FI62642C

FI62642C - KONTROLLANORDNING FOER BROMSNINGSVAETSKETRYCK

Info

Publication number: FI62642C
Application number: FI760858A
Authority: FI
Inventors: Sadao Katoh; Tsuneo Kouno
Original assignee: Nissan Motor
Priority date: 1975-04-01
Filing date: 1976-03-31
Publication date: 1983-02-10
Also published as: DE2613886A1; FR2306106A1; FR2306106B1; FI760858A; JPS51114565A; FI62642B; GB1540644A; CA1052421A; AU1250876A

Description

|«#;i [Bl (11)ICUULUTUSjULKAISU £ O £ / O| «#; I [Bl (11) ICU ANNOUNCEMENT £ O £ / O

JQa l J ' ' UTLAGGNINGSSKRIFT oZOHZJQa l J '' UTLAGGNINGSSKRIFT oZOHZ

5¾¾ C Patentti myönnetty 13 CC 19335¾¾ C Patent granted 13 CC 1933

äSJ W Patent n·-?ede IaLäSJ W Patent n · -? ede IaL

^ ^ ^ (51) K*.ik.3/int.a.3 B 60 T 8/26 SUOM I — Fl N LAN D (21) ktwittllwkemus —heenom^Mmlng 760858 (22) H*k«mi«pllv< —AMttknlngfdae 31.03· 76 (23) AlkupUvt—GlMghutadug 31.03.76 (41) Tullut lulktoak·! — #IMt effwcHg 02.10.76^ ^ ^ (51) K * .ik.3 / int.a.3 B 60 T 8/26 ENGLISH I - Fl N LAN D (21) ktwittllwkemus —heenom ^ Mmlng 760858 (22) H * k «mi« pllv <—AMttknlngfdae 31.03 · 76 (23) AlkupUvt — GlMghutadug 31.03.76 (41) Tullut lulktoak ·! - #IMt effwcHg 02.10.76

Patentti· ja rekisteri hallitus (44) NihtivUuipMon |« kuuLjuiiuliun pvm. - ?q m 8?Patent · and Register Board (44) NihtivUuipMon | «kuLLuiuiuliiu date. -? q m 8?

Patent- och ragIstarstyralsan Ameku uthgd oeh utl.ikrWun puMicurad ^ ·χυ ·0d (32)(33)(31) Fyyduttr u»uoMwu·—tegird prtortut Ol.OU.75Patent- och ragIstarstyralsan Ameku uthgd oeh utl.ikrWun puMicurad ^ · χυ · 0d (32) (33) (31) Fyyduttr u »uoMwu · —tegird prtortut Ol.OU.75

Japani-Japan(JP) 50-38603 (71) Ni ssan Motor Company, Limited, No. 2, Takara-machi, Kanagawa-ku,Japan-Japan (JP) 50-38603 (71) Ni ssan Motor Company, Limited, No. 2, Takara-machi, Kanagawa-ku,

Yokohama City, Japani-Japan(JP) (72) Sadao Katoh, Yokosuka City, Tsuneo Kouno, Yokosuka City, Japani-J apan(JP) (7U) Leitzinger Oy (5U) Jarrunestepaineen säätölaite - Kontrollanordning för bromsnings-vätsketryckYokohama City, Japan-Japan (JP) (72) Sadao Katoh, Yokosuka City, Tsuneo Kouno, Yokosuka City, Japan-Japan (JP) (7U) Leitzinger Oy (5U) Brake fluid pressure regulator - Kontrollanordning för bromsnings-vätsketryck

Keksinnön kohteena on yleisesti ottaen jarrunestepaineen säätölaite, johon kuuluu annostelu- tai rajoitusventtiilin toimiva venttiililai-te ja säätölaite venttiililaitteen kriittisen nestepaineen vaihtele-miseksi ajoneuvon painon vaihtelun mukaisesti ja erityisesti keksinnön kohteena on tämäntyyppinen jarrunestepaineen säätölaite, jota on parannettu, jotta saataisiin estetyksi säätölaitteen nestekammiossa olevan nesteen paineen vaihteleminen pääsylinteristä tulevassa neste-paineessa tapahtuvan kohoamismäärän mukaisesti silloin, kun säätö-elimen kuulaventtiili liikkuu venttiilin istukkaan nestekammion tulo-aukon sulkemiseksi reaktiona ennaltamäärättyyn hidastumismäärään järjestämällä hidastinelin, esimerkiksi aukko, pääsylinteristä tuloaukkoon johtavaan väylään.The invention relates generally to a brake fluid pressure control device comprising a valve device for operating a metering or restricting valve and a control device for varying the critical fluid pressure of a valve device according to vehicle weight variation. varying the pressure according to the amount of increase in fluid pressure from the master cylinder as the ball valve of the control member moves to the valve seat to close the fluid chamber inlet in response to a predetermined amount of deceleration by arranging a retarder member, e.g.

