JP4059633B2

JP4059633B2 - Brake system

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Publication number: JP4059633B2
Application number: JP2001017472A
Authority: JP
Inventors: 昌宏島田; 護沢田; 一哉牧; 洋章新野
Original assignee: Bosch Corp; Denso Corp
Current assignee: Bosch Corp; Denso Corp
Priority date: 2000-02-03
Filing date: 2001-01-25
Publication date: 2008-03-12
Anticipated expiration: 2021-01-25
Also published as: JP2001287637A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はブレーキ倍力装置によってブレーキ液圧を倍力するブレーキシステムに関し、より詳しくは、ブレーキ倍力装置が全負荷点に達した以降においてもそれ以前と同様に倍力することが可能なブレーキシステムに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、ブレーキ倍力装置が全負荷点に達した以降においてもブレーキ液圧を倍力することが可能なブレーキシステムは知られている（特開平１０−１５２０４１号公報）。上記特開平１０−１５２０４１号公報の図２および図３に示された実施例では、マスタシリンダとホイールシリンダとの間のブレーキ液通路に電磁圧力制御弁２２およびポンプ１６等を設けてあり、ポンプ１６の液圧を電磁圧力制御弁２２よりもホイールシリンダ側となるブレーキ液通路に作用させるようにしている。これにより、ブレーキ操作力に対してブレーキ液圧を大きくすることができるとともに、ブレーキ倍力装置の助勢限界（全負荷点）以降においてもブレーキ力を倍力させることができ、しかも、ブレーキ倍力装置の圧力源の失陥等によりブレーキ倍力装置が倍力できない場合においても必要なブレーキ力を得ることができる。
また、上記特開平１０−１５２０４１号公報の図１３、１４には、上記図２および図３における電磁圧力制御弁２２の代りに機械式の圧力制御弁１５０を設けた実施例が開示されている。この図１３、図１４の実施例においても、ブレーキ倍力装置の助勢限界（全負荷点）以降においてもブレーキ力を倍力させることができる。
さらに、ブレーキ倍力装置が全負荷点に達した以降においてもブレーキ液圧を倍力することが可能なブレーキシステムとして、上記の他に例えば特開平１０−３５４７７号公報が知られている。この特開平１０−３５４７７号公報のシステムは、マスタシリンダおよびブレーキ倍力装置の他に、マスタシリンダにおけるリヤ側に配置した助勢限界時用中間液圧制御装置１５４等を備えている。これにより、ブレーキ倍力装置の助勢限界（全負荷点）以降においてもブレーキ力を倍力させることができる。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記特開平１０−１５２０４１号公報の図２および図３に開示されたシステムでは、各種のセンサや電磁圧力制御弁等を必要とするのでブレーキシステムの構成が複雑で高価になるという欠点があった。また、この特開平１０−１５２０４１号公報の図１３，図１４に開示されたシステムでは、ブレーキ倍力装置の圧力源の失陥等によりブレーキ倍力装置が倍力できない際に助勢ができないという欠点があった。
他方、特開平１０−３５４７７号公報のブレーキシステムでも、ブレーキ倍力装置の圧力源の失陥等によりブレーキ倍力装置が倍力できない際に助勢ができないという欠点があった。
そこで、本発明の目的は、比較的簡単な構成によってブレーキ倍力装置の助勢限界（全負荷点）以降においてもブレーキ力を倍力させることができるとともに、ブレーキ倍力装置の圧力源の失陥等によりブレーキ倍力装置が倍力できない際にも助勢することが可能なブレーキシステムを提供することである。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
すなわち、請求項１に記載した本発明は、ハウジング内に設けたマスタシリンダピストンが前進することによりマスタシリンダ圧を発生させるマスタシリンダと、ブレーキ操作部材に連動して作動されて出力を発生させ、この出力により上記マスタシリンダピストンを前進させる負圧式倍力装置と、上記マスタシリンダピストンを前進させて上記マスタシリンダ圧を増圧させる増圧手段とを備えたブレーキシステムであって、
上記増圧手段は、上記マスタシリンダのハウジング内に設けられて上記マスタシリンダピストンに面する増圧室と、この増圧室と上記マスタシリンダピストンの液圧室とを連通させるブレーキ液通路を絞る制御弁と、上記液圧室から送出されるブレーキ液を上記増圧室へ給送するポンプとを備え、また、上記ポンプと上記増圧室とを連通する第２ブレーキ液通路およびこの第２ブレーキ液通路と上記液圧室のブレーキ液の送出側とを連通する第３のブレーキ液通路を設け、さらに上記第３のブレーキ液通路に上記第２のブレーキ液通路の液圧と上記液圧室の送出側の液圧との差圧が所定圧以上になると、上記第３のブレーキ液通路のブレーキ液を上記液圧室の送出側に排出させる差圧弁を設けたブレーキシステムを提供するものである。
【０００５】
上述した構成によれば、増圧手段を備えているので、負圧式倍力装置が、その助勢限界（全負荷点）に達した以降においても、それ以前と同様の比率によってマスタシリンダ圧を発生させることができる。また、負圧式倍力装置の負圧源が失陥して負圧式倍力装置が倍力できない場合であっても、負圧式倍力装置の負圧源が正常な場合と同様にマスタシリンダ圧を発生させることができる。
したがって、比較的簡単な構成によってブレーキ倍力装置の助勢限界（全負荷点）以降においても、ブレーキ力を倍力させることができるとともに、ブレーキ倍力装置の圧力源の失陥等によりブレーキ倍力装置が倍力できない際にも助勢することが可能なブレーキシステムを提供することができる。
しかも、本発明においては、差圧弁を備えており、仮に制御弁が故障して増圧室と液圧室とを連通させるブレーキ液通路が閉鎖された状態となって、増圧室に向けてポンプからブレーキ液が給送されるような場合には、上記差圧弁が開放されて、増圧室内にポンプからブレーキ液が給送されるのを防止することができる。これにより増圧室内の液圧が異常に上昇することを防止できる。
したがって、本発明において、仮に制御弁が故障したとしても、増圧室内の液圧が異常に上昇するようなことがなく、したがって、制御弁が故障した時に増圧手段およびマスタシリンダが破損することを防止することができる。
【０００６】
【発明の実施の形態】
以下図示実施例について本発明を説明すると、図１ないし図２において、本発明に係るブレーキシステム１は、ブレーキペダル２の踏力を倍力して出力するタンデムタイプの負圧式倍力装置３と、この負圧式倍力装置３の出力により作動されてマスタシリンダ圧を発生させるマスタシリンダ４と、マスタシリンダ４からマスタシリンダ圧を供給されてブレーキ作動を行うホイールシリンダ５〜８と、ブレーキ液を貯溜するリザーバ１１と、さらにマスタシリンダ４におけるリア側に設けられてマスタシリンダ圧を増圧する増圧手段１２とを備えている。
図２に詳細に示すように、負圧式倍力装置３は、出力軸１３とそれに挿通させた中間ロッド１４を除いて従来公知のタンデムタイプの負圧式倍力装置３と同じ構成を備えている。すなわち、シェル１５内にセンタープレート１６を配置してあり、概略筒状のバルブボディ１７を上記センタープレート１６に摺動自在に嵌合している。センタープレート１６の前後位置となるバルブボディ１７の外周部に一対のパワーピストン１８、１８’を取り付けるとともに、これらパワーピストン１８、１８’の背面にそれぞれダイアフラム２１、２１’を取付けている。ダイアフラム２１の前後に定圧室Ａおよび変圧室Ｂを構成するとともに、ダイアフラム２１’の前後に定圧室Ａ’および変圧室Ｂ’を構成している。定圧室Ａと定圧室Ａ’とは、定圧通路２２を介して連通しており、またこれら定圧室Ａ、Ａ’には図示しない負圧源から常時負圧が導入されている。変圧室Ｂ、Ｂ’は変圧通路２３を介して相互に連通している。
そして、バルブボディ１７内に従来公知の弁機構２４を収納している。この弁機構２４は、バルブボディ１７内に摺動自在に嵌合されるとともに入力軸２５に連結された弁プランジャ２６と、バルブボディ１７の内周部に形成した真空弁座２７とそれに接離する弁体２８とによって構成した真空弁３１と、弁プランジャ２６のリア側に形成した大気弁座３２とそれに接離する弁体２８とによって構成された大気弁３３とを備えている。
【０００７】
本実施例の出力軸１３は従来のものとは異なり、軸部に貫通孔を穿設して筒状に形成している。この出力軸１３のリア側の外周部に環状突起１３ａを形成してあり、その環状突起１３ａをバルブボディ１７の環状突起１７ａに嵌着するとともに、出力軸１３のリア側の端面１３ｂを上記環状突起１７ａの端面に当接させている。このように本実施例の出力軸１３は、バルブボディ１７と一体に連結してあり、実質的にバルブボディ１７の一部を形成している。
他方、出力軸１３のフロント側となる筒状部１３ｃは、マスタシリンダ４のプライマリピストン３４におけるリア側の内周部に挿入するとともに、プライマリピストン３４の内周部に嵌着した環状のスペーサ３５に常時当接させている。つまり、スペーサ３５を介してプライマリピストン３４と出力軸１３とを連動させている。
後に詳述するが、本実施例のマスタシリンダ４のプライマリピストン３４も軸方向に貫通孔を穿設して段付筒状に形成してあり、このプライマリピストン３４に中間ロッド１４を摺動自在に嵌合すると同時に、上記出力軸１３に中間ロッド１４のリヤ側を貫通させてあり、かつ中間ロッド１４のリア側の端部を弁プランジャ２６のフロント側の端部に当接させている。中間ロッド１４の外周部には環状のシール部材３６を装着してあり、それによって中間ロッド１４の外周部とプライマリピストン３４の内周部との間の液密を保持している。
以上の説明から理解できるように、本実施例の負圧式倍力装置３は、従来のものとは異なり、バルブボディ１７の環状突起１７ａの端面と出力軸１３の端面１３ｂとの間にリアクションディスクを設けていない。そのため、負圧式倍力装置３が作動された際のマスタシリンダ４からのブレーキ反力は、中間ロッド１４、弁プランジャ２６および入力軸２５を介してブレーキペダル２に伝達されるようになっている。
ブレーキペダル２が踏込まれていない非作動状態では、バルブボディ１７等はリターンスプリング３７によって図示非作動位置に位置している。この状態では、弁体２８は真空弁座２７から離隔して真空弁３１が開放されており、他方、弁体２８は大気弁座３２に着座して大気弁３３が閉鎖されている。
この状態からブレーキペダル２が踏込まれると、入力軸２５および弁プランジャ２６が前進されるので、弁体２８は真空弁座２７に着座して真空弁３１が閉鎖される一方、弁体２８は大気弁座３２から離隔して大気弁３３が開放される。これにより、変圧室Ｂ、Ｂ’に大気が導入されるので、定圧室Ａ、Ａ’内の負圧と変圧室Ｂ、Ｂ’内の大気との差圧によりパワーピストン１８、１８’およびバルブボディ１７等が前進され、出力軸１３から出力される。この出力軸１３の出力によってマスタシリンダ４のプライマリピストン３４が前進してマスタシリンダ圧が発生する。このとき、マスタシリンダ４からの反力は、反力ピストン３８、中間ロッド１４、弁プランジャ２６および入力軸２５を介してブレーキペダル２に伝達され、マスタシリンダ圧は、図３に示すようにブレーキペダル２ヘの入力に対応するように制御される。すなわち、後に詳述するプライマリピストン３４内に設けた反力ピストン３８に作用するマスタシリンダ圧による作用力とブレーキペダル２ヘの入力とがバランスするようにマスタシリンダ圧が制御されるようになっている。
