JPH0359858B2 - - Google Patents

Description

請求の範囲 １ 各特性曲線が車両のパラメータに依存して非
線形であつて連続的な経路をたどつている一群の
特性曲線を与える自動車の液圧式ブレーキ用の液
圧式ブレーキ圧力調整器において、圧力入口３に
結合する第１圧力室２と圧力出口５に結合する第
２圧力室４とを有するハウジング１を備え、第１
圧力室２と第２圧力室４とは軸方向に変位可能な
第１ピストン６により互いに分離され、この第１
ピストン６は、第１圧力室２と第２圧力室４との
間の加圧媒体の圧力や流動の連通のために開いた
り閉じたりする調整弁７を有し、また前記第１ピ
ストン６に対して同軸であつて第１ピストン６と
無関係に軸方向に摺動可能である第２ピストン８
を備え、この第２ピストン８は軸方向で第２圧力
室４を制限し、第２ピストン８は、調整弁７の開
閉がこれら二つのピストン６，８の軸方向の隔離
に依存するように剛性のある力伝達部材９により
調整弁７と連結され、また線形特性を有する非液
圧式の第１作動部材１０と、この第１作動部材１
０と独立していてかつ車両のパラメータに依存し
累増的可変特性を有する非液圧式の第２作動部材
１１とを備え、両作動部材１０，１１のうちの一
方の作動部材は入口圧力に対向する方向で第１ピ
ストン６に係合し、他方の作動部材は同じ有効方
向で第２ピストン８に係合する圧力調整器。

２ マスターシリンダと後車軸のホイールシリン
ダとの間に接続するための圧力調整器として、線
形特性を有する非液圧式の第１作動部材１０が第
２ピストン８に係合し、車両のパラメータに依存
し累増的可変特性を有する非液圧式の第２作動部
材１１が第１ピストン６に係合する請求の範囲第
１項記載の圧力調整器。

３ マスターシリンダと前車輪のホイールシリン
ダとの間に接続するための圧力調整器として、線
形特性を有する非液圧式の第１作動部材１０が第
１ピストン６に係合し、車両のパラメータに依存
する累増的可変特性を有する非液圧式の第２作動
部材１１が第２ピストン８に係合する請求の範囲
第１項記載の圧力調整器。

４ 非液圧式の第２作動部材１１が空気式ばねの
形式として形成され、このばねは圧縮できるガス
媒体で満たされ、その大きさが車両のパラメータ
に依存して変えることができる圧縮室をもつてい
る請求の範囲第１項乃至第３項のいずれか１項記
載の圧力調整器。

５ 空気式ばね１１の圧縮室の大きさが自動車積
載荷重に影響されて荷重のない場合には最小値に
なるように変えることができまた全荷重の場合に
は最大値になるよう変えることができる請求の範
囲第４項記載の圧力調整器。

６ 空気式ばね１１の圧縮室がシリンダ室として
形成されており、このシリンダ室が、軸方向に摺
動可能でありかつ軸方向の位置が車両のパラメー
タに依存して調整可能である第１シリンダ底部１
２と、軸方向に摺動可能でありかつ第１、第２ピ
ストン６，８の一つのピストンと一体的に結合さ
れている第２シリンダ底部（８自体または１３）
とを備えている請求の範囲第４項または第５項記
載の圧力調整器。

７ 軸線方向に摺動自在な第２シリンダ底部１３
が空気式ばね１１の圧縮室から連なつている円筒
状の突出部１４をもち、この突出部は第２圧力室
４を経て延在して端面側で第１ピストン６に当接
しておりかつ第２ピストン８の誘導シリンダ１５
となり、前記円筒状の突出部１４の壁に貫通孔１
６を設け、これにより第２圧力室４と圧力出口５
との間に常時の連通が形成されている請求の範囲
第６項記載の圧力調整器。

８ 誘導シリンダ１５の内径が少なくとも第２ピ
ストン８の支承領域で、第１ピストン６収容の第
１圧力室２の直径より明らかに小である請求の範
囲第７項記載の圧力調整器。

９ 軸線方向に摺動自在の第２シリンダ底部が第
２ピストン８自体により形成されている請求の範
囲第６項記載の圧力調整器。

１０ 第１、第２ピストン６，８、第１、第２シ
リンダ底部（１２，８自体、１３）のように軸線
方向に摺動自在の部材の少なくとも１部が軸線方
向に弾力性の膜１７によつて支承され、この膜が
前記の支承の外に同時に密封作用ないしは分離作
用も行つている請求の範囲第１項乃至第９項のい
ずれか１項記載の圧力調整器。