Kuten hyvin tiedetään ovat tavanomaiset moottoriajoneuvon hydrauliset jarrutusjärjestelmät sellaisia, että etu- ja takapyöriä jarrutetaan samanaikaisesti. Tässä mielessä on selvää, että jos liian suuri määrä jarrutusvoimaa kohdistuu etupyöriin, etupyörät lukittuvat aikaisemmin kuin takapyörät, jolloin ajajan on mahdotonta hallita moottoriajoneuvoa. Toisaalta jos takapyöriä jarrutetaan liiaksi, ne lukittuvat ennen etupyöriä saaden aikaan sen, että mootoriajoneuvon takaosa heilahtaa tai kiepahtaa poikittaissuuntaisesta ajoneuvon pituussuuntaan nähden.As is well known, conventional hydraulic braking systems for a motor vehicle are such that the front and rear wheels are braked simultaneously. In this sense, it is clear that if too much braking force is applied to the front wheels, the front wheels lock earlier than the rear wheels, making it impossible for the driver to control the motor vehicle. On the other hand, if the rear wheels are braked too much, they lock before the front wheels, causing the rear of the motor vehicle to swing or swing transverse to the longitudinal direction of the vehicle.

62642 Tästä syystä ajoneuvon turvallisuuden ja vakavuuden varmistamiseksi ja parantamiseksi jarrutuksen aikana on välttämätöntä muodostaa jar-rutusvoimien jakauma sellaiseksi, että etu- ja takapyörät lukittuvat samanaikaisesti.62642 Therefore, in order to ensure and improve the safety and stability of the vehicle during braking, it is necessary to design the distribution of the braking forces so that the front and rear wheels lock simultaneously.

Ajoneuvoa jarrutettaessa tapahtuu keulan painumista, jossa etupyöriin kohdistuva ajoneuvon paino kasvaa ja takapyöriin kohdistuva ajoneuvon paino pienenee. Tämän mukaisesti on välttämätöntä etu- ja takapyörien samanaikaisesti lukitsemiseksi antaa etupyörille suurempi jarrutusvoima kuin takapyörille annettu jarrutusvoima. Niinikään on välttämätöntä vaihdella jarrutusvoimien jakautumista etu- ja takapyöriin ajoneuvon painon muutosten mukaisesti. Täten jarrutusvoimien etu- ja takapyöriin tapahtuvan jakaantumisen ihanteelliset tunnusmerkit, silloin kun nämä tunnusmerkit on esitetty viistoilla koor-dinaatoilla, joilla on abskissa- ja ordinaatta-akselit, jotka esittävät niillä vastaavasti suhteet (jarrutusmääränsuhteet) Bf/W ja Br/W, jotka kuuluvat vastaavasti etu- ja takapyöriin kohdistuville jarru-tusvoimille Bf ja Br vastaan ajoneuvon paino W, esitetään (siis jarrutusvoimien jakaantumisen ihanteelliset tunnusmerkit) käyrän avulla, jonka tangenttien kaltevuuskulmat ovat suhteellisen suuret lähtökohdan alueella tiettyyn arvoon saakka ja suhteellisen pienet tämän alueen ulkopuolella. Lisäksi jarrutusvoiman jakaantumisen ihanteelliset ominaisuudet voidaan ilmaista eri käyrillä ajoneuvon painon mukaan ja mitä painavampi ajoneuvo on, sitä korkeammalla ihanteellinen ominaiskäyrä sijaitsee koordinaateilla.When the vehicle is braked, the bow is depressed, where the weight of the vehicle on the front wheels increases and the weight of the vehicle on the rear wheels decreases. Accordingly, in order to lock the front and rear wheels simultaneously, it is necessary to give the front wheels a higher braking force than the braking force applied to the rear wheels. It is also necessary to vary the distribution of braking forces on the front and rear wheels according to changes in vehicle weight. Thus, the ideal characteristics of the distribution of the braking forces to the front and rear wheels, when these characteristics are represented by oblique coordinates with abscissa and ordinate axes representing the ratios (braking rate ratios) Bf / W and Br / W, respectively, belonging to for the braking forces Bf and Br on the front and rear wheels versus the vehicle weight W, is represented (i.e. the ideal characteristics of the distribution of braking forces) by a curve whose tangential inclination angles are relatively large up to a certain value in the starting area and relatively small outside this range. In addition, the ideal characteristics of the distribution of the braking force can be expressed by different curves according to the weight of the vehicle, and the heavier the vehicle, the higher the ideal characteristic is located in coordinates.

