WO2004101340A1 - 負圧倍力装置 - Google Patents

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WO2004101340A1
WO2004101340A1 PCT/JP2004/006163 JP2004006163W WO2004101340A1 WO 2004101340 A1 WO2004101340 A1 WO 2004101340A1 JP 2004006163 W JP2004006163 W JP 2004006163W WO 2004101340 A1 WO2004101340 A1 WO 2004101340A1
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valve seat
pressure
vacuum
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Inventor
Yasushi Mori
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Bosch Corporation
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    • B60T13/52Vacuum systems indirect, i.e. vacuum booster units
    • B60T13/57Vacuum systems indirect, i.e. vacuum booster units characterised by constructional features of control valves

Definitions

  • the present invention relates to a technical field of a negative pressure booster used for a brake booster and the like, and particularly to a vehicle in which a deceleration at the time of a normal brake operation such as a vehicle having a large vehicle weight can be obtained according to a pedal stroke amount.
  • the present invention relates to the technical field of a negative pressure booster used for a brake booster of a brake system.
  • a negative pressure booster using negative pressure has been used as a brake booster.
  • the power piston is divided into a constant pressure chamber in which a normal negative pressure is introduced by a power piston and a variable pressure chamber in which the pressure changes.
  • the control valve is switched by the advance of the input shaft, and air is introduced into the variable pressure chamber.
  • a differential pressure is generated between the variable pressure chamber and the constant pressure chamber, and the power piston advances, so that the negative pressure booster boosts the input of the input shaft by the pedal depressing force at a predetermined servo ratio and outputs the same.
  • the master cylinder generates master cylinder pressure by the output of the negative pressure booster, and the wheel cylinder operates by this master cylinder pressure to operate the normal brake.
  • the brake operation amount (pedal stroke amount) required at the time of normal brake operation increases with the increase in the vehicle weight and the loaded load.
  • the brake feeling cannot be said to be good.
  • a negative pressure booster that can obtain a large output even with a small pedal effort, that is, a small input, and perform a brake assist (hereinafter, also referred to as BA) operation in an emergency is planned.
  • BA brake assist
  • 0 0 1-3 4 1 6 No. 32 proposes this.
  • the BA operation is not performed, and the BA operation is performed only when the input applied to the input rod is equal to or more than the predetermined value.
  • the negative pressure booster generates the same output during BA operation and the same output as during normal brake operation.
  • the vacuum booster when the BA is activated, the vacuum booster generates a large output even with a smaller input than when the brake is normally activated.
  • the stroke of the input rod of the vacuum booster is reduced as compared with the stroke when the same large output is obtained by the normal brake operation.
  • the reaction force mechanism is provided with a reaction disk, a spring, and a viscoelastic means.
  • the servo ratio is reduced by transmitting to the valve plunger via a reaction disk, and the servo ratio is increased by transmitting to the valve plunger via a reaction disk and a spring in the later stage of braking.
  • the reaction disk and the viscoelastic means provide hysteresis in which the output of the brake booster differs between when the brake pedal is depressed and when it is released. This hysteresis improves brake filling.
  • the negative pressure booster disclosed in the above-mentioned Japanese Patent Publication No. Hei 11-2 7 8 2 4 5 usually reduces the servo ratio in the early stage of braking within the braking operation range, and reduces the servo ratio in the latter stage of braking. The ratio Is to make it bigger. Therefore, this vacuum booster is not considered for vehicle braking systems that require higher deceleration than during normal braking. In addition, in this vacuum booster, although the brake feeling is improved by the hysteresis when the brake pedal is depressed and released, the brake feeling is increased due to the increase in the pedal stroke during high deceleration operation. Defects are not considered. Disclosure of the invention
  • An object of the present invention is to reduce the stroke of an input member in an output region larger than a predetermined output, improve operation feeling, and have a simpler structure, easier assembly, and a lower cost negative pressure.
  • the purpose is to provide a booster.
  • a negative pressure booster includes: a valve body provided to be able to advance and retreat inside a shell; and a negative pressure introduced into the shell provided in the valve body.
  • a power piston partitioned into a constant pressure chamber to be operated and a variable pressure chamber into which air is introduced during operation; a valve plunger connected to the input shaft and slidably disposed in the valve body;
  • a vacuum valve that controls the communication or cutoff between the constant pressure chamber and the variable pressure chamber by operation and an atmospheric valve that controls cutoff or communication between the variable pressure chamber and at least the atmosphere;
  • the operation stroke amount of the input shaft in an output region larger than a predetermined output is changed by a change rate of the operation stroke amount of the input shaft with respect to the output in the output region below the predetermined output.
  • a stroke shortening mechanism for shortening the operation stroke of the input shaft in an output region larger than the predetermined output in the case where the operation is performed.
  • the present invention provides the atmospheric valve opening amount increasing means, wherein the stroke shortening mechanism operates in an output region larger than the predetermined output to make the opening amount of the atmospheric valve larger than the opening amount during normal operation.
  • the operation of the atmospheric valve amount increasing means is controlled by a pressure corresponding to the input.
  • the present invention is characterized in that the pressure for controlling the operation of the atmospheric valve opening amount increasing means is the pressure of the variable pressure chamber. Further, the present invention provides the above-mentioned vacuum valve, wherein the vacuum valve has a valve body and a vacuum valve seat on which the valve body can be detached and attached. Further, the atmospheric valve opening amount increasing means has a valve seat member provided with the vacuum valve seat on one end side, and the valve seat member is provided on the valve body, and the predetermined output is provided. The valve seat member is movably provided between a first position located in the following output area and a second position located in the output area larger than the predetermined output, and the movement of the valve seat member is controlled by the pressure of the variable pressure chamber. It is characterized by being done.
  • the present invention is characterized in that the movement of the valve seat member is controlled by a pressure difference between the pressure in the variable pressure chamber and the pressure in the constant pressure chamber.
  • the stroke reduction mechanism reduces the operation stroke amount of the input shaft in an output region larger than the predetermined output in an output region smaller than the predetermined output.
  • the operation stroke of the input shaft in the output region larger than the predetermined output can be shortened. Therefore, even if the output becomes larger than the predetermined output in the normal brake operation, it is possible to obtain a good operation feeling without increasing the stroke of the input shaft.
  • the atmospheric valve opening amount increasing means constituting the stroke shortening mechanism in the output range below the predetermined output, is not operated, and the output range below the predetermined output is not activated.
  • a relatively small output is generated, and in the output region larger than the predetermined output, the atmospheric valve opening amount increasing means is operated to reduce the opening amount of the atmospheric valve from the valve opening amount in the output region below the predetermined output. Since the output is increased, a relatively large output can be generated in an output region larger than the predetermined output.
  • the atmospheric valve opening amount increasing means since the operation of the atmospheric valve opening amount increasing means is controlled by the pressure according to the input of the input shaft, the atmospheric valve opening amount increasing means can be operated without affecting the stroke of the input shaft. . Therefore, a large output can be generated without increasing the stroke of the input shaft, and a good operation feeling can be obtained.
  • the operation of the atmospheric valve opening amount increasing means is controlled by the pressure corresponding to the input applied to the input shaft, mechanical engagement means and the like can be eliminated, and the atmospheric valve opening amount increasing means can be eliminated.
  • the structure can be simplified. Also, it is easy to assemble the means for increasing the opening amount of the atmospheric valve, Moreover, the cost can be reduced. Further, since the atmospheric valve opening amount increasing means is operated by the pressure control, it is possible to suppress the generation of operation noise during the operation.
  • the operation of the atmospheric valve amount increasing means is controlled by the pressure of the variable pressure chamber, the pressure of the variable pressure chamber can be directly used. Therefore, the structure of the means for increasing the atmospheric amount can be further simplified, and the assembly of the means for increasing the atmospheric amount can be further facilitated.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing an embodiment of a negative pressure booster according to the present invention applied to a brake booster in a non-operating state.
  • FIG. 2 is a partially enlarged cross-sectional view showing the vacuum valve and the atmospheric valve in FIG. 1 in an enlarged manner.
  • FIG. 3 is a partially enlarged cross-sectional view similar to FIG. 2, showing a partially enlarged state of the negative pressure booster of the example shown in FIG. 1 when the normal brake is operated and a state during middle and high speed deceleration. ⁇
  • FIG. 4 partially shows a state of the negative pressure booster of the example shown in FIG. 1, (a) a view showing a non-operating state, (b) a view showing a state when a normal brake is operated, (c) () Is a diagram showing the state at the time of middle-high deceleration.
  • FIG. 5A and 5B illustrate the operation of the vacuum valve seat member in the vacuum booster of the example shown in FIG. 1, wherein FIG. 5A shows a state at the time of middle and high speed reduction, and FIG. It is a figure showing an equivalent state.
  • FIG. 6 is a diagram showing input / output stroke characteristics of the negative pressure booster of the example shown in FIG.
  • FIG. 7 is a diagram showing input / output characteristics of the negative pressure booster of the example shown in FIG. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of an embodiment of a negative pressure booster according to the present invention applied to a brake booster in a non-operating state
  • FIG. 2 shows a vacuum valve and an atmospheric valve in FIG. It is a partial expanded sectional view which expands and shows.
  • “before” and And “after” indicate “left” and “right” in each figure.
  • 1 is a vacuum booster
  • 2 is a front shell
  • 3 is a liar
  • 4 is a valve body
  • 5 is a power piston
  • 6 is a power piston member
  • 7 is a diaphragm
  • 8 is a constant pressure chamber
  • 10 is a valve plunger
  • 1 1 is an input shaft
  • 1 2 is a valve body
  • 13 is a vacuum valve seat
  • 14 is an atmospheric valve seat
  • 15 is a vacuum valve
  • 16 is a vacuum valve
  • 16 is an atmospheric valve
  • 18 is a valve spring
  • 19 is an air introduction passage
  • 20 is a vacuum passage
  • 21 is a key member
  • 22 is a spacing member
  • 23 is a reaction disk
  • 24 is an output shaft
  • 2 5 is a return spring
  • 26 is a negative pressure introduction passage.
