JPH01240352A - Brake liquid pressure control valve - Google Patents
Brake liquid pressure control valveInfo
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- Hydraulic Control Valves For Brake Systems (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明は、車両のブレーキ装置に設けられるブレーキ液
圧制御弁に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a brake fluid pressure control valve provided in a brake device of a vehicle.
（従来の技術）
自動車等の前輪と後輪の理想的な制動力比は、制動によ
って発生する減速度に起因して転位荷重が生ずるために
、第３図に示すＯＧ、ＯＬ線のような二次曲線となる。(Prior art) The ideal braking force ratio between the front and rear wheels of an automobile, etc. is as shown in the OG and OL lines shown in Fig. 3, because dislocation loads occur due to deceleration caused by braking. It becomes a quadratic curve.
ＯＧは最大積載時のものであり、ＯＬは最小積載つまり
ドライバー１人のみ乗車の場合のものである。OG is for maximum loading, and OL is for minimum loading, that is, when only one driver is on board.
しかるに、実際のブレーキ装置では、液圧特性がＯ−Ａ
線で表わされるように一定勾配の直線となる。このため
、ブレーキ液圧制御弁が用いられている。これは、前輪
と後輪の液圧特性を液圧制御弁のない場合の第２図０−
Ａ′に示す４５６の勾配に対して、設定した圧力ＰＭＩ
に達した後は、設計寸法に従ったより小さな勾配／Ｍ−
Ｄ′をたどるようにする。従ってプレーキ液圧制御弁を
取り入れたシステムの実配分線は第３図ＯＡＤ線のよう
に理想配分線ＯＬを近似することかできる。しかし、こ
のままでは最大積載時の理想配分と離れてしまって効力
か不足気味になる。However, in actual brake equipment, the hydraulic characteristics are O-A.
As shown by the line, it is a straight line with a constant slope. For this reason, a brake fluid pressure control valve is used. This shows the hydraulic characteristics of the front and rear wheels in the case without a hydraulic pressure control valve as shown in Figure 20-
For the slope of 456 shown in A', the set pressure PMI
After reaching the smaller slope /M- according to the design dimensions
Try to follow D'. Therefore, the actual distribution line of the system incorporating the brake fluid pressure control valve can approximate the ideal distribution line OL as shown in the OAD line in FIG. However, if things continue as they are, the distribution will deviate from the ideal distribution when fully loaded, and the effectiveness will be lacking.
このため、一般に、最大積載時と最小積載時の重量の大
きい車両では、各々に対してよく近似するようにブレー
キ系統に応荷重液圧制御弁か設けられているものがある
。しかし、この応荷重液圧制御弁は、高価て装着時の調
整が容易でないたため、それに代って簡易な構成でかつ
荷物の積載時の後輪の制動不足を補足することのてきる
ブレーキ液圧制御弁か従来種々提供されてきている。For this reason, in general, some vehicles are equipped with a variable load hydraulic pressure control valve in the brake system so that the weight at maximum load and at minimum load are very similar to each other. However, this variable load hydraulic pressure control valve is expensive and difficult to adjust when installed, so instead it is a brake fluid that has a simple structure and can compensate for insufficient braking of the rear wheels when loading cargo. Various pressure control valves have been provided in the past.
このブレーキ液圧制御弁としては、例えば、実公昭５９
−１８６９号公報て開示されたものがある。As this brake fluid pressure control valve, for example,
There is one disclosed in Japanese Patent No. 1869.
これは、第４図に示すように、最小積載時の理想的なマ
スクシリンダの液圧と後輪のブレーキシリンダの液圧の
関係ＯＬと最大積載時の理想的なマスクシリンダの液圧
と後輪のツレ−キジリンダの液圧の関係ＯＧに対して、
曲線Ｖのように、第２の設定圧力ＰＭ２以上では圧力の
制御をやめ前輪と後輪との液圧上昇を同一にさせること
により、最大積載時の高減速度の制動ては制御圧力より
高い液圧を後輪のブレーキシリンダに導いて、確実な制
動を補足しようとするものである。As shown in Figure 4, the relationship OL between the ideal mask cylinder hydraulic pressure and the rear brake cylinder hydraulic pressure at the minimum load, and the ideal mask cylinder hydraulic pressure at the maximum load and the rear brake cylinder hydraulic pressure at the maximum load. Regarding the relationship OG between the wheel tension and the hydraulic pressure of the cylinder,
As shown in curve V, when the pressure is higher than the second set pressure PM2, pressure control is stopped and the hydraulic pressure rise between the front and rear wheels is made the same, so that braking at high decelerations during maximum loading is achieved at a pressure higher than the control pressure. The system aims to supplement reliable braking by guiding hydraulic pressure to the rear wheel brake cylinders.
（発明が解決しようとする課題）
自動車用ブレーキシステムには、前後輪の制動力配分に
対し２つの大きな要求がある。すなわち、−は、減速度
０．８ｇまては後輪の早期ロックかあってはいけないこ
と、二は、できるだけ高い減速度が達成できることであ
る。(Problems to be Solved by the Invention) There are two major requirements for braking force distribution between front and rear wheels in automobile brake systems. That is, - - there must be no early locking of the rear wheels until the deceleration is 0.8g, and second - the highest possible deceleration can be achieved.
前者の要求は実配分線が理想配分線を超えてはいけない
ことを意味し、第３図で言えば、点Ｍ、Ｎをそれぞれ最
大積載時と最小積載時の０．８ｇの点とすると、実配分
線０’ＡＤは曲線ＯＮＭＧより下になくてはならないこ
とを意味する。The former requirement means that the actual distribution line must not exceed the ideal distribution line, and in Figure 3, if points M and N are 0.8g points at maximum loading and minimum loading, respectively, This means that the actual distribution line 0'AD must be below the curve ONMG.
