JPS59106353A - Hydraulic pressure control device for dual piping - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To enhance the operational reliability of a dual pipe line system type hydraulic pressure control valve with respect to the releasing of valve operation, by providing a component member which functions to contribute, upon one system failure in a vehicle brake system, to the releasing of valve operation in the other system, so that the component member exhibits a predetermined function upon normal valve operation. CONSTITUTION:A third piston 10 which is slidably disposed in a valve body 1 formed therein with concentrical stepped-cylinders 2 through 4, extending between the cylinders 2, 3, is urged upward by a fail safe spring 11. The stepped part 15 of a first piston 14 which is disposed in the cylinder 3 is inserted in stepped cylinders 12, 13 formed in the center axial part of the third piston 10. The first piston 14 is provided as a control piston constituting a well-known proportioning valve so that a first valve for controlling rear-wheel brake hydraulic pressure under break-point pressure reducing control is formed. A second piston 26 is slidably fitted in the cylinder 4. This piston 26 is connected with the first piston 14 by means of a fail-safe clip 23 so that the separation therebetween is limited to be less than a predetermined distance.

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は車両ブレーキ系に用いる二重配管用液圧制御装
置に関するものである、 一般に、重両前後輪のブレーキ力は、後輪側のブレーキ
力を前輪側に比べて小さくすることが車輪ロック防止の
観点から望ましいとさえし、このために後輪ブレーキ液
圧の伝達経路に所靜プロポーショニ／グバルブを介設し
、後輪）゛レーキ液圧の上昇を折点−減圧制御するよう
にしたものが広く知られている。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a hydraulic pressure control device for double piping used in a vehicle brake system. Generally, the braking force of both front and rear wheels is determined by comparing the braking force of the rear wheels with that of the front wheels. It is even desirable from the perspective of preventing wheel locking to make the brake fluid pressure smaller, and for this purpose, a proportioning valve is interposed in the transmission path of the rear wheel brake fluid pressure to reduce the increase in the rear wheel brake fluid pressure. A device that performs point-depressurization control is widely known.

また、車両制動制御の安全性向上の葭点力）もブレーキ
系をＸ管配管等の二重とし、しめ１もこれら各独立系に
ついて各別にプロボーショニングバルブを介設すること
の不利を考え、−系のプロボーショニングバルブの動作
によって他の−系には従動的にパルプ動作を行なわせる
ようにした二重配管用の液圧制御装置もオψ々提案され
ているｎ そして、このような二重配管用の液圧制御装置では、プ
ロボーショニングバルブとして能動的なバルブ動作を行
なう第１バルブと、これに従動的にバルブ動作を行なう
第２バルブとは、一方の系の失陥時において他方の正常
な系のバルブ動作を解除させて車両全体のブレーキ力不
足を補うような工夫がなされているものが多い。In addition, to improve the safety of vehicle braking control, the brake system is made double with X-tube piping, etc., and Shime 1 also considers the disadvantages of installing separate provisioning valves for each of these independent systems. A number of hydraulic pressure control devices have been proposed for double piping, in which the operation of the provisioning valve in the - system causes the other - system to perform the pulping operation accordingly. In a hydraulic pressure control device for double piping, the first valve that performs active valve operation as a provisioning valve and the second valve that performs valve operation in response to the provisioning valve are operated in the event of a failure in one system. In many cases, the valve operation of the other normal system is canceled to compensate for the lack of braking force in the entire vehicle.

ところで、このような型の面圧制御装置では、前述のよ
うに一方の系の失陥時に他方の系のバルブ動作を解除さ
せる必要性から、通常は静止状態にある構成部品を、失
陥発生の際にのみ動作させるという構造をとることが多
く、極めて希に発生する小幅の際に、該当する静止状態
の構成部品の確実な動作が保証されねばならないという
装置信頼性の而での難点がある・そこで本発明−者は、
−系失陥時において他方の系のバルブ？動作解除に機能
・真献する構成部材は、通常の正常なバルブ動作におい
ては一定の動きを生じ、−系失陥時には反対にその一定
の動きを生ずることをやめてパルプ動作解除のために１
動くようにした本発明全開発したものである。By the way, in this type of surface pressure control device, as mentioned above, when a failure occurs in one system, it is necessary to release the valve operation in the other system. In most cases, the structure is such that it operates only when the device is in use, and the problem with device reliability is that the reliable operation of the component in the stationary state must be guaranteed even in the case of a small width that occurs extremely rarely. There is, therefore, the present inventor,
- Valve of the other system at the time of system failure? Components that function and serve to release the valve make a constant movement during normal normal valve operation, and on the other hand, in the event of a system failure, they cease to make that constant movement and perform one step to release the pulp operation.
The present invention has been fully developed to make it work.