【０００８】
次に、本実施例のマスタシリンダ４は、図２に詳細に示すように、タンデムタイプのものであり、従来公知のものと同様に、ハウジング４１内のリア側に配置した上記プライマリピストン３４と、フロント側に配置したセカンダリピストン４２とを備えている。マスタシリンダ４のハウジング４１には、軸方向の各部において内径が異なる大径孔４１Ａを穿設するとともに、この大径孔４１Ａから連続してリア側の端面に貫通する小径孔４１Ｂを穿設している。
セカンダリピストン４２は、従来と同様に概略カップ状に形成してあり、大径孔４１Ａにおけるフロント側の内周部に摺動自在に嵌合している。
これに対して本実施例のプライマリピストン３４は、従来のものとは異なり、全体として段付の円筒状に形成している。このプライマリピストン３４の段付貫通孔内にジャンピングスプリング４３、リテーナ４４およびスリーブ４５をフロント側から順次挿入してスリーブ４５のリア側の端部を段部端面３４ａに当接させてあり、その状態で概略筒状のリテーナ４６によってスリーブ４５をプライマリピストン３４の内周部に固定している。
スリーブ４５の貫通孔内に反力ピストン３８を摺動自在に嵌合するとともに、この反力ピストン３８のフロント側の端面とそれに対向するリテーナ４６の端面との間に反力ピストンリターンスプリング４７を弾装している。ここで、ジャンピングスプリング４３の付勢力の方が反力ピストンリターンスプリング４７の付勢力より大きく設定している。したがって、図示非作動状態では、リテーナ４４はスリーブ４５のリア側端面に当接し、反力ピストン３８がそのリテーナ４４に当接した状態になっている。なお、反力ピストン３８のリア側の外周部にはシール部材４８を設けてあり、反力ピストン３８の外周面とスリーブ４５の内周面との間の液密を保持している。
反力ピストン３８のフロント側の外周部には環状溝を形成するとともに、この環状溝から連続してフロント側の端面に開口する軸方向孔を形成してあり、上記環状溝と軸方向孔によって連通路３８ａを形成している。
【０００９】
プライマリピストン３４は、軸方向のフロント側を大径部３４Ａとする一方、リア側を小径部３４Ｂとしてあり、上記大径部３４Ａと小径部３４Ｂとの間の外周部に大径部３４Ａより大径の環状突起３４Ｃを形成している。プライマリピストン３４のフロント側の大径部３４Ａおよび環状突起３４Ｃをハウジング４１の大径孔４１Ａに摺動自在に嵌合するとともに、プライマリピストン３４の小径部３４Ｂをハウジング４１の小径孔４１Ｂに摺動自在に貫通させている。ハウジング４１の大径孔４１Ａの軸方向中央部にカップシール５１が設けてあり、このカップシール５１によりプライマリピストン３４のフロント側の大径部３４Ａの外周面と大径孔４１Ａの内周面との液密が保持され、プライマリピストン３４の環状突起３４Ｃの外周部に設けたシール部材５２により環状突起３４Ｃの外周面と大径孔４１Ａの内周面との液密が保持されている。さらに、ハウジング４１の小径孔４１Ｂにカップシール５３を設けてあり、これによりプライマリピストン３４の小径部３４Ｂの外周面とハウジング４１の小径孔４１Ｂの内周面との液密が保持されている。
セカンダリピストン４２の端面とリテーナ４６の端面とにわたって軸方向に伸縮自在な従来公知のリテーナ５４を設けてあり、このリテーナ５４のフロント側の半径方向部とリア側の半径方向部との間にリタースプリング５５を弾装している。また、セカンダリピストン４２とハウジング４１の底面との間にも、軸方向に伸縮自在なリテーナ５６を設けてあり、このリテーナ５６のフロント側の半径方向部とリア側の半径方向部との間にリタースプリング５７を弾装している。
したがって、非作動状態では、セカンダリピストン４２とプライマリピストン３４は、大径孔４１Ａ内の最もリア側となる図示非作動位置に位置している。
そして、プライマリピストン３４の環状突起３４Ｃよりリア側のハウジング４１の大径孔４１Ａの内部空間によって増圧室５８を形成しており、プライマリピストン３４とセカンダリピストン４２との間のハウジング４１の大径孔４１Ａの内部空間により第１液圧室６１が形成され、セカンダリピストン４２よりフロント側のハウジング４１の大径孔４１Ａの内部空間により第２液圧室６２が形成されている。また、プライマリピストン３４の大径部３４Ａの外周面とハウジング４１の大径孔４１Ａの内周面との間でカップシール５１とシール部材５２との間の環状空間６３はハウジング４１の通路４１ａを通ってリザーバ１１に連通している。
【００１０】
既に上述したように、プライマリピストン３４の小径部３４Ｂの内方に上記中間ロッド１４のフロント側の外周部が摺動自在に挿入されている。また、プライマリピストン３４の小径部３４Ｂのリア側内周部にスペーサ３５を嵌着し、このスペーサ３５に出力軸１３を当接させている。中間ロッド１４のリア側の端面は、弁プランジャ２６のフロント側の端面に当接しており、中間ロッド１４のフロント側の端部は、図示非作動位置では、反力ピストン３８のリア側の端面と所定の隙間を持った位置にある。
上記増圧室５８は、ハウジング４１に設けた軸方向通路４１ｂ、半径方向通路４１ｃを介して連通孔６４に接続され、さらに図１に示す導管６５およぴポンプ６６から増圧室５８へのブレーキ液の流れのみを許容する逆止弁６７を通ってポンプ６６の吐出側に接続されている。また、ハウジング４１の半径方向通路４１ｃは、逆止弁としてのカップシール６８、通路４１ｄ、半径方向通路４１ａを介してリザーバ１１に接続されており、リザーバ１１から増圧室５８へのブレーキ液の流れのみを許容している。
さらに、上記増圧室５８は、プライマリピストン３４とスリーブ４５の半径方向孔７１および反力ピストン３８の連通路３８ａを介して第１液圧室６１と連通できるようになっている。図示非作動状態では、半径方向孔７１の内方側の開口部と連通路３８ａを構成する環状溝が重合しているので、増圧室５８と第１液圧室６１は連通している。
【００１１】
プライマリピストン３４の大径部３４Ａにおけるフロント側の箇所およびその内部のリテーナ４６にわたって、第１液圧室６１である内部空間と外周部を連通する半径方向孔３４ｂを穿設している。図示非作動状態では、半径方向孔３４ｂの外方側の開口部は、カップシール５１のリア側の端面を軸方向に跨ぐ位置に位置している。この非作動状態では、半径方向孔３４ｂは、カップシール５１のリア側の環状空間６３および半径方向孔４１ａを介してリザーバ１１に接続されている。
また、第１液圧室６１は、ハウジング４１の半径方向孔４１ｆ、４１ｇおよび環状孔４１ｅを介して第１吐出口７２に連通し、導管７３を介してホイールシリンダ７、８に連通している。したがって、作動時、プライマリピストン３４が前進してプライマリピストン３４の半径方向孔３４ｂがカップシール５１を横切ると、第１液圧室６１にマスタシリンダ圧が発生し、第１液圧室６１内のブレーキ液が第１吐出口７２および導管７３を介してホイールシリンダ７、８に供給されるようになっている。
セカンダリピストン４２のフロント側の位置には、第２液圧室６２である内部空間と外周部とを連通する半径方向孔４２ａを穿設している。図示非作動状態では、半径方向孔４２ａの外方側の開口部は、カップシール７４のリア側の端面を軸方向に跨ぐ位置に位置している。この非作動状態では、半径方向孔４２ａは、カップシール７４のリア側のセカンダリピストン４２の外周面とハウジング４１の大径部４１Ａの内周面との間および半径方向孔４１ｉを介してリザーバ１１に接続されている。
また、第２液圧室６２は、第２吐出口７５および導管７６を介してホイールシリンダ５、６に連通している。したがって、作動時、セカンダリピストン４２が前進してセカンダリピストン４２の半径方向孔４２ａがカップシール７４を横切ると、第２液圧室６２にマスタシリンダ圧が発生し、第２液圧室６２内のブレーキ液が第２吐出口７５および導管７６を介してホイールシリンダ５、６に供給されるようになっている。
【００１２】
プライマリピストン３４の外周面とハウジング４１の大径部４１Ａの内周面との間の環状空間６３は、プライマリピストン３４の半径方向孔３４ｄ、スリーブ４５の外周の環状溝４５ａおよび軸方向孔４５ｂを介してスプリング４３の室に連通しており、したがってスプリング４３の室は常時リザーバ１１に連通している。
また、本実施例では、増圧室５８にブレーキ液を供給するポンプ６６の吸込側を導管７７によって上記導管７３に接続してあり、この導管７７に常閉の電磁開閉弁７８を設けている。
【００１３】
本実施例の増圧手段１２は、上記増圧室５８と、これにブレーキ液を供給する上記ポンプ６６と、このポンプ６６の吸込側にブレーキ液の供給を行う電磁開閉弁７８と、プライマリピストン３４に設けられたスリーブ４５や反力ピストン３８等により構成されており、上記スリーブ４５と反力ピストン３８により上記増圧室５８に供給されるポンプ６６の液圧を制御する増圧手段１２の制御弁８１を構成している。
また、本実施例では、図１に示すように、ブレーキペダル２が踏込まれたことを検出するスイッチ８２を設けてあり、このスイッチ８２は、ブレーキペダル２が踏込まれたことを検出すると、制御装置８３に出力するようになっている。さらに、負圧式倍力装置３の変圧室Ｂ（Ｂ’）内の圧力を検出する圧力センサ８４を設けてあり、負圧式倍力装置３の変圧室Ｂ（Ｂ’）内の圧力を制御装置８３に出力するようになっている。この上記制御装置８３は、上記スイッチ８２や圧力センサ８４からの入力に応じて、上記ポンプ６６や常閉の電磁開閉弁７８の作動を制御するようになっている。
さらに、本実施例では、非作動状態での上記マスタシリンダ４のプライマリピストン３４内の反力ピストン３８が半径方向孔７１を開放させた状態からこの半径方向孔７１を完全に閉鎖するまでの上記負圧式倍力装置３の入力軸２５の軸方向の移動距離を、上記負圧式倍力装置３の真空弁座２７に弁体２８が着座するまでの上記入力軸２５の非作動位置からの軸方向の移動距離より大きく設定している。
さらに、本実施例は図１に示すように、導管７３と導管６５とを連通させる導管８５を設けてあり、かつ導管８５の途中に従来公知の構成を備えた差圧弁８６を設けている。導管８５の一端８５ａは、逆止弁６７よりもマスタシリンダ４に近い箇所の導管６５の途中に接続してあり、他方、導管８５の他端８５ｂは、導管７８を接続した位置よりもマスタシリンダ４に近い箇所の導管７３の途中に接続している。
導管８５に設けた差圧弁８６は、上記導管６５内のブレーキ液の液圧と上記第１液圧室６１からのブレーキ液の送出側となる導管７３内のブレーキ液の液圧との差圧が所定圧以上になると作動されて、ポンプ６６から吐出された導管６５内のブレーキ液を導管７３に排出させるようになっている。
さらに、導管８５の一端８５ａよりもマスタシリンダ４側に近い導管６５の箇所には、ボリューム室７０を設けてあり、ポンプ６６からブレーキ液が増圧室５８にむけて給送される際にボリューム室７０によってポンプ６６の脈動を吸収するようにしている。これにより、ポンプ６６が作動された際のポンプ６６の脈動が中間ロッド１４、弁プランジャ２６および入力軸２５を経てブレーキペダルに伝達されないようになっている。
【００１４】