明細書 本発明は、車両のパラメータに影響され出力圧
力を入力圧力の関数としている放射状を呈する放
射状の特性曲線領域をもつ自動車液圧式ブレーキ
用の液圧式ブレーキ圧力調整器に係る。

液圧式ブレーキ圧力調整器は例えばドイツ出願
公開明細書第2708941号同じく第2923018号に示さ
れているようなものである。この種のブレーキ圧
力調整器は、例えば自動車後輪軸の荷重または自
動車減速のような車両のパラメータに左右されず
にできるだけ一様な自動車の制動状態を得るのに
使用される。

自動車の制動の際、前輪軸は静重量（力）によ
る荷重を強くうけるのに対し後輪軸はそのように
は荷重をうけないことが知られている。また公知
のように、自動車の最適制動は、前輪軸および後
輪軸がそれぞれの道路状態および速度において同
じ制止効果を働かせるときに得られる。これは例
えば、前・後輪軸がそれらの制動の伝達過程で同
時にロツクされる場合である。

そのことは、自動車の大きさ、重量および重心
位置が判つている場合、所要の路面摩擦を考慮し
て前・後輪軸に制動力を最適に分配することであ
る。この理想的の制動力分配ないし制動圧力分配
が、第１図においては、自動車の重量Ｇについて
の前輪軸制動力B₁と後輪軸制動力B₂に関して、
荷重状態に対するもの、即ち全荷重と「無荷重＋
運転者」との状態に対するものとして、定性的に
細い実線で示されている。その場合、連続してい
る非線形の特性曲線であることが肝要なことであ
る。自動車の各荷重状態に対しては、これら２本
の限界特性曲線の間にあるそれぞれの特定の曲線
が適用される。

後輪軸の過度の制動をする場合即ち未だ前輪が
停止していないのに後輪が停止する場合、車の運
行状態は不安定になるので、それを避けるようと
すれば、液圧式ブレーキにおける制動の際には、
後輪軸への有効制動力が第１図における理想的制
動の場合に示される制動力より決して高くならな
いように、前・後輪軸への制動力分配を択ばなけ
ればならない。

したがつて後輪軸の過度の制動については、第
１図で例えば、制動ａ＝B₁＋B₂／Ｇ＝0.8における 実際の制動力分配を「無荷重＋運転者」の荷重状
態に対する理想的制動力分配の１つの点で、定位
される一定の制動力分配に設定することにより、
簡単に避けられる。このような一定の制動力分配
の場合、第１図で太い実線で示した直線が得られ
る。

この種の一定の制動力分配の場合、この特定の
荷重状態および仮定された制動ａ＝0.8に対して
のみ理想的な関係が存在するが、荷重がさらに大
きいとかまたは制動力がもつと小さいとかの場合
には理想的制動からずつと離れる関係になること
が容易に認められよう。

自動車の実際の制動力分配を理想的なものに近
づけるため、例えば、ドイツ出願公告明細書第
1655003号の第３図にも示されているように、ブ
レーキ圧力低減の折れた特性曲線をもつブレーキ
圧力調整器を設け、この折れ目の点を荷重如何に
より変えることが多くの事例をもつて既に行われ
ている。このような調整器の特性曲線は第１図に
破線で示されている。このような公知の荷重依存
のブレーキ圧力調整器の使用の場合にも、実際の
制動力分配は理想的のものから明らかに離れてい
る。

之に比較してさらに理想的制動力分配に接近で
きるようにした液圧式ブレーキ圧力調整器では、
その特性曲線は一群の折れた直線から成り、その
勾配と折曲り点は荷重如何に変動する。このよう
な調整器は、例えば前掲のドイツ出願公開明細書
第2708941号同じく第2923018号に示され、その２
本の限界特性曲線は第１図では１点鎖線で示され
ている。それはまた荷重依存の折曲り点をもつ放
射式調整器とも称されている。しかしながらこれ
ら公知の液圧式ブレーキ圧力調整器は、累減的な
特性曲線をもち、理想的な制動分配への適応可能
性の点で未だ改良の余地がみられ、さらに、比較
的複雑な構造をもつ。このような圧力調整器（ド
イツ出願公開明細書第2923018号）は例えば公知
の放射式調整器（ドイツ出願公開明細書第
1780560号）のようにさお秤原理により作動し、
この原理では、２つのピストンと共動するさおの
有効なてこ長さが自動車の荷重に依存して自動的
に変わる。このような調整器は機械的に複雑であ
るばかりでなくその上比較的大きな寸法となる。