而して本発明の要旨は、軸方向に関する離反を一定長以
下に規制して連結された第１および第２ピストンがパル
プボディのシリンダ内に収容され、前記第１ピストンは
、第２ピストン方向に付勢されたバネ力とこのバネ力に
抗しだ液圧作用力のバランスにより移動して独立した−
の系の後輪ブレーキ装置に伝達する液−圧を折点減圧制
御卸するブロボーショニング型の第１バルブを構成し、
前記第２ピストンは前記−の系の後輪ブレーキ液圧との
均衡により独立した他の系の後輪ブレーキ液圧を折点減
圧制御する従動型の第２バルブを構成するようにした車
両の二重配管用液圧制御装置において、前記４１バルブ
の第１ピストンに係合しかつ前記−の系の液圧作用を受
けて一定長移動する第３ピストンとこの第３ピストンの
移動に抗するバネ力を与えるフェイルセイフスプリング
とを設け、史に前記第３ピストンは第１ピストンとの係
合時に該第１ピストンの移動を規制するようＮＱ成しま
たことを特徴とする二重配管用液圧制御装置６にある。The gist of the present invention is that first and second pistons are housed in a cylinder of a pulp body, and the first and second pistons are connected to each other with their separation in the axial direction being limited to a certain length or less, and the first piston is arranged in the direction of the second piston. Due to the balance between the spring force applied to the spring force and the hydraulic pressure acting against this spring force, it moves and becomes independent.
a first valve of a blobbing type for controlling and controlling the hydraulic pressure transmitted to the rear wheel brake system of the system;
In the vehicle, the second piston constitutes a driven type second valve that controls the rear wheel brake fluid pressure of an independent system to be reduced at a turning point by balancing with the rear wheel brake fluid pressure of the - system. In the hydraulic pressure control device for double piping, a third piston that engages with the first piston of the 41 valve and moves a certain length under the hydraulic pressure action of the - system, and a third piston that resists movement of the third piston. A fail-safe spring that provides a spring force, and the third piston has an NQ structure so as to restrict movement of the first piston when engaged with the first piston. It is located in the pressure control device 6.

このような本発明の液圧制御装置によれば、極めて肴な
場合にのみｍｌ＜所定の部品についての作動保証を行な
わねばならない従来形式に比べ、通常は動く構成部品を
停止」二させることで極めて肴な事態に対処するもので
あるだめ、パルプ動作解除に対する信頼性は大幅に向上
されるという利点がある。According to the hydraulic pressure control device of the present invention, compared to the conventional type in which the operation of certain parts must be guaranteed only in extremely special cases, it is possible to stop normally moving components. Since this method is used to deal with very delicate situations, it has the advantage that the reliability of releasing the pulp operation is greatly improved.

以Ｆ本発明を図面に示す実施例に丞づいて説明する１、 第１図は本発明の一実禰例である二重配管用液圧押］呻
装置の縦断面図を示しており、図において１はパルプボ
ディであり、同心をなす段付のシリンダ２．３．４が形
成されて、いる。このシリンダ２．３．４は、一方１則
のシリンダ２からその径がＩＪ２　＞　Ｄｓ　＞　”４
とＩＩ＠次小径となるように設けられていると共に、シ
リンダ２の一端は螺子部５を介して外部に開口し、また
シリンダ４の一端はバルブシートの取着用段部６および
螺子部７を介して外部に開口している。Hereinafter, the present invention will be explained with reference to the embodiments shown in the drawings.1. Fig. 1 shows a longitudinal cross-sectional view of a hydraulic pushing device for double piping, which is an example of the present invention. In the figure, 1 is a pulp body in which a concentric stepped cylinder 2.3.4 is formed. This cylinder 2.3.4 has a diameter of IJ2 > Ds >"4
One end of the cylinder 2 opens to the outside via a threaded part 5, and one end of the cylinder 4 has a step part 6 for attaching the valve seat and a threaded part 7. It opens to the outside through.

そして各螺子部５．７にはそれぞれプラグ８．９が螺着
固定され、シリンダ内を外部から区画封止している。A plug 8.9 is screwed and fixed to each screw portion 5.7 to partition and seal the inside of the cylinder from the outside.

このシリンダ２．３．４内には、独立二系の後輪ブレー
キ液圧伝達経路においてそれぞれ後輪ブレーキ液圧を折
点減圧制御をなす第１および第２バルブが内蔵され、ま
だ−男系の失陥時に・北方系のバルブ動作を解除するた
め２のパルプ動作解除機構が併せ内蔵されており、以下
これらの構造について述べる。Inside this cylinder 2.3.4, there are built-in first and second valves that control the rear wheel brake fluid pressure at a turning point in the two independent rear wheel brake fluid pressure transmission paths. In order to cancel the valve operation of the northern system in the event of a failure, two pulp operation release mechanisms are also built in, and the structures of these will be described below.