さらに、後者はそれにかかわらず、実配分線は理想配分
線にてきるだけ近くなくてはならないことになる。Furthermore, it follows that the actual distribution line must be as close as possible to the ideal distribution line, regardless of the latter.
この２つを同時にブレーキ液圧制御弁て満足させるには
、実配分線か曲線ＯＮＭを近似することか必要になる。In order to simultaneously satisfy these two requirements with the brake fluid pressure control valve, it is necessary to approximate the actual distribution line or the curve ONM.
前記従来のブレーキ液圧制御弁ての制御は、マスクシリ
ンダからの液圧か第２の設定圧以上になるとマスクシリ
ンダからの液圧と後輪のブレーキシリンダの液圧とを同
圧にするのて、第４図の曲ＭＡｖの°Ｄ＝ −Ｒ線に示
すように急激に後輪のブレーキシリンダの液圧を上昇さ
せるため、最大積載時の０．８ｇに達する前に後輪かロ
ックする虞れがあるという問題点かあった。The control of the conventional brake fluid pressure control valve is such that when the fluid pressure from the mask cylinder exceeds a second set pressure, the fluid pressure from the mask cylinder and the fluid pressure of the rear wheel brake cylinder are made equal to each other. As shown in the °D=-R line of the curve MAv in Figure 4, the rear wheel brake cylinder hydraulic pressure suddenly increases, causing the rear wheels to lock before reaching the maximum load of 0.8 g. There was a problem that there was a risk.
本発明は、以上の問題点に鑑みてなされたもので、その
目的とするところは、後輪ロックを起すことなく最適に
液圧制御か行なえるブレーキ液圧制御弁を提供すること
にある。The present invention has been made in view of the above problems, and its object is to provide a brake fluid pressure control valve that can optimally control fluid pressure without causing rear wheel locking.
（課題を解決するための手段）
以上の目的を達成する手段として、後輪側の圧力系統に
接続される一の流入口と流出口および前輪側の圧力系統
に接続される他の流入口と流出口を備えた本体内に、−
の流入口と流出口とを連通ずる通液路か形成されたピス
トンバルブと、他の流入口からの液圧を一側に受けて他
側に当接された前記ピストンバルブを一方向へ付勢する
作動ピストンとをそれぞれ摺動自在に嵌挿し、前記ピス
トンバルブに該ピストンバルブを他方向へ付勢するばね
を掛合させ、前記ピストンバルブの通液路の前記流入口
側に弁座を形成し、該弁座に対向させて前記通液路を開
閉する弁体を設けるとともに、前記他の流入口と前記作
動ピストンの一側とを連通ずる通路内に、他の流入口側
の液圧が設定されている圧力以上になったときに前記通
路を閉塞する弁機構を設けたものである。(Means for solving the problem) As a means to achieve the above object, one inlet and an outlet connected to the pressure system on the rear wheel side and another inlet connected to the pressure system on the front wheel side. Inside the body with an outlet, −
A piston valve is formed with a liquid passage that communicates an inlet and an outlet of the piston, and the piston valve receives liquid pressure from another inlet on one side and abuts on the other side, and the piston valve is attached in one direction. A spring that urges the piston valve in the other direction is engaged with the piston valve, and a valve seat is formed on the inlet side of the fluid passage of the piston valve. A valve body for opening and closing the liquid passage is provided opposite to the valve seat, and a passage communicating between the other inlet and one side of the actuating piston is provided with a valve body that opens and closes the liquid passage. A valve mechanism is provided that closes the passage when the pressure exceeds a set pressure.
（作用） 以上の構成とすると、つぎのように作用する。(effect) The above configuration works as follows.
マスクシリンダなどの液圧源からの液圧か低い場合には
、後輪の圧力系統の流入口と流出口はピストンバルブの
通液路により連通されるため、液圧源からの液圧は、直
接後輪側へ導かれる。When the hydraulic pressure from a hydraulic pressure source such as a mask cylinder is low, the inlet and outlet of the rear wheel pressure system are communicated through the piston valve's fluid passage, so the hydraulic pressure from the hydraulic pressure source is It is guided directly to the rear wheel side.
また、液圧か上昇して作動ピストンの押圧力かばねの付
勢力より大きくなると、ピストンバルブか移動して通液
路の弁座に弁体が着座し、液圧の流通を遮断する。そし
て、この後は、流入口側の液圧の上昇に伴なって、流入
口側と流出口側の液圧のバランスによりピストンバルブ
か軸方向に微小往復移動し、弁座と弁との離着塵か繰り
返され、後輪側の液圧の上昇を低く抑えることができる
。これにより、最小積載時の後輪への液圧の供給を理想
的に行なえることとなる。Further, when the hydraulic pressure rises and becomes larger than the pressing force of the actuating piston and the biasing force of the spring, the piston valve moves and the valve body seats on the valve seat of the liquid passage, cutting off the flow of hydraulic pressure. After this, as the hydraulic pressure on the inlet side increases, the piston valve moves slightly back and forth in the axial direction due to the balance between the hydraulic pressure on the inlet side and the outlet side, and the separation between the valve seat and the valve is caused. Due to repeated dust accumulation, the increase in hydraulic pressure on the rear wheel side can be kept to a low level. This makes it possible to ideally supply hydraulic pressure to the rear wheels when the vehicle is at its minimum load.
そして、前輪の圧力系統の流入口の液圧か設定されてい
る圧力以上になると、作動ピストンの一側に連通ずる通
路か弁機構により遮断されるため、それ以降は、作動ピ
ストンの一側には常時設定された圧力かかかることとな
る。When the hydraulic pressure at the inlet of the front wheel pressure system exceeds the set pressure, the passage communicating with one side of the working piston or the valve mechanism will shut it off. The set pressure will be applied at all times.
