JPH029980B2 - - Google Patents
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- JPH029980B2 JPH029980B2 JP11043182A JP11043182A JPH029980B2 JP H029980 B2 JPH029980 B2 JP H029980B2 JP 11043182 A JP11043182 A JP 11043182A JP 11043182 A JP11043182 A JP 11043182A JP H029980 B2 JPH029980 B2 JP H029980B2
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
- B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
- B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
- B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
- B60T8/50—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition having means for controlling the rate at which pressure is reapplied to or released from the brake
- B60T8/5018—Pressure reapplication using restrictions
- B60T8/5025—Pressure reapplication using restrictions in hydraulic brake systems
- B60T8/5037—Pressure reapplication using restrictions in hydraulic brake systems closed systems
- B60T8/5043—Pressure reapplication using restrictions in hydraulic brake systems closed systems debooster systems
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Description
【発明の詳細な説明】
本発明は自動車用アンチスキツド装置に関す
る。特に、ブレーキマスタシリンダからブレーキ
ホイルシリンダに至るブレーキ液圧回路内に設け
られ、ブレーキ液圧及びパワー液圧により往動及
び復動してブレーキ液圧回路の容積を増加及び減
少するブレーキ液圧調節ピストンと、このブレー
キ液圧調節ピストンからブレーキマスタシリンダ
に至るブレーキ液圧回路内に設けられ、ブレーキ
液圧調節ピストンの往復動時において閉鎖される
カツト弁と、エンジンにより駆動され、ブレーキ
液圧調節ピストンに対し供給されるパワー液圧を
発生する液圧ポンプと、この液圧ポンプによつて
発生されるパワー液圧をブレーキマスタシリンダ
の液圧に応じた値に調圧するレギユレータ弁と、
このレギユレータ弁により調圧されたパワー液圧
を自動車のスキツド状態に応じてブレーキ液圧調
節ピストンに給排するパワー液圧給排弁と、レギ
ユレータ弁により調圧されたパワー液圧がブレー
キマスタシリンダの液圧に対する設定値よりも低
いことに応答してブレーキマスタシリンダとブレ
ーキホイルシリンダとをカツト弁を介さずに連通
するバイパス弁とを備えた自動車用アンチスキツ
ド装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to an anti-skid device for a motor vehicle. In particular, the brake fluid pressure adjustment is provided in the brake fluid pressure circuit from the brake master cylinder to the brake wheel cylinder, and moves forward and backward depending on the brake fluid pressure and power fluid pressure to increase and decrease the volume of the brake fluid pressure circuit. A piston, a cut valve that is provided in the brake fluid pressure circuit from the brake fluid pressure adjustment piston to the brake master cylinder and that is closed when the brake fluid pressure adjustment piston reciprocates, and a cut valve that is driven by the engine and that adjusts the brake fluid pressure. a hydraulic pump that generates power hydraulic pressure to be supplied to the piston; a regulator valve that regulates the power hydraulic pressure generated by the hydraulic pump to a value that corresponds to the hydraulic pressure of the brake master cylinder;
A power fluid pressure supply/discharge valve supplies and discharges the power fluid pressure regulated by the regulator valve to the brake fluid pressure adjustment piston according to the skid state of the vehicle, and the power fluid pressure regulated by the regulator valve is supplied to and discharged from the brake master cylinder. The present invention relates to an anti-skid device for an automobile, which includes a bypass valve that communicates a brake master cylinder and a brake wheel cylinder without using a cut valve in response to a hydraulic pressure being lower than a set value for a hydraulic pressure.
従来のこの種の装置においては、レギユレータ
弁はパワー液圧をブレーキマスタシリンダの液圧
に対し一定比で調圧するように構成するととも
に、ブレーキマスタシリンダの液圧上昇に対する
パワー液圧上昇の遅れ現象によつてバイパス弁が
誤作動するのを防止するためブレーキマスタシリ
ンダの液圧がゼロの場合にもパワー液圧を比較的
に高い設定値に調圧するように構成していた。そ
の結果、エンジンの燃費が悪いとか、パワー液圧
回路中のシール部材の耐久性が低いと言つた欠点
があつた。 In conventional devices of this type, the regulator valve is configured to regulate the power hydraulic pressure at a constant ratio to the hydraulic pressure of the brake master cylinder, and also to prevent the phenomenon of a delay in the rise of the power hydraulic pressure relative to the rise of the hydraulic pressure of the brake master cylinder. In order to prevent the bypass valve from erroneously operating due to this, the power hydraulic pressure is regulated to a relatively high set value even when the hydraulic pressure in the brake master cylinder is zero. As a result, there were drawbacks such as poor engine fuel efficiency and low durability of seal members in the power hydraulic circuit.
