JPH023744B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、車両後輪ブレーキ液圧を減圧制御す
るロードセンシング型液圧制御装置に関するもの
である。

一般に、車両の前後輪ブレーキ力は、前輪側に
比べて後輪側を低減させることが、車輪ロツク防
止の上で望ましいとされ、このために車両の後輪
ブレーキ液圧系についてプロポーシヨニングバル
ブ、リミツターバルブとして知られる減圧制御バ
ルブを介設することが多い。

しかしこのような減圧制御バルブの介設は、車
輪ロツク防止の上では望ましいのであるが、ブレ
ーキ効率（入力に対する出力割合）が悪いという
ブレーキ力損を招くという問題がある。

そしてこの問題は、前後輪ブレーキ力の理想配
分比が車両の荷重積載状態に応じて変化する度合
の大きい場合に特に顕著となるため、近時は車両
の荷重積載状態に応答して減圧制御特性を可変で
きるようにした所謂ロードセンシング型の液圧制
御装置が多く提案されている。

例えば後輪ブレーキ液圧の上昇を折点減圧制御
するプロポーシヨニングバルブでは、減圧制御の
開始点である折点値を定める制御ピストンへの作
用バネ力を、ロードセンシング機構を用いて増大
させる形式としたものである。

しかしこのような形式のものでも、車輪ロツク
は確実に防止する上から初期設定のバネ力（すな
わち積載荷重が略零ないし若干量のときのバネ
力：以下軽積時のバネ力とする）はあまり大きく
設定できないこと、荷重（ロード）の増大に相関
する折点値の増大割合は、軽積時よりも限界荷重
積載時（以下定積時とする）に近づくに従つて大
きくしなければならないこと、などの点を考慮す
ると、折点減圧制御前段階の実ブレーキ力配分線
を若干前輪側によせる（前輪側の割合を大とす
る）ことが望ましいことになり、結局ブレーキ力
損は改善は未だ充分とは言えない。

以上のことを第１図および第２図を用いて模式
図的に説明すると次のようになる。

第１図において、ａ線はある荷重状態にある車
両の前後輪理想ブレーキ力配分曲線（以下理想曲
線とする）、ｂ線はマスタシリンダに発生する液
圧を前後輪ブレーキ装置に直接（減圧制御なし
に）伝達したときの実ブレーキ力線で、その
BR／BF値は前・後輪ブレーキ装置の型式、ブレ
ーキ効率等から所定の一定値に定まる。ｃ線は固
定折点値ｔ点を基準として後輪ブレーキ液圧を減
圧制御したときの実ブレーキ力線を示している。

同図から明らかであるように、ｂ線で示される
実ブレーキ力線によつた制動力制御では、理想曲
線との近似的な制動状態を割保することが難かし
いし、ｃ線で示される固定折点値（ｔ点）を基準
として制動力制御を行なう場合には、理想曲線が
第１図ａ線の状態のときに近似したものとなる
が、この理想曲線が車両の荷重状態の変化に伴な
つて変わるとａ線とｃ線の差が大きくなることは
避けられない。

そこで第２図のように、折点値を可変させるロ
ードセンシング型とするものが考えられている。
これは、例えば図示a₁線を車両の荷重零（空車時
と称する）ないし若干積載時の理想曲線とし、a₂
線を最大荷重積載時（定積時と称する）の理想曲
線とすると、これに合わせてロードセンシング機
構により折点値をt₁→t₂と可変させ、実ブレーキ
力線c₁，c₂をそれぞれ対応する理想曲線a₁，a₂に
近似させるようにしているのである。

このようにすれば、仮りに実ブレーキ力線c₁を
固定的と考えたときには理想曲線がa₁→a₂に変化
すると図の斜線〓〓部分のブレーキ力損が生ずる
のに対し、折点値をt₁→t₂に変化させて実ブレー
キ力線をc₂とすれば、そのブレーキ力損は図の斜
線〓〓部分に減少することが理解されよう。

しかし、空車、定積時のいずれの場合にも実ブ
レーキ力線を後輪ロツク先ロツク領域側（図にお
いて実ブレーキ力線を理想曲線の上側）に位置さ
せることは一般に適当でないとされていることを
考えれば、理想曲線の変化度合の大きい車両では
空車時にもこの条件を満足させる必要からBR／
BFの傾きをかなり小さめに設定しなければなら
ず、この結果定積時のブレーキ力損はかなり大き
なものとなつてしまうし、本来ブレーキ入力（す
なわちブレーキ液圧力）に対するブレーキ出力
（すなわち発生ブレーキ力）の効率をよくするに
は、第２図の斜線〓〓部分の面積はできるだけ小
さい方が有利であるのは言うまでもない。