そのため、後輪側の流入口の液圧が上昇していくと、前
述した後輪への液圧の上昇を低く抑えたときよりも大き
な割合で後輪側の液圧の上昇を行なえることとなる。Therefore, as the hydraulic pressure at the inlet on the rear wheel side increases, the hydraulic pressure on the rear wheel side can be increased at a larger rate than when the increase in hydraulic pressure to the rear wheels is kept low as described above. becomes.
そして、液圧の上昇割合は、弁機構の関連寸法により決
るため、弁機構を調整することにより、後輪のロックが
生じない範囲で自由に設定てきる。Since the rate of increase in hydraulic pressure is determined by the related dimensions of the valve mechanism, it can be freely set within a range that does not cause locking of the rear wheels by adjusting the valve mechanism.
（実施例） つぎに、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。(Example) Next, embodiments of the present invention will be described based on the drawings.
まず、第１図により構成を説明すると、プレーキベタル
１８、マスタシリシタ１９等からなるブレーキ液圧源は
、管２０，２１，２２，２３．２４をおよび本発明のブ
レーキ液圧制御弁２５の内部を通って後輪側のブレーキ
シリンダ２６．２７および前輪側のブレーキシリンダ２
８．２９のそれぞれに連通される。First, the configuration will be explained with reference to FIG. 1. A brake fluid pressure source consisting of a brake valve 18, a master syringe 19, etc. passes through pipes 20, 21, 22, 23, 24 and the inside of the brake fluid pressure control valve 25 of the present invention. brake cylinder 26, 27 on the rear wheel side and brake cylinder 2 on the front wheel side.
8.29.
ブレーキ液圧制御弁２５の制御弁本体３０内には、図中
左側から順次小径となっている５段の段付き孔３１が穿
設されており、この段付き孔３１は図中左側から、マス
クシリンダ１９に連結された管２０か接続される流入口
３２が開口する孔部３３、ピストンバルブ３４か摺動自
在に嵌合し、かつ後輪のブレーキシリンダ２６．２７に
連結された管２２か接続される流出口３５か開口するシ
リンダ部３６、液圧の流通を遮断するシール部材３７お
よびシール部材３７を保持するストッパ部材３８が嵌合
される孔部３９、作動ピストン４０か摺動自在に嵌合す
るシリンダ部４１、後述する弁機構４２に接続される孔
部４３となっている。In the control valve main body 30 of the brake fluid pressure control valve 25, five stepped holes 31 are bored, the diameter of which decreases sequentially from the left side in the figure. A hole 33 in which an inlet port 32 is connected to a pipe 20 connected to the mask cylinder 19, a pipe 22 into which a piston valve 34 is slidably fitted and connected to a brake cylinder 26, 27 of the rear wheel. The cylinder part 36 which opens the outflow port 35 connected to the cylinder part, the hole part 39 into which the seal member 37 which blocks the flow of hydraulic pressure and the stopper member 38 which holds the seal member 37 are fitted, and the actuating piston 40 are slidable. A cylinder portion 41 is fitted into the cylinder portion 41, and a hole portion 43 is connected to a valve mechanism 42 which will be described later.
孔部３３は左側が螺着されたプラグ４４により閉塞され
ており、プラグ４４には、弁体４５を保持するための有
底筒状のリテーナ４６が取付けられている。弁体４５は
、プラク４４と弁体４５に形成されている係止突起４５
ａとの間に介装されている押しばね４７によって、弁体
４５の右端部がリテーナ４６の底部分な摺動自在に貫通
するとともに、係止突起４５ａがリテーナ４６の底部分
の内周縁部に接することによりリテーナ４６から所定量
突出した状態が保持されている。The left side of the hole 33 is closed by a screwed plug 44, and a bottomed cylindrical retainer 46 for holding the valve body 45 is attached to the plug 44. The valve body 45 has a locking protrusion 45 formed on the plaque 44 and the valve body 45.
The right end of the valve body 45 slidably penetrates the bottom part of the retainer 46 due to the push spring 47 interposed between the retainer 46 and the locking protrusion 45a. By contacting the retainer 46, the retainer 46 is maintained in a state where it protrudes a predetermined amount from the retainer 46.
シリンダ部３６に摺動自在に嵌合されているピストンバ
ルブ３４には流入口３２と流出口３５とを連通するため
の通液路３４ａか形成されており、通液路３４ａの流入
口３２側には前記弁体４５が倉庫可能な弁座３４ｂか形
成されている。また、ピストンバルブ３４は、前記プラ
グ４４を座とするばね４８により常時図中右方向へ付勢
されており、右方向の移動は、端部に形成されている突
起３４ｃが孔部３３とシリンダ部３６との間の段部に当
接することにより規制されている。A liquid passage 34a for communicating the inlet 32 and the outlet 35 is formed in the piston valve 34 which is slidably fitted into the cylinder part 36, and a liquid passage 34a is formed on the inlet 32 side of the liquid passage 34a. A valve seat 34b is formed in which the valve body 45 can be stored. Further, the piston valve 34 is always biased to the right in the figure by a spring 48 that uses the plug 44 as a seat. It is regulated by coming into contact with the stepped part between the part 36 and the part 36.
なお、押しばね４７のばね力はピストンバルブ３４を付
勢するばね４８のばね力に影響を与えないように十分小
さく設定されている。Note that the spring force of the push spring 47 is set to be sufficiently small so as not to affect the spring force of the spring 48 that urges the piston valve 34.