  • the output shaft 24 is a vacuum passage
  • 21 is a key member
  • 22 is a spacing
  • the vacuum valve seat member (corresponding to the valve seat member of the present invention) 27 can slide in the axial inner hole 4 b of the valve body 4.
  • the vacuum valve seat 13 is formed at the rear end of the vacuum valve seat member 27. Therefore, the vacuum valve seat 13 is also movable relative to the valve body 4.
  • an annular flange 27a protruding inward is formed at the front end of the vacuum valve seat member 27, an annular flange 27a protruding inward is formed.
  • a seal member 28 such as a cup seal provided on the outer peripheral surface of the vacuum valve seat member 27 allows a gap between the inner peripheral surface of the inner hole 4 b of the valve body 4 and the outer peripheral surface of the vacuum valve seat member 27.
  • a seal member 28 such as a cup seal provided on the outer peripheral surface of the vacuum valve seat member 27 allows a gap between the inner peripheral surface of the inner hole 4 b of the valve body 4 and the outer peripheral surface of the vacuum valve seat member 27.
  • both the rear surface 27 b and the front end surface 27 c of the flange 27 a of the vacuum valve seat member 27 are always in communication with the transformer chamber 9, and are connected to the rear surface 27 b and the front end surface 27 c. , The pressure in the transformer chamber 9 always acts.
  • the inner rear end face 27 e of the inner side is connected to the transformation chamber 9, and the pressure of the transformation chamber 9 acts on the inner rear end face 27 e. Therefore, when the negative pressure booster 1 operates, if a pressure difference occurs between the pressure in the variable pressure chamber 9 and the pressure in the constant pressure chamber 8, the force due to this pressure difference is applied to the vacuum valve seat member 27 rearward. Will be able to
  • a cylindrical holder 30 is fixed integrally with the valve body 4.
  • annular flange 30 a that is in contact with the reaction disk 23 is formed so as to protrude outward.
  • a holder-side hook portion 30b is formed at the rear end of the holder 30 so as to protrude outward.
  • a spacing member 22 is slidably provided in the holder 30.
  • a predetermined gap in the axial direction is provided between the front end face of the spacing member 22 and the rear end face of the reaction disk 23 facing the front end face of the spacing member 22. C is set.
  • a cylindrical member 29 is disposed in the axial hole of the valve body 4.
  • An annular flange 29 a protruding outward is formed at the rear end of the cylindrical member 29, and a holder-side hook portion 30 b is formed at the front end of the cylindrical member 29.
  • a tubular member-side hook portion 29b that is axially engageable with the shaft member is formed to protrude outward.
  • a spring 31 having a spring constant K is contracted between the flange 27 a of the vacuum valve seat member 27 and the flange 29 a of the cylindrical member 29.
  • the tubular member 29 is constantly urged rearward by the load.
  • the cylindrical member 29 is further moved rearward by the axial engagement of the cylindrical member side hook portion 29 b with the holder side hook portion 3 Ob. Movement to is blocked. Therefore, the holder 30 and the cylindrical member 29 are not integrally movable with respect to the valve body 4 in the axial direction.
  • the vacuum valve seat member 27 is constantly urged forward by the spring load of the spring 31, and as shown in FIG. It is set to the first position abutting the bottom 4 bi of the. Therefore, the vacuum valve seat 13 at the rear end of the vacuum valve seat member 27 is normally positioned at the first position shown in FIG.
  • the vacuum valve seat 13 thus positioned is set to be in the same state as the vacuum valve seat formed on the valve body 4 of the conventional general negative pressure booster.
  • the cylindrical member side hook portion 29b is axially engaged with the holder side hook portion 3Ob, the front end of the vacuum valve seat member 27 contacts the valve body 4, and the vacuum valve seat member 27 In the state shown in FIGS. 1, 2 and 4 (a) where no force due to the pressure difference is applied to the spring 31, the spring load F s of the spring 31 is the predetermined set spring load F
  • the force due to this pressure difference is the set spring load F s described above.
  • the input to be applied to the input shaft 11 is a preset input F which is equal to or less than the sum of the spring load f s of the valve spring 18 of the valve body 12 at this time.
  • the vacuum valve seat member 27 does not move with respect to the valve body 4 and maintains the first position shown in FIGS. 2, 3, and 4 (b).
  • the pressure difference due to force set spring load F so the spring load greater than the sum of the f s, setting an input applied to the input shaft 1 1 Input F.
  • the vacuum valve seat member 27 moves relatively rearward with respect to the valve body 4 and the cylindrical member 29 while pressing the vacuum valve portion 12 b of the valve body 12. Therefore, due to the rearward movement of the vacuum valve seat member 27, the vacuum valve seat 13 projects rearward from the normal position.
  • the vacuum valve seat member 27 has a flange 27a of the vacuum valve seat member 27, and the rear surface thereof has a cylindrical shape of the cylindrical member 29.
  • the input of the vacuum valve seat 13 at the rear end of the vacuum valve seat member 27 is the setting input F.
  • the valve body 4 is positioned at the second position shown in FIGS. 4 (c) and 5 (a).
  • the stroke of the vacuum valve seat member 27 during this movement depends on the rear surface of the flange 27 a and the cylindrical member 2 when the negative pressure booster 1 is not operating as shown in FIGS. 1, 2 and 4 (a).
  • the gap L (L is shown in FIG. 2) between the front end 29 c of the cylindrical portion 9 is within the range.
  • each stroke of the piston body 6 of the valve body 4 and the power piston 5 is a stroke amount L Because it increases by ⁇ ,
  • the vacuum booster 1 immediately before the rear surface of the flange 27 a of the vacuum valve seat member 27 contacts the front end 29 c of the cylindrical portion of the cylindrical member 29, the vacuum booster 1 is It is set so that the load becomes full, that is, the pressure of the variable pressure chamber 9 acting on the vacuum valve seat member 27 becomes the atmospheric pressure. Therefore, the maximum stroke amount max of the relative stroke amount 1 ⁇ of the vacuum valve seat member 27 with respect to the valve body 4 during the relative movement of the above-described vacuum valve seat member 27 is slightly smaller than the gap L (L " max ⁇ L). Sandals That is, the maximum shortened stroke of the input shaft 11 is given by max .
  • the maximum stroke L ′ max at which the output stroke of the output shaft 24 increases at this time is 1
  • the vacuum valve seat member 27 protrudes rearward while pressing the vacuum valve portion 12b of the valve body 12, the valve body 12 moves rearward, and the atmospheric valve portion 12a of the valve body 12 also moves rearward. To move to. For this reason, the atmospheric valve portion 12a is further away from the atmospheric valve seat 14 than the closed state of the atmospheric valve 16 during the normal brake operation shown in FIGS. 3 and 4 (b). That is, the opening amount of the atmosphere valve 16 is set to be large. In this way, the vacuum valve seat member 27 and the spring 31 constitute the stroke shortening mechanism of the present invention, that is, the atmospheric valve opening amount increasing means.
  • the pressure is controlled by the pressure difference between the pressure in the chamber 9 and the pressure in the constant-pressure chamber 8.
  • the movement of the vacuum valve seat member 27 will be specifically described. As shown in Fig. 5 (a), the vacuum valve seat member 27 is moved and the vacuum valve 15 and the atmospheric valve 16 are both closed and the control valve 17 is applied to the vacuum valve seat member 27 in an intermediate load state in a balanced state.
  • the balance state of the control valve 17 shown in FIG. 5 (a) is such that the vacuum valve seat member 27 and the valve body 12 come into contact with each other and become integral with each other, as shown in FIG. 5 (b).
  • it can be regarded as an equivalent state of the force applied to the vacuum valve seat member 27 and the valve element 12 that have been formed.
  • the effective pressure receiving area of the annular rear end face 27 e inside the seating point 27 e and the rear face 27 of the flange 27 a receiving the variable chamber pressure Pv is Av
  • the effective pressure receiving area receiving the atmospheric pressure Pa of the valve body 12 is AP
  • it is set to AP Av, and the diameter of the seating position of the atmospheric valve section 12a on the large air valve seat 14 almost matches the effective pressure receiving area of the valve body 12 with the effective diameter of the AP.
  • FP the force FP due to the pressure difference applied to the vacuum valve seat member 27 and the valve body 12 is
  • the spring load F s of the spring 31 and the spring load f s of the valve spring 18 press forward. Therefore, when the aforementioned force FP becomes larger than the sum of these spring loads (Fs + fs), the vacuum valve seat member 27 moves backward.
  • the spring load f s of the valve spring 18 has a small absolute value and is set to be extremely small compared to the spring load F s of the spring 31 (: F s >> f s ), so that the force FP is substantially reduced.
  • the spring load Fs is larger than (F P > FS)
  • the vacuum valve seat member 27 moves rearward.
  • the force FP is less than the spring load Fs (FP ⁇ FS)
  • the vacuum valve seat member 27 moves rearward. Do not move.
  • the region of the pressure Pv of the transformer chamber 9 that does not satisfy the equation (7) is the output region where the output of the negative pressure booster 1 is equal to or less than the predetermined output Fi in the input / output characteristics shown in FIG. Is relatively small and the deceleration due to the brake is the same as that of a conventional vehicle with a relatively low weight (including a load) when the normal brake is applied.
  • the deceleration for a vehicle with a relatively high weight (including a load) is reduced. (Low G) area.
  • This reduced speed (low G) region is a normal brake operation region, and in this low G region, the servo ratio is a relatively small servo ratio SR1, which is almost the same as that in the conventional normal brake operation.
  • the region of the pressure Pv of the transformer chamber 9 that satisfies the expression (7) is an output region in which the output of the negative pressure booster 1 is larger than the predetermined output Ft.
  • Medium / high deceleration for vehicles with relatively high deceleration (including load) It is set as the speed (middle and high G) area.