ますシリンダ２および３の段付部の両者に渡って、第３
ピストン１０が軸方向慴動可能に滑合されていると共に
、フェイルセイフスプリング１１によりこの第３ピスト
ン１０は大径部がシリンダの段付部に押圧当合されるよ
うに偏倚されている。フェイルセイフスプリング１１は
第３ピストン１０の大径端とプラグ８の内端の間に張設
されるものである。またこの第３ピストン１０には、後
記する第１ピストン１４の一端熊段付部１５が挿入滑合
する段付シリンダ１２、】３が軸心部にぼ辿形成されて
おり、シリンダ３内に収容される第１ピストン１４の前
記一端側段付部１５の小径先端は、この貫通形成された
段付シリンダ１２．１３を挿通し７て前記フェイルセイ
フスプリング１１を収容している中空部に突出するよう
設けられている、 前記第１ピストン１４は、所Ｈ’？！既知のプロポーシ
ョニングバルブを構成する制叫１ピストンに相当し、本
例においては独立した一方の系の後輪ブレーキ液圧を折
点減圧制御するだめの第１バルブをなしている。すなわ
ち第１ビストメ１４は、一端側の段付部１５が前述の如
く第３ピストン１０の段伺シリンダ１２、Ｊ３を貫通し
てプラグ８に臨むように突出し、スプ、リングシート１
７忙弁じてプラグ８との間に張設した折点スプリング１
８のバネ力が付勢されるようになっている。また第１ピ
ストン１４の他端側はシリンダ３に延出していて、該シ
リンダ３の一部に組付は取着されるリング状のバルブシ
ート１９の開口内を挿通し、その先端に該バルブシート
１９と協働して第１バルブの開閉弁部をなす弁体１６が
設けられている。２０はバルブシート１９を支持するバ
ックアップ、２１はバルブシート１９をバックアップに
押し付けるホールドスプリング、２２は第１ピストン１
４と第３ピストン段伺シリンダ１２の滑合部を液密シー
ルするピストンカップである。なお第１ピストン１４の
他端（ｆｉｌｌ先端に取着されている）２エイルセイフ
クリツプ２３は、後記する第２ピストン２６との間の軸
方向離反を一定長以下に規゛制する１動きをなすもので
あるが、その他に、バルブボディ１のシリンダ３．４の
段付肩部に停会することで、前記折点スプリング１８に
よって与えられる第１ピストン１４への偏倚力を係＋ｈ
　して該第１ピストン１４を静止させておく作用もなし
ている。The third cylinder extends over both stepped portions of cylinders 2 and 3.
The piston 10 is slidably fitted so as to be slidable in the axial direction, and the third piston 10 is biased by a fail-safe spring 11 so that its large diameter portion is pressed into contact with the stepped portion of the cylinder. The failsafe spring 11 is stretched between the large diameter end of the third piston 10 and the inner end of the plug 8. In addition, this third piston 10 has a stepped cylinder 12, which is inserted and slidably fitted with a stepped portion 15 at one end of the first piston 14 (to be described later), which is formed in the axial center of the third piston 10. The small-diameter tip of the stepped portion 15 on the one end side of the first piston 14 to be accommodated passes through the stepped cylinder 12.13 formed through this and projects into the hollow portion that accommodates the fail-safe spring 11. The first piston 14 is provided at a position H'? ! This corresponds to one brake piston constituting a known proportioning valve, and in this example, it serves as a first valve for controlling the rear wheel brake fluid pressure of one independent system at a turning point. That is, the first bist 14 has a stepped portion 15 on one end that protrudes through the stepped cylinder 12 and J3 of the third piston 10 to face the plug 8 as described above, and the spring and ring seat 1
7 Breaking point spring 1 stretched between plug 8 and plug 8
8 spring force is applied. The other end of the first piston 14 extends into the cylinder 3, and is inserted into the opening of a ring-shaped valve seat 19 that is attached to a part of the cylinder 3. A valve body 16 is provided which cooperates with the seat 19 to form an opening/closing valve portion of the first valve. 20 is a backup that supports the valve seat 19; 21 is a hold spring that presses the valve seat 19 against the backup; 22 is the first piston 1;
This is a piston cup that liquid-tightly seals the sliding joint between the cylinder 12 and the third piston stage cylinder 12. The other end of the first piston 14 (attached to the tip of the fill) 2 fail-safe clip 23 performs one movement to limit the axial separation from the second piston 26 (to be described later) to a certain length or less. However, in addition, by resting on the stepped shoulder of the cylinder 3.4 of the valve body 1, the biasing force applied to the first piston 14 by the corner spring 18 is reduced.
It also functions to keep the first piston 14 stationary.