本発明の課題は、車両のパラメータに影響され
出力圧力を入力圧力の関数としている放射状特性
曲線領域をもつ自動車液圧式ブレーキ用の液圧式
ブレーキ圧力調整器を、さらに改良して特に一方
ではその特性曲線領域を理想的な制動力分配にで
きるだけ適応させることができ、他方では製造、
組立および場所の費用を比較的少なくすることが
できるように、造ることにある。

この課題は、本発明の特許請求の範囲に示され
る特徴によつて解決される。

次に図面について本発明を図示された実施例に
より詳しく述べる。

第１図は自動車における制動力分配の特性曲線
領域を示した線図、第２図は前輪軸制動回路中に
取付けた本発明によるブレーキ圧力調整器の第１
実施例を示す縦断面図、第３図は同じく第２実施
例の縦断面図、第４図は第２，３図に示したブレ
ーキ圧力調整器で得られる特性曲線領域を示した
線図、第５図は後輪軸制動回路中に取付けたブレ
ーキ圧力調整器の第１実施例を示す縦断面図、第
６図は同じく第２実施例の縦断面図、第７図は同
じく第３実施例の縦断面図、第８図は第５−７図
に示したブレーキ圧力調整器で得られる特性曲線
領域を示した線図、第９図は第２，３図に示した
ブレーキ圧力調整器をもつ液圧式ブレーキの１例
を示した概要図、第１０図は同じく第５−７図に
示したブレーキ圧力調整器をもつのの１例を示し
た概要図ある。

本発明による液圧式ブレーキ圧力調整器は、第
１圧力室２と第２圧力室４とをもつハウジング１
から成り、これら両室は軸線方向に摺動自在の第
１ピストン６により互いに分離されている。第１
圧力室２は圧力入口３に結合され、ここから例え
ば自動車ブレーキのマスターシリンダからの入力
圧力P₁をもつ加圧媒体が導入される。第２圧力
室４は圧力出口５に結合され、ここから入力圧力
P₁に対して減少した出力圧力P₂をもつ加圧媒体
がブレーキの特定のマスターシリンダのような使
用場所に供給される。

第１ピストン６から隔離されている第２ピスト
ン８を設け、これは第１ピストンと無関係に軸線
方向に摺動でき、さらに第２圧力室４を軸線方向
で制限する。第１ピストン６に配置して有る調整
弁７の弁孔７２と共働している弁部材７１は、棒
状の力伝達部材９を介して第２ピストン８に連結
されている。調整弁７の開閉により、入口３と出
口５は加圧媒体に対しその圧力や流動の連通を生
じたり中断したりする。その場合調整弁の開閉は
第１・第２ピストン６，８間の距離によつて影響
をうける。すなわちこれら二つのピストン６，８
の軸方向の隔離に依存する。

２つのピストン６，８は、それぞれ非液圧であ
つて互いに独立している反力をうける。これらの
反力は、入力圧力P₁により第１ピストン６に生
じた力と、出力圧力P₂により第２ピストン８に
生じた力とに反作用として対向する方向に働き、
その一方の反力は線形の特性をもつ機械的ばね１
０のような非液圧式第１作動部材により生じ、ま
た他方の反力は累増的特性をもつ空気式ばね１１
のような第１作動部材１０に影響されない非液圧
式第２作動部材により生じる。第２作動部材１１
の累増的特性は自動車の車両パラメータ特にその
荷重の如何によるパラメータにより変動するが、
機械的ばねのような第１作動部材１０の線形の特
性はこのパラメータによつて変動しない。

このように形成された液圧式ブレーキ圧力調整
器は、上記パラメータに依存して、出力圧力が入
力圧力の関数となる放射状特性曲線領域を有し、
その個々の放射状特性曲線は非線形で全く連続し
ており、したがつてこのような圧力調整器を具え
た自動車はその実際の制動力分配を理想的制動力
分配に極めて近く適応させることが可能である。

２つの異なる非液圧式作動部材のいずれが２つ
のピストン６，８の内のいずれと共働するかにし
たがつて、前記特性曲線領域の非線形の特性曲線
は累減的経路をたどるかまたは累増的経路をたど
るかする。累減的特性曲線をもつブレーキ圧力調
整器が、ほぼ理想的な制動力分配を得るのには、
通常マスターシリンダと自動車後輪軸のホイール
シリンダとの間に接続され、それは第１０図に示
されている。