Tämän mukaisesti on välttämätöntä sellaisen jarrutusvoimien jakaantumisen aikaansaamiseksi, mikä on lähellä ihanteellista ominaiskäyrää, syöttää takapyörän sylintereihin nestepainetta, joka suurenee pienemmällä määrällä kuin etupyörän sylintereihin syötetyssä nesteessä tapahtuva paineen suureneminen tai määrällä nolla silloin, kun etupyörän sylintereihin syötetty nestepaine ylittää ennaltamäärätyn neste-paineen. Keinona ongelman ratkaisemiseksi käytettiin rajoittavaa venttiiliä, annostusventtiiliä tai G-venttiiliä eli vleisventtiiliä toimimaan jarrutuspai-neen säätöventtiilinä takajarrutuspiirissä, joka johtaa takapyörän sylintereihin. Rajoituskytkin kehittää sellaisen lähtönestepaineen, joka suurenee määrällä nolla tulonestepaineen ylittäessä kriittisen nestepaineen. Annostusventtiili kehittää sellaisen lähtönestepaineen, joka suurenee määrällä, joka on pienempi kuin tulonestepaineen suu-renemismäärä tulonestepaineen ylittäessä kriittisen nestepaineen.Accordingly, in order to obtain a distribution of braking forces close to the ideal characteristic, it is necessary to supply a fluid pressure to the rear wheel cylinders which increases by less than the increase in pressure in the fluid supplied to the front wheel cylinders or zero when the fluid pressure supplied to the front wheel cylinders exceeds the fluid pressure. As a means of solving the problem, a restrictor valve, a metering valve or a G-valve, i.e. a non-return valve, was used to act as a brake pressure control valve in the rear brake circuit leading to the rear wheel cylinders. The limit switch generates an outlet fluid pressure that increases by zero as the inlet fluid pressure exceeds the critical fluid pressure. The metering valve develops an outlet fluid pressure that increases by an amount less than the increase in inlet fluid pressure as the inlet fluid pressure exceeds the critical fluid pressure.

3 62642 G-venttiili kehittää lähtönestepaineen, joka kasvaa pienemmällä määrällä kuin tulonestepaine, kun saavutetaan ennaltamäärätty jarrutusta! hidastumismäärä. Näiden venttiilien kehittämä lähtönestepaine sai kuitenkin vain aikaan jarrutusvoimien sellaisen jakaantumisen, joka likimain vastasi vain yhtä ihanteellista ominaiskäyrää, joka tämänmukaisesti vastaa ennaltamäärättyä ajoneuvon paino^., jolloin tämä lähtönestepaine sai aikaan ajoneuvon painon muuttuessa sellaisen jarrutusvoimien jakaantumisen, joka poikkesi suuresti muuttunutta ajoneuvon painoa vastaavasta ihanteelisesta ominaiskäyrästä.3 62642 The G-valve develops an outlet fluid pressure that increases by less than the inlet fluid pressure when a predetermined braking is achieved! hidastumismäärä. However, the outlet fluid pressure generated by these valves only resulted in a distribution of braking forces approximately corresponding to only one ideal characteristic corresponding to a predetermined vehicle weight. .

Toisaalta viime aikoina on useimmat moottoriajoneuvot varustettu tandem-tyyppisellä hydraulisella jarrutusjärjestelmällä, johon kuuluu etu- ja takajarrutuspiirit, jotka johtavat pääsylinteristä etuja takapyörän sylintereihin vastaavasti ja erillisesti. Kuitenkin sijoitettuna takajarrupiiriin yllämainittu jarrupaineen säätövent-tiili kehitti etujarrupiirissä olevan nestepaineen vajauksen sattuessa saman lähtönestepaineen kuin silloinkin, kun tällaista vajausta ei tapahtunut. Tämä aiheutti jarrutusvoiman vajavuutta.On the other hand, most motor vehicles have recently been equipped with a tandem-type hydraulic braking system that includes front and rear braking circuits that direct advantages from the master cylinder to the rear wheel cylinders, respectively and separately. However, when placed in the rear brake circuit, the above-mentioned brake pressure control valve developed the same outlet fluid pressure in the event of a fluid pressure deficit in the front brake circuit as in the absence of such a failure. This caused a lack of braking force.