以上のことを表現をかえて言うならば、実ブレ
ーキ力線は理想曲線に対して出来るだけ近似して
得られるようにすることがよいということに相当
する。

本発明は以上述べたことを前提としてなされた
ものであり、後輪ブレーキ液圧の伝達系に介設す
る液圧制御装置を改良することにより、マスタシ
リンダの液圧（前輪ブレーキ液圧に相当）を直接
後輪ブレーキ液圧として伝える第１段階と、第１
折点値を経て後輪ブレーキ液圧を第１の減圧制御
状態に移行させた第２段階と、更に第２の折点値
を経て一層減圧度合の大なる第２の減圧制御状態
に移行させた第３段階とをとり得るようにし、前
記第１折点値、第２折点値の発生をいずれも車両
の積載荷重増大に応じて増大変化させることによ
つて、後車時から定積時の間で理想曲線に近似し
た実ブレーキ力線が得られるようにしたものであ
る。

換言すると、前記した液圧制御装置を後輪ブレ
ーキ液圧の伝達系に備えた車両の前後輪ブレーキ
力は、実ブレーキ力線の傾きBR／BF値が前記第
１、第２、第３の段階に応じてtanθ₁＞tanθ₂＞
tanθ₃として得られるようにすると共に、その第
１→第２、第２→第３の移行折点値が車両荷重状
態に相応して生ずることにより各理想曲線に近似
した実ブレーキ力が得られるようにしたものであ
るということができる。

而して本発明の要旨は、入力側第１液室γ₁に対
して出力側第２液室γ₂の液圧を第１折点値を経て
折点減圧制御するプロポーシヨニング型第１制御
バルブと、前記第２液室に通ずる第３液室γ₃に対
して出力側第４液室γ₄の液圧を第２折点値を経て
折点減圧制御するプロポーシヨニング型第２制御
バルブと、前記第１制御バルブの減圧制御開始時
における液圧値をホールドする封止液室と、この
封止液室の液圧値の増大に応じ前記第２制御バル
ブの第２折点値設定用のバネ力を増大させるバネ
力可変機構とを備え、前記第１制御バルブの第１
折点値を設定する付勢力は、車両の積載荷重状態
によつて変化するロードセンシング型機構による
ことを特徴とする車両のロードセンシング型液圧
制御装置にある。

以下本発明を図面に示す実施例に基づいて説明
する。

実施例 １ 第３図において、１はバルブボデイであり、本
例では図の上・下に並列して第１の制御バルブ部
（図の上側）と第２の制御バルブ部（図の下側）
とが設けられている。

そして第１の制御バルブ部は、バルブ室内の第
１制御ピストン２およびバルブシート３によつて
構成される。すなわち、バルブシート３は環状を
なし、ホールドスプリング４によつてバルブ室内
の所定位置に固定されることにより、該バルブ室
内を第１液室γ₁と、第２液室γ₂に区分している。
この第１液室γ₁はマスタシリンダ（図示せず）に
連通されている。

また第１制御ピストン２は、第１液室γ₁側の一
端部２₁がシリンダ５に挿入滑合されると共に、
更にその一端部の先端より細径の軸部２₂がバル
ブボデイ１の外部に突出するように設けられてい
る。また第２液室γ₂側の他端部２₃には、前記バ
ルブシート３に当接することにより液室γ₁，γ₂間
の連通を遮断しうる弁体部２₄が形成され、更に
他端部の先端より細径の軸部２₅がバルブボデイ
１の隔壁１₁を挿通するように設けられ、その軸
部２₅の先端は後記する封止液室γ₅に臨み、かつ
バルブボデイ１の内壁面に当合するように設けら
れている。

なお、６，７は液密封止用のピストンカツプで
ある。

また第１制御ピストン２の軸部内には、第１液
室γ₁と封止液室γ₅を連通する軸流路８が形成され
て、この流路８内に常開型のチエツク弁９が内蔵
されている。このチエツク弁９は、図示する通常
時には、ホールドスプリングに押圧されたボール
１０がバルブボデイ１に固定の係止杆１１によつ
て流路を開き、第１制御ピストン２が図の左方向
（第１液室γ₁方向）に移動したときには流路を閉
じるように機能するものである。