----（作動説明）
以上の構成における本実施例の作動について説明する。この実施例は、ブレーキペダル２が踏込まれていない非作動状態においては、ブレーキシステム１の各構成要素は図１および図２に示す非作動位置にあり、ポンプ６６は駆動されておらず、電磁開閉弁７８は閉鎖されている。負圧式倍力装置３は、真空弁３１が開放されており、大気弁３３は閉鎖されており、定圧室Ａ（Ａ’）と変圧室Ｂ（Ｂ’）はともに負圧に維持されている。また、マスタシリンダ４は、増圧室５８が第１液圧室６１に連通しており、第１液圧室６１および第２液圧室６２はともにリザーバ１１に連通しており、第１液圧室６１、第２液圧室６２および増圧室５８は大気圧になっている。
【００１５】
この非作動状態からブレーキペダル２が踏込まれると、負圧式倍力装置３の入力軸２５および弁プランジャ２６が前進されるので、真空弁３１が閉鎖される一方、大気弁３３が開放される。これにより、変圧室Ｂ（Ｂ’）に大気が導入されるので、定圧室Ａ（Ａ’）と変圧室Ｂ（Ｂ’）とに差圧が生じ、パワーピストン１８（１８’）、バルブボディ１７、出力軸１３等が前進し、負圧式倍力装置３が作動して、出力軸１３によりマスタシリンダ４のプライマリピストン３４を前進させる。すると、プライマリピストン３４の半径方向孔３４ｂがカップシール５１を横切ると第１液圧室６１にマスタシリンダ圧が発生する。この第１液圧室６１に発生したマスタシリンダ圧によりセカンダリピストン４２も前進し、セカンダリピストン４２の半径方向孔４２ａがカップシール７４を横切ると第２液圧室６２にもマスタシリンダ圧が発生するようになる。
この第１液圧室６１および第２液圧室６２に発生したマスタシリンダ圧は、導管７３、７６を介してホイールシリンダ５、６、７、８に供給される。
この第１液圧室６１に発生したマスタシリンダ圧は、プライマリピストン３４内の反力ピストン３８に作用し、反力ピストン３８をリア側に押すが、マスタシリンダ圧による反力ピストン３８を押す力がジャンピングスプリング４３の付勢力より小さい内は、反力ピストン３８は動かない。第１液圧室６１のマスタシリンダ圧が上昇して、反力ピストン３８を押す力がジャンピングスプリング４３の付勢力より大きくなると、反力ピストン３８はリア側に後退して中間ロッド１４に当接する。すると、反力ピストン３８に作用しているマスタシリンダ圧による反力が、中間ロッド１４、弁プランジャ２６および入力軸２５を介してブレーキペダル２にブレーキ反力として伝達される。
これによりブレーキペダル２への入力に応じてマスタシリンダ圧が制御されるようになる。つまり、反力ピストン３８に作用する第１液圧室６１のマスタシリンダ圧による作用力と入力軸２５に作用する入力とがバランスするように第１液圧室６１のマスタシリンダ圧が制御される。また、反力ピストン３８が中間ロッド１４に当接した時点が運転者に始めて反力が伝達される図３のＪで示す従来一般にいわれているジャンピングの時点となる。本実施例では、ジヤンピングスプリング４３の付勢力を変更することで容易にジャンピング特性を変更することができる。
【００１６】
このとき、プライマリピストン３４の前進に伴い増圧室５８の容積が増加するが、第１液圧室６１と増圧室５８とは、プライマリピストン３４の半径方向孔７１と反力ピストン３８の連通路３８ａを介して連通しているので、これらを介して第１液圧室６１のブレーキ液がまたは逆止弁のカップシール６８を介してリザーバ１１のブレーキ液が増圧室５８に供給され、増圧室５８の液圧は、最終的には第１液圧室６１と同じ液圧になる。このように、ブレーキペダル２への入力に応じてマスタシリンダ４の第１液圧室６１および第２液圧室６２にマスタシリンダ圧が発生し、それが導管７３、７６を介してホイールシリンダ５、６、７、８に供給されてブレーキ作動が行われる。
【００１７】
さらに、ブレーキペダル２への入力が増加し、負圧式倍力装置３の作動が全負荷点ＰＯ近くになり、変圧室Ｂの圧力が所定の圧力になると、圧力センサ８４からの入力とブレーキペダル２の作動を検出するスイッチ８２からの入力により制御装置８３は、ポンプ６６を作動させるとともに電磁開閉弁７８を開放させる。
これにより、マスタシリンダ４の第１液圧室６１のブレーキ液は、導管７３、７７、電磁開閉弁７８、ポンプ６６および導管６５を介して増圧室５８に供給されるようになる。しかしながら、増圧室５８は、プライマリピストン３４の半径方向孔７１と反力ピストン３８の連通路３８ａを介して第１液圧室６１に連通しているので、増圧室５８に供給されたブレーキ液は第１液圧室６１に還流されるのみで、第１液圧室６１や増圧室５８の液圧は変化しない。さらに、入力が増加し、負圧式倍力装置３が全負荷点ＰＯを越えると、入力軸２５と弁プランジャ２６は前進を始め、中間ロッド１４を介してプライマリピストン３４内の反力ピストン３８を前進させる。すると、反力ピストン３８によりプライマリピストン３４の半径方向孔７１の内方側の開口が絞られるようになり、増圧室５８に供給されているポンプ６６の吐出液の第１液圧室６１への還流が絞られるので、増圧室５８の液圧が上昇する。この上昇した増圧室５８の液圧によりプライマリピストン３４はフロント側に押されるので、第１液圧室６１のマスタシリンダ圧は上昇する。このように、本実施例では、負圧式倍力装置３が全負荷点（図３のＰ０参照）を越えた助勢限界以降においても、増圧室５８にポンプ６６の液圧を供給することにより入力に対するマスタシリンダ圧の傾きを全負荷点以前と同じ傾きでマスタシリンダ圧を上昇させることができ、ブレーキ力を倍力させることができる（図３参照）。
【００１８】
また、負圧式倍力装置３の負圧源の失陥等により負圧式倍力装置３への供給負圧が低下している場合には、負圧式倍力装置３は、正常なときよりも小さな入力で全負荷点になってしまい、十分な倍力が行われないが、正常なときより小さな入力で負圧式倍力装置３の変圧室Ｂの圧力は所定圧力になるので、上記と同様に増圧手段１２が作動してマスタシリンダ４のマスタシリンダ圧を上昇でき、ブレーキ力を倍力させることができるようになる。
このように、本実施例では、負圧式倍力装置３によるマスタシリンダ４のプライマリピストン３４への付勢力と増圧手段１２によるプライマリピストン３４への付勢力の合計の付勢力によりマスタシリンダ圧が発生し、そのマスタシリンダ圧がブレーキペダル２への入力に応じて制御されるようになるので、負圧式倍力装置３の助勢限界（全負荷点ＰＯ）以降でもブレーキ力を倍力させることができるとともに、負圧式倍力装置３の負圧源の失陥等により供給負圧が低下した際にも助勢することができる。
さらに、本実施例では、図１に示すように導管８５に差圧弁８６を設けている。そのため、上述したように増圧手段１２が作動した状態において、仮にスリーブ４５の内周面に反力ピストン３８が引っ掛かって半径方向孔７１が絞られた閉鎖状態のままとなると、増圧室５８および導管６５内のブレーキ液の液圧が上昇する。これに伴って、導管６５と導管７３内のブレーキ液の液圧が所定圧以上となると、差圧弁８６が作動されて導管６５内のブレーキ液が導管８５を介して導管７３側へ排出されるようになっている。したがって、制御弁８１を構成する反力ピストン３８がスリーブ４５の内周面に引っ掛かって半径方向孔７１が絞られた閉鎖状態となったとしても、増圧室５８や導管６５内のブレーキ液が液圧が異常に上昇することを防止してマスタシリンダ４やポンプ６６が破損することを防止することができる。
また、導管６５にはボリューム室７０を設けているので、ポンプ６６が作動さた際のブレーキ液の脈動を吸収することができる。そのため、ポンプ６６の脈動があったとして、反力ピストン３８や中間ロッド１４を介してポンプ６６の脈動がブレーキペダルに伝達されるのを防止できる。なお、上記ボリューム室７０は省略しても良い。
【００１９】
（第２実施例）
次に、図４および図５は、本発明の第２実施例を示したものであり、上記第１実施例に対して、プライマリピストン３４とその内部構成およびマスタシリンダ４の外部のブレーキ液通路の連通関係が異なるものである。そこで、上記第１実施例と同じ構成の部材には同じ付番を付け、その説明は省略する。
また、この第２実施例では、負圧式倍力装置３として従来公知のシングルタイプのものを採用しており、したがってパワーピストン１８、ダイアフラム２１および各室Ａ、Ｂはそれぞれ１つだけ備えている。出力軸１３、弁プランジャ２６、弁機構２４の構成は第１実施例と同じ構成になっている。
一方、図５に示すように、マスタシリンダ４のプライマリピストン３４は、内部に段付貫通孔を有し、軸方向のフロント側を大径部３４Ａとし、リア側を小径部３４Ｂとしてあり、上記大径部３４Ａの外周部の所定位置に大径部３４Ａよりも大径の環状突起３４Ｃを形成している。
プライマリピストン３４の大径部３４Ａの上記段付貫通孔に、スリーブ４５をフロント側から挿入して、このスリーブ４５のリア側の端面を貫通孔の段部端面３４ａに当接させてあり、そのフロント側から環状のリテーナ４６をプライマリピストン３４の段付貫通孔に圧入するとともにリテーナ４６をスリーブ４５のフロント側の端面に当接させている。このようにしてスリーブ４５をプライマリピストン３４の内方に一体的に固定している。これに関連して、この第２実施例では、リテーナ５４はリテーナ４６とセカンダリピストン４２の端面とにわたって設けている。
【００２０】
スリーブ４５の内周部のリア側に、円筒状のスプール４９を摺動自在に挿入してあり、上記スリーブ４５の内周部のフロント側で上記スプール４９のフロント側に反力ピストン３８を摺動自在に嵌合している。この反力ピストン３８とスプール４９との間にジャンピングスプリング４３を弾装してあり、図示非作動状態では、反力ピストン３８のフロント側の端面はリテーナ４６のリア側に当接しており、スプール４９のリア側の端面はプライマリピストン３４の段部端面３４ａに当接している。上記スプール４９のフロント側の外周部には環状溝を形成するとともにそこから連続させて複数の半径方向孔を穿設してあり、これら環状溝と半径方向孔とによってスプール４９の内外を連通させる連通路４９ａを形成している。中間ロッド１４のフロント側の小径部１４Ａをスプール４９内に摺動自在に挿入してあり、その小径部１４Ａの先端１４ａは、反力ピストン３８のリア側の端面から離隔してそれに面している。また、非作動状態では、スプール４９のリア側の端面と中間ロッド１４の段部１４ｂとの間に間隙が維持されている。
【００２１】
プライマリピストン３４の環状突起３４Ｃよりリア側となる大径孔４１Ａの内部空間を増圧室５８としてあり、この増圧室５８は、ハウジング４１の軸方向通路４１ｂおよび半径方向通路４１ｃを介して連通孔６４に連通しており、この連通孔６４は、導管６５と逆止弁６７を介してポンプ６６の吐出側に接続されている。さらに、上記増圧室５８は、プライマリピストン３４とスリーブ４５にわたって設けた半径方向孔７１を介してスリーブ４５内の内部室７９に連通している。この半径方向孔７１は、図示非作動状態ではスプール４９の連通路４９ａと重合して増圧室５８と内部室７９とを連通させてあり、作動時にスプール４９が中間ロッド１４により作動してフロント側に移動すると、上記スプール４９が半径方向孔７１の内方の開口を塞いで増圧室５８から内部室７９へのブレーキ液の流れを絞るように構成されている。すなわち、上記スプール４９、スリーブ４５および半径方向孔７１により増圧手段１２の制御弁８１を構成している。
さらに、スリーブ４５の内部室７９は、スリーブ４５とプライマリピストン３４とにわたって設けた半径方向孔５０を介して環状空間６３に連通し、さらに、ハウジング４１の半径方向孔４１ａを介してリザーバ１１に連通している。したがって、非作動状態では、増圧室５８は、半径方向孔７１、スプール４９の連通路４９ａ、内部室７９、半径方向孔５０、環状空間６３および半径方向孔４１ａを介してリザーバ１１に連通している。