シリンダ部４１に摺動自在に嵌合している作動ピストン
４０には、一体にロッド４０ａが形成されており、ロッ
ド４０ａの先端は前記シール部材３７オヨびストッパ部
材３８を貫通してピストンバルブ３４に当接している。A rod 40a is integrally formed in the actuating piston 40 that is slidably fitted into the cylinder portion 41, and the tip of the rod 40a passes through the seal member 37 and the stopper member 38 to form the piston valve 34. is in contact with.
制御弁本体３０の図中左側には、マスタシリン ゛
ダ１９に連結された管２１か接続される流入口４９と、
前輪のブレーキシリンダ２８．２９に連結された管２３
．２４か接続される流出口５０．５１とか開口する孔部
５２か形成されており、この孔部５２は流入口４９と段
付き孔３１の右側端に形成されている孔部４３を連通ず
る通路となっている。そして、この孔部５２と前記段付
き孔３１の孔部４３の間には弁機構４２が介在されてい
る。On the left side of the control valve body 30 in the figure, there is an inlet 49 connected to the pipe 21 connected to the master cylinder 19;
Pipe 23 connected to front wheel brake cylinder 28, 29
．． 24 is connected to an outlet 50, 51, and an open hole 52 is formed, and this hole 52 is a passageway that communicates the inlet 49 with the hole 43 formed at the right end of the stepped hole 31. It becomes. A valve mechanism 42 is interposed between this hole 52 and the hole 43 of the stepped hole 31.
つづいて、弁機構４２について説明すると、制御弁本体
３０の図中上下方向の両側に、大径の孔部５３，５４が
形成されており、それぞれの孔部５３．５４は小径の孔
部５５により連通されている。Next, the valve mechanism 42 will be explained. Large diameter holes 53 and 54 are formed on both sides of the control valve body 30 in the vertical direction in the figure, and each hole 53 and 54 is formed with a small diameter hole 55. It is communicated by.
そして、各大径の孔部５３ 、５４はプラグ５６．５７
によって閉塞されている。小径の孔部５５には、弁体５
８か摺動自在に貫通されており、弁体５８の上部には弁
５９が取付けられていて、この弁５８か弁体５９の下降
時に孔部５３の底面に当接して、大径の孔部５３と小径
の孔部５５の連通を遮断することかてきるようになって
いる。なお、６０は押しばねて、弁体５８を常時下方へ
付勢している。The large diameter holes 53 and 54 are plugs 56 and 57.
is blocked by. The valve body 5 is inserted into the small diameter hole 55.
A valve 59 is attached to the upper part of the valve body 58, and when the valve body 58 or the valve body 59 is lowered, it comes into contact with the bottom surface of the hole 53, and a large diameter hole is formed. Communication between the portion 53 and the small diameter hole 55 can be interrupted. Note that 60 is a pressing spring that constantly urges the valve body 58 downward.
下側の大径の孔部５４には前記弁体５８の下端か当接す
るリテーナ６１が設けられており、このリテーナ６１は
、ブラタ５７を座とする第２の液圧設定用ばね６２によ
り上方へ付勢されている。そして、前記押しばね６０は
、液圧設定用ばね６２によるリテーナ６１の付勢力に影
響を与えないように十分小さく設定されている。液圧設
定用ばね６２の付勢力はばね４８のそれよりも大きく設
定されている。A retainer 61 that contacts the lower end of the valve body 58 is provided in the large diameter hole 54 on the lower side. is being energized. The push spring 60 is set to be sufficiently small so as not to affect the urging force of the retainer 61 by the hydraulic pressure setting spring 62. The urging force of the hydraulic pressure setting spring 62 is set larger than that of the spring 48.
なお図中、 ６３，６４，６５．６６はそれぞれ液密を
保持するためのシール部材である。また、図中Ａ１はシ
リンタ部３６の断面積、Ａ２は作動ピストン４０の断面
積、Ａ３は作動ピストン４０のロッド４０ａの断面積、
Ａ４は弁体４５の断面積、 Ａｓは弁機構４２の弁体５
８の断面積である。In the figure, 63, 64, 65, and 66 are seal members for maintaining liquid tightness, respectively. In addition, in the figure, A1 is the cross-sectional area of the cylinder part 36, A2 is the cross-sectional area of the working piston 40, A3 is the cross-sectional area of the rod 40a of the working piston 40,
A4 is the cross-sectional area of the valve body 45, As is the valve body 5 of the valve mechanism 42
It has a cross-sectional area of 8.
以上の構成に係る作用を説明する。The operation related to the above configuration will be explained.
車両が走行中にブレーキペダル１８を踏み込んでマスク
シリンダ１９を作動させると、液圧は流入口３２、ピス
トンバルブ３４の通液路３４ａ、流出口３５を経て後輪
のブレーキシリンダ２６．２７に導かれ、同時に、流入
口４９、流出口５０．５１を経て前輪のブレーキシリン
ダ２８．２９に導かれて、前輪、後輪に制動力か生じる
。When the brake pedal 18 is depressed to activate the mask cylinder 19 while the vehicle is running, fluid pressure is introduced to the brake cylinders 26 and 27 of the rear wheels through the inlet 32, the fluid passage 34a of the piston valve 34, and the outlet 35. At the same time, it is guided to the front wheel brake cylinder 28.29 via the inlet 49 and the outlet 50.51, and a braking force is generated at the front and rear wheels.