本発明の目的は、レギユレータ弁の調圧特性
を、ブレーキマスタシリンダの液圧がゼロの場合
にはパワー液圧を背圧値に保持し、ブレーキマス
タシリンダの液圧上昇時においては、ブレーキマ
スタシリンダの液圧が低い第１設定値まで上昇す
る間にパワー液圧をバイパス弁の誤作動が生じな
い第１設定圧まで第１設定比で急上昇させ、ブレ
ーキマスタシリンダの液圧が更に上昇することに
よつてパワー液圧を第１設定比よりも小なる第２
設定比で上昇させるものとすることにより、エン
ジンの燃費やパワー液圧回路中のシール部材の耐
久性を従来装置よりも良くすることにある。 An object of the present invention is to adjust the pressure regulating characteristics of the regulator valve such that when the brake master cylinder hydraulic pressure is zero, the power hydraulic pressure is maintained at a back pressure value, and when the brake master cylinder hydraulic pressure increases, the brake master While the hydraulic pressure in the cylinder rises to the low first set value, the power hydraulic pressure is rapidly increased at the first set ratio to the first set pressure that does not cause malfunction of the bypass valve, and the hydraulic pressure in the brake master cylinder increases further. The power hydraulic pressure may be adjusted to a second setting ratio which is smaller than the first set ratio.
By increasing the pressure at a set ratio, the fuel consumption of the engine and the durability of the seal member in the power hydraulic circuit are improved compared to conventional devices.
この目的を達成するため本発明では、レギユレ
ータ弁のボデー内に第１弁体と環状の第２弁体と
を互に同軸的に配設し、これら両弁体の対向部の
いずれか一方に形成した小径の環状絞り部とその
他方に形成した平担面とで第２弁体の第１弁体側
への変位により閉鎖する第１可変絞りを形成さ
せ、また第２弁体とボデーのいずれか一方に形成
した大径の環状絞り部とその他方に形成した平担
面とで第１可変絞りと並列で且つ第２弁体の第１
弁体側への変位により開放する第２可変絞りを形
成させ、第１弁体をブレーキマスタシリンダの液
圧により第２弁体側へ付勢させるとともに、パワ
ー液圧により第２弁体の第１弁体側への変位をパ
ワー液圧が設定値に達するまでの間阻止するスプ
リングを設け、且つ最低パワー液圧により第１弁
体に加わる付勢力と第１弁体に関する摺動抵抗と
の和と同等の力で第１弁体を第２弁体側へ付勢す
る別のスプリングを設ける。 In order to achieve this object, in the present invention, a first valve body and an annular second valve body are disposed coaxially with each other in the body of a regulator valve, and either one of the opposing parts of these valve bodies is disposed coaxially with the other. The formed small-diameter annular constriction portion and the flat surface formed on the other side form a first variable constriction that closes when the second valve body is displaced toward the first valve body, and furthermore, the second valve body and the body A large-diameter annular throttle part formed on one side and a flat surface formed on the other side are parallel to the first variable throttle part and are connected to the first variable throttle part of the second valve body.
A second variable throttle is formed that opens by displacement toward the valve body, and the first valve body is urged toward the second valve body by the hydraulic pressure of the brake master cylinder, and the first valve of the second valve body is biased by the power hydraulic pressure. A spring is provided to prevent displacement toward the body side until the power hydraulic pressure reaches a set value, and is equal to the sum of the urging force applied to the first valve body by the lowest power hydraulic pressure and the sliding resistance related to the first valve body. Another spring is provided which urges the first valve body toward the second valve body with a force of .
上記の構成としたことにより、ブレーキマスタ
シリンダの液圧がゼロの場合には第１可変絞りの
絞り効果が消滅するためパワー液圧は背圧値とな
り、自動車の運行時間中、ブレーキマスタシリン
ダの液圧がゼロとなつている時間が占める割合が
大きいので、従来装置に比べてエンジンの燃費が
大幅に良くなるとともにパワー液圧回路中のシー
ル部材の耐久性が向上する。そして、ブレーキマ
スタシリンダの液圧が上昇された場合において
は、ブレーキマスタシリンダの液圧がその第１設
定圧に達するまでの間、第１弁体の変位による第
１可変絞りの絞り作用によつてパワー液圧が第１
設定圧まで第１設定比で急上昇し、この後ブレー
キマスタシリンダの液圧が更に上昇することによ
り、第２弁体が第１弁体と一体に変位して第２可
変絞りの絞り作用でパワー液圧が第１設定比より
も小なる第２設定比で上昇する。これにより、ブ
レーキマスタシリンダの液圧上昇に対するパワー
液圧上昇の遅れによるバイパス弁の誤作動は防止
される。 With the above configuration, when the brake master cylinder hydraulic pressure is zero, the throttling effect of the first variable throttle disappears, so the power hydraulic pressure becomes the back pressure value, and the brake master cylinder Since the time during which the hydraulic pressure is zero occupies a large proportion, the fuel efficiency of the engine is significantly improved compared to conventional devices, and the durability of the seal member in the power hydraulic circuit is improved. When the hydraulic pressure of the brake master cylinder is increased, until the hydraulic pressure of the brake master cylinder reaches the first set pressure, the throttle action of the first variable throttle is applied by the displacement of the first valve body. Power hydraulic pressure is the first
The pressure rises rapidly to the set pressure at the first set ratio, and then the hydraulic pressure in the brake master cylinder further increases, causing the second valve body to displace together with the first valve body, and the power is increased by the throttling action of the second variable throttle. The hydraulic pressure increases at a second set ratio that is smaller than the first set ratio. This prevents malfunction of the bypass valve due to a delay in the increase in power hydraulic pressure relative to the increase in hydraulic pressure in the brake master cylinder.
