JPS5924601Y2 - Braking hydraulic control device - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 この考案は、自動車の油圧式制動機構に用いられる制動
油圧制御装置に関するものであって、特に後輪制動系の
作動油配管に介設される油圧制御装置に関する。[Detailed Description of the Invention] This invention relates to a brake hydraulic pressure control device used in a hydraulic braking mechanism of an automobile, and particularly relates to a hydraulic pressure control device installed in a hydraulic oil pipe of a rear wheel braking system.

車輌用油圧式制動機構の一般的な構造では、第１図に示
すように、ブレーキペダル１の踏込操作により、マスク
シリンダ２内の作動油に油圧を発生させ、その油圧を、
前輪系および後輪系の各作動油配管３，４ａ、４ｂを介
し、夫々、前輪および後輪の各ホイールシリンダ５，６
に伝達させて、各ホイールを制動するようにしている。In the general structure of a vehicle hydraulic braking mechanism, as shown in FIG.
Each wheel cylinder 5, 6 of the front wheel and rear wheel is connected via each hydraulic oil pipe 3, 4a, 4b of the front wheel system and rear wheel system, respectively.
The brakes are transmitted to each wheel to brake each wheel.

ところで、マスクシリンダ２からの油圧を、前輪系と後
輪系に全く同様に伝達させたのでは、車体制動時に生じ
る減速度に起因し、後輪の方が早期にロックされて、い
わゆる車体の尻振り現象が起り易く、その場合には、車
輌の走行を危険に陥れる虞れがある。By the way, if the hydraulic pressure from the mask cylinder 2 were transmitted to the front and rear wheels in exactly the same way, the rear wheels would lock earlier due to the deceleration that occurs when the vehicle moves, resulting in what is known as vehicle body damage. A tail wobbling phenomenon is likely to occur, and in that case, there is a risk that the running of the vehicle will be endangered.

このような危険を防止する目的から、後輪の制動力を前
輪の制動力より弱めさせることが一般に行われており、
その手段としては、後輪制動系の作動油配管４ａ、４ｂ
間に、油圧制御装置７を介装して、後輪のホイールシリ
ンダ６に付加される作動圧を適値に減圧させる方法が採
られている。To prevent this kind of danger, it is common practice to make the braking force on the rear wheels weaker than the braking force on the front wheels.
As a means for this, hydraulic oil pipes 4a and 4b of the rear wheel braking system are used.
In between, a method is adopted in which a hydraulic control device 7 is interposed to reduce the working pressure applied to the wheel cylinder 6 of the rear wheel to an appropriate value.

ここで、従来知られている減速度感応式の作動油圧制御
装置につき、第２図を参照してその概要を説明する。Here, an outline of a conventionally known deceleration-sensitive hydraulic pressure control system will be explained with reference to FIG.

この装置７は、水平線に対し適当な前向仰角θを持って
車体に装備されると共に、装置７には、減圧差動通路を
構成する油圧入力通路８と油圧出力通路９とが設けられ
て、夫々配管４ａ、４ｂに接合されている。This device 7 is installed in the vehicle body with an appropriate forward elevation angle θ with respect to the horizontal line, and the device 7 is provided with a hydraulic input passage 8 and a hydraulic output passage 9 that constitute a pressure reducing differential passage. , are connected to the pipes 4a and 4b, respectively.

しかして、両通路８，９間には、下記構造の開閉通路１
０と調整室１１とが、並列状に設けられている。Therefore, between both passages 8 and 9, an opening/closing passage 1 having the following structure is provided.
0 and the adjustment chamber 11 are provided in parallel.

（ａ） 減速度感応式開閉通路１０ この通路１０は、仰角θの方向に沿っていると共に、両
端の開口１０ａ、１０ｂは、夫々人力通路８および出力
通路９に連通しており、かつ、出力側聞口１０ ｂには
、シール１２が嵌装されている。(a) Deceleration-sensitive opening/closing passage 10 This passage 10 is along the direction of the elevation angle θ, and openings 10a and 10b at both ends communicate with the human power passage 8 and the output passage 9, respectively. A seal 12 is fitted in the side opening 10b.