ここて、前輪側の液圧は弁機構４２の弁体５８か開いて
いるため、直接作動ピストン４０の右側端面にかかって
左方へ移動させようとするが、ばね４８の付勢力の方か
大きく、ピストンバルブ３４を移動させて弁体４５に弁
座３４ｂか着座するまでは、後輪側の液圧は、マスクシ
リンダ１９から後輪のブレーキシリンダ２６．２７まて
抵抗なく送られる。このときに流入口３２側の液圧をＰ
Ｍとし、ばね４８のばね力をＦ。とじたときの力のバラ
ンスは次のようになる。At this point, since the valve body 58 of the valve mechanism 42 is open, the hydraulic pressure on the front wheel side is applied directly to the right end surface of the actuating piston 40 and tries to move it to the left, but the biasing force of the spring 48 Until the piston valve 34 is moved and the valve seat 34b is seated on the valve body 45, the rear wheel side hydraulic pressure is sent from the mask cylinder 19 to the rear wheel brake cylinders 26, 27 without resistance. At this time, the hydraulic pressure on the inlet port 32 side is set to P
Let M be the spring force of the spring 48. The balance of forces when closed is as follows.
Ｐｖ （Ａ２− Ａ３） ＜ ＦＯ−（ａ）このときは
、弁体４５に弁座３４ｂが着座していないため、流出口
３５側の液圧をＰＲとすると、ｐ、＝ ｐ、となり、第
２図に示したＯ−Ａ′線の特性となる。そして、Ａ′点
ての液圧ＰＭＩは（ａ）式％式％（）
つづいて、液圧が上昇して作動ピストン４０がピストン
バルブ３４を押圧する力がばね４８の付勢力より大きく
なると、ピストンバルブ３４が左方へ移動し、弁座３４
ｂか弁体４５に当接し、通液路３４ａの連通が遮断され
る。そして、流入口３２側の液圧か上昇していくと、流
出口３５側の液圧とのバランスをとるために、ピストン
バルブ３４が左右に微小移動して、弁座３４ｂと弁体４
５の離着塵が繰り返される。Pv (A2- A3) < FO- (a) At this time, since the valve seat 34b is not seated on the valve body 45, if the hydraulic pressure on the outflow port 35 side is PR, then p, = p, and the The characteristic is the O-A' line shown in Figure 2. Then, the hydraulic pressure PMI at point A' is calculated by formula (a) (%) (%) Continuing, when the hydraulic pressure increases and the force with which the actuating piston 40 presses the piston valve 34 becomes greater than the biasing force of the spring 48, The piston valve 34 moves to the left and the valve seat 34
b comes into contact with the valve body 45, and communication of the liquid passage 34a is cut off. Then, as the hydraulic pressure on the inlet 32 side rises, the piston valve 34 slightly moves left and right to balance the hydraulic pressure on the outlet 35 side, and the valve seat 34b and the valve body 4
5 is repeated.
第２図において、Ａ′点て弁座３４ｂに弁体４５が着座
した後の液圧の関係は次の式となる。In FIG. 2, the relationship of the hydraulic pressure after the valve body 45 is seated on the valve seat 34b at point A' is expressed by the following equation.
ＰＭＡ２＋ ＰＲ（ＡＩ Ａ４） ＝ＰＭ（ＡＩ
Ａ４） ＋ ＰＲＡ：ｌ ＋ＦＯ”・（Ｃ）ｐｎ＝＝
（（ＡＩ−Ａ２−Ａ４） ／ （ＡＩ−Ａ、−Ａ４）
） ＰＭ＋ （ＦＯ／ （ＡＩ−Ａ：ｌ−Ａ４） ）
−（ｄ）これは、Ａ、、 Ａ２． Ａ３． Ａ、、 Ｆ
、か一定の値であるため、ＰＦｌ＝ＸＰＭ＋Ｙ、 （
Ｘ、 Ｙ；定数）と置き換えられ、さらに八２＞Ａ：ｌ
であるためＸ＜１である。そのため、弁座３４ｂか弁体
４５に着座した後は、ＰＭの昇圧よりＰＲの昇圧が低く
抑えられて、第２図のＡ′−Ｄ’線のような勾配の小さ
い特性となる。PMA2+ PR(AI A4) = PM(AI
A4) + PRA:l +FO”・(C)pn==
((AI-A2-A4) / (AI-A, -A4)
) PM+ (FO/ (AI-A:l-A4) )
-(d) This is A,, A2. A3. A,, F
, is a constant value, so PFl=XPM+Y, (
X, Y; constant), and further 82>A:l
Therefore, X<1. Therefore, after the valve seat 34b is seated on the valve body 45, the pressure increase in PR is suppressed to be lower than the pressure increase in PM, resulting in a characteristic with a small slope as shown by line A'-D' in FIG.
そして、前輪側の流入口４９側の液圧か弁機構４２の弁
体５８を上方に付勢する液圧設定用ばね６２のばね力よ
りも大きくなると、弁体５８が下降し、弁５９により大
径の孔部５３と小径の孔部５５との連通が閉ざされて、
孔部４３には一定の液圧が充填された状態となる。その
ため、これ以降は前輪の液圧が上昇しても作動ピストン
４０は常時孔部４３内の一定の液圧を受けるため、一定
の力でピストンバルブ３４を押圧する。When the hydraulic pressure on the front wheel inlet 49 side becomes larger than the spring force of the hydraulic pressure setting spring 62 that urges the valve body 58 of the valve mechanism 42 upward, the valve body 58 descends and the valve 59 is activated. Communication between the large diameter hole 53 and the small diameter hole 55 is closed,
The hole 43 is filled with a constant hydraulic pressure. Therefore, from this point on, even if the hydraulic pressure of the front wheels increases, the actuating piston 40 always receives a constant hydraulic pressure in the hole 43, and therefore presses the piston valve 34 with a constant force.