その上、前述の如き構成としたことにより第１
弁体と第２弁体の芯ずれは第１可変絞り及び第２
可変絞りの精度に影響しないため調圧特性のばら
つきが少なく、また第２弁体の変位により両可変
絞りの切替えが行なわれて両可変絞りの切替え時
にブレーキ液を消費しないので、両可変絞りの切
替え時にブレーキペダル操作感を低下させず、更
にはブレーキ時における第１弁体の無効ストロー
クがないためパワー液圧の立ち上がりが速いとと
もにレギユレータ弁のブレーキ液消費が少ない利
点がある。 Moreover, with the above-mentioned configuration, the first
The misalignment between the valve body and the second valve body is corrected by the first variable throttle and the second valve body.
Since it does not affect the accuracy of the variable throttle, there is little variation in the pressure regulating characteristics, and since switching between the two variable throttles is performed by the displacement of the second valve body, no brake fluid is consumed when switching between the two variable throttles. The brake pedal operation feeling is not reduced during switching, and furthermore, since there is no invalid stroke of the first valve body during braking, there are advantages in that the power hydraulic pressure rises quickly and the brake fluid consumption of the regulator valve is small.
以下、本発明の一実施例を図面に基いて説明す
る。 Hereinafter, one embodiment of the present invention will be described based on the drawings.
第１図において、１０はブレーキペダル、１１
はブレーキブースタ、１２はタンデムブレーキマ
スタシリンダであり、ブレーキペダル１０の踏圧
時タンデムブレーキマスタシリンダ１２がブレー
キペダル踏力に応じた液圧を発生し、この液圧が
ブレーキ液圧回路１３により前輪１４のブレーキ
ホイルシリンダ１５に供給される一方、ブレーキ
液圧回路１６により後輪１７のブレーキホイルシ
リンダ１８に供給される。 In Fig. 1, 10 is a brake pedal; 11 is a brake pedal;
12 is a brake booster, and 12 is a tandem brake master cylinder. When the brake pedal 10 is depressed, the tandem brake master cylinder 12 generates a hydraulic pressure corresponding to the brake pedal depression force, and this hydraulic pressure is applied to the front wheel 14 by the brake hydraulic pressure circuit 13. The hydraulic pressure is supplied to the brake wheel cylinder 15, and is also supplied to the brake wheel cylinder 18 of the rear wheel 17 by the brake hydraulic pressure circuit 16.
ブレーキ時において後輪１７がロツクすること
を防止し、以つてスキツド状態に陥ることを防止
するアンチスキツド装置は、エンジンにより駆動
される液圧ポンプ２０と、この液圧ポンプ２０の
吐出液をパワーステアリング２１に供給する回路
の途中に介装されるレギユレータ弁２２と、ブレ
ーキ液圧回路１６の途中に介装されるアクチユエ
ータ２３とを有している。 The anti-skid device, which prevents the rear wheels 17 from locking up during braking and thereby prevents the vehicle from falling into a skid state, uses a hydraulic pump 20 driven by the engine and a power steering system to transfer fluid discharged from the hydraulic pump 20. 21, and an actuator 23, which is interposed in the middle of the brake fluid pressure circuit 16.
アクチユエータ２３はポート２４ａ〜２４ｅを
形成したボデー２４内にブレーキ液圧調節ピスト
ン２５、カツト弁２６、パワー液圧給排弁２７及
びバイパス弁２８を収容している。ポート２４
ａ，２４ｂ，２４ｃ，２４ｄ及び２４ｅはタンデ
ムブレーキマスタシリンダ１２、ブレーキホイル
シリンダ１８、レギユレータ弁２２、リザーバ２
９、レギユレータ弁２２にそれぞれ連通する。 The actuator 23 houses a brake fluid pressure adjusting piston 25, a cut valve 26, a power fluid pressure supply/discharge valve 27, and a bypass valve 28 in a body 24 having ports 24a to 24e formed therein. port 24
a, 24b, 24c, 24d and 24e are tandem brake master cylinder 12, brake wheel cylinder 18, regulator valve 22, reservoir 2
9 and communicate with the regulator valve 22, respectively.