  • the vacuum valve seat member 27 protrudes rearward to push the valve body 12 rearward.
  • the servo ratio becomes a servo ratio SR 2 (SR 2> SR 1) that is larger than the servo ratio 1 during conventional normal brake operation set in the reduced speed (low G) region. .
  • the servo ratio S R 2 will be described in detail.
  • the servo ratio S R 2 is obtained as follows. That is, as described above, the opening amount of the atmospheric valve 16 is slightly increased, and the pressure in the transformer chamber 9 is increased to slightly increase the output. Then, in the state of the servo ratio SR1, this output jump-up is repeated to increase the output stepwise with a small step amount when viewed microscopically, so that the servo ratio is apparently higher than the servo ratio SR1. Large SR ratio 2 can be obtained.
  • both the spring constant K and the set spring load F s Q of the spring 31 that urges the vacuum valve seat member 27 can be arbitrarily set.
  • a setting input F which is an input of a change point (ratio point) a change from a small servo ratio SR1 to a large servo ratio SR, 2.
  • the servo ratio SR can be changed by changing the spring constant K of the spring 31.
  • the gap L described above can be set arbitrarily.
  • the spring constant K of the spring 31 and the set spring load FSQ and the stroke amount L of the vacuum valve seat member 27 are set according to the mounted vehicle, In one form, it can be easily and more appropriately applied to the brake power fluctuation device of various vehicle types according to the vehicle type.
  • the negative pressure is always introduced into the constant pressure chamber 8 of the negative pressure booster 1 through the negative pressure introduction passage 26.
  • the key member 21 comes into contact with the riyashiel 3 and is limited to retreat. Therefore, the key member 21 limits the valve body 4 and the valve plunger 6 to the retreat limit.
  • One piston 5, the input shaft 11 and the output shaft 24 are also limited to retreat.
  • the atmosphere valve portion 12a of the valve body 12 is seated on the atmosphere valve seat 14 and the atmosphere valve 16 is closed, and the vacuum valve portion 12b of the valve body 12 is in the first position.
  • the vacuum valve 15 is open apart from the vacuum valve seat 13 and the second vacuum valve seat 27 g. Therefore, the transformer chamber 9 is isolated from the atmosphere and communicates with the constant-pressure chamber 8 so that a negative pressure is introduced into the transformer chamber 9, and there is substantially no pressure difference between the transformer chamber 9 and the constant-pressure chamber 8. .
  • the force due to the pressure difference is not applied rearward to the vacuum valve seat member 27, and the vacuum valve seat member 27 is spring-forced by the spring 31 and has one of its front end surfaces 27 c.
  • the part is positioned at the position shown in FIG. 2 where it contacts the bottom 4 b of the inner hole 4 b of the knob body 4.
  • the input shaft 11 advances and the valve plunger 10 advances.
  • the vacuum valve portion 12b of the valve body 12 sits on the vacuum valve seat 13 and the vacuum valve 15 closes, and the atmospheric valve seat 14 becomes the atmospheric valve of the valve body 12.
  • the atmosphere valve 16 opens. That is, the variable pressure chamber 9 is cut off from the constant pressure chamber 8 and communicated with the atmosphere. Therefore, the atmosphere is introduced into the transformation chamber 9 through the atmosphere introduction passage 19 and the open atmosphere valve 16.
  • a pressure difference is generated between the variable pressure chamber 9 and the constant pressure chamber 8, and the power piston 5 moves forward.
  • the output shaft 24 moves forward via the valve body 4, and the piston (not shown) of the mass cylinder moves forward. I do.
  • the spacing member 22 is also advanced by the advancement of the valve plunger 10, but the spacing member 22 has not yet come into contact with the reaction disk 23 due to the gap C. Therefore, since the reaction force from the output shaft 24 is not transmitted from the reaction disk 23 to the spacing member 22, this reaction force is not transmitted to the brake pedal via the valve plunger 10 and the input shaft 11. .
  • the power piston 5 also advances further, and the piston of the mass cylinder further advances via the valve body 4 and the output shaft 24. .
  • the negative pressure booster 1 When the loss stroke of the brake system after the mass cylinder disappears, the negative pressure booster 1 substantially generates an output. (Hydraulic pressure), and the wheel cylinder operates with this master cylinder pressure to generate brake fluid.
  • the reaction disk 23 bulges rearward due to the reaction force applied from the mass cylinder to the output shaft 24, as shown in FIGS. 3 and 4 (b), the gap C disappears, and the reaction disk 23 disappears. 3 comes into contact with the spacing member 2 2.
  • the reaction force from the output shaft 24 is transmitted from the reaction disk 23 to the spacing member 22 and further transmitted to the brake pedal via the valve plunger 10 and the input shaft 11 to be sensed by the driver.
  • the negative pressure booster 1 normally exhibits a jumping characteristic when the brake is operated. This jumping characteristic is almost the same as the jumping characteristic of a conventional general negative pressure booster.
  • the input of the negative pressure booster 1 by the pedal depression force is relatively small.
  • the output is an output region equal to or lower than the predetermined output, and the pressure Pv of the transformer chamber 9 does not satisfy the equation (7) as described above. Therefore, the vacuum valve seat member 27 does not move, and the servo ratio becomes a relatively small servo ratio S R 1 which is almost the same as that in the conventional normal brake operation. Therefore, when the output of the negative pressure booster 1 becomes a magnitude obtained by boosting the input of the input shaft 11 due to the pedal depression force by the servo ratio SR1, the atmospheric valve portion 12a is seated on the atmospheric valve seat 14.
  • Atmospheric valve 16 is also closed to balance the intermediate load (vacuum valve 15 is already closed with vacuum valve section 12b seated on vacuum valve seat 13).
  • the normal braking is activated by the braking force obtained by boosting the pedal depression force during the normal braking operation by the servo ratio S R 1.
  • the input of the negative pressure booster 1 by the pedal depression force is in the reduced speed (low G) range. It is set larger than when the normal brake is operated.
  • the pressure Pv in the transformer chamber 9 also increases.
  • the input is a setting input F such that the pressure Pv in the transformer chamber 9 satisfies the equation (7).
  • the input / output characteristics of the vacuum booster 1 are in the middle / high deceleration (middle / high G) region, and the output is in the output region larger than the predetermined output.
  • the pressure Pv in the variable pressure chamber 9 satisfies the expression (7), so that the vacuum valve seat member 27 moves backward while pushing the valve body 12.
  • the atmospheric valve portion 12a is farther away from the atmospheric valve seat 14 than usual, and the atmospheric valve 16 is greatly opened. Therefore, as shown in FIG. 7, in the middle to high G region, the servo ratio becomes SR2 larger than that in the conventional normal brake operation as described above. That is, When the output of the negative pressure booster 1 becomes a magnitude obtained by boosting the input of the input shaft 11 by this servo ratio SR2, the atmospheric valve section 12a is seated on the atmospheric valve seat 14 as described above.
  • Atmospheric valve 16 is also closed to balance the intermediate load (vacuum valve 15 is already closed with vacuum valve section 12b seated on vacuum valve seat 13).
  • the brake is operated with a larger braking force than in the normal braking operation in the reduced speed (low-G) region in which the pedal effort is boosted by the servo ratio SR2.
  • the negative pressure booster 1 has a large pedal depression force, that is, the input of the negative pressure booster 1 is large in the middle to high deceleration (middle and high G) region, but the negative pressure booster 1 is in the normal brake operation at the servo ratio SR 1. With the same input as above, a larger output can be obtained than during normal braking.
  • the pressure in the variable pressure chamber 9 decreases as described above, and the power piston 5, the valve body 4, and the output shaft 24 retreat by the spring force of the return spring 25.
  • the piston and the output shaft 24 of the mass cylinder and the output shaft 24 also recede due to the spring force of the return spring of the mass cylinder and the piston, and the brake is released.
  • the stroke amount of the input shaft 11 is reduced.
  • the stroke can be made shorter than the stroke required to obtain this large stroke.
  • a desired large deceleration can be obtained with a pedal depression amount smaller than the brake pedal depression amount necessary for obtaining the large deceleration. Therefore, a vehicle that requires a larger braking force at the time of normal brake operation in the middle / high deceleration (medium / high G) region than a vehicle with a heavy vehicle weight or the like at the time of normal braking operation in the low speed (low G) region is required. Kifi ring can be improved more effectively.
  • the negative pressure booster 1 is fully loaded just before the rear surface of the flange 27 a of the vacuum valve seat member 27 comes into contact with the front end 29 c of the cylindrical portion of the cylindrical member 29.
  • the vacuum booster 1 is fully driven. It can be in a load state, and after the rear surface of the flange 27 a of the vacuum valve seat member 27 abuts the front end 29 c of the cylindrical portion of the cylindrical member 29, the negative pressure booster can be used. 1 could be in full load. In these cases, the maximum shortened stroke of the input shaft 11 is L.
  • the pressure difference between the pressure in the variable pressure chamber 9 and the pressure in the constant pressure chamber is Although the operation of the seat member 27 is controlled, the present invention is not limited to this, and only the pressure in the variable pressure chamber 9 or the pressure difference between the pressure in the variable pressure chamber 9 and another constant pressure may cause vacuum.
  • the operation of the valve seat member 27 can also be controlled. Further, the operation of the vacuum valve seat member 27 can be controlled by a pressure corresponding to the input applied to the input shaft 11 instead of the pressure of the variable pressure chamber 9.
  • the present invention is applied to a single-type negative pressure booster having one power piston 5, but the present invention is directed to a tandem-type negative pressure booster having a plurality of power pistons 5. It can also be applied to devices.
  • the negative pressure booster of the present invention is applied to the brake system, but can be applied to other systems and devices using the negative pressure booster.
  • the negative pressure booster of the present invention can be suitably used as a booster in a booster system such as a brake booster in a brake booster system of an automobile.