これにより、マスクシリンダの液圧がさらに上昇すると
、流入口３２側と流出口３５側の液圧のバランスをとる
ために、ピストンバルブ３４は左右に微小移動して、弁
座３４ｂと弁体４５が繰り返し離着塵することとなるが
、作動ピストン４０を介してピストンバルブ３４を左方
へ押圧する力か一定であるため、流入口３２側の液圧か
上昇するにつれて、後輪側の液圧は大きな割合で上昇し
ていく。As a result, when the hydraulic pressure in the mask cylinder further increases, the piston valve 34 moves slightly to the left and right in order to balance the hydraulic pressure on the inlet 32 side and the outlet 35 side, and the valve seat 34b and the valve body 45 However, since the force pushing the piston valve 34 to the left via the actuating piston 40 is constant, as the hydraulic pressure on the inlet port 32 side increases, the liquid on the rear wheel side increases. The pressure increases at a large rate.
このときの液圧の関係は、次に示すようになっている。The relationship between the hydraulic pressures at this time is as shown below.
液圧設定用ばね６２のばね力をＦとすると、液圧ｐ、が
ＰＭ２ ＝ Ｆ ／ Ａ５ ・・・（ｅ）に
達すると、弁座３４ｂが弁体４５に着座し、以降は流入
口３２側の液圧が上昇しても、作動ピストン４０にかか
る液圧ｐＭｇは一定となり、液圧の関係は次式となる。When the spring force of the hydraulic pressure setting spring 62 is F, when the hydraulic pressure p reaches PM2 = F / A5 (e), the valve seat 34b seats on the valve body 45, and from then on, the inlet port 32 Even if the hydraulic pressure on the side increases, the hydraulic pressure pMg applied to the actuating piston 40 remains constant, and the relationship between the hydraulic pressures is expressed by the following equation.
ｐｍ＝ （（ＡＩ−Ａ４） ／ （ＡＩ−Ａ３−Ａ４）
） ＰＭ ＋（（ＦＯ−ＰＭ２− Ａ２） ／ （
Ａ、−Ａ３−Ａ４） ）−（ｔ）ここで、（ｄ）式と（
ｆ）式とを比較してみると、ｐ、にかかる係数が
ＡＩ Ａ４＞ＡＩ Ａ２ Ａ４
となっているので、第２図のＡ”−Ｄ’線よりも勾配の
大きなり’−Ｅ’線のようになり、後輪のブレーキシリ
ンダ２６．２７の液圧はより大きな割合で昇圧されるこ
ととなる。pm= ((AI-A4) / (AI-A3-A4)
) PM + ((FO-PM2- A2) / (
A, -A3-A4) ) - (t) Here, formula (d) and (
Comparing the equation with f), we find that the coefficient applied to p is AI A4 > AI A2 A4, so the '-E' line has a larger slope than the A''-D' line in Figure 2. As a result, the hydraulic pressure in the rear wheel brake cylinders 26 and 27 is increased at a larger rate.
そして、この昇圧の割合（Ｄ′−Ｅ’線の勾配）は、関
連寸法により調整することかできるため、これを適正に
設定することにより、後輪ブレーキシリンダ２６．２７
の液圧を最適な割合で昇圧させることがてきる。The rate of this pressure increase (gradient of the D'-E' line) can be adjusted by the related dimensions, so by setting it appropriately, the rear wheel brake cylinder 26.27
It is possible to increase the hydraulic pressure at an optimal rate.
第２図において、曲線ＯＧ′は最大積載時の理想的なマ
スクシリンダ１９の液圧と後輪のブレーキシリンダ２６
．２７の液圧の関係を示すものて、曲線ＯＬ′は最小積
載時の理想的なマスクシリンダ１９の液圧と後輪のブレ
ーキシリンダ２６．２７の液圧の関係を示すものである
。第３図は、同様に前輪と後輪にかかる制動力の配分図
であり、以上のブレーキ液圧制御弁２５を用いることに
より、次に説明するように最適な制動力配分が得られる
。In FIG. 2, the curve OG' represents the ideal hydraulic pressure of the mask cylinder 19 and the brake cylinder 26 of the rear wheel at maximum load.
．． 27, the curve OL' shows the ideal relationship between the hydraulic pressure of the mask cylinder 19 and the hydraulic pressure of the rear wheel brake cylinders 26 and 27 at the time of minimum loading. Similarly, FIG. 3 is a distribution diagram of the braking force applied to the front wheels and the rear wheels, and by using the brake fluid pressure control valve 25 described above, an optimum braking force distribution can be obtained as described below.
まず、第３図において、曲線ＯＬは最小積載時の制動力
理想配分曲線、曲線ＯＧは最大積載時の制動力理想配分
曲線であり、これらは、次の式から得られる。First, in FIG. 3, the curve OL is the ideal braking force distribution curve at the minimum load, and the curve OG is the ideal braking force distribution curve at the maximum load, which can be obtained from the following equation.
Ｂｆ＝ ｅＷｆ＝ ｅ （Ｗｆｏ ＋ （ｈ／Ｌ） ｅ
Ｗ） −−−（ｇ）Ｂｒ＝ ｅＷｒ＝ ｅ （Ｗｒｏ−
（ｈ／Ｌ） ｅＷ） −（ｈ）Ｗｆ、 ：静止時前輪重
量
Ｗ「。：静止時後輪重量
Ｗｆ：動的前輪重量
Ｗｒ：動的後輪重量
Ｗ ：全重量
Ｌ ：ホイールベース
ｈ ：自動車の重心高さ
Ｂｆ：前輪制動力
Ｂｒ：後輪制動力
一方、実際の制動力は次の式で表わされる。Bf= eWf= e (Wfo + (h/L) e
W) ---(g) Br= eWr= e (Wro-
(h/L) eW) - (h) Wf, : Stationary front wheel weight W'. : Stationary rear wheel weight Wf: Dynamic front wheel weight Wr: Dynamic rear wheel weight W: Total weight L: Wheelbase h: Height of the center of gravity of the vehicle Bf: Front wheel braking force Br: Rear wheel braking force On the other hand, the actual braking force is expressed by the following equation.