ブレーキ液圧調節ピストン２５は小径ピストン
２５ａと大径ピストン２５ｂとより成り、ボデー
２４内にブレーキ液圧室３０、パワー液圧室３１
及び大気室３２を形成する。ブレーキ液圧室３０
は孔３３−室３４−通路３５を介してポート２４
ａに連通する一方、通路３６−孔３７−室３８を
介してポート２４ｂと連通する。 The brake fluid pressure adjusting piston 25 consists of a small diameter piston 25a and a large diameter piston 25b, and has a brake fluid pressure chamber 30 and a power fluid pressure chamber 31 in the body 24.
and an atmospheric chamber 32 is formed. Brake hydraulic chamber 30
port 24 via hole 33 - chamber 34 - passage 35
a, and communicates with port 24b via passage 36, hole 37, and chamber 38.
カツト弁２６は室３４内に設けられ、スプリン
グにより孔３３を閉じるように付勢されており、
孔３３を通つてブレーキ液圧室３０内に突出し小
径ピストン２５ａに当接するロツド部を有してい
る。これにより、小径ピストン２５ａが図の如く
位置している場合にはカツト弁２６が孔３３を開
放してブレーキ液圧室３０とポート２４ａとが孔
３３を介して連通するが、小径ピストン２５ａが
図の位置から左方向へ摺動することによりカツト
弁２６が孔３３を閉じて孔３３を介するブレーキ
液圧室３０とポート２４ａの連通が断たれる。 The cut valve 26 is provided in the chamber 34 and is biased by a spring to close the hole 33.
It has a rod portion that projects into the brake hydraulic pressure chamber 30 through the hole 33 and comes into contact with the small diameter piston 25a. As a result, when the small diameter piston 25a is positioned as shown in the figure, the cut valve 26 opens the hole 33 and the brake hydraulic pressure chamber 30 and the port 24a communicate through the hole 33, but the small diameter piston 25a By sliding leftward from the position shown in the figure, the cut valve 26 closes the hole 33, and communication between the brake hydraulic pressure chamber 30 and the port 24a via the hole 33 is cut off.
パワー液圧給排弁２７はスプリングにより下方
向へ付勢された第１弁プランジヤ２７ａと、スプ
リングにより下方向へ付勢された第２弁プランジ
ヤ２７ｂと、第１弁プランジヤ２７ａをスプリン
グに抗して上方向へ移動させるための第１ソレノ
イド２７ｃと、第２弁プランジヤ２７ｂをスプリ
ングに抗して上方向へ移動させるための第２ソレ
ノイド２７ｄとを有している。第１ソレノイド２
７ｃが非通電の場合には第１弁プランジヤ２７ａ
は室３９を上方のパワー液圧導入孔４０に連通さ
せるとともに下方のパワー液圧排出孔４１から庶
断し、また第１ソレノイド２７ｃが通電された場
合には第１弁プランジヤ２７ａは室３９をパワー
液圧導入孔４０から遮断してパワー液圧排出孔４
１に連通させる。第２ソレノイド２７ｄが非電通
の場合には第２弁プランジヤ２７ｂは室３９と連
通した室４２をオリフイス４３のみを介してパワ
ー液圧室３１に連通し、また第２ソレノイド２７
ｄが通電された場合には室４２を孔４４を介して
パワー液圧室３１に連通する。 The power hydraulic supply/discharge valve 27 has a first valve plunger 27a urged downward by a spring, a second valve plunger 27b urged downward by a spring, and a first valve plunger 27a resisting the spring. and a second solenoid 27d for moving the second valve plunger 27b upward against a spring. 1st solenoid 2
When 7c is de-energized, the first valve plunger 27a
communicates the chamber 39 with the upper power hydraulic pressure introduction hole 40 and disconnects it from the lower power hydraulic pressure discharge hole 41, and when the first solenoid 27c is energized, the first valve plunger 27a communicates with the chamber 39. The power hydraulic pressure outlet hole 4 is isolated from the power hydraulic pressure introduction hole 40.
Connect to 1. When the second solenoid 27d is de-energized, the second valve plunger 27b communicates the chamber 42 communicating with the chamber 39 with the power hydraulic chamber 31 only through the orifice 43, and the second solenoid 27
When d is energized, the chamber 42 is communicated with the power hydraulic pressure chamber 31 through the hole 44.
第１ソレノイド２７ｃ及び第２ソレノイド２７
ｄの通電を制御するコンピユータ４５はセンサー
４５ａにより自動車変速機の出力軸回転を検出し
て後輪１７の回転状況を探知し、ブレーキ液圧の
減圧が必要となつた場合には両ソレノイド２７
ｃ，２７ｄに通電し、この後ブレーキ液圧の復圧
が必要となつた場合には少なくとも第１ソレノイ
ド２７ｃを非通電とするとともに後輪１７の回転
状況に応じて選択的に第２ソレノイド２７ｄを非
通電とする。 First solenoid 27c and second solenoid 27
The computer 45 that controls the energization of the brake fluid d detects the rotation of the output shaft of the automobile transmission using the sensor 45a to detect the rotational status of the rear wheels 17, and when it becomes necessary to reduce the brake fluid pressure, the computer 45 detects the rotation of the output shaft of the automobile transmission using the sensor 45a.