【００２２】
また、この第２実施例においては、図４に示すように、ポンプ６６の吸込側はリザーバ１１からポンプ６６へのブレーキ液の流れのみを許容する逆止弁６９と導管７７を介してリザーバ１１に接続されている。これにより、ポンプ６６が駆動された際には、リザーバ１１のブレーキ液が導管７７、６５を経由して増圧室５８に給送されるようになっている。
さらに、この第２実施例では、導管８０によって上記導管７７と導管６５とを連通させてあり、この導管８０の途中にリリーフ弁８７を設けている。このリリーフ弁８７は、ポンプ６６が駆動された際に該ポンプ６６から吐出されブレーキ液の液圧が所定圧力以上となると開放されるようになっている。したがって、このようにリリーフ弁８７が開放された時には、ポンプ６６から吐出されるブレーキ液は導管８０と導管７７を介してリザーバ１１に戻されるようになっている。
このように、本実施例ではリリーフ弁８７を配設してあるので、制御弁８１を構成するスプール４９が半径方向孔７１の内方側の開口部を絞った閉鎖状態となったままで、ポンプ６６が作動されたような場合においても、増圧室５８や導管６５内のブレーキ液圧が異常に上昇することを防止して、マスタシリンダ４やポンプ６６が破損するのを防止できるようになっている。
また、この第２実施例においても、ポンプ６６からのブレーキ液の吐出側にボリューム室７０を設けてあり、これによってポンプ６６から吐出されるブレーキ液の脈動を吸収するようにしている。
【００２３】
図６はボリューム室７０、逆止弁６７およびポンプ６６部分の構成を示したものであり、上記ボリューム室７０および逆止弁６７は、ポンプ６６におけるハウジング８８と一体に連結している。
ポンプ６６はラジアルポンプであり、ハウジング８８内の液室９１は導管７７に接続されている。回転軸８９が回転されると、この回転軸８９の周囲３か所に設けた往復動部材９０が半径方向に進退動されるようになっている。回転軸８９の回転およびそれに伴う３つの往復動部材９０が進退動することに伴って、液室９１内のブレーキ液が回転軸８９内の液通路８９ａを通って吐出口８８ａから吐出されるようになっている。
この吐出口８８ａには、第１筒状部材９２を鉛直方向となるように嵌着するとともに、第１筒状部材９２を囲繞して段付カップ状のケーシング９３をハウジングに鉛直方向となるように連結している。
第１筒状部材９２の内部にばね９４とボール９５から構成した逆止弁６７を設けている。また、ケーシング９３の内部空間をボリューム室７０としてあり、ボリューム室７０は、第１筒状部材９２の外周部とケーシング９３の内周部との間の間隙およびハウジング８８の通路８８ｂを介して上記導管６５に連通している。
第１筒状部材９２の上端部は、ボリューム室７０の上下方向中央部に位置させてあるので、吐出口８８ａから逆止弁６７を経由して第１筒状部材９２内を給送されたブレーキ液は、第１筒状部材９２の上端部からボリューム室７０内に導入されるようになっている。そして、ボリューム室７０内のブレーキ液は上記通路８８ｂを経由して導管６５に吐出されるようになっている。本実施例では、ボリューム室７０とその周辺を以上のように構成しているので、ポンプ６６がブレーキ液を吐出する際の脈動をボリューム室７０によって吸収できるようになっている。この図６のボリューム室７０、逆止弁６７およびポンプ６６は、第１実施例にも適用できる。
本第２実施例のその他の構成は、上記第１実施例と同じである。
【００２４】
（第２実施例の作動説明）
以上の第２実施例の作動を以下に説明する。図４および図５に示す非作動状態よりブレーキペダル２を踏込み負圧式倍力装置３を作動させると、負圧式倍力装置３の出力軸１３の前進によりマスタシリンダ４のプライマリピストン３４が前進して第１液圧室６１にマスタシリンダ圧が発生し、それによりセカンダリピストン４２が前進して第２液圧室６２にもマスタシリンダ圧が発生し、そのマスタシリンダ圧が導管７３、７６を介してホイールシリング５、６、７、８に供給される。このとき、プライマリピストン３４の前進により増圧室５８の容積が増加するが、スリーブ４５の半径方向孔７１は開放されているので、その半径方向孔７１を介してや、逆止弁のカップシール６８を介してリザーバ１１のブレーキ液が増圧室５８に供給されるので、増圧室５８は大気圧のままである。
この作動開始時には、入力軸２５、弁プランジャ２６の前進により中間ロッド１４も前進するが、中間ロッド１４の段部１４ｂはスプール４９には当接せず、小径部１４Ａの先端１４ａも反力ピストン３８に当接していない。この状態で、第１液圧室６１のマスタシリンダ圧が上昇すると、マスタシリンダ圧は反力ピストン３８に作用し、このマスタシリンダ圧による反力ピストン３８への作用力がスプリング４３の付勢力より大きくなると、反力ピストン３８は後退して中間ロッド１４の小径部１４Ａの先端１４ａに当接して、反力ピストン３８へのマスタシリンダ圧による反力が中間ロッド１４、弁プランジャ２６、入力軸２５を介してブレーキペダル２にブレーキ反力として伝達される。これにより、上記第１実施例と同様に第１液圧室６１のマスタシリンダ圧は、入力に応じた液圧に制御される。この反力伝達開始時点がいわゆるジャンピングＪであり、スプリング４３の付勢力を変更することで容易にジャンピング特性を変更できる（図３参照）。
【００２５】
ブレーキペダル２の入力が大きくなり、負圧式倍力装置３が全負荷点ＰＯ近くになると、変圧室Ｂの圧力を検出する圧力センサ８４とブレーキペダル２の作動を検出するスイッチ８２からの入力により制御装置８３がポンプ６６を駆動させる。この状態では、スリーブ４５の半径方向孔７１は十分に開いているので、増圧室５８に供給されるポンプ６６からのブレーキ液は、半径方向孔７１、連通路４９ａ、内部室７９、半径方向孔５０、環状空間６３および半径方向孔４１ａを介してリザーバ１１に還流されるので、増圧室５８には液圧は発生しない。
さらに、入力が上昇して、負圧式倍力装置３が全負荷点ＰＯになると、入力軸２５、弁プランジャ２６が前進するので、中間ロッド１４が前進して段部１４ｂがスプール４９に当接してスプール４９が前進して半径方向孔７１を絞るようになる。
これにより、増圧室５８に液圧が発生し、この液圧によりプライマリピストン３４を押すようになるので、上記第１実施例と同様に助勢限界（全負荷点）以降でもブレーキ力を倍力させることができる。また、負圧式倍力装置３の負圧源失陥等により供給負圧が低下した場合でも、正常時と同様にブレーキ力を倍力することができる。
以上のように、本第２実施例では、リザーバ１１のブレーキ液をポンプ６６を介してマスタシリンダ４内の増圧室５８に供給し、この増圧室５８に供給されたブレーキ液をリザーバ１１に還流させるプライマリピストン３４の半径方向孔７１を絞ることにより増圧室５８に液圧を発生させ、この液圧によりプライマリピストン３４を押してマスタシリンダ圧を増圧させるようにしたものである。
【００２６】
さらに、この第２実施例では、導管８０の途中にリリーフ弁８７を設けている。これにより、スプール４９が半径方向孔７１の内方側の開口部を絞った閉鎖状態となったままで、ポンプ６６が作動される場合には、リリーフ弁８７が開放されるようになっている。これにより、増圧室５８や導管６５内のブレーキ液圧が異常に上昇することを防止して、マスタシリンダ４やポンプ６６が破損するのを防止できるようになっている。
また、この第２実施例においても、ボリューム室７０を設けているので、ポンプ６６がブレーキ液を給送する際の脈動を吸収して、このポンプ６６の脈動がブレーキペダルに伝達されるのを防止することができる。
【００２７】
【発明の効果】
以上のように、本発明によれば負圧式倍力装置が助勢限界（全負荷点）に達した以降においても十分な倍力機能を得ることができるという効果が得られる。
さらに、制御弁が故障したような場合であっても、マスタシリンダなどが破損することを防止できるという効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例を示す全体の構成図。
【図２】図１に示した要部の拡大断面図。
【図３】図１に示したブレーキシステムによる入力とマスタシリンダ圧との関係を示す特性線図
【図４】本発明の第２実施例を示す全体の構成図。
【図５】図４の要部を示す拡大断面図。
【図６】図４の要部の拡大断面図。
【符号の説明】
１ブレーキシステム２ブレーキペダル
３負圧式倍力装置４マスタシリンダ
５〜８ホイールシリンダ１１リザーバ
１２増圧手段１４中間ロッド
３４プライマリピストン３８反力ピストン
４５スリーブ４９スプール
５８増圧室６１第１液圧室
６６ポンプ８６差圧弁
８７リリーフ弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a brake system that boosts brake fluid pressure by a brake booster, and more specifically, a brake that can boost as before before the brake booster reaches the full load point. About the system.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a brake system capable of boosting brake fluid pressure even after the brake booster reaches the full load point is known (Japanese Patent Laid-Open No. 10-152041). In the embodiment shown in FIGS. 2 and 3 of the above-mentioned JP-A-10-152041, the electromagnetic pressure control valve 22 and the pump 16 are provided in the brake fluid passage between the master cylinder and the wheel cylinder. The hydraulic pressure of 16 is applied to the brake fluid passage closer to the wheel cylinder than the electromagnetic pressure control valve 22. As a result, the brake fluid pressure can be increased with respect to the brake operation force, and the brake force can be boosted even after the assist limit (full load point) of the brake booster. Even when the brake booster cannot boost the pressure due to the failure of the pressure source of the device, the necessary braking force can be obtained.