累増的特性曲線をもつ液圧式ブレーキ圧力調整
器がほぼ理想的な制動力分配を得るのには、通常
マスターシリンダと自動車前輪軸のホイールシリ
ンダとの間に接続されなければならない。これは
第９図に示されている。第１０図による配置は特
に普通乗用車に使用されるが、第９図によるもの
は特にトラツクにとりつけられ、トラツクは全荷
重との差が特別大きいものである。

第２，３図に、ブレーキ圧力調整器の２つの実
施例が示され、この場合累増的に経過する放射状
特性曲線をもつた特性曲線領域が得られる。

第４図には、このような累増的な特性曲線領域
が示され、出力圧力P₂および入力圧力P₂は自動
車の重量Ｇに関連し、全荷重と「無荷重＋運転
者」との２つの限界線のみが示されている。

第２，３図による２つの圧力調整器の場合、機
械式ばね１０である線形特性の第一作動部材１０
の第１ピストン６と共働し、その際このばね圧縮
ばねとして形成されかつその一端は図に示されな
い止め輪に支持されまた他端は第１ピストンの底
部に支持されている。

空気式ばねのような累増的特性をもつ非液圧式
第２作動部材１１は第２ピストン８と共働する。
この空気式ばね１１は、圧縮自在の気体で充満さ
れかつ自動車の荷重の如何によるようなパラメー
タにより変わる圧縮室を有する。この例では、空
気式ばね１１の圧縮室は、調整器ハウジング１と
一体を成すシリンダ室として形成され、さらに、
軸線方向に摺動自在の第１シリンダ底部１２と同
様の第２シリンダ底部（８自体）とを有し、第１
シリンダ底部１２の軸線方向位置は例えば自動車
の荷重如何により変えられ、第２シリンダ底部
（８自体）は２つのピストンの内の１つに作動的
に連結合されている。この例では、第２シリンダ
底部は第２ピストン８自体により形成されてい
る。

空気式ばね１１はその圧縮室の大きさを変える
ことによつて、このばねの有効ばね特性が変えら
れる。第２図では、その可能性が棒１８により示
されており、この棒により第１シリンダ底部１２
は軸線方向でさらに左または右へと摺動でき、そ
の際どのような摺動力が用いられるかは基本的に
重要ではない。例えば、機械的または電気的に行
われるが、得に注意すべきことは、スヒンドルに
反作用の生じない状態で駆動が行われることであ
る。

空気式ばね１１の圧縮室第１シリンダ底部１２
は、機械的また電気−機械的の代りに空気式また
は液圧式によつても摺動可能であり、そのことは
第３，５および６図に例示されている。これらの
場合、圧力調整器はさらに別の圧力入口である調
整入口１９を有し、空気式ばね１１の圧縮室の拡
大または縮小のために即ち第１シリンダ底部１２
の軸線方向の摺動のために、該底部に直接または
関節に作用する加圧媒体を前記入口１９から導入
することができる。

第３図において、調整入口１９から供給された
加圧媒体はピストン棒２８を介して第１シリンダ
底部１２に作用し、その際該底部に係合する引張
ばね２９の力に抗して作用する。

ブレーキ圧力調整器の所望の車両のパラメータ
に依存する放射状特性曲線領域を与えるため、空
気式ばね１１の圧縮室の大きさ、即ち該室を端側
で制限するシリンダ底部相互間の間隔l₀を、「無
荷重＋運転者」の場合には所定の最小値になりま
た全荷重の場合には所定の最大値になるように、
変える必要がある。

第３図において、第１シリンダ底部１２の軸線
方向位置を変えるのに、自動者の重量即ち荷重に
逆比例する圧力をもつ媒体が使用され、したがつ
てピストン２８の端面F₅に作用する摺動力は全
荷重の場合が無荷重＋運転者の場合よりも小さ
い。

第２，３図に示された液圧式ブレーキ圧力調整
器は本質的には同じである。単に構成上の差異の
可能性を示すため、第３図の例では第２図と異な
つて、第１ピストン６が段付きピストンとして形
成され、また第１シリンダ底部１２の軸線方向位
置は機械的にではなくて液圧式により変えられ
る。

ブレーキが作動していないとき即ちブレーキ系
に加圧が加えられていないとき、ピストン６，８
および第１シリンダ底部１２は図示された位置に
ある。線形の特性をもち、圧縮ばねとして形成さ
れた機械的ばね１０は負荷をうけていない。第２
ピストン８は、空気式ばね１１の圧縮室に通ずる
平衡通路２０を開くように位置している。圧縮自
在の気体として空気を使用すれば、平衡通路２０
を外部に通じさせてこの時点での圧縮室内の初期
圧力P₀を大気圧に一致させることができる。