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Abstract

本発明の負圧倍力装置(1)は、低減速度領域での通常ブレ−キ作動時、真空弁座部材(27)に加えられる、変圧室の圧力と定圧室の圧力との圧力差による力が、スプリング(31)のセットばね荷重および弁ばね(18)のばね荷重の和以下である。したがって、真空弁座部材(27)が移動しなく、小さなサ−ボ比で通常ブレ−キ作動が行われる。また、中高減速度領域での通常ブレ−キ作動時、前述の圧力差による力が前述のばね荷重の和より大きく、真空弁座部材(27)が弁体(12)を押しながら、後方に移動する。したがって、ペダルストロ−クが短縮しつつ、大気弁(16)の開弁量が大きくなって大きなサ−ボ比で中高減速度のためのブレ−キ作動が行われる。これにより、ブレ−キ操作フィ−リングを向上することができる。

Description

負圧倍力装置 背景技術
本発明は、 ブレーキ倍力装置等に用いられる負圧倍力装置の技術分野に関し、 特に、 車両重量が大きい車輛等の通常ブレーキ作動時の減速度がペダルストロー ク量に応じて得られる車両におけるブレーキシステムのブレーキ倍力装置等に用 いられる負圧倍力装置の技術分野に関するものである。
従来、 乗用車等の自動車のブレーキシステムにおいては、 ブレーキ倍力装置に 負圧を利用した負圧倍力装置が用いられている。 このような従来の一般的な負圧 倍力装置では、 パワーピストンで通常時負圧が導入される定圧室と圧力が変わる 変圧室とに区画されている。 そして、 ブレーキペダルの通常の踏み込みによる通 常ブレーキ作動時に、 入力軸の前進で制御弁が切り換わり、 変圧室に大気が導入 される。 すると、 変圧室と定圧室との間に差圧が生じてパワーピストンが前進す るので、 負圧倍力装置がペダル踏力による入力軸の入力を所定のサ一ボ比で倍力 して出力する。 この負圧倍力装置の出力により、 マスタシリンダがマス夕シリン ダ圧を発生し、 このマス夕シリンダ圧でホイールシリンダが作動して通常プレー キが作動する。
ところで、 1 B O X車や R V車等の車輛においては、 近年、 車両重量や積載荷 重が増加する傾向にある。 このため、 このような車輛では、 これらの車両重量や 積載荷重の増加に伴い、 通常ブレーキ作動時に必要とするブレーキ操作量 (ぺダ ルストローク量) が増加することになる。 このように、 通常ブレーキ作動時にお いて運転者のブレーキ操作量が増加するため、 ブレーキフィーリングが良好であ るとは言えない。
一方、 小さなペダル踏力つまり小さな入力でも大きな出力を得て、 緊急時にブ レーキアシスト (以下、 B Aともいう) 作動を行うことができる負圧倍力装置が 特閧 2 0 0 1 - 3 4 1 6 3 2号公報において提案されている。 この特開 2 0 0 1 - 3 4 1 6 3 2号公報に開示の負圧倍力装置では、 ペダル踏込速度に対応する入 カロッドの移動速度が通常ブレーキ作動時より大きい場合であっても、 入力ロッ ドに加えられる入力が所定値より小さいときは: B A作動が行われず、 入力ロッド に加えられる入力が所定値以上であるときのみに B A作動が行われるようになつ ている。 つまり、 負圧倍力装置は B A作動時には同じ入力で通常ブレーキ作動時 より大きな出力を発生するようになる。 換言すると、 B A作動時では、 負圧倍力 装置は通常ブレーキ作動時より小さな入力でも大きな出力を発生する。 このとき、 この負圧倍力装置の入力ロッドのストロークは通常ブレーキ作動で同じ大きな出 力を得る場合のストロ一クに比べて短縮される。
また、 ブレーキ倍力装置の制動初期にサーボ比を小さくし、 制動後期にサ一ボ 比を大きくすることが特開平 1 1一 2 7 8 2 4 5号公報において提案されている c この特開平 1 1— 2 7 8 2 4 5号公報に開示の負圧倍力装置では、 反力機構にリ アクションディスク、 ばねおよび粘弾性手段を設け、 通常ブレーキ作動時におい て反力を制動初期にはリアクションディスクを介して弁プランジャに伝達するこ とでサーボ比を小さくし、 制動後期にはリアクションディスクおよびばねを介し て弁プランジャに伝達することでサ一ボ比を大きくしている。 また、 リアクショ ンディスクおよび粘弾性手段により、 ブレーキペダルの踏込み時と解放時とでプ レーキ倍力装置の出力の大きさが異なるヒステリシスを得ている。 このヒステリ シスにより、 ブレーキフィ一リングを向上させている。
ところで、 前述の特開 2 0 0 1 - 3 4 1 6 3 2号公報に開示の負圧倍力装置を、 通常ブレーキ作動時より高い減速度を必要とする車輛に適用することにより、 小 さなペダル踏力で大きな減速度を得ることが考えられる。 このとき、 ペダルスト ロークが短縮されるので、 ブレーキフィ一リングが向上する。
しかしながら、 この特開 2 0 0 1 - 3 4 1 6 3 2号公報に開示の負圧倍力装置 では、 ペダル踏み込み速度が通常ブレーキ時より速い速踏みときのみ、 B A作動 が行われるとともにペダルストローク短縮の機能が発揮される。 このため、 ぺダ ル踏み込み速度が速いとき以外は、 ペダルストロークが短縮されないので、 良好 なブレーキフィーリングを得ることは難しい。 また、 B A機構の係合部の係合離 脱などによる作動音の発生の問題が予想される。
また、 前述の特閧平 1 1— 2 7 8 2 4 5号公報に開示の負圧倍力装置は、 通常 ブレーキ作動領域内での制動初期にサ一ボ比を小さくし、 制動後期にサーボ比を 大きくするものである。 したがって、 この負圧倍力装置は、 通常ブレーキ作動時 より高い減速度を必要とする車輛のブレーキシステムに対しては考慮されていな い。 しかも、 この負圧倍力装置では、 ブレーキペダルの踏込み時と解放時でのヒ ステリシスにより、 ブレーキフィーリングを向上させているものの、 高い減速度 作動時のペダルストロ一クの増大によるブレーキフィーリングの不良については 考慮されていない。 発明の開示
本発明の目的は、 所定出力より大きい出力領域での入力部材のストロークを短 縮して、 操作フィーリングを向上しつつ、 構造がより簡単でかつ組立が容易であ り、 しかも安価な負圧倍力装置を提供することである。
この目的を達成するために、 本発明の負圧倍力装置は、 シェル内に対して進退 自在に配設されたバルブボディと、 このバルブボディに設けられて、 前記シェル 内を負圧が導入される定圧室と作動時に大気が導入される変圧室とに区画するパ ヮーピストンと、 入力軸に連結されかつ前記バルブボディ内に摺動自在に配設さ れた弁ブランジャと、 この弁プランジャの作動によ 'り前記定圧室と前記変圧室と の間の連通または遮断を制御する真空弁および前記変圧室と少なくとも大気との 間を遮断または連通を制御する大気弁とを少なくとも備えている負圧倍力装置に おいて、 所定出力より大きい出力領域での前記入力軸の操作ストローク量を、 前 記所定出力以下の出力領域での出力に対する前記入力軸の操作ストローク量の変 化率で変化した場合における、 前記所定出力より大きい出力領域での前記入力軸 の操作ストローク量より短縮させるストローク短縮機構を備えていることを特徴 としている。
また、 本発明は、 前記ストローク短縮機構が、 前記所定出力より大きい出力領 域で作動して、 前記大気弁の開弁量を通常作動時の開弁量より大きくする大気弁 開弁量増大手段であり、 この大気弁閧弁量増大手段の作動は前記入力に応じた圧 力により制御されることを特徴としている。
更に、 本発明は、 前記大気弁開弁量増大手段の作動を制御する圧力が、 前記変 圧室の圧力であることを特徴としている。 更に、 本発明は、 前記真空弁が弁体とこの弁体が着離座可能な真空弁座とを 有するとともに、 前記大気弁が前記弁体とこの弁体が着離座可能な大気弁座とを 有し、 更に、 前記大気弁開弁量増大手段が、 一端側に前記真空弁座が設けられた 弁座部材を有しており、 前記弁座部材が前記バルブボディに、 前記所定出力以下 の出力領域で位置する第 1位置と前記所定出力より大きい出力領域で位置する第 2位置との間で移動可能に設けられており、 この弁座部材の移動が前記変圧室の 圧力により制御されることを特徴としている。
更に、 本発明は、 前記弁座部材の移動が前記変圧室の圧力と前記定圧室の圧力 との圧力差により制御されることを特徴としている。
このように構成された本発明の負圧倍力装置によれば、 ストローク短縮機構に より、 所定出力より大きい出力領域では、 入力軸の操作ストローク量を、 この所 定出力以下の出力領域での出力に対する入力軸の操作ストローク量の変化率で変 化した場合における、 所定出力より大きい出力領域での入力軸の操作ストローク 量より短縮することができる。 したがって、 通常ブレーキ作動において出力が所 定出力より大きくなつても、 入力軸のストロークを増大させなく、 良好な操作フ ィ一リングを得ることができるようになる。
また、 本発明の負圧倍力装置によれば、 所定出力以下の出力領域では、 スト口 ーク短縮機構を構成する大気弁開弁量増大手段を作動させず、 所定出力以下の出 力領域では、 比較的小さな出力を発生させ、 また、 所定出力より大きい出力領域 では大気弁開弁量増大手段を作動させて大気弁の開弁量を所定出力以下の出力領 域での開弁量より大きくしているので、 この所定出力より大きい出力領域では、 比較的大きな出力を発生させることができる。 このとき、 大気弁開弁量増大手段 の作動を入力軸の入力に応じた圧力で制御しているため、 入力軸のストロークに 影響することなく大気弁開弁量増大手段を作動することができる。 したがって、 入力軸のストロークを増大させることなく、 大きな出力を発生させることができ、 良好な操作フィーリングを得ることができる。
更に、 大気弁開弁量増大手段の作動を、 入力軸に加えられる入力に応じた圧力 により制御しているため、 機械的な係合手段等を不要にでき、 大気弁開弁量増大 手段の構造を簡単にできる。 また、 大気弁開弁量増大手段の組立を容易にでき、 しかもコストを安価にできる。 更に、 圧力制御で大気弁開弁量増大手段を作動し ていることから、 その作動時の作動音の発生を抑制できる。
更に、 本発明によれば、 変圧室の圧力により大気弁閧弁量増大手段の作動を制 御するので、 変圧室の圧力を直接利用できる。 したがって、 大気弁閧弁量増大手 段の構造をより一層簡単にでき、 大気弁閧弁量増大手段の組立をより一層容易に できる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明に係る負圧倍力装置の実施の形態の、 ブレーキ倍力装置に適用 した例を非作動状態で示す断面図である。