このような第１制御バルブの構成において、第
１制御ピン２の図の左端軸部２₂には、バネ力F_L
が与えられるようになつており、このバネ力F_L
は、図示しないロードセンシング機構によつて車
両の荷重積載量の増大に伴ない空車時の初期設定
バネ力状態から可変増大するように設けられてい
る。なおこのロードセンシング機構は、ロードセ
ンシング機構を用いる形式、慣性弁を用いる形式
等既知の方式のものを使用できる他、車両の荷重
状態を電気的に検出してその時の理想曲線を演算
し、この演算理想曲線に基づいて適正なバネ力値
を算出した後、例えば正逆回転モータ等を用いて
バネ力状態を算出値に一致させる方式のものでも
よい。

以上の構成をなす第１制御バルブにおける第１
液室γ₁と、第２液室γ₂の関係を説明すると、第１
制御ピストン２に作用する軸方向の力を考えるた
めに、図示の如くシリンダ５の断面積をA₀、弁
体部２₄のシール断面積をA₁、軸部２₅の断面積を
A₂とすると、 (i) 図示する初期状態でマスタシリンダから液圧
が伝えられると、第２液室γ₂の液圧Pγ₂は第１
液室γ₁の液圧Pγ₁と同圧（P_M/C）で上昇する。

(ii) 次ぎに、液圧上昇に伴い第１制御ピストン２
の図の左方向への液圧力A₀P_M/Cがバネ力F_Lを
上回ると、該第１制御ピストン２は図の左方に
移動を始め、若干量の移動で内蔵する常開チエ
ツク弁は流路８の連通状態を閉じ、第１液室
γr₁と封止液室γr₅の連通を遮断する。

(iii) この後更に液圧P_M/Cが上昇すると、第１制御
ピストン２の弁体部２₄がバルブシート３に当
接し、以後第２液室Pγ₂は Pγ₂＝A₁−A₀／A₁−A₂Pγ₁−₁ （ただし、C₁は封止液室γ₅からの力A₂Pγ₅とバ
ネ力F_Lで定まる定数） の関係で上昇することになる。

以上のように、第２液室γ₂は液圧は、初期には
第１液室γ₁の液圧Pγ₁（P_M/C）と同圧で上昇し、所
定の折点値Po₁以後はtanα₁＝A₁−A₀／A₁−A₂の
割合で上昇することになるのであり、この折点値
Po₁は実質的にバネ力F_Lで定まる。

次ぎにバルブボデイ１の下側部に収容された第
２制御バルブ部の構成、作動について述べると、
これは第２制御ピストン１２と、バルブシート１
３とによつて構成される。

すなわち、バルブシート１３はバルブ室内を第
３液室γ₃と第４液室γ₄に区分している。この第３
液室γ₃は流路１１を介して第２液室γ₂と連通し、
また第４液室γ₄は図示しない後輪ブレーキ装置に
連通されている。１４はホールドスプリングであ
る。

そして第２制御ピストン１２は第３液室γ₃側の
一端部部１２₁がシリンダ１５に挿入滑合され、
その先端は通常バネ力付勢ピストン１７に係合さ
れている。また第４液室γ₄側の他端部１２₂には
バルブシート１３に当合することによつて第３、
第４液室γ₃，γ₄の連通を遮断する弁体部１２₃が
形成されている。１６はピストンカツプである。

また前記バネ力付勢ピストン１７は、第２制御
ピストン１２と係合する部分で液室γ₆を有してこ
れは封止液室γ₅に連通されており、また反対側の
端部は、バネ座１８を介してセツトバネ１９のバ
ネ力F_Sが与えられるように構成されている。この
セツトバネ１９のバネ力F_Sは第２制御ピストン１
２を第４液室γ₄方向（図の左方向）に押圧するこ
とになる。

このような構成の第２制御バルブの動作による
第３液室γ₃の液圧Pγ₃と、第４液室γ₄の液圧Pγ₄
の関係を考えると、シリンダ１５の断面積をA₄、
第２制御ピストン１２の弁体部１２₃のシール断
面積をA₅として、 (iv) 初期には第３、第４液室γ₃，γ₄が連通してい
るため、両液室は同圧Pγ₃＝Pγ₄で上昇する。

(v) この後液圧Pγ₃が上昇して、第２制御ピスト
ン１２の図の右方向への液圧力A₄Pγ₃がバネ力
F_Sを上回ると、該第２制御ピストン１２は図の
右方向に移動し、弁体部１２₃がバルブシート
１３に当合して第３、第４液室γ₃，γ₄の連通を
遮断する。