After that, when it becomes necessary to restore the brake fluid pressure, at least the first solenoid 27c is de-energized, and the second solenoid 27d is selectively activated depending on the rotational status of the rear wheel 17. is de-energized.
バイパス弁２８は室３８内においてスプリング
により左方向へ付勢され振弁体２８ａ、小径ピス
トン２８ｂ及び大径ピストン２８ｃを有する。大
径ピストン２８ｃはポート２４ｃに連通したパワ
ー液圧室４６をボデー２４内に形成し、パワー液
圧によつて右方向へ付勢される。パワー液圧が正
常な場合、弁体２８ａ、小径ピストン２８ｂ、大
径ピストン２８ｃは図の位置を占め、弁体２８ａ
はポート２４ａに連通した右方の孔４７を閉鎖す
るとともに左方の孔３７を開放する。またパワー
液圧がゼロとなつた場合、弁体２８ａを付勢する
スプリングにより弁体２８ａ、小径ピストン２８
ｂ、大径ピストン２８ｃが図の位置から左方向へ
移動させられ、弁体２８ａは孔４７を開くととも
に孔３７を閉じ、これによりポート２４ａが孔４
７一室３８を介してポート２４ｂと連通する。 The bypass valve 28 is urged leftward by a spring in the chamber 38 and has a swinging valve body 28a, a small diameter piston 28b, and a large diameter piston 28c. The large-diameter piston 28c forms a power hydraulic pressure chamber 46 in the body 24 that communicates with the port 24c, and is urged rightward by the power hydraulic pressure. When the power hydraulic pressure is normal, the valve body 28a, the small diameter piston 28b, and the large diameter piston 28c occupy the positions shown in the figure, and the valve body 28a
closes the right hole 47 communicating with the port 24a and opens the left hole 37. Further, when the power hydraulic pressure becomes zero, the spring that biases the valve body 28a pushes the small diameter piston 28
b, the large-diameter piston 28c is moved to the left from the position shown in the figure, and the valve body 28a opens the hole 47 and closes the hole 37, thereby opening the port 24a to the hole 4.
7 communicates with the port 24b via the chamber 38.
レギユレータ弁２２のボデー４８は液圧ポンプ
２０の吐出液が流入する流入口４８ａと、流入口
４８ａに流入した吐出液をパワーステアリング２
１に供給する流出口４８ｂと、アクチユエータ２
３のポート２４ｃと連通されるパワー液圧出力口
４８ｃとアクチユエータ２３のポート２４ｅから
ブレーキマスタシリンダ１２の液圧を受ける口４
８ａを有している。このボデー４８内には第１弁
体４９と中央孔５０ａを有した環状の第２弁体５
０とピストン５１が同軸的に配置されている。第
２弁体５０の右側面には第１弁体４９の左端の平
担面４９ａとで第１可変絞りを形成する小径の環
状絞り部５０ｂが設けられ、またその左側面には
ボデー４８の平担面４８ｅとで第２可変絞りを形
成する大径の環状絞り部５０ｃが設けられてい
る。第１可変絞りと第２可変絞りは互に並列の関
係にある。また第１弁体の右端部は空気室５２内
に突出してピストン５１の左端と当接している。
ピストン５１はその右端部でボデー４８内に口４
８ｄと連通した室５３を形成しており、この室５
３に供給されるブレーキマスタシリンダの液圧で
第１弁体４９を左方向へ付勢する。流出口４８と
連通した室５４内のスプリング５５は第２弁体５
０を左方向へ付勢し、パワー液圧が第１設定圧に
達するまでの間第２弁体５０の右方向変位を阻止
する。空気室５２内にはピストン５１を左方向へ
付勢するスプリング５６が設けられている。この
スプリング５６の力は、最低のパワー液圧によつ
て第１弁体４９に加わる付勢力と第１弁体４９に
関する摺動抵抗（第１弁体４９の摺動抵孔及びピ
ストン５１の摺動抵抗）との和と同等に設定され
ている。 The body 48 of the regulator valve 22 has an inlet 48a into which the discharged fluid of the hydraulic pump 20 flows, and a body 48 that directs the discharged fluid that has flowed into the inlet 48a to the power steering system.
1 and the actuator 2
The port 4 receives the hydraulic pressure of the brake master cylinder 12 from the power hydraulic pressure output port 48c communicating with the port 24c of the actuator 23 and the port 24e of the actuator 23.
8a. Inside this body 48, a first valve body 49 and an annular second valve body 5 having a central hole 50a are provided.