図 2は、 図 1における真空弁および大気弁の部分を拡大して示す部分拡大断面 図である。
図 3は、 図 1に示す例の負圧倍力装置における通常ブレーキ作動時の状態およ ぴ中高減速時の状態を部分的に拡大して示す、 図 2と同様の部分拡大断面図であ ο
図 4は、 図 1に示す例の負圧倍力装置の状態を部分的に示し、 (a ) は非作動 状態を示す図、 (b ) は通常ブレーキ作動時の状態を示す図、 (c ) は中高減速 時の状態を示す図である。
図 5は、 図 1に示す例の負圧倍力装置における真空弁座部材の作動を説明し、 ( a ) は中高減速時の状態を示す図、 (b ) は (a ) における力学的に等価状態 を示す図である。
図 6は、 図 1に示す例の負圧倍力装置の入出力ストローク特性を示す図である。 図 7は、 図 1に示す例の負圧倍力装置の入出力特性を示す図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 図面を用いて、 本発明を実施するための最良の形態について説明する。 図 1は本発明に係る負圧倍力装置の実施の形態の、 ブレーキ倍力装置に適用し た例を非作動状態で示す断面図、 図 2は図 1における真空弁および大気弁の部分 を拡大して示す部分拡大断面図である。 なお、 以下の説明において、 「前」 およ び「後」 はそれそれ各図において 「左」および「右」 を示す。
まず、 この例の負圧倍力装置において、 従来の一般的な負圧倍力装置と同じ構 成部分については簡単に説明する。 図 1および図 2において、 1は負圧倍力装置、 2はフロントシェル、 3はリヤシエル、 4はバルブボディ、 5はパワーピストン、 6はパワーピストン部材、 7はダイヤフラム、 8は定圧室、 9は変圧室、 1 0は 弁プランジャ、 1 1は入力軸、 1 2は弁体、 1 3は真空弁座、 1 4は大気弁座、 1 5は真空弁、 1 6は大気弁、 1 7は制御弁、 1 8は弁ばね、 1 9は大気導入通 路、 2 0は真空通路、 2 1はキー部材、 2 2は間隔部材、 2 3はリアクションデ イスク、 2 4は出力軸、 2 5はリターンスプリング、 2 6は負圧導入通路である c なお、 従来の一般的な負圧倍力装置と同様に、 出力軸 2 4がマスタシリンダの ビストンを作動するようになっている。
次に、 この例の負圧倍力装置 1の、 従来と異なる特徴部分の構成について説明 する。
図 2に示すように、 この例の負圧倍力装置 1では、 バルブボディ 4の軸方向の 内孔 4 bに真空弁座部材 (本発明の弁座部材に相当) 2 7が摺動可能に嵌合され ており、 前述の真空弁座 1 3はこの真空弁座部材 2 7の後端に形成されている。 したがって、 真空弁座 1 3もバルブボディ 4に対して相対移動可能となっている。 また、 真空弁座部材 2 7の前端には、 内側に突出する環状のフランジ 2 7 aが形 成されている。
そして、 真空弁座部材 2 7の外周面に設けられたカップシール等のシール部材 2 8により、 バルブボディ 4の内孔 4 bの内周面と真空弁座部材 2 7の外周面と の間が少なくとも真空弁座部材 2 7の前端から後端に向かう空気の流れを阻止す るように気密に保持されている。 更に、 真空弁座部材 2 7のフランジ 2 7 aの後 面 2 7 bおよび前端面 2 7 cはともに常時変圧室 9に連通されていて、 これらの 後面 2 7 bおよび前端面 2 7 cには常時変圧室 9の圧力が作用するようになって いる。
また、 図 3に示すように弁体 1 2の真空弁部 1 2 bが真空弁座 1 3に着座した 状態において、 真空弁座部材 2 7における、 真空弁部 1 2 bの着座位置より外周 側の環状の外側後端面 2 7 dは常時定圧室 8に連通されていて、 この外側後端面 2 7 dには常時定圧室 8の圧力が作用するようになっている。 更に、 弁体 1 2の 真空弁部 1 2 bが真空弁座 1 3に着座した状態において、 真空弁座部材 2 7にお ける、 真空弁部 1 2 bの着座位置より内周側の環状の内側後端面 2 7 eは変圧室 9に連通するようになっていて、 この内側後端面 2 7 eには変圧室 9の圧力が作 用するようになっている。 したがって、 負圧倍力装置 1の作動時、 変圧室 9の圧 力と定圧室 8の圧力とに圧力差が生じると、 この圧力差による力が真空弁座部材 2 7に後方に向けて加えられるようになる。
図 2に示すように、 バルブボディ 4の前端部の中心には、 筒状のホルダ 3 0が バルブボディ 4と一体に固定されている。 ホルダ 3 0の前端部には、 リアクショ ンディスク 2 3に当接する環状のフランジ 3 0 aが外側に突出して形成されてい る。 また、 ホルダ 3 0の後端部には、 ホルダ側フック部 3 0 bが外側に突出して 形成されている。
ホルダ 3 0内には間隔部材 2 2が摺動可能に設けられている。 負圧倍力装置 1 の非作動時、 この間隔部材 2 2の前端面とこの間隔部材 2 2の前端面に対向する リアクションディスク 2 3の後端面との間には、 軸方向の所定の間隙 Cが設定さ れている。
バルブボディ 4の軸方向孔内には筒状部材 2 9が配設されている。 この筒状部 材 2 9の後端部には、 外側に突出する環状のフランジ 2 9 aが形成されていると ともに、 筒状部材 2 9の前端部には、 ホルダ側フック部 3 0 bと軸方向に係合可 能な筒状部材側フック部 2 9 bが外側に突出して形成されている。 また、 真空弁 座部材 2 7のフランジ 2 7 aと筒状部材 2 9のフランジ 2 9 aとの間には、 ばね 定数 Kのスプリング 3 1が縮設されており、 このスプリング 3 1のばね荷重で筒 状部材 2 9は常時後方に付勢されている。
そして、 通常時は図 2に示すように、 筒状部材 2 9は、 筒状部材側フック部 2 9 bがホルダ側フック部 3 O bと軸方向に係合することにより、 それ以上の後方 への移動が阻止されている。 したがって、 ホルダ 3 0と筒状部材 2 9とがバルブ ボディ 4に対して一体的に軸方向に移動不能にされている。
一方、 スプリング 3 1のばね荷重で、 真空弁座部材 2 7は常時前方に付勢され ていて、 図 2に示すように通常時はその前端の一部がバルブボディ 4の内孔 4 b の底部 4 b iに当接した第 1位置に設定されている。 したがって、 真空弁座部材 2 7の後端部の真空弁座 1 3は通常時はバルブボディ 4に対して図 2に示す第 1位 置に位置決めされている。 このように位置決めされた状態の真空弁座 1 3は、 従 来の一般的な負圧倍力装置のバルブボディ 4に形成された真空弁座と同じ状態に なるように設定されている。
そして、 筒状部材側フック部 2 9 bがホルダ側フック部 3 O bと軸方向に係合 するとともに真空弁座部材 2 7の前端がバルブボディ 4に当接し、 更に真空弁座 部材 2 7に圧力差による力が加えられていない、 図 1、 図 2およぴ図 4 ( a ) に 示す状態では、 スプリング 3 1のばね荷重 F sは予め設定されたセットばね荷重 F
S O
Figure imgf000010_0001
、 o
また、 ブレーキペダルの踏込みにより入力軸 1 1に入力が加えられて負圧倍力 装置 1が作動すると、 従来の一般的な負圧倍力装置と同様に変圧室 9に大気が導 入されて、 変圧室 9と定圧室 8との間に圧力差が生じる。 このため、 真空弁座部 材 2 7にこの圧力差による力が後方に向けて加えられるようになる。 この力は、 変圧室 9と定圧室 8との間の圧力差、 つまり入力軸 1 1に加えられる入力の大き さに応じた大きさになっている。
そして、 この圧力差による力が前述のセヅトばね荷重 F s。とこのときの弁体 1 2の弁ばね 1 8のばね荷重 f sとの和以下で、 入力軸 1 1に加えられる入力が予め 設定された設定入力 F。以下であると、 真空弁座部材 2 7はバルブボディ 4に対し て移動しなく、 図 2、 図 3および図 4 ( b ) に示す第 1位置を保持するようにな る。 また、 圧力差による力がセットばね荷重 F s oとばね荷重: f sとの和より大きく、 入力軸 1 1に加えられる入力が設定入力 F。より大きくなると、 真空弁座部材 2 7 が弁体 1 2の真空弁部 1 2 bを押しながらバルブボディ 4および筒状部材 2 9に 対して相対的に後方に移動するようになっている。 したがって、 この真空弁座部 材 2 7の後方移動により、 真空弁座 1 3が通常時の位置より後方に突出する。
その場合、 図 4 ( c ) および図 5 ( a) に示すように真空弁座部材 2 7は、 こ の真空弁座部材 2 7のフランジ 2 7 aの後面が筒状部材 2 9の筒状部分の前端 2 9 cに当接すると、 それ以上後方には移動しなく、 第 2位置に設定される。 した がって、 真空弁座部材 2 7の後端部の真空弁座 1 3は、 入力が設定入力 F。より大 きいときはバルブボディ 4に対して図 4 ( c ) および図 5 ( a) に示す第 2位置 に位置決めされる。 この移動時の真空弁座部材 2 7のストローク量は、 図 1 , 図 2および図 4 ( a ) に示す負圧倍力装置 1の非作動時におけるフランジ 2 7 aの 後面と筒状部材 2 9の筒状部分の前端 2 9 cとの間の間隙 L ( Lは図 2に図示) の範囲内となる。
ところで、 真空弁座部材 2 7がバルブボディ 4に対して後方へ相対的にストロ —クすると、 大気弁 1 6の大気弁部 1 2 aもバルブボディ 4に対して真空弁座部 材 2 7の相対ストローク量 L〃 と同じだけ後方へ相対ストロークする。 このため、 大気弁部 1 2 aと大気弁座 1 4との間の開弁量が真空弁座部材 2 7の相対スト口 ークしないと仮定した場合に比べて、 入力軸 1 1の入力ストローク量が同じであ るとすると、 真空弁座部材 2 7の相対ストローク量 L〃だけ大きくなる。 すなわ ち、 真空弁 1 5と大気弁 1 6とがともに閉じてバランスした中間負荷状態では、 入力軸 1 1の入力ストローク量が同じである場合、 バルブボディ 4およびパワー ビストン 5のビストン部材 6の各ストロークは、 真空弁座部材 2 7の相対移動し ないと仮定した場合に比べて、 真空弁座部材 2 7の相対ストローク量 L〃だけ大 きくなる。 換言すると、 真空弁座部材 2 7の相対ストロークした場合と相対スト ロークしないと仮定した場合とで、 バルブボディ 4およびパヮ一ビストン 5のピ ストン部材 6の各スト口一ク量が同じであるとすると、 真空弁座部材 2 7の相対 ストロークした場合の方が、 入力軸 1 1のスト口一クは真空弁座部材 2 7の相対 ストローク量 L〃だけ短縮される。