以後第４液圧Pγ₄は、 Pγ₄＝A₅−A₄／A₅Pγ₃−C₂ （ただしC₂はバネ力F_Sで定まる定数）の関係
で上昇することになる。

以上のように第４液室γ₄の液圧Pγ₄は、初期に
は第３液室γ₃の液圧Pγ₃（これは液圧Pγ₂と同じ）
と同圧で上昇し、所定の折点値Po₂以後はtanα₂
＝A₅−A₄／A₅の割合で上昇することになるので
あり、この折点値Po₂は実質的にバネ力F_Sで定ま
る。

なお、このバネ力F_Sは、第１制御バルブの制御
動作で決まる封止液室γ₅の液圧値Pγ₅によつて次
のように可変増大される。すなわち、セツトスプ
リング１９は通常バネ力付勢ピストン１７を介し
て第２制御ピストン１２を初期位置に偏倚静止さ
せているが、封止液圧γ₅が増大すると、バネ力付
勢ピストン１７の断面積A₃（本例ではA₃≒A₄）、
セツトスプリング１９のバネ定数k_S、初期バネ力
F_S0から、F_S＝F_S0＋xk_S＝A₃Pγ₅（ただしｘは圧縮
量）なる関係でセツトスプリング１９は圧縮さ
れ、結局第２制御バルブの折点値Po₂は、セツト
スプリング１９の性質と、封止液圧γ₄の値で決ま
ることになると言える。

以上説明した第１制御バルブ、第２制御バルブ
を含めた全体の液圧制御装置によつて得られる車
両の実ブレーキ力状態について、これを空車時、
定積時、その中間状態に分けて説明すると次のよ
うになる。

空車時 ロードセンシング機構を介して第１制御ピスト
ン２２に与えられるバネ力F_Lを、空車時には略
零ないし極く小さな値となるようにしておけば、
第１制御バルブは極めて小さな液圧状態で折点値
Po₁を経てtanα₁の減圧制御状態に移行する。

この場合封止液圧Pγ₅の値も略零であり、した
がつて第２制御バルブの折点値Po₂を決定するバ
ネ力はセツトスプリング１９の初期値F_S0のまま
となり、第２制御バルブの折点値Po₂も小さな値
として得られることになる。

第４図はこの空車時における車両制動力の制御
状態を示し、空車時の理想曲線a₁に対し、実ブレ
ーキ力線d₁は第１制御バルブにおける第２液室γ₂
の液圧Pγ₂の減圧制御状態（tanα₁）で定まる傾
きBR／BF＝tanθ₂の線（図のハの線）から、折
点（図のロの点）を経て第２制御バルブの第４液
室γ₄の液圧Pγ₄の減圧制御状態（tanα₁×tanα₂）
で定まる傾きBR／BF＝tanθ₃の線（図のイの線）
に移行する。

定積時 ロードセンシング機構を介して第１制御ピスト
ン２に与えられるバネ力F_Lが、車両の荷重積載
に応じて増大（定積時においては最大）すると、
第１制御バルブにおいて生ずる第１の折点値Po₁
までは後輪ブレーキ液圧（すなわち液圧Pγ₄）は
マスタシリンダP_M/C（＝液圧Pγ₁）と同圧に上昇
し、この液圧値がPo₁に達した後第１制御バルブ
の減圧制御状態、更にその後第２の折点値Po₂を
経て第２制御バルブの減圧制御状態に移行する。
ただしこのときの第２の折点値Po₂は、第１制御
ピストン２の動きが生ずるまでに封止液室γ₅に導
かれた液圧Pγ₅に相応してセツトスプリング１９
のバネ力F_S＝F_S0＋k_Sｘが増大するため、このと
きの折点値Po₂はその分大きくなつている。

第６図はこの定積時における車両制動力の制御
状態を示し、定積時の理想曲線に対して実ブレー
キ力線d₂は、前後輪ブレーキ装置のブレーキ効率
等で決まる傾きBR／BF＝tanθ₁の線（図のホの
線）から、折点（図のニの点）を経て第１制御バ
ルブの減圧制御状態で定まる傾BR／BF＝tanθ₂
の線（図のハの線）に移行する。この後折点（図
のロを経て傾きBR／BF＝tanθ₃の線（図のイの
線）に移行するのは第４図の空車時の場合と同じ
であり、ただ折点値がセツトスプリング１９の圧
縮分だけ上昇することになるという違いが現われ
るのである。

中間状態 空車時と定積時の中間では、車両の荷重状態に
応じて制御実ブレーキ力線も中間的な状態として
得られることになり、これが空車時から定積時に
向つて漸次変化しながら移行することになるので
あり、第５図はこのような中間状態の理想曲線a₃
と、実ブレーキ力線d₃の関係を示している。