以上の構成をなす第１バルブは、バルブシート１９によ
って区画されたシリンダ３内の入・出力液室ａ１、ａ２
が、通常は折点スプリング１８の偏倚力で第１図に示す
状態に第１ピストン１４が静止していることで前記入・
出力液室８１．８２間を連通状態に保ち、人力液室ａ、
に液圧が伝えられ、この液圧が所定の液圧値まで上昇し
た後は、第１ピストン１４が折点スプリング１８のバネ
力に抗して一端側に移動し、弁体１６とバルブソート１
９の当合にて前記両液室ａ１．ａ２の連通弁部を閉じ、
更に入力液室ａ１に伝えられる液圧が上昇するときには
出力液室ａ２の液圧を前記弁部の開閉繰り返しにて減圧
上昇させるように動作することになり、以上の動作は基
本的に既知のグロボーショニングバルブと同様である０ なお、人力液室ａ１はボート２４を介してマスクシリン
ダ（図示せず）に’％　＋ｌｔＪされ、捷だ出力液室ａ
２はボート２５を介して後輪ブレーキ装置（図示せず）
に＋ＩＪｔ通されている。The first valve having the above configuration has input/output liquid chambers a1, a2 in the cylinder 3 partitioned by the valve seat 19.
However, normally, the biasing force of the corner spring 18 causes the first piston 14 to remain stationary in the state shown in FIG.
Maintaining communication between the output liquid chambers 81 and 82, the manual liquid chamber a,
After the hydraulic pressure increases to a predetermined hydraulic pressure value, the first piston 14 moves to one end side against the spring force of the corner spring 18, and the valve body 16 and the valve sort 1
9, both liquid chambers a1. Close the communication valve part of a2,
Further, when the fluid pressure transmitted to the input fluid chamber a1 increases, the fluid pressure in the output fluid chamber a2 is reduced and increased by repeatedly opening and closing the valve section, and the above operation is basically a known method. It is similar to the globolation valve. Note that the human power fluid chamber a1 is connected to the mask cylinder (not shown) via the boat 24, and the output fluid chamber a1 is connected to the mask cylinder (not shown) via the boat 24.
2 is a rear wheel brake device (not shown) via a boat 25
+IJt is passed through.

次に第２バルブについて商１明すると、シリンダ４には
第２ピストン２６が滑合されており、この第２ピストン
２６は所領既知の二重配管用液圧制御装置におけるバラ
ンスピストンに相当し、本例においては前記した独立し
た一方の系の出力液室ａ２と、他方の系の出力液室ｂ２
との液圧を均衡させるだめの第２バルブを構成するもの
である。すなわちこの第２ピストン２６は、一端側にお
いて前記第１ピストン１４とフェイルセイフクリップ２
３により離反が一定長以下に規制されるように連結され
（離反限界内では相互に自由に移動可能）、他端側は、
？＜ルブボデイ１のシリンダ４とプラグ９の間に組付は
取着されたリング状のバルブシート２８の開口内を挿通
し、その先端に該バルブシート２８と協動して第２バル
ブの開閉弁部をなす弁体２７が設けられている。Next, regarding the second valve, a second piston 26 is slidably fitted to the cylinder 4, and this second piston 26 corresponds to a balance piston in a known dual piping hydraulic control device. In this example, the above-mentioned independent output liquid chamber a2 of one system and output liquid chamber b2 of the other system are used.
This constitutes a second valve that balances the hydraulic pressure between the two. That is, this second piston 26 is connected to the first piston 14 and the failsafe clip 2 at one end side.
3, they are connected so that the separation is restricted to a certain length or less (they can move freely relative to each other within the separation limit), and the other end is
? <To be assembled between the cylinder 4 and the plug 9 of the lubricant body 1, the ring-shaped valve seat 28 is inserted through the opening, and the opening/closing valve of the second valve is inserted into the tip of the ring-shaped valve seat 28 in cooperation with the valve seat 28. A valve body 27 is provided.