一方、 前述の真空弁座部材 2 7の相対ストロ一ク時における出力軸 2 4の出力 ストロークも、 前述のように入力軸 1 1の入カストロ一ク量が同じであるとした ときに、 バルブボディ 4およびパワービストン 5のビストン部材 6の各ストロー クが増大することで増大する。 しかし、 中間負荷状態では図 4 ( c ) に示すよう にリアクションデイス.ク 2 3が間隔部材 2 2の方へ膨出してこのリアクションデ イスク 2 3の軸方向の厚みが薄くなるため、 前述のバルブボディ 4およびパワー ピストン 5のビストン部材 6の各ストロークの増大した相対ストローク量 L〃 よ り小さくなる。 したがって、 図 6に示すように出力軸 2 4の出力ストロークの増 大量 L ' は、 L' = Lr/ x {1- (1/SR 1) } (1) で与えられる。 ここで、 SRIは、 低減速度 (低 G)領域のサーボ比 SR1であ この式 (1) が得られる過程を説明すると、 中高減速度 (中高 G)領域でブレ ーキ操作が行われると、 前述のようにリアクションディスク 23が間隔部材 22 の方へ膨出して軸方向に薄くなるが、 その軸方向に薄くなつた量を L 1とする。 そして、 間隔部材 22の断面積を A 1、 リアクションディスク 23の断面積を A 2とすると、 前述のようにバルブボディ 4およぴパヮ一ビストン 5のビストン部 材 6の各ストロークがストローク量 L〃だけ増大するから、
XA1=L 1 XA2 (2) という関係が成立する。 いま、 サ一ボ比 SR1が (A2ZA1) であるから、 こ の式 (2) を L 1について変形すると、
L 1 =L" X ( 1/S 1) (3) となる。 すなわち、 リアクションディスク 23の膨出により、 リアクションディ スク 23の軸方向厚みは、 L" ZSR 1だけ少なくなる。 したがって、 出力軸 2 4の出力ストロークの増大したストローク量 L' は、
L' = — (I 'ZSR 1) 二 X {1 - ( 1/SR 1) } (4) で表される。
そして、 図 6に示すように中間負荷状態の中高減速度 (中高 G)領域では、 真 空弁座部材 27の相対ストロークした場合 (図 6に実線で示す) と相対ストロー クしないと仮定した場合 (図 6に点線で示す) とで、 出力軸 24のストロークが 同じストロ一ク量ひであるとすると、 真空弁座部材 27の相対ストロークした場 合の方が、 入力軸 11のストロークはストローク量 ?だけ短縮される。
ところで、 この例の負圧倍力装置 1では、 真空弁座部材 27のフランジ 27 a の後面が筒状部材 29の筒状部分の前端 29 cに当接する直前に、 負圧倍力装置 1が全負荷状態になる、 つまり真空弁座部材 27に作用する変圧室 9の圧力が大 気圧となるように設定されている。 したがって、 前述の真空弁座部材 27の相対 移動時でのバルブボディ 4に対する真空弁座部材 27の相対ストローク量1^の 最大ストローク量 maxは間隙 Lより若干小さくなる (L" max<L) 。 すなわ ち、 入力軸 1 1の最大短縮ストローク量は maxで与えられる。
また、 図 6に示すようにこのときの出力軸 24の出カストロークの増大する最 大ストローク量 L' maxは 1
max = max X {1~ (1/SR l) } (5) で与えられる。
そして、 真空弁座部材 27が弁体 12の真空弁部 12 bを押しながら後方に突 出することから、 弁体 12が後方に移動し、 かつ弁体 12の大気弁部 12 aも後 方に移動するようになっている。 このため、 図 3および図 4 (b) に示す通常ブ レーキ作動時の大気弁 16が閉じている状態より、 大気弁部 12 aが大気弁座 1 4から更に大きく離座する。 つまり、 大気弁 16の開弁量が大きくなるようにさ れている。 このようにして、 真空弁座部材 27とスプリング 31とにより、 本発 明のストローク短縮機構、 つまり大気弁閧弁量増大手段が構成されており、 この 大気弁開弁量増大手段の作動は変圧室 9の圧力と定圧室 8の圧力との圧力差によ り制御される。
この真空弁座部材 27の移動について具体的に説明する。 図 5 ( a) に示すよ うに真空弁座部材 27が移動しかつ真空弁 15および大気弁 16がともに閉じて 制御弁 17がバランス状態にある中間負荷状態で、 真空弁座部材 27に加えられ る圧力差による力を考える。 ここで、 図 5 (a) に示す制御弁 17のバランス状 態は、 真空弁座部材 27と弁体 12とが互いに当接して一体となるため、 図 5 (b) に示すように互いに一体になつた真空弁座部材 27および弁体 12に加え られる力の等価状態としてみなすことができる。
いま、 図 5 (b) において、 真空弁座部材 27および弁体 12に加えられる圧 力差による力を FP、 定圧室 8の圧力を Ρνα、 変圧室 9の圧力を Ρν、 大気圧を Ρ a、 真空弁座部材 27の環状の前端面 27 cの、 変圧室圧力 Pvを受ける有効受圧 面積を AL、 真空弁部の真空弁座部材 27への着座時における真空弁座部材 27の 着座点より内側の環状の後端面 27 eおよびフランジ 27 aの後面 27 の、 変 圧室圧力 Pvを受ける有効受圧面積を Av、 弁体 12の大気圧 Paを受ける有効受 圧面積を APとし、 更に AP Avに設定されているとともに、 大気弁部 12 aの大 気弁座 14への着座位置の径が弁体 12の有効受圧面積を APの有効径とほぼ一致 するように設定されているとすると、 真空弁座部材 27および弁体 12に加えら れる圧力差による力 FPは、
FP = (Pv-Pvo) · (AL-AV) (6) で与えられ、 この力 FPが真空弁座部材 27および弁体 12を後方に向けて押圧す るよつになる。
—方、 スプリング 31のばね荷重 Fsおよび弁ばね 18のばね荷重 fsが前方に 向けて押圧している。 したがって、 前述の力 FPがこれらのばね荷重の和 (Fs + fs) より大きくなると、 真空弁座部材 27が後方に移動するようになる。 ここで、 弁ばね 18のばね荷重 fsはその絶対値が小さくしかもスプリング 31のばね荷重 Fsに比べてきわめて小さく (: Fs》f s) 設定されることで、 実質的に力 FPがば ね荷重 Fsより大きいとき (FP >FS) に、 真空弁座部材 27が後方に移動し、 力 FPがばね荷重 Fs以下であるとき (FP ≤FS) に、 真空弁座部材 27は後方に 移動しない。
そして、 変圧室 9の圧力が上昇して、 力 FPがセットばね荷重 Fsoより大きくな ると、 真空弁座部材 27が後方に移動開始するようになる。 この真空弁座部材 2 7が移動する時の変圧室 9の圧力 Pvは、
Pv > {Fs/ (AL-AV) } +Pvo (7) で与えられる。 なお、 その場合真空弁座部材 27が移動するためには、 AL>Av および AL>APに設定しなければならないことは言うまでもない。
式 (7) を満足しない変圧室 9の圧力 Pvの領域は、 負圧倍力装置 1の出力が図 7に示す入出力特性において所定出力 F i以下の出力領域であり、 この領域では、 入力が比較的小さく、 ブレーキによる減速度が従来の比較的低重量 (積載荷重を 含む) の車輛における通常ブレーキ作動時と同じで、 比較的高重量 (積載荷重を 含む) の車輛に対して低減速度 (低 G)領域として設定されている。 この低減速 度 (低 G)領域は通常ブレーキ作動領域であり、 この低 G領域では、 サ一ボ比が 従来の通常ブレーキ作動時とほぼ同じ比較的小さいサ一ボ比 SR 1となる。
また、 式 (7) を満足する変圧室 9の圧力 Pvの領域は、 負圧倍力装置 1の出力 が所定出力 Ftより大きい出力領域であり、 この領域では、 入力が比較的大きく、 ブレーキによる減速度が比較的高重量 (積載荷重を含む) の車輛に対して中高減 速度 (中高 G ) 領域として設定されている。 この中高減速度 (中高 G ) 領域では、 真空弁座部材 2 7が後方に突出して弁体 1 2を後方に押動し、 その結果、 大気弁 1 6の開弁量が同じ入力で通常ブレーキ作動時より大きくなることから、 サ一ボ 比が低減速度 (低 G ) 領域で設定されている従来の通常ブレーキ作動時のサーボ 比 1より大きいサーボ比 S R 2 ( S R 2 > S R 1 ) となる。
このサーボ比 S R 2について詳述する。 この例の負圧倍力装置 1では、 次のよ うにしてサ一ボ比 S R 2を得ている。 すなわち、 前述のように大気弁 1 6の開弁 量を若干大きくし変圧室 9の圧力を上昇させて出力を若干ジャンプアップさせる。 そして、 サ一ボ比 S R 1の状態でこの出力のジャンプァヅプを繰り返してミクロ 的に見て出力を小さなステップ量の階段状に上昇させることで、 マクロ的には見 かけ上、 サーボ比 S R 1より大きなサ一ボ比 S R 2が得られるようになる。
ところで、 この例の負圧倍力装置 1では、 真空弁座部材 2 7を付勢するスプリ ング 3 1のばね定数 Kおよびセットばね荷重 F s Qは、 ともに任意に設定可能であ る。 そして、 この例の負圧倍力装置 1の図 7に示す入出力特性において、 小さな サーボ比 S R 1から大きなサーボ比 S R,2に変わる変化点 (レシオ点) ァの入力 である設定入力 F。は、 スプリング 3 1のセットばね荷重 F S。を変えることで上下 させることができる。 また、 サーボ比 S Rは、 スプリング 3 1のばね定数 Kを変 えることによって大小変化させることが可能となる。 また、 前述の間隙 Lも任意 に設定可能である。
したがって、 この例の負圧倍力装置 1は、 スプリング 3 1のばね定数 Kおよび セットばね荷重 F S Qと真空弁座部材 2 7のストローク量 Lとを搭載される車両に 応じて設定することで、 1つの形式で種々の車種のブレ一キ倍カ装置にその車種 に応じて容易にかつより的確に適用可能となる。
次に、 この例の負圧倍力装置 1の作動について説明する。
(負圧倍力装置の非作動時) .