Tästä syystä hakijat ovat esittäneet jarrunestepaineen säätölaitteen, johon kuuluu annostus- tai rajoitusventtiilinä toimiva venttiililaite ja säätölaite säätämään venttiililaitetta kriittisen nestepaineen muut-telemiseksi ajoneuvon painossa tapahtuvan muutoksen mukaisesti ja joka lisäksi kehittää sellaisen lähtönestepaineen, joka saa aikaan sellaiset jarrutusvoiman jakaantumiset etu- ja takapyöriin, jotka likimain vastaavat muuttunutta ajoneuvon painoa vastaavia ihanteellisia ominaiskäyriä. Säätölaitteeseen kuuluu mäntä, joka on jännitetty pakottamaan venttiililaite nestekammioon syötetyn pääsylinterin neste-paineen ja ennaltamäärättyyn hidastumisasteeseen reagoivan kulmavent-tiilin avulla liikkumaan venttiilin istukkaan nestekammion tuloaukon sulkemiseksi nestekammiossa olevan nesteen paineen pitämiseksi määrätyssä arvossa. Myös etujarrupiirissä oleva nestepaine jännittää venttiililaitetta siten, että nestepaineen vajauksen sattuessa kriittinen nestepaine suurenee kehittäen lähtönestepaineen, joka on riittävän suuri kompensoimaan jarrutusvoiman vajavuuden.For this reason, the applicants have proposed a brake fluid pressure control device comprising a valve device acting as a metering or limiting valve and a control device for adjusting the valve fluid to vary the critical fluid pressure according to the change in vehicle weight. correspond to the ideal characteristic curves corresponding to the changed weight of the vehicle. The control device includes a piston that is tensioned to force the valve device to move to the valve seat to close the fluid chamber inlet to maintain a certain pressure in the fluid chamber by means of a fluid pressure in the master cylinder fed to the fluid chamber and a predetermined deceleration angle valve. The fluid pressure in the front brake circuit also strains the valve device so that in the event of a fluid pressure deficiency, the critical fluid pressure increases, generating an outlet fluid pressure large enough to compensate for the lack of braking force.

Tavanomaisella jarrunestepaineen säätölaitteella on kuitenkin ollut sellainen haittapuoli, että nestekammiossa olevan nesteen paine muuttuu pääsylinterin nestepaineessa tapahtuvan kohoamismäärän mukaisesti, jolloin on mahdotonta säätää kriittistä nestepainetta ajoneuvon painossa tapahtuvan muutoksen mukaiseen ennaltamäärättyyn arvoon kuula-venttiilin liikkuessa venttiilin istukkaan ja sulkiessa nestekammion..However, a conventional brake fluid pressure regulator has had the disadvantage that the pressure of the fluid in the fluid chamber changes according to the amount of pressure rise in the master cylinder fluid pressure, making it impossible to adjust the critical fluid pressure to a predetermined fluid change with vehicle valve movement.

62642 tuloaukon ennaltamäärättyyn jarrutusasteeseen reagoiden huolimatta siitä, että tällä hetkellä on välttämätöntä kriittisen nestepaineen säätämiseksi ajoneuvon painossa tapahtuneen muutoksen mukaiseen ennaltamäärättyyn arvoon se, että nestekammiossa olevan nesteen paine on ennaltamäärätyssä arvossa riippumatta pääsylinterin nestepaineessa tapahtuvan nousun määrästä, mikäli ajoneuvon paino pysyy muuttumattomana. Tämä johtuu siitä, että kun kuulaventtiili ennaltamäärättyyn jarrutusmäärään reagoidessaan siirtyy venttiilin istukkaan, pääsylinterin nestepaineen muutos siirtyy nestekammioon kuulaventtiilin saavuttaessa venttiilin istukan tuloaukon sulkemiseksi sen jälkeen, kun se on alkanut liikkua.62642 in response to a predetermined degree of braking of the inlet, despite the fact that it is currently necessary to adjust the critical fluid pressure to a predetermined value according to the change in vehicle weight, the pressure of the fluid in the fluid chamber This is because when the ball valve, in response to a predetermined amount of braking, moves to the valve seat, the change in fluid pressure in the master cylinder passes into the fluid chamber when the ball valve reaches the valve seat inlet to close after it has begun to move.

Tästä syystä keksinnön tarkoituksena on saada aikaan oheisen patenttivaatimuksen johdannossa esitettyä tyyppiä oleva, parannettu jarrunestepaineen säätölaite, jossa nestekammiossa olevan nesteen paine tai paineen suurenemisaste pidetään ennaltamäärätyssä arvossa ajoneuvon painon mukaisena riippumatta pääsylinterissä olevan nestenaineen suurenemisasteesta kuulaventtiilin liikkuessa venttiilin istukkaan ja sulkiessa nestekammioon johtavan tuloaukon ennaltamäärättyyn jarrutusmäärään reagoiden. Tämä tarkoitus saavutetaan oheisen vaatimuksen tunnusosan mukaisesti, jolloin siinä mainitulla tavalla rajoitettu aukko toimii hidastinelimenä, joka on tarkoitettu johtamaan pääsylinterin nestepaineessa tapahtuva muutos nestekammioon sopivalla hidastuksella, jotta ehkäistäisiin tai pienennettäisiin nestekammiossa olevan nesteen paineen pääsylinterin nestepaineen suurenemismäärän mukaista muuttumista samalla, kun kuulaventtiili rajoittuu vasten venttiilin istukkaa alettuaan liikkua ennaltamäärättyyn jarrutusmäärään reagoiden.It is therefore an object of the invention to provide an improved brake fluid pressure control device of the type set forth in the preamble of the appended claim, wherein the fluid pressure or pressure increase is predetermined according to vehicle weight. This object is achieved according to the characterizing part of the appended claim, wherein the orifice limited therein acts as a retarder member to direct the change in master cylinder fluid pressure into the fluid chamber with suitable deceleration to prevent or reduce the change in fluid pressure in the fluid chamber according to the increase in the pressure of the master cylinder. after starting to move in response to a predetermined amount of braking.