しかして、この通路１０内には、慣性質量としての球弁
１３が収容されていて、シール１２の開口１０ ｂを開
閉作動させており、すなわち、通常時には開口１０ ｂ
を開いて通路１０を連通させ、また、仰角θに対応する
減速度（前向き加速度）以上の減速度がかかった場合に
通路１０を閉じる作用を行っている。A ball valve 13 as an inertial mass is accommodated in this passage 10, and opens and closes the opening 10b of the seal 12. That is, under normal conditions, the opening 10b is opened and closed.
The passage 10 is opened to communicate with the passage 10, and the passage 10 is closed when a deceleration greater than the deceleration (forward acceleration) corresponding to the elevation angle θ is applied.

（ｂ） 調整室１１ この室１１は、中央部の大気室と、入力通路８に開口す
る細径室と、出力通路９に開口する大径室とが連通して
形成されると共に、同室１１内には、ピストン１４が挿
嵌されている。(b) Adjustment chamber 11 This chamber 11 is formed by communicating an atmospheric chamber in the center, a small diameter chamber opening to the input passage 8, and a large diameter chamber opening to the output passage 9. A piston 14 is fitted inside.

しかしてピストン１４は、中間軸の両側に小径のビス１
〜ン１４ａと大径のピストン１４ ｂが成形されている
摺動体であって、夫々のピストン１４ａ、１４ｂは、シ
ールを介して細径室と大径室に挿嵌されている。Therefore, the piston 14 has small diameter screws 1 on both sides of the intermediate shaft.
It is a sliding body in which a piston 14a and a large diameter piston 14b are molded, and each piston 14a and 14b is inserted into a small diameter chamber and a large diameter chamber through seals.

そのほか、大気室の端面とバネ受１５との間には、圧縮
バネ１６が挟置されていて、同バネ１６の付勢により、
ピストン１４ ｂは出力通路９側に押圧されている。In addition, a compression spring 16 is interposed between the end face of the atmospheric chamber and the spring receiver 15, and the biasing force of the spring 16 allows
The piston 14b is pressed toward the output passage 9 side.

ここで、上述のように構成された従来の油圧制御装置の
作動について述べるが、以下、人力油圧すなわちマスク
シリンダの発生圧をＰｍ、出力側すなわちホイールシリ
ンダに伝達される作動圧をＰｒと呼ぶ。Here, the operation of the conventional hydraulic control device configured as described above will be described. Hereinafter, the human hydraulic pressure, that is, the pressure generated in the mask cylinder, will be referred to as Pm, and the output side, that is, the operating pressure transmitted to the wheel cylinder will be referred to as Pr.

（ａ） 通常時 開閉通路１０か開かれている通常時の状態（図示）では
、ピストン１４の作動とは無関係に、ｐｒＰｍ、すなわ
ち前、後輪系の作動圧は等値である。(a) Normal opening/closing In the normal state (as shown) in which the passage 10 is open, prPm, that is, the operating pressures of the front and rear wheel systems, are the same regardless of the operation of the piston 14.

（ｂ） 減速度受感時 仰角θの坂を登り得る限界の減速度（Ｇｒと呼ふ゛）以
上の減速度が受感された制動時の状態では、出力通路９
の入力側が閉塞されると共に、その内圧Ｐｒは、以下述
べるピストン１４の平衡作動によって調整制御される。(b) In a braking state in which a deceleration greater than the limit deceleration (referred to as Gr) that can climb a slope with an elevation angle θ when deceleration is sensed is detected, the output passage 9
The input side of the piston 14 is closed, and its internal pressure Pr is adjusted and controlled by the equilibrium operation of the piston 14, which will be described below.

いま、細径室の径寸と太径室の径寸を、夫々Ｄ１゜Ｄ２
とし、かつ、バネ１６の弾力をＦとすると、ピストン１
４の摺動平衡は、 ＰｒＤ２＝ ＰｍＤ、 ＋ Ｆ で表わされることから、その作動圧Ｐｒは、Ｆ Ｐｒ−ＤＩ−Ｐｍ十罵・・・（第３図に示すグラフ）と
なる。Now, the diameter of the small diameter chamber and the diameter of the large diameter chamber are respectively D1°D2.
And if the elasticity of the spring 16 is F, then the piston 1
Since the sliding balance of No. 4 is expressed as PrD2=PmD,+F, the operating pressure Pr becomes FPr-DI-Pm (graph shown in FIG. 3).