負圧倍力装置 1の定圧室 8には負圧導入通路 2 6を通して常時負圧が導入され ている。 また、 図 1および図 2に示す負圧倍力装置 1の非作動状態では、 キー部 材 2 1がリヤシエル 3に当接して後退限となっている。 したがって、 このキー部 材 2 1によってバルブボディ 4および弁プランジャ 6が後退限にされ、 更にパヮ 一ピストン 5、 入力軸 1 1および出力軸 2 4も後退限となっている。 この非作動 状態では、 弁体 1 2の大気弁部 1 2 aが大気弁座 1 4に着座して大気弁 1 6が閉 じ、 かつ弁体 1 2の真空弁部 1 2 bが第 1真空弁座 1 3および第 2真空弁座 2 7 gから離座して真空弁 1 5が開いている。 したがって、 変圧室 9は大気から遮断 されかつ定圧室 8に連通して変圧室 9に負圧が導入されており、 変圧室 9と定圧 室 8との間に実質的に差圧が生じていない。
このため、 真空弁座部材 2 7には圧力差による力が後方に向けて加えられてお らず、 真空弁座部材 2 7はスプリング 3 1のばね力で、 その前端面 2 7 cの一部 がノ υレブボディ 4の内孔 4 bの底部 4 b に当接した図 2に示す位置に位置決めさ れている。
(負圧倍力装置の低減速度領域での通常ブレーキ作動時)
通常ブレーキを行うためにブレーキペダルが通常ブレーキ作動時での踏込速度 で踏み込まれると、 入力軸 1 1が前進して弁プランジャ 1 0が前進する。 弁ブラ ンジャ 1 0の前進により、 弁体 1 2の真空弁部 1 2 bが真空弁座 1 3に着座して 真空弁 1 5が閉じるとともに大気弁座 1 4が弁体 1 2の大気弁部 1 2 aから離れ て、 大気弁 1 6が開く。 すなわち、 変圧室 9が定圧室 8から遮断されるとともに 大気に連通される。 したがって、 大気が大気導入通路 1 9および開いている大気 弁 1 6を通って変圧室 9に導入される。 その結果、 変圧室 9と定圧室 8との間に 差圧が生じてパワービストン 5が前進し、 更にバルブボディ 4を介して出力軸 2 4が前進して図示しないマス夕シリンダのビストンが前進する。
また、 弁プランジャ 1 0の前進で間隔部材 2 2も前進するが、 まだ間隔部材 2 2は間隙 Cによりリアクションディスク 2 3に当接するまでには至らない。 した がって、 出力軸 2 4から反力がリアクションディスク 2 3から間隔部材 2 2に伝 達されないので、 この反力は弁プランジャ 1 0および入力軸 1 1を介してブレー キペダルにも伝達されない。 入力軸 1 1が更に前進すると、 パワーピストン 5も 更に前進し、 バルブボディ 4および出力軸 2 4を介してマス夕シリンダのビスト ンが更に前進する。 .
マス夕シリンダ以降のブレーキ系のロスストロークが消滅すると、 負圧倍力装 置 1は実質的に出力を発生し、 この出力でマス夕シリンダがマス夕シリンダ圧 (液圧) を発生し、 このマスタシリンダ圧でホイールシリンダが作動してプレー キカを発生する。
このとき、 マス夕シリンダから出力軸 2 4に加えられる反力によって、 図 3お よび図 4 ( b ) に示すようにリアクションディスク 2 3が後方に膨出し、 間隙 C が消滅してリアクションディスク 2 3が間隔部材 2 2に当接する。 これにより、 出力軸 2 4からの反力はリアクションディスク 2 3から間隔部材 2 2に伝達され、 更に弁プランジャ 1 0および入力軸 1 1を介してブレーキペダルに伝達されて運 転者に感知されるようになる。 すなわち、 図 7に示すように負圧倍力装置 1は通 常ブレーキ作動時のジヤンビング特性を発揮する。 このジヤンビング特性は、 従 来の一般的な負圧倍力装置のジヤンピング特性とほぼ同じである。
低減速度 (低 G ) 領域内で通常ブレーキが作動される場合には、 ペダル踏力に よる負圧倍力装置 1の入力が比較的小さい。 この低減速度 (低 G) 領域では、 出 力が所定出力以下の出力領域であり、 前述のように変圧室 9の圧力 P vが式 (7 ) を満たさない。 このため、 真空弁座部材 2 7は移動しなく、 サ一ボ比は従来の通 常ブレーキ作動時とほぼ同じ比較的小さなサーボ比 S R 1となる。 したがって、 負圧倍力装置 1の出力がペダル踏力による入力軸 1 1の入力をこのサーボ比 S R 1で倍力した大きさになると、 大気弁部 1 2 aが大気弁座 1 4に着座して大気弁 1 6も閉じて中間負荷のバランス状態となる (真空弁 1 5は、 真空弁部 1 2 bが 真空弁座 1 3に着座して既に閉じている) 。 こうして、 図 7に示すように低減速 度 (低 G) 領域においては、 通常ブレーキ作動時のペダル踏力をサーボ比 S R 1 で倍力したブレーキ力で通常ブレ一キが作動する。
図 3および図 4 ( b ) に示す通常ブレーキ作動時での負圧倍力装置 1の大気弁 1 6および真空弁 1 5がともに閉じている状態から、 通常ブレーキを解除するた めに、 ブレーキペダルを解放すると、 入力軸 1 1および弁プランジャ 1 0がとも に後退するが、 バルブボディ 4および真空弁座部材 2 7は変圧室 9に空気 (大 気) が導入されているので、 直ぐには後退しない。 これにより、 弁プランジャ 1 0の大気弁座 1 4が弁体 1 2の大気弁部 1 2 aを後方に押圧するので、 真空弁部 1 2 bが真空弁座 1 3 gから離座し、 真空弁 1 5が開く。 すると、 変圧室 9が開 いた真空弁 1 5および真空通路 2 0を介して定圧室 8に連通するので、 変圧室 9 に導入された空気は、 開いた真空弁 1 5、 真空通路 2 0、 定圧室 8および負圧導 入通路 2 6を介して真空源に排出される。
これにより、 変圧室 9の圧力が低くなつて変圧室 9と定圧室 8との差圧が小さ くなるので、 リターンスプリング 2 5のばね力により、 パワーピストン 5、 ノ レ ブボディ 4および出力軸 2 4が後退する。 バルブボディ 4の後退に伴い、 マス夕 シリンダのピストンのリターンスプリングのばね力によってマス夕シリンダのピ ストンおよび出力軸 2 4も後退し、 通常ブレーキが解除開始される。
キー部材 2 1が図 1に示すようにリャシェル 3に当接すると、 キ一部材 2 1は 停止してそれ以上後退しなくなる。 しかし、 バルブボディ 4、 真空弁座部材 2 7、 弁プランジャ 1 0および入力軸 1 1が更に後退する。 そして、 弁プランジャ 1 0 が図 2に示すようにキー部材 2 1に当接してそれ以上後退しなくなり、 更に、 ルブボディ 4のキ一溝 4 aの前端 4 a iが図 2に示すようにキ一部材 2 1に当接し て、 バルブボディ 4がそれ以上後退しなくなる。 こうして、 負圧倍力装置 1は図 1、 図 2及び図 4 ( a ) に示す初期の非作動状態になる。 したがって、 マス夕シ リンダが非作動状態になってマス夕シリンダ圧が消滅するとともに、 ホイールシ リンダも非作動状態になってブレーキ力が消滅して、 通常ブレーキが解除される。 (負圧倍力装置の中高減速度領域での通常ブレーキ作動時)
通常ブレーキ作動時において低減速度 (低 G) より大きな減速度の中高減速度 領域で通常ブレーキ作動を行う場合には、 ペダル踏力による負圧倍力装置 1の入 力が低減速度 (低 G) 領域での通常ブレーキ作動時より大きく設定される。 入力 が大きくなると変圧室 9の圧力 P vも大きくなるが、 図 7に示すように入力が、 変 圧室 9の圧力 P vが式 (7 ) を満たすような設定入力 F。以上になると、 負圧倍力 装置 1の入出力特性は中高減速度 (中高 G) 領域となり、 出力が所定出力より大 きい出力領域となる。