他の圧縮自在の気体を使用するときには、所定
の初期圧力をもつ適当なガス貯室に平衡通路を通
じさせる必要がある。

第１シリンダ底部１２の軸線方向の位置は、自
動車荷重に応じ例えば後部の高さに応じて位置決
めされ、既述のように、第２ピストン８と第１シ
リンダ底部１２との間に形成された空気式ばね１
１の圧縮室は高い荷重の場合には大であり低い荷
重の場合には小であるように行われる。

この場合、調整弁の弁部材７１は弁座に〓間な
く係合し、したがつて弁孔７２は閉ざされてい
る。

ブレーキペダルを作動させると、マスターシリ
ンダに圧力が生じ、これは圧力調整器の入口３に
入力圧力P₁として現われ、第１ピストン６の第
１圧力室２に向いたピストン面積F₁に働き、こ
れにより第１ピストン６は右へＸ方向に動く。棒
状の力伝達部材９を介して第２ピストン８と連結
された弁部材７１は、第１ピストンの動きによつ
て弁座から離され、したがつて加圧媒体は弁孔７
２を経て第２圧力室４に流入しここに圧力P₂が
生ずる。

この圧力P₂は同時に第１ピストン６と第２ピ
ストン８とに働き、こうして一方では第１ピスト
ン６は少しＸ方向で後退し他方では第２ピストン
８はＸ方向に動かされる。その際弁部材７１は再
び弁座に係合し、かつ、平衡通路２０の空気圧ば
ね１１の圧縮室に通ずる孔は第２ピストン８によ
り閉鎖され、したがつて圧縮室は累増的特性をも
つ空気式ばね１１として作動できる。

基本的に互いに独立して移動する２つのピスト
ン６，８の動きは、両ピストンが同じ力関係にな
るまで行われ、この状態になると調整弁７は閉鎖
され、両ピストンは同じ行程だけ戻る。この状態
は２つのピストンに働く圧力とばね力によりきめ
られる。

ブレーキ圧力調整器の静つり合い状態の際、次
式が得られる。

(1) P₁・F₁−P₂・F₂−Ｋ・Ｘ＝０ および (2) P₂・F₃−P_i・F₄＝０ ここで、 P₁…ブレーキ圧力調整器の入力圧力 P₂…同じく出力圧力 P_i…気体媒体圧縮における圧縮室の圧力 F₁…第１ピストン６の、第１圧力室２に向いた
有効ピストン面積 F₂…同じく第２圧力室４に向いた有効ピストン
面積 F₃…第２ピストン８の、第２圧力室４に向いた
有効ピストン面積 F₄…同じく圧縮室に向いた有効ピストン面積 Ｋ…機械的ばね１０のばね定数 Ｘ…第１ピストン６の摺動変位 である。

平衡通路２０の、空気式ばね１１の圧縮室に通
ずる孔が第２ピストン８により閉鎖されると、圧
縮室中の気体媒体は第２ピストン８の一層の動ぎ
により圧縮される。この圧縮をポリトロープ変化
と考えると、圧縮は次式により行われる。

(3) P_i／P_p＝（V_p／V_i）ⁿ この式から、 P_i P_p（l_p／l_p−Ｘ）ⁿ が導かれる。

ここで、 P_p…圧縮前の圧縮室の初期圧力、特に大気圧力 V_p…圧縮室の初期容積 V_i…圧縮後の圧縮室の容積 l_p…圧縮室の軸線方向の初期長さ（第２ピストン
８・第１シリンダ底部１２間の間隔） ｎ…ポリトロープ指数 である。