前Ｂ己バルフ゛シート２８はシリンダ４からプラグ９で
囲まれた室内を、入・出力教室す、、ｂ２に区画し、こ
の出力液室ｂ２に臨む第２ピストン２６の端部ｌ体圧受
圧面積を、前記一方の系の出力液室ａ２に臨む端部液圧
受圧面端と同じくして前記両室ａ２、ｂ２が第２ピスト
ン２６により液圧均慟される。すなわち、前記一方の系
の出力計室ａ２の解圧が折点減圧１Ｕｌｌ　１ｆｌｌさ
れると、＠２ピストン２６は他方の系の７？タ圧作用を
受けて第１ピストン１４方向に移動し、弁体２７がバル
ブシート２８に当付することで開閉弁部を閉じ、この後
は一方の系の減圧制御に従動して他方の系の出力液室ｂ
２の液圧を折点減圧＋１ｉｌｌ　ｉ卸させるのである。The front B valve seat 28 divides the interior surrounded by the plug 9 from the cylinder 4 into an input/output chamber b2, and the end of the second piston 26 facing this output liquid chamber b2 has a body pressure receiving area. The hydraulic pressures of both chambers a2 and b2 are equalized by the second piston 26 in the same way as the end of the hydraulic pressure receiving surface facing the output liquid chamber a2 of the one system. That is, when the pressure in the output chamber a2 of one system is reduced by 1Ull 1fll, the @2 piston 26 becomes 7? of the other system. The first piston moves in the direction of the first piston 14 under the action of pressure, and the valve body 27 contacts the valve seat 28 to close the opening/closing valve section.After this, the pressure reduction control of one system is followed and the other system is Output liquid chamber b
The hydraulic pressure of 2 is lowered by the corner point vacuum + 1ill i.

なお、２９はバルブノート２８を支持するスペーサ、３
０は第２ピストン２６をスプリングシート３１を介して
第１ピストン１４方向に囮：く（中圧するセットスプリ
ング、３２．３３は第２ピストン２６と７リンダ４の滑
合面を液密シールするシール劇Ｓ材であり、また前記入
力酸室ｂ１は、ポート３４を介しｎｉｌ　ｈｅ一方の糸
とは別の系統のマスクシリンダ（図示せず）に連通をれ
出力液室す、は同様にポート３５を介して前記一方の系
とは別の系統の後輪ブレーキ装置（図示せず）に連通さ
れている。Note that 29 is a spacer that supports the valve note 28;
0 is a set spring that moves the second piston 26 toward the first piston 14 via the spring seat 31 (a set spring that applies medium pressure; 32 and 33 are seals that liquid-tightly seal the sliding surfaces of the second piston 26 and the cylinder 4). The input acid chamber b1 is connected to a mask cylinder (not shown) of a system different from that of one of the threads through the port 34, and the output liquid chamber b1 is connected to the port 35. The one system is connected to a rear wheel brake system (not shown) of a system other than the one system.

さて以−ヒのように構成されだ液圧制御装置は、既に説
明しているように一方の糸における後輪ブレーキ液圧を
折点減圧制御する第１バルブと、この第１バルブの動作
に従動して他方の糸の後輪ブレーキ液圧を折点減圧制御
する第２バルブとを備えた構成をなしているのであるが
、本例の特徴は、一方の系の液圧系統が何等かの理由に
より失陥状態となり液圧が伝達されなくなったときに、
他方の系のバルブ動作を次のようにして解除するように
していることにある。。すなわち、既述した第１ピスト
ン１４は、シリンダ２および３に対して摺動可能の第３
ピストン１０に図示の如く清会された関係にあり、通常
（正常時）はこの第３ピストン１０が入力液室ａ、の液
圧力でフェイルセイフスプリング１１を押圧圧縮してプ
ラグ８に当合するまで摺動して係止され、この状態で第
１ピストン１４のバルブ動作を保障するが、入力欣室ａ
、に液圧力が伝えられないときには、フェイルセイフス
プリング１１のバ坏力に抗する力が第３ピストン１０に
作用しないため、この第３ピストン１０は図示する状態
で停止しており、このことで第１ピストン１４の移動を
規制する。なお前記の第１ピストン１４および第３ピス
トン１０の動き敵の関係から、第３ピストン１０がプラ
グ８に係合するまでの動き量１．と、第３ピストン１４
がバルブ動作のために弁体１６がバルブシート１９に当
合するまでの動き猾ｔ２とが、Ａ　＞　ｔｔとなるよう
に設定しておくことが必架である。As already explained, the hydraulic pressure control device configured as shown below includes a first valve that controls the rear wheel brake fluid pressure at a turning point in one thread, and a control system that controls the operation of this first valve. The structure includes a second valve that follows the other thread to control the rear wheel brake fluid pressure at a turning point, but the feature of this example is that the hydraulic pressure system of one system is When the hydraulic pressure is not transmitted due to failure,
The valve operation of the other system is canceled as follows. . That is, the first piston 14 described above has a third piston that is slidable with respect to the cylinders 2 and 3.
The third piston 10 is in a fixed relationship with the piston 10 as shown in the figure, and normally (in normal conditions), this third piston 10 presses and compresses the fail-safe spring 11 with the hydraulic pressure of the input liquid chamber a, and comes into contact with the plug 8. In this state, the valve operation of the first piston 14 is ensured, but the input air chamber a
, when the hydraulic pressure is not transmitted to the third piston 10, no force resisting the biasing force of the fail-safe spring 11 acts on the third piston 10, so the third piston 10 is stopped in the state shown in the figure. The movement of the first piston 14 is restricted. Note that, from the relationship between the movements of the first piston 14 and the third piston 10, the amount of movement until the third piston 10 engages with the plug 8 is 1. and the third piston 14
It is essential that the movement t2 until the valve body 16 comes into contact with the valve seat 19 for valve operation is set so that A>tt.