この中高減速度'(中高 G) 領域では変圧室 9の圧力 P vが式 (7 ) を満たすこと から、 真空弁座部材 2 7は弁体 1 2を押しながら後方に移動する。 このため、 大 気弁部 1 2 aが大気弁座 1 4から通常時より大きく離間し、 大気弁 1 6が大きく 開く。 したがって、 図 7に示すように中高 G領域においては、 前述のようにサー ボ比は従来の通常ブレーキ作動時より大きなサ一ボ比 S R 2となる。 すなわち、 負圧倍力装置 1の出力が入力軸 1 1の入力をこのサーボ比 S R 2で倍力した大き さになると、 前述と同様に大気弁部 1 2 aが大気弁座 1 4に着座して大気弁 1 6 も閉じて中間負荷のバランス状態となる (真空弁 1 5は、 真空弁部 1 2 bが真空 弁座 1 3に着座して既に閉じている) 。 こうして、 中高減速度 (中高 G) 領域に おいて、 ペダル踏力をサーボ比 S R 2で倍力した低減速度 (低 G) 領域での通常 ブレーキ作動時より大きなブレーキ力でブレーキが作動する。 その場合、 負圧倍 力装置 1は、 この中高減速度 (中高 G) 領域においては、 ペダル踏力つまり負圧 倍力装置 1の入力が大きいが、 サ一ボ比 S R 1の通常ブレーキ作動時での入力と 同じ入力で、 通常ブレーキ作動時より大きな出力が得られるようになる。
また、 中高減速度 (中高 G) 領域の作動時では、 真空弁座部材 2 7が低減速度
(低 G) 領域での作動時より後方にスト口一ク量 L〃だけ移動することから、 出 カストロ一クがこのストロ一ク量 Lに応じて大きくなる。 換言すると、 図 6に示 すように同じ出力ストロークひを得る場合、 図 7に実線で示す中高減速度 (中高 G) 領域での入力ストローク量は、 図 7に点線で示す低減速度 (低 G) 領域での サーボ比 S R 1の通常作動時の出カストロークに対する入力ストロークの変化率
(傾き) で変化した場合における入力ストローク量よりもストローク量/?だけ小 さくなり、 入力軸 1 1のストロ一クつまりブレーキペダルのストロ一クが短縮さ れる o
図 4 ( c ) および図 5 ( a ) に示す真空弁座部材 2 7の作動時での負圧倍力装 置 1の大気弁 1 6および真空弁 1 5がともに閉じている状態から、 通常ブレーキ を.解除するために、 ブレーキペダルを解放すると、 前述と同様にして真空弁 1 5 が開き、 変圧室 9に導入された空気が、 開いた真空弁 1 5、 真空通路 2 0、 定圧 室 8および負圧導入通路 2 6を介して真空源に排出される。
これにより、 前述と同様に変圧室 9の圧力が低下し、 リターンスプリング 2 5 のばね力により、 パワーピストン 5、 バルブボディ 4および出力軸 2 4が後退す る。 バルブボディ 4の後退に伴い、 マス夕シリンダのビストンのリタ一ンスプリ ングのばね力によってマス夕シリンダのビストンおよび出力軸 2 4も後退し、 ブ レーキが解除開始される。
変圧室 9の圧力 Pvが式 (7 ) を満たさなくなると、 スプリング 3 1のばね荷重 F sにより、 真空弁座部材 2 7がバルブボディ 4に対して前方に相対的に移動して、 真空弁座部材 2 7は図 2に示す非作動位置になる。 これにより、 真空弁部 1 2 b が真空弁座 1 3 gから大きく離座して真空弁 1 5が大きく開くので、 変圧室 9内 の空気は多く排出されて、 低減速度 (低 G) 領域での通常ブレーキ作動状態にな る。 これ以後、 前述の低減速度 (低 G) 領域での通常ブレーキ作動の場合と同様 であり、 最終的に負圧倍力装置 1の移動した部材はすべて図 2に示す非作動位置 になり、 低減速度 (低 G) 領域での通常ブレーキ作動時より大きな入力によるブ レーキが解除される。
このようにブレーキシステムに適用したこの例の負圧倍力装置 1によれば、 中 高減速度 (中高 G) 領域で出力軸 2 4の大きなストロークを得る場合、 入力軸 1 1のストローク量を、 低減速度 (低 G) 領域での出力に対する前記入力軸の操作 ストローク量の変化率で変化した場合においてこの大きなストロ一クを得るため に必要なストローク量より短縮させることができる。 これにより、 低減速度 (低 G) 領域での通常ブレーキ作動時の減速度よりも大きな減速度を得る場合に、 低 減速度 (低 G) 領域での通常ブレーキ作動時のサ一ボ比 S R 1でこの大きな減速 度を得るために必要なブレ一キぺダルの踏込み量より小さなぺダル踏込み量で、 所望の大きな減速度を得ることができる。 したがって、 車両重量が大きい車輛等 の中高減速度 (中高 G) 領域での通常ブレーキ作動時に低減速度 (低 G) 領域で の通常ブレーキ作動時より大きなブレーキ力を必要とする車輛に対して、 ブレー キフィ一リングをより効果的に良好にできる。
なお、 前述の例では、 真空弁座部材 2 7のフランジ 2 7 aの後面が筒状部材 2 9の筒状部分の前端 2 9 cに当接する直前に、 負圧倍力装置 1が全負荷状態にな るとしているが、 真空弁座部材 2 7のフランジ 2 7 aの後面が筒状部材 2 9の筒 状部分の前端 2 9 cに当接した時点で負圧倍力装置 1が全負荷状態になるように することもできるし、 真空弁座部材 2 7のフランジ 2 7 aの後面が筒状部材 2 9 の筒状部分の前端 2 9 cに当接した後に負圧倍力装置 1が全負荷状態になるよう にすることもできる。 これらの場合には、 入力軸 1 1の最大短縮ストローク量は Lとなる。
また、 前述の例では、 変圧室 9の圧力と定圧室の圧力との圧力差により真空弁 座部材 2 7の作動制御しているが、 本発明はこれに限定されるものではなく、 変 圧室 9の圧力のみあるいは変圧室 9の圧力と他の一定圧力との圧力差により、 真 空弁座部材 2 7の作動を制御することもできる。 更に、 変圧室 9の圧力に代えて、 入力軸 1 1に加えられる入力に応じた圧力により、 真空弁座部材 2 7の作動を制 御することもできる。
更に、 前述の例では、 本発明を 1つのパワーピストン 5を有するシングル型の 負圧倍力装置に適用しているが、 本発明は複数のパワービストン 5を有するタン デム型の負圧倍力装置に適用することもできる。
更に、 前述の例では、 本発明の負圧倍力装置をブレーキシステムに適用してい るが、 負圧倍力装置を用いる他のシステムや装置に適用することができる。 産業上の利用可能性
本発明の負圧倍力装置は、 自動車のブレーキ倍カシステムにおけるブレーキ倍 力装置等の倍カシステムにおける倍力装置に好適に用いることができる。

Claims

請求の範囲
1 . シェル内に対して進退自在に配設されたバルブボディと、 このバルブボディ に設けられて、 前記シェル内を負圧が導入される定圧室と作動時に大気が導入さ れる変圧室とに区画するパワーピストンと、 入力軸に連結されかつ前記バルブボ ディ内に摺動自在に配設された弁プランジャと、 この弁ブランジャの作動により 前記定圧室と前記変圧室との間の連通または遮断を制御する真空弁および前記変 圧室と少なくとも大気との間を遮断または連通を制御する大気弁とを少なくとも 備えている負圧倍力装置において、
所定出力より大きい出力領域での前記入力軸の操作ストローク量を、 前記所定 出力以下の出力領域での出力に対する前記入力軸の操作ストローク量の変化率で 変化した場合における、 前記所定出力より大きい出力領域での前記入力軸の操作 ストローク量より短縮させるストローク短縮機構を備えていることを特徴とする 負圧倍力装置。
2 . 前記ストローク短縮機構は、 前記所定出力より大きい出力領域で作動して、 前記大気弁の開弁量を通常作動時の開弁量より大きくする大気弁閧弁量増大手段 であり、 この大気弁開弁量増大手段の作動は前記入力に応じた圧力により制御さ れることを特徴とする請求項 1記載の負圧倍力装置。
3 . 前記大気弁閧弁量増大手段の作動を制御する圧力は、 前記変圧室の圧力であ ることを特徴とする請求項 2記載の負圧倍力装置。
4 . 前記真空弁は弁体とこの弁体が着離座可能な真空弁座とを有するとともに、 前記大気弁は前記弁体とこの弁体が着離座可能な大気弁座とを有し、 更に、 前記 大気弁閧弁量増大手段は、 一端側に前記真空弁座が設けられた弁座部材を有して おり、
前記弁座部材は前記バルブボディに、 前記所定出力以下の出力領域で位置する 第 1位置と前記所定出力より大きい出力領域で位置する第 2位置との間で移動可 能に設けられており、 この弁座部材の移動は前記変圧室の圧力により制御される ことを特徴とする請求項 3記載の負圧倍力装置。
5 . 前記弁座部材の移動は前記変圧室の圧力と前記定圧室の圧力との圧力差によ り制御されることを特徴とする請求項 4記載の負圧倍力装置。
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