上記の式(1)、(2)からP_iに対する式を用いて、次
式が得られる。

(4) P₁・F₁−Ｋ・l_p（１−P_p・F₄／P₂・F₃）^1/n −P₂・F₂＝０ この式からl_pをパラメータとして、第２，３図
に示されるブレーキ圧力調整器に対する特性曲線
領域が得られ、その傾向は第４図に示される。
F₁乃至F₄のいろいろなピストン面積（例えば段
つきピストンと段つきシリンダ）を対応的に、場
合によりまた別々に測定し、機械的ばね１０のば
ね定数Ｋを測定し、そして初期圧力P_p≧Ｐ大気を
用いた、結局ばね予張力と結合した、パラメータ
l_pをもつ、すべての可能な図示された彎曲傾向の
特性曲線ならびにすべての可能なほぼ線形の特性
曲線が得られる。明らかに、調整器特性はポリト
ロープ指数のｎ、即ち圧縮できる気体媒体の種類
如何によつても影響される。圧縮室により形成さ
れる空気式ばね１１の累増的特性のため、第２ピ
ストン８の行程の変動は出力圧力P₂と一次的関
係ではない。この結果として、出力圧力P₂は入
力圧力P₁の一次関数ではない。空気式ばね１１
の圧縮室の初期容積V_pないしは軸線方向の初期
長さl_pの大きさに応じて、かつ第１ピストン６と
第２ピストン８との固く結合された動きのため
に、機械的ばね１０（第１ピストン６に作用す
る）の線形的に変動するばね力Ｋ・Ｘと、空気式
ばね１１の累増的に変動する圧力P_i・F₄との関係
は変わるので、l_pは第４図に示される特性曲線領
域中出力圧力P₂の初期勾配に対する決定的な量
である。既述のように、空気式ばね１１の圧縮室
の初期長さl_pないしは初期容積V_pが自動車荷重の
如何により変化するとき、この荷重をパラメータ
とする連続の非線形の放射状特性曲線をもつ放射
状特性曲線領域が得られる。放射状特性曲線の彎
曲は各種の調整器ピストンやばねの測定により決
められるので、ブレーギ圧力調整器の特性曲線領
域を理想的制動力分配に正しく接近させることが
できる。

V_pまたはl_pの値を変えるため第１シリンダ底部
１２を軸線方向に摺動させることは、ブレーキ非
作動の際、即ち出力圧力P₂＝０で、第２ピスト
ン８は図示される初期位置（Ｘ＝０）を占め、空
気式ばね１１の圧縮室に開いている平衡通路２０
の孔が閉ざされていないときに行われるのが有利
である。その際圧縮室と室３０との圧力は連通し
ていることにより、第１シリンダ底部１２は反作
用の生じない移動が可能である。ブレーキ作動中
（Ｘ＞０）第１シリンダ底部１２を移動させるこ
とは勿論可能である。然しこれは高い力の使用に
結びつくので、第１シリンダ底部１２への伝達は
自動ロツク式にするのが有利である。

累増的特性をもつ空気式ばね１１を使用した結
果入力圧力P₁と出力圧力P₂との間に連続の非線
形の相互関係が生じることを明らかにするため
に、上掲の式(1)〜(4)は示されているに過ぎない。
然しこれらの式はわずかに近似的においてのみ適
用されるのである。何故ならば例えば調整弁の有
効面積が考慮されてないからである。精密な計算
に示されるように、ブレーキ圧力調整器の機能発
揮のためには次のこと、即ち第２ピストン８の有
効面積F₃（別の実施例では対応するもの）を調整
弁７の有効弁面積より大にして該弁が開いた後再
び閉鎖できるようにすることが必要である。

第５−７図に、ブレーキ圧力調整器の３つの実
施例が示され、これにより累減的に経過する放射
状特性曲線をもつ特性曲線領域が生じるが、その
ことは特に第７図のものにより示される。

この累減的特性曲線領域は第８図に示され、こ
こでの実線は全荷重の場合に適用される特性曲線
を示し、また破線は「無荷重＋運転者」の場合に
適用されるものを示し、これらに挟まれた一点鎖
線は全荷重と無荷重との間の自動車荷重の場合に
適用される特性曲線を示す。

これら第５−７図の３つの実施例の場合には第
２，３図によるものと異つて線形特性をもつ非液
圧式の第１作動部材即ち機械的ばね１０は第１ピ
ストン６ではなく第２ピストン８に係合してあ
り、これに対応して、累増的特性をもつ非液圧式
第２作動部材即ち空気式ばね１１は第２ピストン
の代りに第１ピストン６に作用する。