FIGS. 13 and 14 of Japanese Patent Laid-Open No. 10-152041 disclose an embodiment in which a mechanical pressure control valve 150 is provided instead of the electromagnetic pressure control valve 22 in FIGS. 2 and 3. . 13 and 14 also, the braking force can be boosted even after the assist limit (full load point) of the brake booster.
In addition to the above, for example, JP-A-10-35477 is known as a brake system capable of boosting the brake fluid pressure even after the brake booster reaches the full load point. In addition to the master cylinder and the brake booster, the system disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-35477 includes an assisting limit intermediate hydraulic pressure control device 154 disposed on the rear side of the master cylinder. As a result, the braking force can be boosted even after the assist limit (full load point) of the brake booster.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, the system disclosed in FIGS. 2 and 3 of the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-152041 requires various sensors, electromagnetic pressure control valves and the like, so that the configuration of the brake system is complicated and expensive. there were. Further, in the system disclosed in FIGS. 13 and 14 of Japanese Patent Laid-Open No. 10-152041, it is impossible to assist when the brake booster cannot be boosted due to a failure of the pressure source of the brake booster or the like. was there.
On the other hand, the brake system disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-35477 also has a drawback that it cannot assist when the brake booster cannot boost power due to a failure of the pressure source of the brake booster.
Accordingly, an object of the present invention is to make it possible to boost the brake force even after the assist limit (full load point) of the brake booster with a relatively simple configuration, and to cause a failure of the pressure source of the brake booster. It is an object of the present invention to provide a brake system that can assist even when the brake booster cannot boost the pressure.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
That is, The present invention described in claim 1 The master cylinder piston provided in the housing moves forward to generate a master cylinder pressure, and is operated in conjunction with the brake operation member to generate an output. A brake system comprising: a pressure booster; and pressure increasing means for increasing the master cylinder pressure by moving the master cylinder piston forward,
The pressure increasing means restricts a pressure increasing chamber provided in the housing of the master cylinder and facing the master cylinder piston, and a brake fluid passage for communicating the pressure increasing chamber and the hydraulic pressure chamber of the master cylinder piston. A control valve and a pump for feeding brake fluid delivered from the hydraulic pressure chamber to the pressure increasing chamber; and a second brake fluid passage communicating the pump and the pressure increasing chamber; A third brake fluid passage that communicates the brake fluid passage with the brake fluid delivery side of the fluid pressure chamber is provided, and the fluid pressure of the second brake fluid passage and the fluid pressure are further provided in the third brake fluid passage. Provided is a brake system provided with a differential pressure valve for discharging the brake fluid in the third brake fluid passage to the delivery side of the hydraulic pressure chamber when the differential pressure with the hydraulic pressure on the delivery side of the chamber exceeds a predetermined pressure. It is.
[0005]
According to the configuration described above, since the pressure increasing means is provided, even after the negative pressure booster reaches its assisting limit (full load point), the master cylinder pressure is generated at the same ratio as before. Can be made. Even if the negative pressure source of the negative pressure booster fails and the negative pressure booster cannot boost, the master cylinder pressure is the same as when the negative pressure source of the negative pressure booster is normal. Can be generated.
Therefore, the brake force can be boosted even after the assist limit (full load point) of the brake booster with a relatively simple configuration, and the brake booster is caused by the failure of the pressure source of the brake booster. It is possible to provide a brake system that can assist even when the device cannot be boosted.
Moreover, In the present invention The brake valve is provided with a differential pressure valve. If the control valve breaks down, the brake fluid passage that connects the pressure increasing chamber and the hydraulic pressure chamber is closed, and the brake fluid is supplied from the pump toward the pressure increasing chamber. In such a case, it is possible to prevent the brake fluid from being fed from the pump into the pressure increasing chamber by opening the differential pressure valve. Thereby, it is possible to prevent the hydraulic pressure in the pressure increasing chamber from rising abnormally.
Therefore, in the present invention, Even if the control valve fails, the hydraulic pressure in the pressure increasing chamber does not rise abnormally. Therefore, it is possible to prevent the pressure increasing means and the master cylinder from being damaged when the control valve fails. .
[0006]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described with reference to the illustrated embodiments. In FIGS. 1 to 2, a brake system 1 according to the present invention includes a tandem negative pressure booster 3 that boosts and outputs a pedaling force of a brake pedal 2, and A master cylinder 4 that is operated by the output of the negative pressure booster 3 to generate a master cylinder pressure, a wheel cylinder 5 to 8 that is supplied with the master cylinder pressure from the master cylinder 4 to perform a brake operation, and stores brake fluid And a pressure increasing means 12 provided on the rear side of the master cylinder 4 for increasing the master cylinder pressure.
As shown in detail in FIG. 2, the negative pressure booster 3 has the same configuration as the conventionally known tandem type negative pressure booster 3 except for the output shaft 13 and the intermediate rod 14 inserted therethrough. . That is, a center plate 16 is disposed in the shell 15, and a substantially cylindrical valve body 17 is slidably fitted to the center plate 16. A pair of power pistons 18, 18 ′ are attached to the outer periphery of the valve body 17 at the front and rear positions of the center plate 16, and diaphragms 21, 21 ′ are attached to the back surfaces of these power pistons 18, 18 ′, respectively. A constant pressure chamber A and a variable pressure chamber B are formed before and after the diaphragm 21, and a constant pressure chamber A ′ and a variable pressure chamber B ′ are formed before and after the diaphragm 21 ′. The constant pressure chamber A and the constant pressure chamber A ′ are communicated with each other through a constant pressure passage 22, and a negative pressure is always introduced into the constant pressure chambers A and A ′ from a negative pressure source (not shown). The variable pressure chambers B and B ′ communicate with each other through the variable pressure passage 23.
A conventionally known valve mechanism 24 is accommodated in the valve body 17. The valve mechanism 24 is slidably fitted into the valve body 17 and is connected to an input shaft 25, a vacuum valve seat 27 formed on the inner peripheral portion of the valve body 17, and a contact with and away from it. A vacuum valve 31 constituted by a valve body 28 to be operated, and an atmospheric valve 33 constituted by an atmospheric valve seat 32 formed on the rear side of the valve plunger 26 and a valve body 28 contacting and separating from the atmospheric valve seat 32.
[0007]
Unlike the conventional one, the output shaft 13 of the present embodiment is formed in a cylindrical shape with a through hole formed in the shaft portion. An annular protrusion 13a is formed on the rear outer peripheral portion of the output shaft 13. The annular protrusion 13a is fitted to the annular protrusion 17a of the valve body 17, and the rear end face 13b of the output shaft 13 is connected to the annular shape. It is made to contact | abut to the end surface of the processus | protrusion 17a. As described above, the output shaft 13 of this embodiment is integrally connected to the valve body 17 and substantially forms a part of the valve body 17.
On the other hand, the cylindrical portion 13 c on the front side of the output shaft 13 is inserted into the inner peripheral portion on the rear side of the primary piston 34 of the master cylinder 4, and the annular spacer 35 fitted to the inner peripheral portion of the primary piston 34. Is always in contact. That is, the primary piston 34 and the output shaft 13 are interlocked via the spacer 35.
As will be described in detail later, the primary piston 34 of the master cylinder 4 of this embodiment is also formed in a stepped cylindrical shape with a through hole formed in the axial direction, and the intermediate rod 14 can be slid freely on the primary piston 34. At the same time, the rear end of the intermediate rod 14 is passed through the output shaft 13 and the rear end of the intermediate rod 14 is brought into contact with the front end of the valve plunger 26. An annular seal member 36 is attached to the outer peripheral portion of the intermediate rod 14, thereby maintaining liquid tightness between the outer peripheral portion of the intermediate rod 14 and the inner peripheral portion of the primary piston 34.
As can be understood from the above description, the negative pressure booster 3 of the present embodiment is different from the conventional one in that a reaction disk is provided between the end surface of the annular protrusion 17a of the valve body 17 and the end surface 13b of the output shaft 13. Is not provided. Therefore, the brake reaction force from the master cylinder 4 when the negative pressure booster 3 is operated is transmitted to the brake pedal 2 via the intermediate rod 14, the valve plunger 26 and the input shaft 25. .
In a non-operating state in which the brake pedal 2 is not depressed, the valve body 17 and the like are positioned at a non-operating position in the drawing by a return spring 37. In this state, the valve body 28 is separated from the vacuum valve seat 27 and the vacuum valve 31 is opened, while the valve body 28 is seated on the atmospheric valve seat 32 and the atmospheric valve 33 is closed.
When the brake pedal 2 is depressed from this state, the input shaft 25 and the valve plunger 26 are advanced, so that the valve body 28 is seated on the vacuum valve seat 27 and the vacuum valve 31 is closed, while the valve body 28 is The atmospheric valve 33 is opened away from the atmospheric valve seat 32. As a result, air is introduced into the variable pressure chambers B and B ′, so that the power pistons 18 and 18 ′ and the valve are caused by the differential pressure between the negative pressure in the constant pressure chambers A and A ′ and the atmospheric pressure in the variable pressure chambers B and B ′. The body 17 and the like are advanced and output from the output shaft 13. Due to the output of the output shaft 13, the primary piston 34 of the master cylinder 4 moves forward to generate a master cylinder pressure. At this time, the reaction force from the master cylinder 4 is transmitted to the brake pedal 2 via the reaction force piston 38, the intermediate rod 14, the valve plunger 26 and the input shaft 25, and the master cylinder pressure is applied to the brake as shown in FIG. Control is performed so as to correspond to the input to the pedal 2. That is, the master cylinder pressure is controlled so that the acting force by the master cylinder pressure acting on the reaction force piston 38 provided in the primary piston 34 described in detail later and the input to the brake pedal 2 are balanced. Yes.
[0008]
Next, as shown in detail in FIG. 2, the master cylinder 4 of the present embodiment is of a tandem type, and like the conventionally known one, the primary piston 34 disposed on the rear side in the housing 41 and And a secondary piston 42 disposed on the front side. The housing 41 of the master cylinder 4 is provided with a large-diameter hole 41A having a different inner diameter at each axial portion, and a small-diameter hole 41B that continuously extends from the large-diameter hole 41A to the rear end surface. ing.
The secondary piston 42 is formed in a generally cup shape as in the conventional case, and is slidably fitted to the inner peripheral portion on the front side in the large-diameter hole 41A.
On the other hand, the primary piston 34 of this embodiment is formed in a stepped cylindrical shape as a whole, unlike the conventional one. A jumping spring 43, a retainer 44, and a sleeve 45 are sequentially inserted into the stepped through hole of the primary piston 34 from the front side, and the end of the rear side of the sleeve 45 is brought into contact with the stepped end surface 34a. The sleeve 45 is fixed to the inner peripheral portion of the primary piston 34 by a substantially cylindrical retainer 46.
A reaction force piston 38 is slidably fitted into the through hole of the sleeve 45, and a reaction force piston return spring 47 is provided between the front end surface of the reaction force piston 38 and the end surface of the retainer 46 facing it. I am armed. Here, the biasing force of the jumping spring 43 is set larger than the biasing force of the reaction force piston return spring 47. Therefore, in the non-actuated state, the retainer 44 is in contact with the rear end surface of the sleeve 45, and the reaction force piston 38 is in contact with the retainer 44. A seal member 48 is provided on the outer peripheral portion of the reaction force piston 38 on the rear side, and liquid tightness is maintained between the outer peripheral surface of the reaction force piston 38 and the inner peripheral surface of the sleeve 45.