以上の各荷重状態における理想曲線と実ブレー
キ線の関係から明らかであるように、本発明によ
る車両の制動力制御では、理想曲線に対する実ブ
レーキ力線の好ましい近似的状態が得られるため
ブレーキ力損も大幅に改善され、適正な車両制動
状態が確保されることになる。

実施例 ２ 第７図に示した実施例においては、封止液室γ₅
に圧液を導き、かつ第１制御ピストン１０２の動
きによつてこの封止液室γ₅への連通を遮断するの
が、テイルテイングバルブとした点で異なる他は
前記実施例１のものと同様であり、したがつて共
通する部材には符号に１００を加えて示しその説
明は省略した。

テイルチイングバルブは、ホールドスプリグ１
２０によつて弁座１２１に着座しようと推されて
いるバルブシート１２２を備えたポペツト１２３
が、第１制御ピストン１０２の軸部に係合するこ
とによつて傾動し、このことによつて第２液室γ₂
と封止液室γ₅の間を常開連通させているが、第１
制御ピストン１０２が移動したときにはポペツト
１２３がバルブシート１２２を弁座１２１に着座
させて封止液室γ₅を封止状態とする通常形式のも
のである。

このような構成においては、第１制御バルブに
よる減圧制御状態を示す第２液室γ₂の液圧Pγ₂の
上昇はtanα₁′＝A₁−A₀／A₁として考えることが
できる（第１制御ピストン１０２は封止液室γ₅に
無関係）から、前記実施例１の説明中の(iii)項にお
ける式の折点値を決定する定数項C₁が、バネ力
F_Lのみで決定することができるという効果があ
る。

なお、その制御実ブレーキ力線は第４図〜第６
図に示すものと同様に得られる。

なお、本発明は図示した実施例のものに限定さ
れるものではなく、例えば第２制御ピストンにバ
ネ座１１８を取着し、セツトスプリングの他端側
に封止液室を配置して該セツトスプリングの圧縮
を行なわせるようにしてもよいし、セツトスプリ
ングは１本のみによらず、２以上のスプリングを
組合せて圧縮状態によつて、バネ力変化が単純な
比例関係で増大せず段階的に変化する機能を持つ
ようにしてもよい。

以上述べた如く、本発明よりなる車両のロード
センシング型液圧制御装置は、各荷重状態で理想
曲線に近似した実ブレーキ力線を得ることがで
き、ブレーキ力損も大幅に低減するなどその有用
性は極めて大なるものである。

【図面の簡単な説明】

図面第１図および第２図は、従来の制御方式に
よつて得られる実ブレーキ力線と理想曲線の関係
を示すものである。第３図は本発明よりなる液圧
制御装置の実施例１の縦断面図、第４図〜第６図
は同装置によつて得られる実ブレーキ力線と理想
曲線の関係を示す図、第７図は液圧制御装置の実
施例２の縦断面図である。 １，１０１……バルブボデイ、２，１０２……
第１制御ピストン、３，１０３……バルブシー
ト、４，１０４……ホールドスプリング、５，１
０５……シリンダ、６，１０６……ピストンカツ
プ、７……ピストンカツプ、８……流路、９……
チエツク弁、１０……ボール、１１，１１１……
流路、１２，１１２……第２制御ピストン、１
３，１１３……バルブシート、１４，１１４……
ホールドスプリング、１５，１１５……シリン
ダ、１６，１１６……ピストンカツプ、１７，１
１７……バネ力付勢ピストン、１８，１１８……
バネ座、１９，１１９……セツトスプリング、１
２０……ホールドスプリング、１２１……弁座、
１２２……バルブシート、１２３……ポペツト。

【特許請求の範囲】

１ それぞれ車両アドレスが付けられ、所定のガ
イド・ウエイにそつて走行する複数台の車両の運
行を制御するシステムであつて、 車両に搭載された走行制御装置、 ガイド・ウエイの所要箇所に設けられ、車両の
通過とそのアドレスを検出する車両検出器、およ
び コントロール・センタに設けられた中央制御装
置からなり、 車両の走行制御装置は、 先行車両との車間距離を測定する車間距離測定
装置、 先行車両の有無を検出して先頭車両か後続車両
かを判別する手段、 コントロール・センタから自車アドレスを指定
して与えられた速度制御指令を記憶する記憶手
段、 車両の走行速度を測定する車両速度検出器、 先頭車両の場合には、車両速度検出器による検
出速度を用いて、記憶手段に記憶されている速度
制御指令によつて指令された一定速度で走行する
よう、後続車両の場合には、車間距離測定装置に
よる検出車間距離を用いて、先行車両との車間距