Ｂｆ＝にｆ−Ｐ、＝ Ｋｆ−Ｐ。Bf = f-P, = Kf-P.
Ｂｒ＝ Ｋｒ−Ｐ。Br=Kr-P.
Ｋｆ、Ｋｒ：自動車の形式、ブレーキの容量等で決るブ
レーキ常数
ここで、ＰＲ”ＰＭ２まではＰＲ＝ Ａ −ｐＭ＋ Ｂ
で表わせるので、ｅ Ｗ ＝ Ｂｆ＋ Ｂｒよりｐ、＝
（ｅ ｗ −Ｋ、） ／に２ −（ｉ）Ｋ、
＝ Ｂ Ｋｒ
Ｋ２＝ Ｋｆ＋ Ａ Ｋｒ
て表わせる。Kf, Kr: Brake constant determined by the type of car, brake capacity, etc. Here, PR = A - pM + B up to PR'' PM2
Since it can be expressed as, e W = Bf + Br, p, =
(e w −K,) /2 −(i)K,
= B Kr K2= Kf+ A Kr It can be expressed as follows.
例えば、路面の摩擦係数用を０．８１とした場合に、最
大のブレーキ力を発生する時の減速度は知ることができ
るので、その点の液圧ＰＭを（ｉ）式で算出することが
てき、これをＰＭ２とする。For example, if the friction coefficient of the road surface is set to 0.81, the deceleration when the maximum braking force is generated can be known, so the hydraulic pressure PM at that point can be calculated using equation (i). This is called PM2.
そして、第３図において、Ｄ点がＰＭ”ＰＭ２の点であ
る。In FIG. 3, point D is the point PM''PM2.
また、Ｍ点は、最大積載時の制動力理想配分曲線におけ
る０、８ｇの減速度を得る点てあり、Ｎ点は、最小積載
時の制動力理想配分曲線における０、８ｇの減速度を得
る点である。In addition, point M is the point at which a deceleration of 0.8 g is obtained on the ideal braking force distribution curve at maximum load, and point N is a point at which a deceleration of 0.8 g is obtained on the ideal braking force distribution curve at minimum load. It is a point.
制動力実配分線のＡ点は、ＰＭ＝ＰＭ□の点てあり、線
０−Ａ−Ｄ−Ｃか通常の液圧制御弁を使用したときの制
動力実配分線であり、線〇−Ａ−Ｄ−Ｅが本発明のブレ
ーキ液圧制御弁２５を使用したときの制動力実配分線で
ある。Point A on the actual braking force distribution line is where PM=PM□, and line 0-A-D-C is the actual braking force distribution line when using a normal hydraulic control valve, and line 〇- A-D-E is the actual braking force distribution line when the brake fluid pressure control valve 25 of the present invention is used.
ここて、一般的に第３図において、線Ｏ−Ｎ−Ｍ−Ｇの
上側ての後輪の早期ロックをさけるため、本発明のブレ
ーキ液圧制御弁２５ての制動力実配分線０′−Ａ −Ｄ
−Ｅは線０−Ｎ−Ｍ−Ｇの下に位置するため、全ての
荷重条件で、０．８ｇまでの早期ロックか生じることが
なく、かつ０点以降は達成減速度を高めることが可能と
なり、ブレーキに対する相反した２つの要求を満たすこ
とかできる。Generally, in FIG. 3, in order to avoid early locking of the rear wheels above the line O-N-M-G, the actual braking force distribution line 0' -A -D
-E is located below the line 0-N-M-G, so under all load conditions, early locking up to 0.8g will not occur, and the achieved deceleration can be increased after 0 point. Therefore, it is possible to satisfy two contradictory demands on the brake.
（発明の効果）
以上詳細に説明したように本発明は、後輪側および前輪
側の圧力系統に接続される流入口と流出口をそれぞれ備
えた本体内に、後輪側の流入口と流出口とを連通する通
液路か形成されたピストンバルブと、前輪側の圧力系統
からの液圧を受けてピストンバルブを一方向へ付勢する
作動ピストンとをそれぞれ摺動自在に嵌挿し、ピストン
バルブの通液路の流入口側に弁座を形成し、弁座に対向
させて通液路を開閉する弁体を設け、さらに前輪側の圧
力系統の液圧を作動ピストンにかけるための通路内に、
液圧か設定されている圧力以上になったときに通路を閉
塞する弁機構を設けることにより、後輪早期ロックをさ
けながら最大積載時の達成減速度を高めるように自由に
設定でき、各国の法規制への対応が容易になる。(Effects of the Invention) As described above in detail, the present invention provides an inlet and an inlet for the rear wheel and an inlet for the rear wheel in the main body respectively provided with the inlet and the outlet connected to the rear wheel side and front wheel side pressure systems. A piston valve having a fluid passage communicating with the outlet and an operating piston that biases the piston valve in one direction by receiving fluid pressure from the pressure system on the front wheel are each slidably inserted into the piston. A valve seat is formed on the inlet side of the fluid passage of the valve, a valve body is provided opposite to the valve seat to open and close the fluid passage, and a passage is further provided to apply the hydraulic pressure of the pressure system on the front wheel side to the operating piston. Inside,
By providing a valve mechanism that closes the passage when the hydraulic pressure exceeds a set pressure, it can be freely set to increase the achieved deceleration at maximum load while avoiding early locking of the rear wheels. It becomes easier to comply with laws and regulations.