以上の構成をなす二重配管用液圧制御装置においては、
独立二系の液圧伝達系が正常であれば、第３ピストン１
０がプラグ８に係合するように移動され、この状態で第
１ピストン１４の動きが生じて第１バルブにおける出力
液室ａ２の液圧の折点減圧ｆＪ＋制御が行なわれ、次い
でこれに従動した第２ピストン２６の動きにより第２パ
ルプの出力液室ｂ２の液圧の折点減圧制御がなされるこ
とになる。In the hydraulic pressure control device for double piping with the above configuration,
If the two independent hydraulic pressure transmission systems are normal, the third piston 1
0 is moved so as to engage with the plug 8, and in this state, the first piston 14 moves, and the corner point pressure reduction fJ+ control of the hydraulic pressure in the output liquid chamber a2 in the first valve is performed, and then the Due to the movement of the second piston 26, the pressure reduction control of the liquid pressure in the output liquid chamber b2 of the second pulp is performed.

丑た第１バルブの系の液圧失陥が生ずると、第３ピスト
ン１０はフェイルセイフスプリング８のバネ力で静止状
態を続け、したがって第１ピストン１４の動きは規制さ
れるだめに第３ピストン２６もこの第１ピストン１４に
１系曾して動きが規制され、第２バルブにおけるバルブ
動作が解除されることになる。なお第２パルプの伝達液
圧がかなり高くなると、設定バネ力値にもよるがフェイ
ルセイフスプリング８および折点スグリノグ１８の双方
が、第２ピストン２６に作用する図の下方への液圧力作
用で圧縮されることになり、結果的にある液圧値以、上
で出力液室ｂ２の液圧が上昇しなくなる所肥リミッタ−
として第２バルブが機能することになるが、ｒπ１バル
ブの系の液圧失陥に対する車両ブレーキ力不足に対する
補償は、実用上有功な程度をもって得られるものとなっ
ている８ まだ第２パルプの系の液圧失陥が生じた場合には、′ｆ
Ｊ１パルプの系の液圧作用により第２ピストン２６が図
の上方に押付けられ、この第２ピストン２６と第１ピス
トン１４１ｄフエイルセイルクリツプ２３によって、一
定値以」二の踊反ができないように連結されていること
から第１バルブの第１ピストン１４のバルブ動作のだめ
の動きは規制される。しだがって第１バルブはパルプｄ
ｕ＋作は解除され出力液室ａ２の液圧は減圧されること
なく入力液室ａ１の液圧と同圧で上昇する。When a hydraulic pressure failure occurs in the first valve system, the third piston 10 remains stationary due to the spring force of the fail-safe spring 8, and therefore, the movement of the first piston 14 is restricted, but the third piston 10 remains stationary. The movement of the piston 26 is also restricted by the first piston 14, and the valve operation of the second valve is released. Note that if the transmission hydraulic pressure of the second pulp becomes considerably high, both the fail-safe spring 8 and the corner point currant 18 will be affected by the downward hydraulic pressure acting on the second piston 26, depending on the set spring force value. As a result, the fluid pressure in the output fluid chamber b2 will not rise above a certain fluid pressure value.
However, compensation for insufficient vehicle braking force due to loss of hydraulic pressure in the rπ1 valve system can be obtained to a practically effective degree8. If a hydraulic pressure failure occurs, 'f
The second piston 26 is pushed upward in the diagram by the hydraulic pressure of the J1 pulp system, and the second piston 26 and the first piston 141d fail sail clip 23 prevent it from moving beyond a certain value. Since they are connected, movement of the first piston 14 of the first valve during valve operation is restricted. Therefore, the first valve is pulp d
The u+ operation is canceled and the fluid pressure in the output fluid chamber a2 increases at the same pressure as the fluid pressure in the input fluid chamber a1 without being reduced.

第２図はこれらの関係におけるブレーキ液圧の上昇特性
を示している。FIG. 2 shows the increase characteristics of brake fluid pressure in these relationships.