An annular groove is formed in the outer peripheral portion on the front side of the reaction force piston 38, and an axial hole that opens from the annular groove to the end surface on the front side is formed, and is formed by the annular groove and the axial hole. A communication path 38a is formed.
[0009]
The primary piston 34 has a large-diameter portion 34A on the front side in the axial direction and a small-diameter portion 34B on the rear side, and is larger than the large-diameter portion 34A in the outer peripheral portion between the large-diameter portion 34A and the small-diameter portion 34B. An annular protrusion 34C having a diameter is formed. The large diameter portion 34A and the annular protrusion 34C on the front side of the primary piston 34 are slidably fitted into the large diameter hole 41A of the housing 41, and the small diameter portion 34B of the primary piston 34 is slid into the small diameter hole 41B of the housing 41. It penetrates freely. A cup seal 51 is provided in the axially central portion of the large-diameter hole 41A of the housing 41. The cup seal 51 allows the outer peripheral surface of the large-diameter portion 34A on the front side of the primary piston 34 and the inner peripheral surface of the large-diameter hole 41A to be formed. The liquid tightness between the outer peripheral surface of the annular protrusion 34C and the inner peripheral surface of the large-diameter hole 41A is maintained by the seal member 52 provided on the outer peripheral portion of the annular protrusion 34C of the primary piston 34. Further, a cup seal 53 is provided in the small-diameter hole 41B of the housing 41, whereby the liquid tightness between the outer peripheral surface of the small-diameter portion 34B of the primary piston 34 and the inner peripheral surface of the small-diameter hole 41B of the housing 41 is maintained.
A conventionally known retainer 54 that is extendable in the axial direction is provided between the end face of the secondary piston 42 and the end face of the retainer 46, and a retarder is provided between the front-side radial portion and the rear-side radial portion of the retainer 54. The spring 55 is mounted. Further, a retainer 56 that is extendable and contractable in the axial direction is provided between the secondary piston 42 and the bottom surface of the housing 41, and the retainer 56 is provided between a front-side radial portion and a rear-side radial portion. A litter spring 57 is mounted.
Therefore, in the non-operating state, the secondary piston 42 and the primary piston 34 are located at the illustrated non-operating position on the most rear side in the large-diameter hole 41A.
A pressure increasing chamber 58 is formed by the internal space of the large-diameter hole 41 </ b> A of the housing 41 on the rear side from the annular protrusion 34 </ b> C of the primary piston 34, and the large diameter of the housing 41 between the primary piston 34 and the secondary piston 42. A first hydraulic chamber 61 is formed by the internal space of the hole 41A, and a second hydraulic chamber 62 is formed by the internal space of the large-diameter hole 41A of the housing 41 on the front side of the secondary piston 42. An annular space 63 between the cup seal 51 and the seal member 52 between the outer peripheral surface of the large-diameter portion 34A of the primary piston 34 and the inner peripheral surface of the large-diameter hole 41A of the housing 41 passes through the passage 41a of the housing 41. It communicates with the reservoir 11 through.
[0010]
As already described above, the outer peripheral portion on the front side of the intermediate rod 14 is slidably inserted inside the small diameter portion 34B of the primary piston 34. Further, a spacer 35 is fitted on the rear side inner peripheral portion of the small diameter portion 34 </ b> B of the primary piston 34, and the output shaft 13 is brought into contact with the spacer 35. The rear end face of the intermediate rod 14 is in contact with the front end face of the valve plunger 26, and the front end of the intermediate rod 14 is the rear end face of the reaction force piston 38 in the non-operation position shown in the figure. And a position with a predetermined gap.
The pressure-increasing chamber 58 is connected to the communication hole 64 through an axial passage 41b and a radial passage 41c provided in the housing 41, and is further connected to the pressure-increasing chamber 58 from the conduit 65 and the pump 66 shown in FIG. It is connected to the discharge side of the pump 66 through a check valve 67 that allows only the flow of brake fluid. The radial passage 41c of the housing 41 is connected to the reservoir 11 via a cup seal 68, a passage 41d, and a radial passage 41a as a check valve, and brake fluid from the reservoir 11 to the pressure increasing chamber 58 is connected to the reservoir 11. Only flow is allowed.
Further, the pressure increasing chamber 58 can communicate with the first hydraulic pressure chamber 61 via the primary piston 34, the radial hole 71 of the sleeve 45 and the communication path 38 a of the reaction force piston 38. In the non-actuated state shown in the figure, the pressure increasing chamber 58 and the first hydraulic pressure chamber 61 communicate with each other because the opening on the inner side of the radial hole 71 and the annular groove constituting the communication passage 38a are overlapped.
[0011]
A radial hole 34b is formed through the front-side portion of the large-diameter portion 34A of the primary piston 34 and the retainer 46 therein so as to communicate the inner space as the first hydraulic chamber 61 and the outer peripheral portion. In the non-illustrated state, the opening on the outer side of the radial hole 34b is located at a position straddling the rear end surface of the cup seal 51 in the axial direction. In this non-actuated state, the radial hole 34b is connected to the reservoir 11 via the annular space 63 on the rear side of the cup seal 51 and the radial hole 41a.
The first hydraulic pressure chamber 61 communicates with the first discharge port 72 via the radial holes 41 f and 41 g and the annular hole 41 e of the housing 41, and communicates with the wheel cylinders 7 and 8 via the conduit 73. . Accordingly, when the primary piston 34 moves forward during operation and the radial hole 34b of the primary piston 34 crosses the cup seal 51, a master cylinder pressure is generated in the first hydraulic pressure chamber 61, and the inside of the first hydraulic pressure chamber 61 is increased. Brake fluid is supplied to the wheel cylinders 7 and 8 through the first discharge port 72 and the conduit 73.
A radial hole 42 a that communicates the inner space that is the second hydraulic pressure chamber 62 and the outer peripheral portion is formed at a position on the front side of the secondary piston 42. In the non-actuated state shown in the figure, the opening on the outer side of the radial hole 42 a is located at a position straddling the end surface on the rear side of the cup seal 74 in the axial direction. In this non-actuated state, the radial hole 42a is provided between the outer peripheral surface of the secondary piston 42 on the rear side of the cup seal 74 and the inner peripheral surface of the large-diameter portion 41A of the housing 41 and via the radial hole 41i. It is connected to the.
Further, the second hydraulic pressure chamber 62 communicates with the wheel cylinders 5 and 6 via the second discharge port 75 and the conduit 76. Accordingly, when the secondary piston 42 moves forward and the radial hole 42 a of the secondary piston 42 crosses the cup seal 74 during operation, a master cylinder pressure is generated in the second hydraulic chamber 62, and the second hydraulic chamber 62 Brake fluid is supplied to the wheel cylinders 5 and 6 via the second discharge port 75 and the conduit 76.
[0012]
An annular space 63 between the outer peripheral surface of the primary piston 34 and the inner peripheral surface of the large-diameter portion 41A of the housing 41 includes a radial hole 34d of the primary piston 34, an annular groove 45a on the outer periphery of the sleeve 45, and an axial hole 45b. Thus, the chamber of the spring 43 communicates with the reservoir 11 at all times.
In this embodiment, the suction side of a pump 66 for supplying brake fluid to the pressure increasing chamber 58 is connected to the conduit 73 by a conduit 77, and a normally closed electromagnetic on-off valve 78 is provided in the conduit 77. .
[0013]
The pressure increasing means 12 of this embodiment includes the pressure increasing chamber 58, the pump 66 for supplying brake fluid thereto, an electromagnetic on-off valve 78 for supplying brake fluid to the suction side of the pump 66, and a primary piston. Of the pressure-intensifying means 12 for controlling the hydraulic pressure of the pump 66 supplied to the pressure-increasing chamber 58 by the sleeve 45 and the reaction force piston 38. A control valve 81 is configured.
Further, in this embodiment, as shown in FIG. 1, a switch 82 is provided for detecting that the brake pedal 2 has been depressed. When this switch 82 detects that the brake pedal 2 has been depressed, The data is output to the device 83. Further, a pressure sensor 84 for detecting the pressure in the variable pressure chamber B (B ′) of the negative pressure booster 3 is provided, and the pressure in the variable pressure chamber B (B ′) of the negative pressure booster 3 is controlled. 83 is output. The control device 83 controls the operation of the pump 66 and the normally closed electromagnetic on-off valve 78 in response to inputs from the switch 82 and the pressure sensor 84.
Further, in this embodiment, the reaction force piston 38 in the primary piston 34 of the master cylinder 4 in the non-actuated state from the state in which the radial hole 71 is opened until the radial hole 71 is completely closed is described above. The axial movement distance of the input shaft 25 of the negative pressure booster 3 is determined from the non-operating position of the input shaft 25 until the valve body 28 is seated on the vacuum valve seat 27 of the negative pressure booster 3. It is set larger than the moving distance in the direction.
Further, in this embodiment, as shown in FIG. 1, a conduit 85 for communicating the conduit 73 and the conduit 65 is provided, and a differential pressure valve 86 having a conventionally known configuration is provided in the middle of the conduit 85. One end 85a of the conduit 85 is connected in the middle of the conduit 65 at a location closer to the master cylinder 4 than the check valve 67, while the other end 85b of the conduit 85 is connected to the master cylinder more than the position where the conduit 78 is connected. 4 is connected in the middle of the conduit 73 at a location close to 4.
The differential pressure valve 86 provided in the conduit 85 is a differential pressure between the hydraulic pressure of the brake fluid in the conduit 65 and the hydraulic pressure of the brake fluid in the conduit 73 on the delivery side of the brake fluid from the first hydraulic pressure chamber 61. When the pressure exceeds a predetermined pressure, the brake fluid in the conduit 65 discharged from the pump 66 is discharged to the conduit 73.
Further, a volume chamber 70 is provided at a position of the conduit 65 closer to the master cylinder 4 side than the one end 85 a of the conduit 85, and the volume is increased when the brake fluid is fed from the pump 66 toward the pressure increasing chamber 58. The chamber 70 absorbs the pulsation of the pump 66. As a result, the pulsation of the pump 66 when the pump 66 is operated is not transmitted to the brake pedal via the intermediate rod 14, the valve plunger 26 and the input shaft 25.
[0014]
---- (Operation explanation)
The operation of the present embodiment having the above configuration will be described. In this embodiment, when the brake pedal 2 is not depressed, the components of the brake system 1 are in the inoperative positions shown in FIGS. 1 and 2, the pump 66 is not driven, and the electromagnetic The on-off valve 78 is closed. In the negative pressure booster 3, the vacuum valve 31 is opened, the atmospheric valve 33 is closed, and the constant pressure chamber A (A ') and the variable pressure chamber B (B') are both maintained at negative pressure. . Further, in the master cylinder 4, the pressure increasing chamber 58 communicates with the first hydraulic pressure chamber 61, and both the first hydraulic pressure chamber 61 and the second hydraulic pressure chamber 62 communicate with the reservoir 11, The pressure chamber 61, the second hydraulic pressure chamber 62, and the pressure increasing chamber 58 are at atmospheric pressure.