第１図は、本発明のブレーキ液圧制御弁の一例を示す縦
断面図、
第２図は、第１図に示したブレーキ液圧制御弁における
マスクシリンダの液圧と後輪ブレーキシリンダの液圧の
関係を示す図、
第３図は、第１図に示したブレーキ液圧制御弁を用いた
ときの、前輪と後輪にかかる制動力の配分を示す図、
第４図は、従来のブレーキ液圧制御弁おけるマスクシリ
ンダの液圧と後輪ブレーキシリンダの液圧の関係を示す
図である。
３０・・・ 制御弁本体
３２・・・ 後輪側の流入口
３４・・・ ピストンバルブ
３４ａ・・・ 通液路 ３４ｂ・・・ 弁座３５
・・・ 後輪側の流出口
４２・・・ 弁機構 ４５・・・ 弁体４８・
・・ ばね
４９・・・ 前輪側の流入口
５０．５１・・・ 前輪側の流出口
５２・・・ 孔部（通路）
（ほか２名）
○
！！！！富トｊ−＋・きフへ培■田
匡
○
票Ｓ罷叡Ｑ
２４図
手続補正書
昭和６３年 ４月２２日
昭和６３年 特 許 願 第６６２５８号′２、発明の
名称
ブレーキ液圧制御弁。
３、補正をする者
事件との関係 特許出願人
名称 （３０５） ）キコ株式会社
４、代 理 人
住所 東京都千代田区神田駿河台ｌの６（ほか２名）
５、補正命令の日付
「自 発」FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an example of the brake fluid pressure control valve of the present invention, and FIG. 2 shows the fluid pressure of the mask cylinder and the fluid pressure of the rear wheel brake cylinder in the brake fluid pressure control valve shown in FIG. 1. Figure 3 is a diagram showing the brake fluid pressure control valve shown in Figure 1, and Figure 4 is a diagram showing the distribution of braking force applied to the front and rear wheels when using the brake fluid pressure control valve shown in Figure 1. FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the hydraulic pressure of a mask cylinder and the hydraulic pressure of a rear wheel brake cylinder in a brake hydraulic pressure control valve. 30... Control valve body 32... Rear wheel side inlet 34... Piston valve 34a... Liquid passage 34b... Valve seat 35
... Rear wheel side outlet 42... Valve mechanism 45... Valve body 48.
... Spring 49... Front wheel side inlet 50.51... Front wheel side outlet 52... Hole (passage) (2 other people) ○! ! ! ! Tomitoj-+・Kifuhe Cultivation Tadashi ○ Form S 珏叡Q Figure 24 Procedural Amendment April 22, 1988 Patent Application No. 66258'2, Name of Invention Brake Hydraulic Pressure Control valve. 3. Relationship with the case of the person making the amendment Patent applicant name (305)) Kiko Co., Ltd. 4. Agent address: 6 Kanda Surugadai, Chiyoda-ku, Tokyo (and 2 others) 5. Date of amendment order: ``Volunteer'' ”
Claims (1)
口および前輪側の圧力系統に接続される他の流入口と流
出口を備えた本体内に、前記一の流入口と流出口とを連
通する通液路が形成されたピストンバルブと、前記他の
流入口からの液圧を一側に受けて他側に当接された前記
ピストンバルブを一方向へ付勢する作動ピストンとをそ
れぞれ摺動自在に嵌挿し、前記ピストンバルブに該ピス
トンバルブを他方向へ付勢するばねを掛合させ、前記ピ
ストンバルブの通液路の前記流入口側に弁座を形成し、
該弁座に対向させて前記通液路を開閉する弁体を設ける
とともに、前記他の流入口と前記作動ピストンの一側と
を連通する通路内に、他の流入口側の液圧が設定されて
いる圧力以上になったときに前記通路を閉塞する弁機構
を設けたことを特徴とするブレーキ液圧制御弁。(1) The first inlet and outlet are connected to the main body, which is provided with one inlet and outlet connected to the pressure system on the rear wheel side and another inlet and outlet connected to the pressure system on the front wheel side. A piston valve having a fluid passage communicating with an outflow port, and an operation of receiving fluid pressure from the other inflow port on one side and urging the piston valve, which is in contact with the other side, in one direction. and a piston slidably inserted into each other, a spring that biases the piston valve in the other direction is engaged with the piston valve, and a valve seat is formed on the inflow port side of the liquid passage of the piston valve,
A valve body for opening and closing the liquid passage is provided opposite to the valve seat, and a liquid pressure on the other inlet side is set in a passage communicating between the other inlet and one side of the actuating piston. A brake fluid pressure control valve comprising a valve mechanism that closes the passage when the pressure exceeds a certain pressure.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6625888A JPH01240352A (en) | 1988-03-19 | 1988-03-19 | Brake liquid pressure control valve |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6625888A JPH01240352A (en) | 1988-03-19 | 1988-03-19 | Brake liquid pressure control valve |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01240352A true JPH01240352A (en) | 1989-09-25 |
Family
ID=13310655
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP6625888A Pending JPH01240352A (en) | 1988-03-19 | 1988-03-19 | Brake liquid pressure control valve |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH01240352A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005178709A (en) * | 2003-12-24 | 2005-07-07 | Nissan Motor Co Ltd | Brake device of vehicle |
| JP2010284990A (en) * | 2009-06-09 | 2010-12-24 | Toyota Motor Corp | Braking force control device of vehicle |
| WO2019186459A1 (en) * | 2018-03-30 | 2019-10-03 | Veoneer-Nissin Brake Systems Japan Co., Ltd. | Systems and methods for dynamically distributing brake torque among a plurality of brakes of a vehicle |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JPS5947564B2 (en) * | 1979-03-31 | 1984-11-20 | 井関農機株式会社 | Riding rice transplanter |
-
1988
- 1988-03-19 JP JP6625888A patent/JPH01240352A/en active Pending
Patent Citations (1)
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