第３図は本発明の他の実施例を示すものであり、不例の
特徴は、第２パルプの入・出力液室す６、ｂ２の間の開
閉弁部をなす構成が、第２ピストン２６′にチェック弁
型のバルブ機Ｗｆを内職させることで形ｂ’ｔされてい
る点にあり、その他の構成は第１図に示すものと同様で
ある。したがって共通部品には同一符号を付して示しそ
の説明は省略するものとした。FIG. 3 shows another embodiment of the present invention, and an unusual feature is that the opening/closing valve section between the second pulp input and output liquid chambers 6 and b2 is connected to the second piston. This configuration is modified by having a check valve type valve machine Wf installed at 26', and the other configuration is the same as that shown in FIG. Therefore, common parts are designated by the same reference numerals and their explanations will be omitted.

本例における第２パルプの開閉弁部の構成について説明
すると、第２ピストン２６′の第１バれ、この流路３６
の端部開口はバルブシート３７により形成されていると
共に、該流路３６内にハハルブシート３７方向にホール
トスプリング３８によって推されるボール３９が収容さ
れている。そしてこのボール３９は通常は係止杆４（）
によりバルブシート３７から離間され、第２ピストン２
６′が図の下方に移動したときにバルブ７−　ト３７に
肩座して入・出力液室す、、ｂ２間の開閉弁部を閉じる
ようになっている。なお４１はシリンダ４と第２ピスト
ン２６′の滑合面を液密シールして入・出力液室す８、
ｂ２間を区画封止するシール部材である。To explain the structure of the second pulp on-off valve section in this example, the first bar of the second piston 26', this flow path 36
The end opening of the valve seat 37 is formed by the valve seat 37, and a ball 39 is accommodated in the flow path 36, which is pushed toward the halb seat 37 by a hold spring 38. This ball 39 is normally attached to the locking rod 4 ().
The second piston 2 is separated from the valve seat 37 by
When the valve 6' moves downward in the figure, it rests on the valve 7-port 37 and closes the opening/closing valve section between the input and output liquid chambers A, b2. Note that 41 is an input/output liquid chamber 8, which is formed by liquid-tightly sealing the sliding surfaces of the cylinder 4 and the second piston 26'.
This is a sealing member that partitions and seals between b2.

なお、第１パルプのバルブ動作、こハに従動した第２パ
ルプのバルブ動作、および第１ピストン１４、第２ピス
トン２６′の間の相対的動きの関係のために、図示する
石、ｔ２、ｔ３の関係をノ１、ｔ２、ｔ、　＜　ｔ２＋
　ｔｓに設定しておくことが必要となる。なおムは弁体
１６がバルブシート１９に当合する場合の第１ピストン
１４の動き計、ｔ２は第１ピストン１４と第２ピストン
２６′の間の離反限界瞳、ｔｓは第２パルプの開閉弁部
が閉じるのに要する第２ピストン２６′の動き量をそれ
ぞれ示している。Note that due to the relationship between the valve operation of the first pulp, the valve operation of the second pulp following this, and the relative movement between the first piston 14 and the second piston 26', the illustrated stone, t2, The relationship of t3 is ノ1, t2, t, < t2+
It is necessary to set it to ts. In addition, om is a movement meter of the first piston 14 when the valve body 16 comes into contact with the valve seat 19, t2 is the separation limit pupil between the first piston 14 and the second piston 26', and ts is the opening/closing of the second pulp. The amount of movement of the second piston 26' required for the valve portion to close is shown.

このような構成をなす二重配管用液圧制御装置における
動作は、第１図に示したと同係の液圧制御特性が１身ら
れることになる。The operation of the double piping hydraulic pressure control device having such a configuration has the same hydraulic control characteristics as shown in FIG.

これら第１図、第３図に示した二重配管用液圧制？ＭＩ
装置においては、正常に装置が作動しているときには、
第３ピストン１ｏが摺＃Ｉ動作を行ない、このことで第
１および第２パルプのバルブ動作が行なわれることを保
障しているが、第１パルプの系の液圧失陥時には第３ピ
ストン１０が４習動を行なわないことで！＠２バルフ゛
のバルブ動作を解除するようになっており、したがって
通常動きを・生じている部品の動きを停止させるという
確実性・信頼性の商い装置として得ることができるもの
であり、その有用性は大なるものである。Hydraulic pressure control for double piping shown in these figures 1 and 3? M.I.
When the device is operating normally,
The third piston 1o performs the sliding #I movement, which ensures that the valve operation of the first and second pulps is performed, but when the hydraulic pressure in the system of the first pulp fails, the third piston 10 But by not doing the 4 habits! It is designed to release the valve operation of the @2 valve, and therefore it can be obtained as a reliable and reliable trading device that stops normal movement or movement of parts that are occurring, and its usefulness is is a great thing.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