そして、限界減速度Ｇｒが生じるような発生圧Ｐｍの値
は、減圧制御下限値Ｐｏより遥かに大きいことから、減
速度受感時には、ＰｒはＰｍより低い上式の値になるよ
うにピストン１４を作動させ、従って後輪系の制動力は
、前輪系の制動力より低く仰えられて後輪の早期ロック
現象が防止される。Since the value of the generated pressure Pm at which the limit deceleration Gr occurs is far greater than the pressure reduction control lower limit Po, when deceleration is sensed, the piston 14 Therefore, the braking force of the rear wheel system is lower than the braking force of the front wheel system, and early locking of the rear wheels is prevented.

なお、車輌重量が大きい程限界減速度Ｇｒが生じた時の
発生圧Ｐｍが高くなり、従って、積載量の大（または、
小）に対応して、減圧制御移行点が遅れ（または、早ま
り）、これにより常に適良な制動作動が得られる。Note that the greater the vehicle weight, the higher the pressure Pm generated when the critical deceleration Gr occurs, and therefore the larger the vehicle weight (or
(small), the pressure reduction control transition point is delayed (or advanced), thereby always providing a suitable braking action.

ところで、このように作動する従来の油圧制御装置では
、Ｇｒ受感時前の制動操作時、出力通路９の圧力かＰｒ
＝ Ｐｍとなると、ピストン１４ ｂは第２図におい
て右方に移動する。By the way, in the conventional hydraulic control device that operates in this way, during the braking operation before sensing Gr, the pressure in the output passage 9 or Pr
= Pm, the piston 14b moves to the right in FIG.

このとき、ピストン１４ｂの右方への移動により、出力
通路９の油量の減少分は、ピストン１４の移動ストロー
クをＸとすると、Ｄ２Ｘであり、一方、入力通路８の油
量の増加分はＤｌＸである。At this time, due to the rightward movement of the piston 14b, the amount of decrease in the amount of oil in the output passage 9 is D2X, where X is the movement stroke of the piston 14, while the amount of increase in the amount of oil in the input passage 8 is It is DlX.

従って、Ｄ２Ｘ−ＤｌＸの油量だけが無駄に消費され、
その分、ペダルの踏み代を大きくしていた。Therefore, only the oil amount of D2X-DlX is wasted,
To compensate for this, I had to increase the distance of the pedal.

本考案は、上記欠点を解消するためになされたものであ
って、すなわち、本考案の目的は、操作制動作動が円滑
な制動油圧制御装置を提供することにある。The present invention has been made in order to eliminate the above-mentioned drawbacks, and an object of the present invention is to provide a brake hydraulic pressure control device that allows smooth braking operation.

以下、図示の一実施例に基づいて本考案を説明する。Hereinafter, the present invention will be explained based on an illustrated embodiment.

実施例の制御装置では、第４図に示すように薄い箱形の
ボディ２０の上面と、前方すなわち図面左方の側面とに
、減圧作動通路を構成する夫々、油圧入力通路２１と油
圧出力通路２２ Ａ、 ２２ Ｂが゛開口されていて、
各開口は、マスクシリンダ側の作動油配管４ａと、ホイ
ールシリンダ側の作動油配管４ｂとに接合されている。In the control device of the embodiment, as shown in FIG. 4, a hydraulic input passage 21 and a hydraulic output passage are provided on the upper surface of the thin box-shaped body 20 and on the front side, that is, the side surface on the left side of the figure, respectively, which constitute a pressure reduction operation passage. 22 A and 22 B are open,
Each opening is connected to a hydraulic oil pipe 4a on the mask cylinder side and a hydraulic oil pipe 4b on the wheel cylinder side.

しかして、ボディ２０の左半部と右半部には、夫々、ボ
ディ側面に開口する横方向の連通路２３と、ボディ上面
に開口する縦方向の作動室２４とが゛開けられていて、
連通路２３は、プラグ型のネジ蓋２５で閉塞されると共
に、作動室２４は、プラグ型のネジ蓋２６で閉塞されて
いる。Thus, in the left and right halves of the body 20, a horizontal communication passage 23 opening on the side surface of the body and a vertical working chamber 24 opening on the top surface of the body are opened, respectively.
The communication passage 23 is closed with a plug-type screw cap 25, and the working chamber 24 is closed with a plug-type screw cap 26.