Tämä ja keksinnön muut kohteet ja edut selviävät tarkemmin seuraavasta yksityiskohtaisesta keksinnön selityksestä, jota tarkastellaan viittaamalla oheisiin piirustuksiin, joissa:This and other objects and advantages of the invention will become more apparent from the following detailed description of the invention, taken in conjunction with the accompanying drawings, in which:

Kuvio 1 on graafinen esitys jarrutusvoimien etu- ja takapyöriin tapahtuvan jakaantumisen ihanteellisista ominaiskäyristä;Figure 1 is a graphical representation of the ideal characteristics of the distribution of braking forces to the front and rear wheels;

Kuvio 2 on kaaviokuva moottoriajoneuvon hydraulisesta jarrutusjärjestelmästä, johon kuuluu keksinnön mukainen jarrunestepaineen säätölaite;Fig. 2 is a schematic diagram of a hydraulic braking system of a motor vehicle including a brake fluid pressure regulating device according to the invention;

Kuvio 3 on kaaviomainen poikkileikkauskuva keksinnön mukaisen jarrunestepaineen säätölaitteen edullisesta suoritusmuodosta;Figure 3 is a schematic cross-sectional view of a preferred embodiment of a brake fluid pressure control device according to the invention;

Kuvio 4 on graafinen esitys kuulaventtiilin sulkemassa nestekammiossa olevan nesteen paineen ja pääsylinterin nestepaineen suurenemismäärän välisestä suhteesta;Fig. 4 is a graphical representation of the relationship between the pressure of the liquid in the liquid chamber closed by the ball valve and the amount of increase of the liquid pressure in the master cylinder;

Kuvio 5 on graafinen esitys kuviossa 3 esitetyn jarrunestepaineen 5 62642 säätölaitteen tulonestepaineen ja lähtönestepaineen välisestä suhteesta;Fig. 5 is a graphical representation of the relationship between the inlet fluid pressure and the outlet fluid pressure of the brake fluid pressure control device 5 62642 shown in Fig. 3;

Kuvio 6 on graafinen esitys kuviossa 3 esitetyn jarrunestepaineen säätölaitteen kriittisen nestepaineen ja ajoneuvon painon välisestä suhteesta.Fig. 6 is a graphical representation of the relationship between the critical fluid pressure of the brake fluid pressure control device shown in Fig. 3 and the weight of the vehicle.

Viittaamalla piirrustusten kuvioon 1 havaitaan, että ihanteelliset omi-naiskäyrät a·^ ja a2, jotka on esitetty kuvaamaan jarrutusvoimien jakautumisia etu- ja takapyöriin, on esitetty vinoilla koordinaateilla, joilla on abskissa- ja ordinaatta-akselit, joilla vastaavasti on esitetty suhteet (jarrutusmääräsuhteet) Bf/W ja Br/W, jotka suhteet kuvaavat etu- ja takapyöriin kohdistuvia jarrutusvoimia Bf ja vastaavasti Br vastaan ajoneuvon paino W. Käyrät a·^ ja a2 esittävät ihanneolosuh-teita sillä hetkellä, kun ajoneuvon paino on (ei kuormaa) ja W2 (ajoneuvo kantaa kuormaa) vastaavassa järjestyksessä. Yleinen suhde ihanteellisten ominaiskäyrien ja ajoneuvon painon välillä on sellainen, että mitä painavampi ajoneuvo on, sitä korkeammalle ihanteellinen omi-naiskäyrä sijoittuu tai sitä pitemmälle ylöspäin se ulottuu jyrkästi kuviossa 1 esitetyn graafisen kaavion lähtöpisteestä O.Referring to Figure 1 of the drawings, it is seen that the ideal characteristic curves a · ^ and a2, shown to illustrate the distributions of braking forces to the front and rear wheels, are shown in oblique coordinates with abscissa and ordinate axes showing ratios (braking rate ratios), respectively. Bf / W and Br / W, which represent the braking forces Bf and Br against the front vehicle weight W respectively. The curves a · ^ and a2 show the ideal conditions at the moment when the vehicle weight is (no load) and W2 ( the vehicle is carrying the load) in that order. The general relationship between the ideal characteristic curves and the weight of the vehicle is such that the heavier the vehicle, the higher the ideal characteristic curve is located or further upwards it extends sharply from the starting point O of the graph shown in Figure 1.