図面は本発明の実施例を示すものであり、第１図は一実
施例である二重配管用液圧制御装置の縦断面図、第２図
は同装置の液圧制御特性線図、第３図は他の実施例であ
る二重配管用液圧制御装置の縦断面図である。 １・・・バルブボディ　　２．３．４・・・シリンダ５
．７・・・螺子部　　　６・・・段付部８．９・・・プ
ラグ　　　１０・・・第３ピストン１１・・・フェイル
セイフスフリング １２、】３・・段付シリンダ １４・・・第１ピストン　１５・・・段付部１６・・・
弁体　　　　　１７・・・スズリンーグシート１８・・
・折点スプリング　１９・・・バルブシート２０・・・
バックアップ　２１・・・ホールドスプリング２２・・
・ピストンカップ ２３・・・フェイルセイフクリップ ２４．２５・・・ボー　ト　　２６．２６′・・・第２
ピスト／２７・・・弁体　　　　　２８・・・バルブシ
ート２９・・・スペーサ　　　３０・・・セットスプリ
ング３１・・・スプリングシ一ト ３２．３３・・・シール部材　３４．３５・・・ボート
３６・・・流路　　　　　３７・・・バルブシート３８
・・・ホールドスプリング　３９・・・係ＩＦ杆４０・
・・ボール　　　　４１・・・シール副相。 第１２図 こ−ｉｉ　　Ｑ　　ＩＩｉ＋１ ：　：ｔ　　Ｊ　　ｌ”’１The drawings show embodiments of the present invention, and FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hydraulic pressure control device for double piping, which is an embodiment, and FIG. 2 is a hydraulic pressure control characteristic diagram of the same device. FIG. 3 is a longitudinal sectional view of a hydraulic pressure control device for double piping according to another embodiment. 1...Valve body 2.3.4...Cylinder 5
．． 7...Threaded part 6...Stepped part 8.9...Plug 10...Third piston 11...Failsafe ring 12, ]3...Stepped cylinder 14...First Piston 15...Stepped part 16...
Valve body 17... Tin ring seat 18...
・Break point spring 19... Valve seat 20...
Backup 21...Hold spring 22...
・Piston cup 23...Failsafe clip 24.25...Boat 26.26'...Second
Piston/27...Valve body 28...Valve seat 29...Spacer 30...Set spring 31...Spring seat 32.33...Seal member 34.35...Boat 36. ...Flow path 37...Valve seat 38
... Hold spring 39 ... IF rod 40.
... Ball 41 ... Seal subphase. Figure 12 ko-ii Q IIi+1 : :t J l"'1

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 軸方向に関する離反を一定長以下に規制しで連結された
第１および第２ピストンがバルブボテイのシリンダ内に
収容され、前記第１ピストンは、第２ピストン方向に付
勢されたバネ力とこのバネ力に抗しだ液圧作用力のバラ
ンスにより移動して独立したーの系の後輪ブレーキ装置
に伝達する液圧を折点減圧制御するグロボー７ョニング
型の第１バルブを構成し、前記第２ピストンは前記−の
系の後輪ブレーキ液圧との均衡により独立した他の系の
後輪ブレーキ液圧を折点減圧側（Ｉする従動型の第２バ
ルブを構成するよりにした車両の二重自己管用液圧制御
装置において、目汀ｄ己第１パルブの第１ビろトンにイ
糸会しかつ前記−の系の液圧作用ｆ：９けて一定長移動
する第３ピストンと、この第３ピストンの移動に抗する
バネ力を与えるフェイルセイフスプリングとを設け、更
に前記第３ピストンは第１ピストンとの係会時に該第１
ピストンノ移動ヲ規制するよう構成したことを特徴とす
る二重自己管用液圧制御装置０First and second pistons are housed in a cylinder of a valve body, and are connected to each other so that their separation in the axial direction is restricted to a certain length or less, and the first piston is supported by a spring force biased in the direction of the second piston. A first valve of a globo- tioning type is configured to control the hydraulic pressure to be transmitted to the rear wheel brake device of the independent system by moving according to the balance of the hydraulic pressure acting force against the force, and to reduce the hydraulic pressure at the corner point, and The two pistons reduce the rear wheel brake fluid pressure of the other independent system by balancing with the rear wheel brake fluid pressure of the above-mentioned system. In the hydraulic pressure control device for a double self-contained pipe, the hydraulic pressure of the system f is equal to the first pressure of the first valve, and the third piston moves a constant distance f: 9 degrees. , a fail-safe spring that provides a spring force to resist movement of the third piston, and the third piston is further provided with a fail-safe spring that provides a spring force against movement of the third piston, and the third piston
Hydraulic pressure control device for double self-pipe, characterized in that it is configured to restrict the movement of the piston.