0 and the piston 51 are arranged coaxially. A small-diameter annular throttle portion 50b is provided on the right side of the second valve body 50 and forms a first variable throttle with the flat surface 49a at the left end of the first valve body 49. A large-diameter annular diaphragm portion 50c that forms a second variable diaphragm with the flat surface 48e is provided. The first variable aperture and the second variable aperture are in a parallel relationship with each other. The right end of the first valve body protrudes into the air chamber 52 and comes into contact with the left end of the piston 51.
The piston 51 has a port 4 in the body 48 at its right end.
A chamber 53 is formed which communicates with the chamber 5.
The first valve body 49 is biased to the left by the hydraulic pressure of the brake master cylinder supplied to the brake master cylinder 3. A spring 55 in the chamber 54 communicating with the outlet 48 is connected to the second valve body 5.
0 to the left, and prevents the second valve body 50 from shifting to the right until the power hydraulic pressure reaches the first set pressure. A spring 56 is provided within the air chamber 52 to bias the piston 51 to the left. The force of this spring 56 is composed of the urging force applied to the first valve body 49 by the lowest power hydraulic pressure and the sliding resistance related to the first valve body 49 (the sliding resistance hole of the first valve body 49 and the sliding resistance of the piston 51). dynamic resistance).
このレギユレータ弁２２の調圧特性は第２図に
実線で示した如くである。室５３に供給されるブ
レーキマスタシリンダ液圧がゼロの場合、第１弁
体４９を左方向へ付勢する付勢力はゼロであり、
第１可変絞りの絞り効果は消滅する。従つて、液
圧ポンプ２０から流入口４８ａに供給された液は
第２弁体５０の中央孔５０ａ−第１可変絞り−室
５４を抵抗を受けずに順次経て流出口４８ｂから
パワーステアリング２１へ流れ、パワー液圧は流
出口４８ｂからリザーバ２９に至る回路の抵抗に
よつて生じる背圧p0となる。ここで、p0×A1＋
R1＋R2＝F1（A1は第１弁体４９の右方部断面積、
R1は第１弁体４９の摺動抵抗、R2はピストン５
１の摺動抵抗、F1はスプリングの初期荷重であ
る）である。ブレーキマスタシリンダ液圧が上昇
された場合において、ブレーキマスタシリンダ液
圧がP1に上昇する間においては、第１弁体４９
の変位による第１可変絞りの絞り作用でパワー液
圧がp1まで急上昇する。ここで、マスタシリンダ
液圧に対するパワー液圧の比はA2／A3（A2はピ
ストン５１の断面積、A3は第１可変絞りの有効
径内側面積である。）であり、p1＋（A4−A3）＝F2
（A4は第２可変絞りの有効径内側面積であり、F2
はスプリング５５の初期荷重である。）である。
ブレーキマスタシリンダ液圧がP1からP2に上昇
する間においては、パワー液圧が第２弁体５０を
右方向へ付勢する力がスプリング５５の付勢力に
打ち勝つことにより第２弁体５０が第１弁体４９
側へ変位し、第１可変絞りが閉鎖するとともに第
２可変絞りが開き、第１弁体４９及び第２弁体５
０が一体的に変位して第２可変絞りの絞り作用で
パワー液圧が上昇される。ここで、ブレーキマス
タシリンダ液圧に対するパワー液圧の比はA1／
A4である。第２図中、p2は液圧ポンプ２０のリ
リーフ圧である。第２図中に斜線を引いた領域は
バイパス弁２８がバイパス作動（孔４７を開放
し、孔３７を閉じる）するところのパワー液圧と
ブレーキマスタシリンダ液圧の関係を示す。 The pressure regulating characteristics of the regulator valve 22 are as shown by the solid line in FIG. When the brake master cylinder hydraulic pressure supplied to the chamber 53 is zero, the urging force that urges the first valve body 49 to the left is zero;
The aperture effect of the first variable aperture disappears. Therefore, the liquid supplied from the hydraulic pump 20 to the inlet 48a passes through the central hole 50a of the second valve body 50, the first variable throttle chamber 54, and the chamber 54 without resistance, and then flows from the outlet 48b to the power steering 21. The flow and power hydraulic pressure becomes a back pressure p 0 caused by the resistance of the circuit from the outlet 48b to the reservoir 29. Here, p 0 ×A 1 +
R 1 +R 2 =F 1 (A 1 is the cross-sectional area of the right side of the first valve body 49,
R 1 is the sliding resistance of the first valve body 49, R 2 is the piston 5
1, F 1 is the initial load of the spring). When the brake master cylinder hydraulic pressure is increased, while the brake master cylinder hydraulic pressure increases to P1 , the first valve body 49
Due to the throttling action of the first variable throttle due to the displacement of , the power hydraulic pressure rapidly increases to p1 . Here, the ratio of the power hydraulic pressure to the master cylinder hydraulic pressure is A 2 /A 3 (A 2 is the cross-sectional area of the piston 51, A 3 is the effective diameter inner area of the first variable throttle), and p 1 +( A4 − A3 )= F2
(A 4 is the effective diameter inner area of the second variable aperture, and F 2
is the initial load of the spring 55. ).