その他の点ではこれらのブレーキ圧力調整器は
その構成においても機能においてもほぼ第２，３
図のものと同じである。

それ故、同じ部品は同じ番号をもつている。第
２，３図による実施例との基本的差異は、機械的
ばね１０が第２ピストン８に作用しまた空気式ば
ね１１が第１ピストン６に作用することにある。
この場合も、空気式ばね１１の圧縮室は軸線方向
に摺動できる第１シリンダ底部１２をもつシリン
ダ室として構成され、該底部の軸線方向の位置は
パラメータとして特に自動車の荷重に依存して移
動する。第２，３図による実施例のものと違つ
て、前記シリンダ室は第１シリンダ底部１２と軸
線上で対向している側では第２ピストン８自身に
よつてではなく軸線方向に摺動できる第２シリン
ダ底部１３によつて制限され、この底部１３は第
１ピストン６と作動的に連結されている。この目
的のため第２シリンダ底部１３は空気式ばね１１
の圧縮室から連なつている円筒状の突出部１４を
有し、この突出部は第１ピストン６の自由端と係
合して誘導シリンダ１５を形成し、この中に第２
ピストン８が軸線方向に摺動自在に支承されてい
る。突出部１４の円筒状壁に貫通孔１６を設け、
これを介して第２圧力室４と圧力通路５とは不変
の連通が保証される。

ブレーキペダルを作動させると、自動車のマス
ターシリンダから圧力調整器の第１圧力室２に入
る入力圧力P₁が第１ピストン６に作用し、これ
により第１ピストンは右の方へ動く。したがつて
調整弁７の弁部材７１は弁座から離れるので、弁
孔７２は自由になり加圧媒体は第２圧力室４に流
入し、ここで出力圧力P₂が構成される。第１ピ
ストンの右の動きと同時に、突出部１４を介して
係合している第２シリンダ底部１３も同じ距離だ
け右へ移され、これにより、空気式ばね１１の圧
縮室に開いている平衡通路２０の孔が閉ざされ
る。第２シリンダ底部１３の移動に応じて、空気
式ばね１１の圧縮室の容積は（l_p−Ｘ）だけ減
じ、したがつて該室内圧力ポリトロープつり合い
にしたがつて初期圧力P_pから次の圧力になる。

P_i＝P_p・（V_p／V_i）ⁿ＝P_p・（l_p／l_p−Ｘ）ⁿ 第２シリンダ底部１３の動きで累増的に上昇す
る圧力は該底部に累増的上昇する反力P_i・F₄を及
ぼし、ここではF₄該底部の有効面積である。２，
３図の実施例と違つて、第１ピストン６に作用す
るのは、線形のばねによる反力ではなく累増的な
ばねによる反力である。

第１ピストン６内の弁部材７１は、棒状の力伝
達部材９を介して第２ピストン８と固く連結さ
れ、第２ピストンは誘導シリンダ１５の中で誘導
される。第２ピストン８はこれに作用する押圧力
P₂・F₃を受けて機械的ばね１０の力に抗して右
方向に動くので、弁孔７２が再び弁部材７１によ
り閉鎖される。

平衡の状態で２つのピストン６，８は同じ距離
だけ動き調整弁７は閉じている。これらのピスト
ンに対して次の力関係の式が適用され、先ずピス
トン６に対しては、 (5) P₁・F₁−P₂・F₂−Ｐ＝０、 ここで近似的に Ｐ＝P_i・F₄−P_p・F₄ である。

空気式ばね１１の圧縮室におけるポリトロープ
変化の際、 Ｐ＝F₄〔P_p（l_p／l_p−Ｘ）ⁿ−P_p〕 であることを考えると次の式が得られる。

(6) P₁・F₁−P₂・F₂−F₄〔P_p（P_p／l_p−Ｘ）ⁿ−P_p〕 同じようにして第２ピストン８に対しては、 (7) P₂・F₃−Ｋ・Ｘ−P_p・F₃＝０ である。

両ピストンは平衡状態で同じ動きであるので、
上式(6)、(7)中の距離Ｘは同量である。したがつて
入力圧力P₁と出力圧力P₂との関係は次式で示さ
れる。

(8) P₁・F₁−P₂・F₂−F₄〔P_p１／１−P₂・F₃−P_p・F₃
／Ｋ・l_p ⁿ−P_p〕＝０ 上式(8)に示されるブレーキ圧力調整器は、小括
弧中圧力を示す分母が正であるときだけ技術的に
意味があるので、この圧力調整器の最大出力圧力
として次の値が得られる。