Kuten graafisesta esityksestä käy selville, kummankin käyrän a-^ ja a2 tangentin kaltevuuskulma on suhteellisen suuri lähtöpisteen 0 alueella tiettyyn arvoon saakka ja on suhteellisen pieni tämän alueen ulkopuolella. Kuvion 1 graafisessa esityksessä on myös esitetty jarrutusvoi-mien etu- ja takapyöriin tapahtuvien jakaantumisten ominaisviivat b-^ ja b2, jotka jakautumiset on järjestetty vastaamaan suunnilleen vastaavia ihanteellisia ominaiskäyriä a^ja a2 moottoriajoneuvon hydraulisen jarrutusjärjestelmän avulla, johon järjestelmään kuuluu tämän keksinnön mukainen jarrunestepaineen säätölaite.As can be seen from the graph, the angle of inclination of the tangents of both curves α1 and α2 is relatively large in the range of the starting point 0 up to a certain value and is relatively small outside this range. The graph of Figure 1 also shows the characteristic lines b1- and b2 of the distributions of braking forces to the front and rear wheels, which distributions are arranged to correspond approximately to the corresponding ideal characteristic curves α1 and α2 by means of a motor vehicle hydraulic braking system comprising a brake fluid according to the present invention.

Tarkastelemalla piirrustusten kuviota 2 havaitaan, että siinä on esitetty moottoriajoneuvon hydraulinen jarrutusjärjestelmä, johon kuuluu keksinnön mukainen jarrunestepaineen säätölaite tai venttiili. Yleisesti ottaen viitenumeron 10 osoittama hydraulinen jarrutusjärjestelmä käsittää pääsylinterin 12, jota käytetään jarrupolkimesta 14 käsin. Ensimmäinen ja toinen hydraulinen nestepiiri 16 ja 18 johtaa kumpikin pois pääsylinteristä 12 nestepaineiden Pm-^ ja Pm2 vastaanottamiseksi siitä vastaavassa järjestyksessä. Nestepaineet Pm^ ja Pm2 ovat toistensa kanssa yhtäsuuria ja tämän jälkeen niihin usein viitataan neste-paineena Pm. Etunestejohto 16 on kytketty etupyörän sylintereihin 20 nestepaineen Pm^ syöttämiseksi niihin, jotka sylinterit työskentelevät yhdessä moottoriajoneuvon etupyörien 22 jarrujen (ei esitetty) 6 62642 kanssa, kun taas takanestejohto 18 on kytketty säätölaitteeseen, jota yleisesti ottaen esittää viitenumero 24, nestepaineen Pn^ syöttämiseksi siihen ja säätölaitteesta 24 se on nestejohdon 26 kautta kytketty takapyörän sylintereihin 28, jotka työskentelevät yhdessä ajoneuvon takapyörien 30 jarrujen (ei esitetty) kanssa. Lisäksi etu- ja takajar-rupiirit 16 ja 18 ovat kytketyt haarajohtojen 34 ja 36 kautta säätölaitteeseen 24 nestepaineiden Pm-^ ja Pn^ syöttämiseksi vastaavasti siihen. Säätöventtiili on kiinnitetty ajoneuvon runkoon (ei esitetty), jolloin sen akseli 38 on järjestetty viistoon kulmaan Θ vaakatasosta 40, jolloin säätöventtiilin 24 etupää sijoittuu sen takapään yläpuolelle.Referring to Figure 2 of the drawings, it will be seen that there is shown a hydraulic braking system of a motor vehicle comprising a brake fluid pressure regulating device or valve according to the invention. Generally, the hydraulic braking system indicated by reference numeral 10 comprises a master cylinder 12 which is actuated from a brake pedal 14. The first and second hydraulic fluid circuits 16 and 18 each lead away from the master cylinder 12 to receive fluid pressures Pm1 and Pm2, respectively. The fluid pressures Pm1 and Pm2 are equal to each other and are hereinafter often referred to as the fluid pressure Pm. The front fluid line 16 is connected to the front wheel cylinders 20 to supply fluid pressure Pm ^ to those cylinders working with the motor vehicle front wheel 22 brakes (not shown) 6 62642, while the rear fluid line 18 is connected to a control device generally indicated at 24 to supply fluid pressure Pn from the adjusting device 24 it is connected via a fluid line 26 to the rear wheel cylinders 28, which work together with the brakes (not shown) of the rear wheels 30 of the vehicle. In addition, the front and rear brake circuits 16 and 18 are connected via branch lines 34 and 36 to a control device 24 for supplying fluid pressures Pm- and Pn ^, respectively. The control valve is attached to the body of the vehicle (not shown), its shaft 38 being arranged at an oblique angle Θ from the horizontal plane 40, the front end of the control valve 24 being located above its rear end.