While the brake master cylinder hydraulic pressure increases from P 1 to P 2 , the force of the power hydraulic pressure urging the second valve body 50 in the right direction overcomes the urging force of the spring 55 , so that the second valve body 50 is the first valve body 49
side, the first variable throttle closes and the second variable throttle opens, and the first valve body 49 and the second valve body 5
0 is integrally displaced and the power hydraulic pressure is increased by the throttle action of the second variable throttle. Here, the ratio of power hydraulic pressure to brake master cylinder hydraulic pressure is A 1 /
A4 . In FIG. 2, p 2 is the relief pressure of the hydraulic pump 20. The shaded area in FIG. 2 shows the relationship between the power hydraulic pressure and the brake master cylinder hydraulic pressure at which the bypass valve 28 performs bypass operation (opens the hole 47 and closes the hole 37).
以上の如き構成における作用は、レギユレータ
弁２２により調圧されたパワー液圧の値の点を除
いて従来装置と実質的に同じであり、当業者であ
れば以上の説明から容易に理解されると思われる
ので省略する。 The operation of the above configuration is substantially the same as that of the conventional device except for the value of the power hydraulic pressure regulated by the regulator valve 22, and will be easily understood by those skilled in the art from the above explanation. Since this seems to be the case, I will omit it.
尚、一実施例においてはアクチユエータ２３か
らブレーキマスタシリンダに至るブレーキ液圧回
路中には何も介装されていないが、公知の如くこ
のブレーキ液圧回路中にプロポーシヨニングバル
ブを介装して実施することができ、この場合にお
いてはプロポーシヨニングバルブの出力液圧がレ
ギユレータ弁に供給されるブレーキマスタシリン
ダ液圧と言うことになる。 In one embodiment, nothing is interposed in the brake hydraulic pressure circuit from the actuator 23 to the brake master cylinder, but as is well known, a proportioning valve may be interposed in this brake hydraulic pressure circuit. In this case, the output hydraulic pressure of the proportioning valve is the brake master cylinder hydraulic pressure supplied to the regulator valve.
また、一実施例においてはカツト弁２６はブレ
ーキ液圧調節ピストンに機械的に連動させて開閉
するようにしたが、公知の如くカツト弁専用のソ
レノイド等の作動手段を設け、この作動手段によ
りブレーキ液圧調節ピストンの作動中カツト弁を
閉じるようにしても良い。 Further, in one embodiment, the cut valve 26 is opened and closed mechanically in conjunction with the brake fluid pressure regulating piston, but as is well known, an actuating means such as a solenoid exclusively for the cut valve is provided, and this actuating means is used to brake the brake fluid. The cut valve may be closed during operation of the hydraulic pressure regulating piston.
第１図は本発明の一実施例を示す図、第２図は
レギユレータ弁の調圧特性を示す図である。
１２……ブレーキマスタシリンダ、１６……ブ
レーキ液圧回路、１８……ブレーキホイルシリン
ダ、２０……液圧ポンプ、２２……レギユレータ
弁、２５……ブレーキ液圧調節ピストン、２６…
…カツト弁、２７……パワー液圧給排弁、２８…
…バイパス弁、４８……ボデー、４８ｅ……平担
面、４９……第１弁体、４９ａ……平担面、５０
……第２弁体、５０ｂ，５０ｃ……環状絞り部、
５５……スプリング、５６……スプリング。
FIG. 1 is a diagram showing an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a diagram showing pressure regulating characteristics of a regulator valve. 12... Brake master cylinder, 16... Brake fluid pressure circuit, 18... Brake wheel cylinder, 20... Hydraulic pressure pump, 22... Regulator valve, 25... Brake fluid pressure adjustment piston, 26...
...Cut valve, 27...Power hydraulic supply and discharge valve, 28...
...Bypass valve, 48...Body, 48e...Flat surface, 49...First valve body, 49a...Flat surface, 50
...Second valve body, 50b, 50c...Annular throttle part,
55...Spring, 56...Spring.