次に、連通路２３は、その上部の右寄りと、下部の左寄
りに、夫々、入力通路２１と出力通路２２Ａが開口する
と共に、右端面の開口２３ ａは、調整室２４に連通し
ており、かつ、通路２３内には、慣性質量としての球弁
２７が収容されている。Next, in the communication passage 23, the input passage 21 and the output passage 22A are opened at the upper right side and the lower left side, respectively, and the opening 23a on the right end face communicates with the adjustment chamber 24, Moreover, a ball valve 27 as an inertial mass is accommodated in the passage 23.

なお、連通路２３の上部左寄りには、ブリーダ２８が取
付けられている。Note that a bleeder 28 is attached to the upper left side of the communication path 23.

更に、ネジ蓋２５の細径のプラグ部２５ ａは、その外
囲空間がシール２９により隔室されると共に、その外囲
空間と端面との間は、通路２５ ｂにより連通されてい
る。Further, the narrow diameter plug portion 25a of the screw cap 25 has an outer space separated by a seal 29, and the outer space and the end face are communicated with each other by a passage 25b.

なお、同通路２５ ｂの端面開口と、上記開口２３ ａ
の夫々には、弁座の作用を行うシール３０とシール３１
が嵌着されている。Note that the end opening of the passage 25 b and the opening 23 a
are provided with a seal 30 and a seal 31 that act as valve seats, respectively.
is fitted.

次に、作動室２４の軸心には、平衡作動動体としてのプ
ランジャ３２が摺動可能に取付けられていて、すなわち
、プランジャ３２は、その上下の軸端が、ネジ蓋２６の
６孔２６ ａと、ボテ゛イ２０の凹入孔２０ ａに案内
されており、しかして、６孔２６ ａは外気に開口する
と共に、凹入孔２０ ａには、出力通路２２ Ｂの油が
常に流入しており、かつ、プランジャ３２の上端は、シ
ール３３により油密に保持されている。Next, a plunger 32 as a balanced working body is slidably attached to the axis of the working chamber 24. That is, the plunger 32 has its upper and lower shaft ends connected to the 6 holes 26a of the screw cap 26. and is guided to the recessed hole 20a of the body 20, so that the sixth hole 26a is open to the outside air, and the oil from the output passage 22B always flows into the recessed hole 20a. , and the upper end of the plunger 32 is held oiltight by a seal 33.

そのほか、プランジャ３２の下部には、バネ受３２ａと
フランジ３２ ｂがツバ状に成形されると共に、作動室
２４上端のバネ受３４とバネ受３２ ａとの間には、圧
縮コイルバネ３５が挟置されている。In addition, a spring receiver 32a and a flange 32b are formed into a collar shape at the lower part of the plunger 32, and a compression coil spring 35 is sandwiched between the spring receiver 34 and the spring receiver 32a at the upper end of the working chamber 24. has been done.

また、作動室２４の下部の段部には、仕切環としてのシ
ールリング３６が固着されていて、このリング３６の内
径は、フランジ３２ ｂの径よりわずかに太く成形され
ており、かつ、リング３６の上面の周上の適宜箇所には
、油の通路をなす切欠３６ ａが開けられている。Further, a seal ring 36 as a partition ring is fixed to the lower step of the working chamber 24, and the inner diameter of this ring 36 is slightly thicker than the diameter of the flange 32b. A notch 36a is formed at an appropriate location on the circumference of the upper surface of 36 to form an oil passage.

なお、作動室２４の上端と下端は、夫々連通路２３と出
力通路２２ Ｂに連通している。Note that the upper end and lower end of the working chamber 24 communicate with the communication passage 23 and the output passage 22B, respectively.

そのほか上述構成中、連通路２３の開口シール３１は必
ずしも設ける必要はなく、例えば第５図に示すように、
連通路２３の上部に作動室２４への連通開口２３ ｂを
設けるだけでも良い。In addition, in the above-mentioned configuration, the opening seal 31 of the communication path 23 is not necessarily provided, and for example, as shown in FIG.
It is sufficient to simply provide a communication opening 23b to the working chamber 24 in the upper part of the communication passage 23.

ここで、以上のように構成された実施例の制御装置の作
動について説明する。Here, the operation of the control device of the embodiment configured as described above will be explained.