Piirrustusten kuviossa 3 on esitetty keksinnön mukaisen jarrupaineen säätöventtiilin 24 yksityiskohtainen rakenne. Säätöventtiiliin 24 kuuluu kotelo 42, jonka etuosaan 43 on muodostettu ensimmäinen onkalo 44 sekä tulo- ja poistoaukot 46 ja 48. Tulo- ja poistoaukot 46 ja 48 ovat vastaavassa järjestyksessä liitetty toiseen nestejohtoon 18 ja nestejohtoon 26. Rengasmainen tiiviste-elin 50, esimerkiksi laippatyyp-pinen tiiviste, on kiinteästi kiinnitetty onkalon 44 muodostamaan seinämään ja jakaa onkalon 44 ensimmäiseen ja toiseen kammioon 52 ja 54, joihin tulo- ja poistoaukot 46 ja 48 vastaavassa järjestyksessä avautuvat. Rengasmaisessa tiiviste-elimessä 50 on sen läpi kulkeva aukko 56. Uppomäntä 58 ulottuu aukon 56 läpi ja liikku aksiaalisesti ensimmäisessä ja toisessa kammiossa 52 ja 54. Aukko 56 saa aikaan rengasmaisen välyksen rengasmaisen tiiviste-elimen 50 ja uppomännän 58 väliin nes-teyhteyden aikaansaamiseksi ensimmäisen ja toisen kammion 52 ja 54 välille. Tulppaelin 60 on lujasti sovitettu poraukseen 61, joka on muodostettu kotelon 42 etupäähän 62 ja mainittu tulppaelin sulkee etu-pään 62. Tulppaelimeen 60 on muodostettu tuloaukko 64, joka on liitetty etujarrupiirin 16 haarajohtoon 34, ja samoin tulppaelimeen kuuluu poraus 65, joka on yhteydessä tuloaukkoon 64. Uppomäntään 58 kuuluu varsiosa 66,joka on sijoitettu ensimmäiseen kammioon 52, rengasmainen uloke 68, jonka poikkileikkausala on sekä etu- ja takaosat 70 ja 72, joiden poikkileikkausalat ovat A2 ja A3 vastaavassa järjestyksessä ja joista molemmat voivat olla pienempiä kuin A-^ kuten kuviossa 3 on esitetty. Rengasmainen uloke 68 on sijoitettu toiseen kammioon ja se kykenee tarttumaan rengasmaiseen tiiviste-elimeen 50 ensimmäisen ja toisen kammion 52 ja 54 välisen nesteyhteyden estämiseksi. Etupää 70 liittyy rengasmaiseen ulokkeeseen 68 ja on liukuvasti tuettuna ontelon 44 etupään seinämän 76 läpi muodostetussa aukossa 74 ulottuen aukosta 74 tulppa-elimen 60 poraukseen 65. Poraus 65 on eristetty toisesta kammiosta 54 tiivistinelimellä 78. Takapää 72 on kiinnitetty varsiosaan 66 ja on liukuvasti tuettu ontelon 44 takapään seinämän 82 läpimuodoste- 62642 tussa aukossa 80. Takapäähän 72 on muodostettu läpimenemätön poraus 84, johon työntötanko 86 asettuu.Figure 3 of the drawings shows a detailed structure of a brake pressure control valve 24 according to the invention. The control valve 24 includes a housing 42 having a first cavity 44 and inlet and outlet ports 46 and 48 formed in the front portion 43. The inlet and outlet ports 46 and 48 are connected to the second fluid line 18 and the fluid line 26, respectively. seal, is fixedly attached to the wall formed by the cavity 44 and divides the cavity 44 into first and second chambers 52 and 54, into which the inlet and outlet openings 46 and 48 open, respectively. The annular sealing member 50 has an opening 56 therethrough. The plunger 58 extends through the opening 56 and moves axially in the first and second chambers 52 and 54. The opening 56 provides annular clearance to provide fluid communication between the annular sealing member 50 and the plunger 58. between the second chamber 52 and 54. The plug member 60 is firmly fitted in a bore 61 formed in the front end 62 of the housing 42 and said plug member closes the front end 62. An inlet port 64 is formed in the plug member 60 connected to the branch line 34 of the front brake circuit 16, and the plug member includes a bore 65 64. The plunger 58 includes an arm portion 66 disposed in the first chamber 52, an annular protrusion 68 having a cross-sectional area and front and rear portions 70 and 72, respectively, the cross-sectional areas A2 and A3, respectively, both of which may be smaller than A- Figure 3 shows. The annular projection 68 is located in the second chamber and is capable of engaging the annular sealing member 50 to prevent fluid communication between the first and second chambers 52 and 54. The front end 70 joins the annular protrusion 68 and is slidably supported in an opening 74 formed through the front end wall 76 of the cavity 44 extending from the opening 74 to the bore 65 of the plug member 60. The bore 65 is insulated from the second chamber 54 by a sealing member 78. 44 in the through-hole 80642 formed in the rear wall 82. An impermeable bore 84 is formed in the rear end 72 in which the push rod 86 rests.