[0015]
When the brake pedal 2 is depressed from this non-operating state, the input shaft 25 and the valve plunger 26 of the negative pressure booster 3 are advanced, so that the vacuum valve 31 is closed and the atmospheric valve 33 is opened. . As a result, since air is introduced into the variable pressure chamber B (B ′), a differential pressure is generated between the constant pressure chamber A (A ′) and the variable pressure chamber B (B ′), and the power piston 18 (18 ′), the valve body 17, the output shaft 13 and the like move forward, the negative pressure booster 3 operates, and the primary piston 34 of the master cylinder 4 is advanced by the output shaft 13. Then, when the radial hole 34 b of the primary piston 34 crosses the cup seal 51, a master cylinder pressure is generated in the first hydraulic pressure chamber 61. The secondary piston 42 is also moved forward by the master cylinder pressure generated in the first hydraulic chamber 61, and when the radial hole 42 a of the secondary piston 42 crosses the cup seal 74, the master cylinder pressure is also generated in the second hydraulic chamber 62. It becomes like this.
The master cylinder pressure generated in the first hydraulic pressure chamber 61 and the second hydraulic pressure chamber 62 is supplied to the wheel cylinders 5, 6, 7, and 8 through conduits 73 and 76.
The master cylinder pressure generated in the first hydraulic pressure chamber 61 acts on the reaction force piston 38 in the primary piston 34 and pushes the reaction force piston 38 to the rear side, but the force pushing the reaction force piston 38 by the master cylinder pressure. However, the reaction force piston 38 does not move as long as it is smaller than the urging force of the jumping spring 43. When the master cylinder pressure in the first hydraulic pressure chamber 61 rises and the force pushing the reaction force piston 38 becomes larger than the urging force of the jumping spring 43, the reaction force piston 38 moves backward and comes into contact with the intermediate rod 14. . Then, a reaction force due to the master cylinder pressure acting on the reaction force piston 38 is transmitted as a brake reaction force to the brake pedal 2 via the intermediate rod 14, the valve plunger 26 and the input shaft 25.
As a result, the master cylinder pressure is controlled in accordance with the input to the brake pedal 2. That is, the master cylinder pressure in the first hydraulic pressure chamber 61 is controlled so that the acting force due to the master cylinder pressure in the first hydraulic pressure chamber 61 acting on the reaction force piston 38 and the input acting on the input shaft 25 are balanced. . Also, the point of time when the reaction force piston 38 abuts against the intermediate rod 14 is the jumping point generally referred to in the art as indicated by J in FIG. 3 where the reaction force is transmitted to the driver for the first time. In the present embodiment, the jumping characteristic can be easily changed by changing the urging force of the jumping spring 43.
[0016]
At this time, the volume of the pressure increasing chamber 58 increases as the primary piston 34 advances, but the first hydraulic pressure chamber 61 and the pressure increasing chamber 58 are connected to the radial hole 71 of the primary piston 34 and the reaction piston 38. Since the communication is made through the passage 38a, the brake fluid in the first hydraulic pressure chamber 61 or the brake fluid in the reservoir 11 is supplied to the pressure increasing chamber 58 through the cup seal 68 of the check valve through these passages. The hydraulic pressure in the pressure increasing chamber 58 finally becomes the same hydraulic pressure as the first hydraulic pressure chamber 61. In this way, master cylinder pressure is generated in the first hydraulic pressure chamber 61 and the second hydraulic pressure chamber 62 of the master cylinder 4 in response to the input to the brake pedal 2, and this is generated via the conduits 73 and 76. , 6, 7, 8 are applied to perform braking.
[0017]
Further, when the input to the brake pedal 2 increases, the operation of the negative pressure booster 3 becomes close to the full load point PO, and the pressure in the variable pressure chamber B reaches a predetermined pressure, the input from the pressure sensor 84 and the brake pedal The control device 83 operates the pump 66 and opens the electromagnetic on-off valve 78 by the input from the switch 82 that detects the operation of 2.
As a result, the brake fluid in the first hydraulic pressure chamber 61 of the master cylinder 4 is supplied to the pressure increasing chamber 58 via the conduits 73 and 77, the electromagnetic on-off valve 78, the pump 66 and the conduit 65. However, since the pressure increasing chamber 58 communicates with the first hydraulic pressure chamber 61 via the radial hole 71 of the primary piston 34 and the communication passage 38a of the reaction force piston 38, the brake supplied to the pressure increasing chamber 58 is provided. The liquid is only returned to the first hydraulic pressure chamber 61, and the hydraulic pressure in the first hydraulic pressure chamber 61 and the pressure increasing chamber 58 does not change. Further, when the input increases and the negative pressure booster 3 exceeds the full load point PO, the input shaft 25 and the valve plunger 26 start moving forward, and the reaction force piston 38 in the primary piston 34 is moved through the intermediate rod 14. Move forward. Then, the opening on the inner side of the radial hole 71 of the primary piston 34 is narrowed by the reaction force piston 38, and the discharge liquid of the pump 66 supplied to the pressure increasing chamber 58 is moved to the first hydraulic pressure chamber 61. Therefore, the fluid pressure in the pressure increasing chamber 58 is increased. Since the primary piston 34 is pushed to the front side by the increased hydraulic pressure in the pressure increasing chamber 58, the master cylinder pressure in the first hydraulic pressure chamber 61 increases. Thus, in the present embodiment, the negative pressure booster 3 supplies the hydraulic pressure of the pump 66 to the pressure increasing chamber 58 even after the assisting limit beyond the full load point (see P0 in FIG. 3). The master cylinder pressure can be increased with the same inclination of the master cylinder pressure with respect to the input as before the full load point, and the braking force can be boosted (see FIG. 3).
[0018]
In addition, when the negative pressure supplied to the negative pressure booster 3 is reduced due to a failure of the negative pressure source of the negative pressure booster 3, the negative pressure booster 3 is more than normal. Although the full load point is reached with a small input and sufficient boosting is not performed, the pressure in the variable pressure chamber B of the negative pressure booster 3 becomes a predetermined pressure with a smaller input than when normal, so that the same as above Thus, the pressure increasing means 12 is activated to increase the master cylinder pressure of the master cylinder 4 and to boost the braking force.
Thus, in this embodiment, the master cylinder pressure is determined by the total urging force of the urging force of the master cylinder 4 to the primary piston 34 by the negative pressure booster 3 and the urging force of the pressure increasing means 12 to the primary piston 34. And the master cylinder pressure is controlled in accordance with the input to the brake pedal 2, so that the braking force can be boosted even after the assist limit (full load point PO) of the negative pressure booster 3. In addition, it is possible to assist when the supply negative pressure is reduced due to a failure of the negative pressure source of the negative pressure booster 3 or the like.
Furthermore, in this embodiment, a differential pressure valve 86 is provided in the conduit 85 as shown in FIG. Therefore, in the state where the pressure increasing means 12 is operated as described above, if the reaction force piston 38 is caught on the inner peripheral surface of the sleeve 45 and the radial hole 71 is restricted, the pressure increasing chamber 58 is left closed. And the hydraulic pressure of the brake fluid in the conduit 65 increases. Accordingly, when the hydraulic pressure of the brake fluid in the conduit 65 and the conduit 73 becomes equal to or higher than a predetermined pressure, the differential pressure valve 86 is operated and the brake fluid in the conduit 65 is discharged to the conduit 73 side via the conduit 85. It is like that. Therefore, even if the reaction force piston 38 constituting the control valve 81 is caught by the inner peripheral surface of the sleeve 45 and the radial hole 71 is closed, the brake fluid in the pressure increasing chamber 58 and the conduit 65 is not retained. It is possible to prevent the hydraulic pressure from rising abnormally and prevent the master cylinder 4 and the pump 66 from being damaged.
Further, since the volume chamber 70 is provided in the conduit 65, the pulsation of the brake fluid when the pump 66 is operated can be absorbed. Therefore, it is possible to prevent the pulsation of the pump 66 from being transmitted to the brake pedal via the reaction force piston 38 and the intermediate rod 14 even if the pulsation of the pump 66 occurs. The volume chamber 70 may be omitted.
[0019]
(Second embodiment)
Next, FIGS. 4 and 5 show a second embodiment of the present invention. Compared to the first embodiment, the primary piston 34 and its internal configuration and the brake fluid passage outside the master cylinder 4 are shown. The communication relationship is different. Therefore, members having the same configurations as those in the first embodiment are given the same reference numerals, and descriptions thereof are omitted.
Further, in the second embodiment, a conventionally known single type is adopted as the negative pressure type booster 3, and therefore, only one power piston 18, diaphragm 21 and each chamber A, B are provided. . The configurations of the output shaft 13, the valve plunger 26, and the valve mechanism 24 are the same as those in the first embodiment.
On the other hand, as shown in FIG. 5, the primary piston 34 of the master cylinder 4 has a stepped through hole inside, and the front side in the axial direction is a large diameter portion 34A and the rear side is a small diameter portion 34B. An annular protrusion 34C having a diameter larger than that of the large diameter portion 34A is formed at a predetermined position on the outer peripheral portion of the large diameter portion 34A.
A sleeve 45 is inserted into the stepped through hole of the large diameter portion 34A of the primary piston 34 from the front side, and a rear side end surface of the sleeve 45 is brought into contact with a stepped end surface 34a of the through hole. An annular retainer 46 is press-fitted into the stepped through hole of the primary piston 34 from the front side, and the retainer 46 is brought into contact with the front end surface of the sleeve 45. In this way, the sleeve 45 is integrally fixed inside the primary piston 34. In this connection, in the second embodiment, the retainer 54 is provided across the retainer 46 and the end face of the secondary piston 42.
[0020]
A cylindrical spool 49 is slidably inserted on the rear side of the inner peripheral portion of the sleeve 45, and the reaction force piston 38 is slid on the front side of the spool 49 on the front side of the inner peripheral portion of the sleeve 45. It fits freely. A jumping spring 43 is mounted between the reaction force piston 38 and the spool 49. In the non-actuated state, the front end surface of the reaction force piston 38 is in contact with the rear side of the retainer 46. The rear end surface of 49 is in contact with the stepped end surface 34 a of the primary piston 34. An annular groove is formed in the outer peripheral portion of the front side of the spool 49 and a plurality of radial holes are formed continuously from the annular groove, and the inside and outside of the spool 49 are communicated with each other by the annular groove and the radial hole. A communication path 49a is formed. A small-diameter portion 14A on the front side of the intermediate rod 14 is slidably inserted into the spool 49, and the tip 14a of the small-diameter portion 14A faces away from the rear end surface of the reaction force piston 38. Yes. In the non-operating state, a gap is maintained between the rear end surface of the spool 49 and the step 14b of the intermediate rod 14.
[0021]
An internal space of a large-diameter hole 41A on the rear side of the annular protrusion 34C of the primary piston 34 is used as a pressure increasing chamber 58, and this pressure increasing chamber 58 communicates with the housing 41 via the axial passage 41b and the radial passage 41c. The communication hole 64 is connected to the discharge side of the pump 66 through a conduit 65 and a check valve 67. Further, the pressure increasing chamber 58 communicates with the inner chamber 79 in the sleeve 45 through a radial hole 71 provided across the primary piston 34 and the sleeve 45. In the non-actuated state, the radial hole 71 overlaps with the communication passage 49a of the spool 49 to connect the pressure increasing chamber 58 and the inner chamber 79. During operation, the spool 49 is actuated by the intermediate rod 14 and the front side. When moved to the side, the spool 49 closes the inner opening of the radial hole 71 and restricts the flow of the brake fluid from the pressure increasing chamber 58 to the inner chamber 79. That is, the spool 49, the sleeve 45, and the radial hole 71 constitute a control valve 81 of the pressure increasing means 12.
