter piston having a large spring force, the rate of increase of the reaction force with respect to the increase in hydraulic pressure increases. Therefore, sufficient hydraulic pressure and pedal reaction force can be ensured at the end of the pedal stroke.
[0045]
Further, the invention of claim 3 is the structure of claim 1 or 2, wherein the small-diameter piston is fitted in a cylinder formed in the large-diameter piston. Can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an accumulator according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing characteristics of the apparatus of FIG.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of an accumulator according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a circuit diagram of a brake fluid pressure control device for an automobile.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of a conventional accumulator used as a stroke accumulator of the brake fluid pressure control device of FIG. 4;
FIG. 6 is a diagram showing characteristics of the apparatus of FIG.
[Explanation of symbols]
29 Accumulator
30 Stepped cylinder (cylinder)
32 Large diameter piston
36 Small piston
43 First spring (spring means)
45 Second spring (spring means)
47 Steps (regulatory means)
50 Accumulator
54 Stepped cylinder (cylinder)
55 Large diameter piston
56 Small diameter piston
65 First spring (spring means)
67 Second spring (spring means)
68 steps (regulatory means)

Claims

ブレーキペダルの操作によってマスタシリンダが発生する液圧を蓄圧するアキュムレータにおいて、シリンダと、該シリンダ内に摺動可能に嵌装された大径ピストンおよび小径ピストンと、該大径および小径ピストンをそれぞれ付勢するばね手段と、前記大径ピストンの移動量を規制する規制手段とを備え、前記シリンダ内の液圧の上昇にともない、前記大径ピストンがそのばね手段のばね力に抗して移動し、前記規制手段によってその移動が規制された後、前記小径ピストンがそのばね手段、次いで前記大径ばねのばね手段のばね力に順次抗して移動して蓄圧することを特徴とするアキュムレータ。 An accumulator for accumulating hydraulic pressure generated by a master cylinder by operating a brake pedal is provided with a cylinder, a large-diameter piston and a small-diameter piston slidably fitted in the cylinder, and a large-diameter piston and a small-diameter piston, respectively. Spring means for energizing and regulating means for regulating the amount of movement of the large-diameter piston, and as the hydraulic pressure in the cylinder rises, the large-diameter piston moves against the spring force of the spring means. The accumulator is characterized in that after the movement is restricted by the restriction means, the small diameter piston sequentially moves against the spring force of the spring means and then the spring means of the large diameter spring to accumulate pressure.

前記大径ピストンのばね手段は、前記小径ピストンのばね手段より、ばね力が大きく、前記小径ピストンは、そのばね手段を変位させた後、前記大径ばねのばね手段を変位させることを特徴とする請求項１に記載のアキュムレータ。 The spring means of the large diameter piston has a larger spring force than the spring means of the small diameter piston, and the small diameter piston displaces the spring means and then displaces the spring means of the large diameter spring. The accumulator according to claim 1.

前記小径ピストンは、前記大径ピストン内に形成されたシリンダに嵌装されていることを特徴とする請求項１または２に記載のアキュムレータ。 The accumulator according to claim 1 or 2, wherein the small-diameter piston is fitted into a cylinder formed in the large-diameter piston.