先ずブレーキ操作時、車体の減速度が限界減速度Ｇｒに
達する以前の制動走行間には、球弁２７が下っているこ
とから、入力通路２１から入る油圧は、連通路２３→通
路２５ ｂ→出力通路２２Ａを経てホイールシリンダに
付加される。First, during brake operation, the ball valve 27 is lowered during braking before the deceleration of the vehicle reaches the limit deceleration Gr, so the hydraulic pressure entering from the input passage 21 flows through the communication passage 23→passage 25b→ It is added to the wheel cylinder via the output passage 22A.

この状態では、入力した発生圧Ｐｍは、そのま・で出力
されることから、その作動圧Ｐｒは発生圧ｐｍに等しく
、すなわち である。In this state, the input generated pressure Pm is output as is, so the operating pressure Pr is equal to the generated pressure pm, that is.

し力化でこの時は、第６図ａに示すように、下端から作
動室２４内に入った作動油は、シールリング３６の切欠
３６ ａを通って室内に内圧（ＰｒニＰｍ）を発生させ
、これにより、プランジャ３２は、の上向応力ｆ１を受
ける。At this time, as shown in Fig. 6a, the hydraulic oil entering the working chamber 24 from the lower end passes through the notch 36a of the seal ring 36 and generates an internal pressure (Pr-Pm) in the chamber. As a result, the plunger 32 receives an upward stress f1.

従って、プランジャ３２は、第６図すに示す位置まで上
昇して、フランジ３２ ｂがリング３６に衝止されたシ
ール状態を保つ。Accordingly, the plunger 32 rises to the position shown in FIG.

このように、Ｇｒ以下の減速度制動状態では、第７図の
制御特性線Ｂ１のように、 Ｐｒ ＝ Ｐｍである。In this way, in a braking state where the deceleration is below Gr, Pr = Pm, as shown by the control characteristic line B1 in FIG.

次に、上記減速走行中発生圧ＰｍがＰｇの時にＧｒに達
すると、球弁２７が坂を登って通路２５ ｂを閉じ、同
時に開口２３ ａを開くので、第６図すに示すように、
発生圧Ｐｍが作動室２４の上半の大径部に入る。Next, when the pressure Pm generated during deceleration running is Pg and reaches Gr, the ball valve 27 climbs the slope to close the passage 25b and simultaneously opens the opening 23a, so as shown in FIG.
The generated pressure Pm enters the large diameter portion in the upper half of the working chamber 24 .

この状態におけるプランジャ３２の上向付勢力ｆ２は、 であることから、その後Ｐｍが上昇して上記平衡値を超
えると、フランジ３２ ｂがリング３６から下って油圧
が出力通路２２ Ｂに入るが、その瞬間に上記ｆ１の上
向応力が発生して再びフランジ３２ ｂがノング３６に
衝合し、その繰返しにより、作動油圧値Ｐｒは特性線Ｂ
２の値に保たれ、これにより、後輪系の制動力が低減さ
れてロックが防止される。The upward biasing force f2 of the plunger 32 in this state is as follows. Therefore, when Pm subsequently increases and exceeds the above equilibrium value, the flange 32b descends from the ring 36 and hydraulic pressure enters the output passage 22B. At that moment, the upward stress of f1 occurs, and the flange 32b abuts against the tongue 36 again, and as a result of this repetition, the working oil pressure value Pr changes to the characteristic line B.
2, thereby reducing the braking force on the rear wheels to prevent locking.

このように、実施例装置による制動作動では、第８図に
示すように、車輌の正規積載状態における作動油圧の特
性Ｎは、理想特性ｎに近似し、かつ例えば軽積載状態に
おける作動油圧の特性りは、Ｇｒ時の低発生圧Ｐｍに対
応して特性Ｎよりも低下し、すなわち理想特性■に近似
する。In this way, in the braking operation by the embodiment device, as shown in FIG. 8, the characteristic N of the hydraulic pressure in the normal loaded state of the vehicle is close to the ideal characteristic n, and the characteristic N of the hydraulic pressure in the lightly loaded state, for example, is similar to that in the lightly loaded state. , which corresponds to the low generated pressure Pm during Gr, is lower than the characteristic N, that is, approximates the ideal characteristic (2).