Further, the inner chamber 79 of the sleeve 45 communicates with the annular space 63 via a radial hole 50 provided between the sleeve 45 and the primary piston 34, and further communicates with the reservoir 11 via the radial hole 41 a of the housing 41. is doing. Therefore, in the non-operating state, the pressure increasing chamber 58 communicates with the reservoir 11 via the radial hole 71, the communication passage 49a of the spool 49, the inner chamber 79, the radial hole 50, the annular space 63 and the radial hole 41a. ing.
[0022]
Further, in the second embodiment, as shown in FIG. 4, the suction side of the pump 66 is connected to the reservoir 11 via a check valve 69 and a conduit 77 that allow only the flow of brake fluid from the reservoir 11 to the pump 66. It is connected to the. As a result, when the pump 66 is driven, the brake fluid in the reservoir 11 is fed to the pressure increasing chamber 58 via the conduits 77 and 65.
Furthermore, in the second embodiment, the conduit 77 and the conduit 65 are communicated by a conduit 80, and a relief valve 87 is provided in the middle of the conduit 80. The relief valve 87 is opened when the pressure of the brake fluid discharged from the pump 66 when the pump 66 is driven exceeds a predetermined pressure. Therefore, when the relief valve 87 is thus opened, the brake fluid discharged from the pump 66 is returned to the reservoir 11 via the conduit 80 and the conduit 77.
As described above, since the relief valve 87 is provided in this embodiment, the spool 49 constituting the control valve 81 is kept in a closed state in which the opening on the inner side of the radial hole 71 is narrowed. Even when the engine 66 is activated, the brake fluid pressure in the pressure increasing chamber 58 and the conduit 65 can be prevented from rising abnormally, and the master cylinder 4 and the pump 66 can be prevented from being damaged. ing.
Also in the second embodiment, a volume chamber 70 is provided on the brake fluid discharge side from the pump 66 so as to absorb the pulsation of the brake fluid discharged from the pump 66.
[0023]
FIG. 6 shows the configuration of the volume chamber 70, the check valve 67, and the pump 66, and the volume chamber 70 and the check valve 67 are integrally connected to a housing 88 in the pump 66.
The pump 66 is a radial pump, and a liquid chamber 91 in the housing 88 is connected to a conduit 77. When the rotary shaft 89 is rotated, reciprocating members 90 provided at three locations around the rotary shaft 89 are moved forward and backward in the radial direction. As the rotary shaft 89 is rotated and the three reciprocating members 90 are moved forward and backward, the brake fluid in the liquid chamber 91 is discharged from the discharge port 88a through the liquid passage 89a in the rotary shaft 89. It has become.
The first cylindrical member 92 is fitted to the discharge port 88a so as to be in the vertical direction, and the stepped cup-shaped casing 93 is surrounded by the housing in the vertical direction by surrounding the first cylindrical member 92. It is linked to.
A check valve 67 composed of a spring 94 and a ball 95 is provided inside the first cylindrical member 92. In addition, the internal space of the casing 93 is used as a volume chamber 70, and the volume chamber 70 is formed through the gap between the outer peripheral portion of the first cylindrical member 92 and the inner peripheral portion of the casing 93 and the passage 88 b of the housing 88. It communicates with the conduit 65.
Since the upper end portion of the first cylindrical member 92 is positioned at the center in the vertical direction of the volume chamber 70, the first cylindrical member 92 is fed into the first cylindrical member 92 from the discharge port 88a via the check valve 67. The brake fluid is introduced into the volume chamber 70 from the upper end portion of the first cylindrical member 92. The brake fluid in the volume chamber 70 is discharged to the conduit 65 via the passage 88b. In the present embodiment, the volume chamber 70 and its periphery are configured as described above, so that the pulsation generated when the pump 66 discharges the brake fluid can be absorbed by the volume chamber 70. The volume chamber 70, the check valve 67 and the pump 66 shown in FIG. 6 can also be applied to the first embodiment.
Other configurations of the second embodiment are the same as those of the first embodiment.
[0024]
(Description of operation of the second embodiment)
The operation of the second embodiment will be described below. When the brake pedal 2 is depressed and the negative pressure booster 3 is operated from the non-operating state shown in FIGS. 4 and 5, the primary piston 34 of the master cylinder 4 is moved forward by the advance of the output shaft 13 of the negative pressure booster 3. As a result, a master cylinder pressure is generated in the first hydraulic pressure chamber 61, whereby the secondary piston 42 moves forward and a master cylinder pressure is also generated in the second hydraulic pressure chamber 62, and the master cylinder pressure is passed through the conduits 73 and 76. Are supplied to the wheel shilling 5, 6, 7, 8. At this time, the volume of the pressure-increasing chamber 58 is increased by the advance of the primary piston 34, but the radial hole 71 of the sleeve 45 is open, so that the cup seal of the check valve is opened via the radial hole 71. Since the brake fluid in the reservoir 11 is supplied to the pressure increasing chamber 58 through 68, the pressure increasing chamber 58 remains at atmospheric pressure.
At the start of the operation, the intermediate rod 14 is also moved forward by the advancement of the input shaft 25 and the valve plunger 26. However, the step 14b of the intermediate rod 14 is not in contact with the spool 49, and the tip 14a of the small diameter portion 14A is also the reaction force piston. 38 is not in contact. In this state, when the master cylinder pressure in the first hydraulic pressure chamber 61 rises, the master cylinder pressure acts on the reaction force piston 38, and the acting force on the reaction force piston 38 due to this master cylinder pressure is greater than the urging force of the spring 43. When it becomes larger, the reaction force piston 38 moves backward and comes into contact with the tip 14a of the small-diameter portion 14A of the intermediate rod 14, and the reaction force due to the master cylinder pressure on the reaction force piston 38 becomes intermediate rod 14, valve plunger 26, input shaft 25. Is transmitted to the brake pedal 2 as a brake reaction force. As a result, the master cylinder pressure in the first hydraulic chamber 61 is controlled to a hydraulic pressure corresponding to the input, as in the first embodiment. This reaction force transmission start time is so-called jumping J, and the jumping characteristic can be easily changed by changing the urging force of the spring 43 (see FIG. 3).
[0025]
When the input of the brake pedal 2 becomes large and the negative pressure booster 3 approaches the full load point PO, the input from the pressure sensor 84 that detects the pressure in the variable pressure chamber B and the switch 82 that detects the operation of the brake pedal 2 is performed. The control device 83 drives the pump 66. In this state, since the radial hole 71 of the sleeve 45 is sufficiently open, the brake fluid from the pump 66 supplied to the pressure increasing chamber 58 is supplied to the radial hole 71, the communication passage 49a, the inner chamber 79, and the radial direction. Since the fluid is returned to the reservoir 11 through the hole 50, the annular space 63 and the radial hole 41a, no hydraulic pressure is generated in the pressure increasing chamber 58.
Further, when the input rises and the negative pressure booster 3 reaches the full load point PO, the input shaft 25 and the valve plunger 26 move forward, so that the intermediate rod 14 moves forward and the stepped portion 14b contacts the spool 49. As a result, the spool 49 advances and the radial hole 71 is narrowed.
As a result, a hydraulic pressure is generated in the pressure increasing chamber 58, and the primary piston 34 is pushed by this hydraulic pressure, so that the braking force is boosted even after the assist limit (full load point) as in the first embodiment. Can be made. Further, even when the supply negative pressure is reduced due to the negative pressure source failure of the negative pressure booster 3 or the like, the brake force can be boosted as in the normal case.
As described above, in the second embodiment, the brake fluid in the reservoir 11 is supplied to the pressure increasing chamber 58 in the master cylinder 4 via the pump 66, and the brake fluid supplied to the pressure increasing chamber 58 is supplied to the reservoir 11. A hydraulic pressure is generated in the pressure-increasing chamber 58 by narrowing the radial hole 71 of the primary piston 34 to be recirculated, and the master cylinder pressure is increased by pushing the primary piston 34 by this hydraulic pressure.
[0026]
Further, in the second embodiment, a relief valve 87 is provided in the middle of the conduit 80. As a result, when the pump 66 is operated while the spool 49 is in a closed state in which the opening on the inner side of the radial hole 71 is restricted, the relief valve 87 is opened. Thus, the brake fluid pressure in the pressure increasing chamber 58 and the conduit 65 can be prevented from rising abnormally, and the master cylinder 4 and the pump 66 can be prevented from being damaged.
Also in this second embodiment, since the volume chamber 70 is provided, the pulsation generated when the pump 66 feeds the brake fluid is absorbed, and the pulsation of the pump 66 is transmitted to the brake pedal. Can be prevented.
[0027]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, there is an effect that a sufficient boosting function can be obtained even after the negative pressure booster reaches the assist limit (full load point).
Furthermore, even when the control valve is out of order, it is possible to prevent the master cylinder or the like from being damaged.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view of a main part shown in FIG.
3 is a characteristic diagram showing the relationship between the input by the brake system shown in FIG. 1 and the master cylinder pressure.
FIG. 4 is an overall configuration diagram showing a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of FIG. 4;
6 is an enlarged cross-sectional view of the main part of FIG.
[Explanation of symbols]
1 Brake system 2 Brake pedal
3 Negative pressure booster 4 Master cylinder
5-8 Wheel cylinder 11 Reservoir
12 Pressure increasing means 14 Intermediate rod
34 Primary piston 38 Reaction force piston
45 Sleeve 49 Spool
58 Pressure increasing chamber 61 First hydraulic pressure chamber
66 Pump 86 Differential pressure valve
87 Relief valve

Claims

A master cylinder that generates a master cylinder pressure by advancing a master cylinder piston provided in the housing, and a negative pressure type that operates in conjunction with a brake operation member to generate an output and advances the master cylinder piston by this output. A brake system comprising a booster and pressure increasing means for increasing the master cylinder pressure by advancing the master cylinder piston,
The pressure increasing means restricts a pressure increasing chamber provided in the housing of the master cylinder and facing the master cylinder piston, and a brake fluid passage for communicating the pressure increasing chamber and the hydraulic pressure chamber of the master cylinder piston. A control valve and a pump for feeding brake fluid delivered from the hydraulic pressure chamber to the pressure increasing chamber;
A second brake fluid passage that communicates the pump and the pressure increasing chamber, and a third brake fluid passage that communicates the second brake fluid passage and the brake fluid delivery side of the fluid pressure chamber;
Further, when the differential pressure between the hydraulic pressure in the second brake fluid passage and the hydraulic pressure on the delivery side of the hydraulic chamber exceeds the predetermined pressure in the third brake fluid passage, the brake in the third brake fluid passage A brake system comprising a differential pressure valve for discharging the fluid to the delivery side of the fluid pressure chamber.

2. The brake system according to claim 1, further comprising a volume chamber that communicates with the second brake fluid passage and into which brake fluid discharged from the pump is introduced.

The brake system according to claim 1 or 2, wherein the pump is configured to operate when the pressure in the variable pressure chamber of the negative pressure booster reaches a predetermined pressure.