Claims (1)
シリンダに至るブレーキ液圧回路内に設けられ、
ブレーキ液圧及びパワー液圧により往動及び復動
してブレーキ液圧回路の容積を増加及び減少する
ブレーキ液圧調節ピストンと、 このブレーキ液圧調節ピストンからブレーキマ
スタシリンダに至るブレーキ液圧回路内に設けら
れ、ブレーキ液圧調節ピストンの往復動時におい
て閉鎖されるカツト弁と、 エンジンにより駆動され、ブレーキ液圧調節ピ
ストンに対し供給されるパワー液圧を発生する液
圧ポンプと、 この液圧ポンプによつて発生されるパワー液圧
をブレーキマスタシリンダの液圧に応じた値に調
圧するレギユレータ弁と、 このレギユレータ弁により調圧されたパワー液
圧を自動車のスキツド状態に応じてブレーキ液圧
調節ピストンに給排するパワー液圧給排弁と、 レギユレータ弁により調圧されたパワー液圧が
ブレーキマスタシリンダの液圧に対する設定値よ
りも低いことに応答してブレーキマスタシリンダ
とブレーキホイルシリンダとをカツト弁を介さず
に連通するバイパス弁とを備えた自動車用アンチ
スキツド装置において、 前記レギユレータ弁がそのボデー内に互に同軸
的に位置する第１弁体と環状の第２弁体とを有
し、これら両弁体の対向部のいずれか一方に形成
された小径の環状絞り部とその他方に形成された
平担面とで第２弁体の第１弁体側への変位により
閉鎖する第１可変絞りが形成され、第２弁体とボ
デーのいずれか一方に形成された大径の環状絞り
部とその他方に形成された平担面とで第１可変絞
りと並列で且つ第２弁体の第１弁体側への変位に
より開放する第２可変絞りが形成され、第１弁体
がブレーキマスタシリンダの液圧により第２弁体
側へ付勢されるとともに、前記パワー液圧による
第２弁体の第１弁体側への変位をパワー液圧が設
定圧に達するまでの間阻止するスプリングが設け
られ、且つ最低のパワー液圧により第１弁体に加
わる付勢力と第１弁体に関する摺動抵抗との和と
同等の力で第１弁体を第２弁体側へ付勢する弁の
スプリングが設けられている自動車用アンチスキ
ツド装置。[Claims] 1. Provided in the brake hydraulic pressure circuit from the brake master cylinder to the brake wheel cylinder,
A brake fluid pressure adjustment piston that moves forward and backward using brake fluid pressure and power fluid pressure to increase and decrease the volume of the brake fluid pressure circuit, and the brake fluid pressure circuit from this brake fluid pressure adjustment piston to the brake master cylinder. a cut valve that is provided in the brake fluid pressure regulating piston and is closed when the brake fluid pressure regulating piston reciprocates; a hydraulic pump that is driven by the engine and generates power hydraulic pressure to be supplied to the brake fluid pressure regulating piston; A regulator valve that regulates the power hydraulic pressure generated by the pump to a value corresponding to the hydraulic pressure of the brake master cylinder, and a regulator valve that adjusts the power hydraulic pressure regulated by the regulator valve to a brake hydraulic pressure according to the skid state of the vehicle. A power hydraulic pressure supply/discharge valve supplies and discharges the regulating piston, and a brake master cylinder and a brake wheel cylinder respond to the fact that the power hydraulic pressure regulated by the regulator valve is lower than the set value for the hydraulic pressure of the brake master cylinder. In the anti-skid device for an automobile, the regulator valve has a first valve body and an annular second valve body coaxially located in the body of the regulator valve. However, a small-diameter annular constriction portion formed on one of the facing portions of both valve bodies and a flat surface formed on the other side form a first valve body that is closed by displacement of the second valve body toward the first valve body. A variable throttle is formed, which is parallel to the first variable throttle and includes a large-diameter annular throttle formed on one of the second valve body and the body, and a flat surface formed on the other side. A second variable throttle is formed that opens when the body is displaced toward the first valve body, and the first valve body is urged toward the second valve body by the hydraulic pressure of the brake master cylinder, and the second variable throttle is opened by the power hydraulic pressure. A spring is provided that prevents displacement of the valve body toward the first valve body until the power hydraulic pressure reaches a set pressure, and a spring is provided that prevents the displacement of the valve body toward the first valve body until the power hydraulic pressure reaches a set pressure. An anti-skid device for an automobile is provided with a valve spring that biases a first valve body toward a second valve body with a force equivalent to the sum of sliding resistance.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP11043182A JPS592961A (en) | 1982-06-25 | 1982-06-25 | Anti-skid device for automoble |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP11043182A JPS592961A (en) | 1982-06-25 | 1982-06-25 | Anti-skid device for automoble |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS592961A JPS592961A (en) | 1984-01-09 |
| JPH029980B2 true JPH029980B2 (en) | 1990-03-06 |
Family
ID=14535563
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP11043182A Granted JPS592961A (en) | 1982-06-25 | 1982-06-25 | Anti-skid device for automoble |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS592961A (en) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS60156070U (en) * | 1984-03-29 | 1985-10-17 | アイシン精機株式会社 | Actuator for vehicle anti-skid device |
| JP2590887B2 (en) * | 1987-06-17 | 1997-03-12 | アイシン精機株式会社 | Hydraulic brake device |
-
1982
- 1982-06-25 JP JP11043182A patent/JPS592961A/en active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS592961A (en) | 1984-01-09 |
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