P_2nax＝Ｋ・l_p／F₃＋P_p 上式(5)乃至(8)もわずかに近似的でのみ適用さ
れ、それは二三の簡略化を加えているからであ
る。特に、誘導シリンダ１５中に生ずる初期圧力
P₀は第２ピストン８に対しても存在し大気圧に
等しくされている。機械的ばね１０が大きいばね
定数Ｋを有するとき、上記の仮定を有効とみるこ
とができる。然しばね定数Ｋが比較的小さくそれ
故Ｋ・Ｘが常にP_i・F₄より大きくない場合、誘導
シリンダ１５が外部と連通するようにまたは調整
器特性が少し変わるようにしなければならない。
このような連通が存在しない場合、第５，６図に
示されるように、第２シリンダ底部１３に逆止弁
２１を設けこれを介して、ブレーキ非作動の際、
誘導シリンダ１５中にある過圧を空気式ばね１１
の圧縮室に向けて解放するのが有利である。

各種の調整器パラメータをそれぞれ測定するこ
とによつて、ブレーキ圧力調整器の特性曲線領域
は広いものに確定し、その場合第８図で比較的太
い曲つた放射状曲線は下方の領域ではほぼ線形で
ある。それ故、第１図による理想的な制動力分配
に極めて近い特性曲線領域が本発明によるブレー
キ圧力調整器で簡単に得られる。

第２，３図による実施例の場合と同様に、空気
式ばね１１の圧縮室の大きさは、可変で特に自動
車の荷重に左右される。この室の軸線方向の初期
長さl_pは第１シリンダ底部１２の軸線方向の移動
により決められ、この底部と本例では連結棒２３
を介して補助シリンダ３１中の補助ピストン２２
に連結される。補助ピストン２２は補助シリンダ
３１の内部で、調整入口１９から送られた加圧媒
体の作用をうけかつばね２４の作用に抗して軸線
方向に摺動する。補助シリンダ３１中の圧力が自
動車の荷重に比例しているとき、第１シリンダ底
部１２はl_pの値が自動車の荷重に比例するように
軸線方向に摺動する。

第２乃至６図から判るように、調整はその都度
の圧力流体の容積増大を収容する空間すなわち第
２圧力室４の容積変化ΔV関連している。この容
積変化ΔVは ΔV＝Ｘ・F₃ であり、摺動行程Ｘまたは第２ピストン８の有効
面積F₃が小であれば、小さい。一般に、摺動行
程Ｘは、有効面積F₃が小でかつ機械的ばね１０
のばね定数Ｋが大にされるにつれて小になる。ま
た一般に、最高出力圧力P₂は、ばね定数Ｋが大
でかつ有効面積F₃が小になるにしたがつて大に
なる。それ故、ばね定数Ｋを大にしかつ有効面積
F₃を小にしこれによりブレーキ圧力調整器が小
型化されて制動回路中に存する弾性に対して「有
害な液圧空間」Ｘ・F₃が実際上もはや認められ
ないようにすることが有利である。

このように構成されたブレーキ圧力調整器が第
７図に示され、この場合誘導シリンダ１５の内径
は第２ピストン８が支承されている範囲では、第
１ピストン６を収容する第１圧力室２の直径より
明らかに小さい。したがつて前記の「有害な液圧
空間」ΔV＝Ｘ・F₃は比較的小さい。

最適のブレーキ圧力調整器において空気式ばね
１１の圧縮室に開口している平衡通路２０の孔が
確実に閉鎖され得ない程に摺動行程Ｘが小さいと
きは、この通路内に例えば電磁弁を設けることが
有利であり、これは第６図に符号２５で示されて
いる。このような弁は例えば普通の遮光接点を閉
じたり制動回路中の所定の比較的低い圧力を超す
ことによつて作動させることができる。完全を期
すため第７図の例では、さらに平衡通路２７を設
けており、これにより誘導シリンダ１５は外部大
気圧と通じ、したがつて第５，６図に示されるよ
うな第２シリンダ底部１３中の特別の逆止弁は不
要である。さらに、圧力入口３と圧力出口５との
間に逆止弁２６を設け、これによつて圧力出口５
における圧力が圧力入口３のそれにより大になら
ないことが保証される。

第６図による実施例に示されるように、軸線方
向に摺動自在のものとして圧力調整器に存在し、
密封作用ないし分離作用を行うべき第１、第２ピ
ストン６，８、ピストン棒２３、第１、第２シリ
ンダ底部１２，１３などの部材を軸線方向に弾力
性のある膜１７で吊して支承すれば、原則として
すべてのパツキングを省くことができる。このブ
レーキ圧力調整器の機能は第５図に示したものと
同じである。また本実施例では、電磁弁２５はど
んな場合にも必要である。

個々の図に示されていないが、空気式ばね１１
の初期圧力P_pを所定値より低下させずこれによつ
てブレーキ圧力調整器の調整特性が極めて安定に
なるようにすることもできる。