そのほか、実施例の装置では、プランジャ３２の移動に
よって各配管内の作動油容量に変動を及ぼすことがなく
、従って制動操作時におけるベタルストロークは、常に
安定している。In addition, in the device of the embodiment, the movement of the plunger 32 does not affect the hydraulic oil capacity in each pipe, and therefore the beta stroke during braking operation is always stable.

以上述べたように、本考案に係る制動油圧制御装置によ
れば、限界減速度Ｇｒを超えた制動作動間において、作
動室内のプランジャフランジと、作動室の仕切環として
のシールリングの離接作動により、作動油圧に対する所
要の減圧制御を行わしめるように構成させたので、装置
の制御特性が理想とする特性に近似し、これにより、制
動が円滑に行われて、制動時におけるフィーリングを向
上させる効果がある。As described above, according to the brake hydraulic control device according to the present invention, during the braking operation exceeding the limit deceleration Gr, the plunger flange in the working chamber and the seal ring as the partition ring of the working chamber are engaged and separated. As a result, the control characteristics of the device approximate the ideal characteristics, and as a result, braking is performed smoothly and the feeling during braking is improved. It has the effect of

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

第１図は、車輌の制動装置における一般的な作動油圧系
の模式図、第２図は、従来の制動油圧制御装置の断面図
、第３図は同装置の作動圧特性のグラフの図、第４図は
、本考案の一実施例を示す制動油圧制御装置の断面図、
第５図は、別の実施例を示す同装置の部分断面図、第６
図ａおよび第６図すは、第４図の作動室の作動図、第７
図は、同装置の作動圧特性のグラフの図、第８図は、同
装置の制御特性のグラフの図である。 ２３・・・連通路、２４・・・作動室、２７・・・球弁
、３２・・・プランジャ、３２ ｂ・・・フムンジ、３
５・・・バネ、３６・・・仕切環としてのシールリング
。Fig. 1 is a schematic diagram of a general working hydraulic system in a vehicle braking system, Fig. 2 is a sectional view of a conventional braking hydraulic control system, and Fig. 3 is a graph of the working pressure characteristics of the same system. FIG. 4 is a sectional view of a brake hydraulic control device showing an embodiment of the present invention;
FIG. 5 is a partial sectional view of the same device showing another embodiment;
Figure a and Figure 6 are the working diagram of the working chamber in Figure 4 and Figure 7.
The figure is a graph of the operating pressure characteristics of the same device, and FIG. 8 is a graph of the control characteristics of the same device. 23...Communication path, 24...Working chamber, 27...Ball valve, 32...Plunger, 32 b...Fumunji, 3
5...Spring, 36...Seal ring as a partition ring.

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】 自動車後輪制動系の作動油配管に介装された油圧制御装
置であって、その装置内には、連通路と減圧作動室通路
との２つの油路が並列に設けられると共に、慣性質量と
しての球弁の減速度感応に基づく開閉作動により、上記
２油路が選択的に切換えられるように形成されていて、
所定の減速度を超えた制動走行間には、その作動室通路
側が開成されるように形成されている油圧制御装置にお
いて、中間箇所にフランジが成形されたプランジャが、
摺動可能に同作動室の通路軸心に挿置されると共に、同
プランジャは、通路下流側にバネ付勢されており、更に
、該作動室のフランジ上流側には、該フランジに対接す
る仕切環が設けられていて、上記プランジャが上流側に
移動することにより、作動室通路の途中がフランジと仕
切環とで隔室されるように形成されていることを特徴と
する制動油圧制御装置。 。[Scope of Claim for Utility Model Registration] A hydraulic control device installed in the hydraulic oil piping of an automobile rear wheel braking system, in which two oil passages, a communication passage and a pressure reduction working chamber passage, are arranged in parallel. and is formed so that the two oil passages can be selectively switched by an opening/closing operation based on deceleration sensitivity of a ball valve as an inertial mass,
In a hydraulic control device whose working chamber is opened during braking when the deceleration exceeds a predetermined deceleration, a plunger having a flange formed at an intermediate position is used.
The plunger is slidably inserted in the axis of the passage in the working chamber, and is biased by a spring toward the downstream side of the passage, and is further provided on the upstream side of the flange in the working chamber, and is in contact with the flange. A brake hydraulic control device characterized in that a partition ring is provided, and when the plunger moves upstream, the middle of the working chamber passage is separated by the flange and the partition ring. . .