Lisäksi koteloon 42 kuuluu toinen ontelo 88, joka on muodostettu sen keskiosaan 89, sekä kaksi vastakkaista porausta 90 ja 92, jotka on muodostettu ontelon 88 vastakkaisiin päätyseiniin 94 ja 96 ja jotka molemmat avautuvat onteloon 88. Kaksi mäntää 98 ja 100 on liukuvasti sovitettu vastaavassa järjestyksessä porauksiin 90 ja 92. Työntötanko 86 ulottuu uppomännän 58 porauksesta 84 poraukseen 90 ja tarttuu mäntään 98. Painelevy 102 on liukuvasti sovitettu onteloon 88 ja on rajakkaisessa tartunnassa päätyseinämän 96 ja/tai männän 100 kanssa. Männän 98 ja painelevyn 102 väliin on sijoitettu sisempi painejousi 104 näiden elimien pakottamiseksi vastakkaisiin suuntiin. Ulompi painejousi 106 on sijoitettu päätyseinämän 94 ja painelevyn 102 väliin viimeksimainitun pakottamiseksi mäntää 100 ja/tai päätyseinämää 96 vasten. Männän 100 poikkileikkausala on . Poraus 94 on suljettu ensimmäisestä kammiosta 52 tiiviste-elimen 107 avulla. Nestekammio 108 muodostuu poraukseen 92 männän 100 ja porauksen 92 päätyseinän 110 väliin.In addition, the housing 42 includes a second cavity 88 formed in its center portion 89 and two opposite bores 90 and 92 formed in the opposite end walls 94 and 96 of the cavity 88, each of which opens into the cavity 88. The two pistons 98 and 100 are slidably arranged, respectively. to the bores 90 and 92. The push rod 86 extends from the bore 84 of the plunger 58 to the bore 90 and engages the piston 98. The pressure plate 102 is slidably fitted to the cavity 88 and abuts the end wall 96 and / or the piston 100. An inner compression spring 104 is positioned between the piston 98 and the pressure plate 102 to force these members in opposite directions. An outer compression spring 106 is positioned between the end wall 94 and the pressure plate 102 to force the latter against the piston 100 and / or the end wall 96. The cross-sectional area of the piston 100 is. The bore 94 is closed from the first chamber 52 by a sealing member 107. A fluid chamber 108 is formed in the bore 92 between the piston 100 and the end wall 110 of the bore 92.

Lisäksi koteloon 42 kuuluu kolmas ontelo 112 ja poraus 114, jotka on muodostettu kotelon takaosaan 116, sekä ontelon 112 päätyseinämään 120 muodostettu poraus 118. Onteloon 112 on sovitettu pyörivästi tai kierivästä kuulaelin 122. Venttiilin istukkaelin 124 on lujasti sovitettu poraukseen 118 ja sen läpi on muodostettu aukko 126, joka avautuu onteloon 112 ja on yhteydessä nestekammioon 108 väylän 128 kautta. Kuulaelin 122 toimii venttiilinä, joka reagoi ennaltamäärät-tyyn hidastumis- tai jarrutusmäärään tai inertia-voimaan liikkuen venttiilin istukkaan 124 ja tarttuen siihen nestekammioon 108 johtavan tuloaukon 126 sulkemiseksi. Ontelon 112 muodostavaan seinään on muodostettu useita uria 130, jolloin mainittu seinämä ympäröi kuula-elintä 122 ja ulottuu aksiaalisesti kotelon 42 suhteen. Tulppaelin 132 on kiinnitetty kierteillä poraukseen 114 kotelon 42 takapään 116 sulkemiseksi ja mainittuun tulppaelimeen on muodostettu poraus 134, joka avautuu onteloon 112 ja tuloaukkoon 136, joka on yhteydessä poraukseen 134 aukon 137 kautta ja liitetty takajarrupiirin 18 haara-johtoon 36. Elin 138 kuulaelimen 122 tukemiseksi on painosovitettu poraukseen 134 ja sen kehäpintaan 139 on muodostettu useita aksiaalisia uria 140, jotka ovat yhteydessä urien 130 ja tuloaukon 136 kanssa.In addition, the housing 42 includes a third cavity 112 and a bore 114 formed in the rear portion 116 of the housing, and a bore 118 formed in the end wall 120 of the cavity 112. The cavity 112 is rotatably or rotatably fitted with a ball member 122. The valve seat member 124 is firmly fitted to the bore 118 and formed therethrough. an opening 126 that opens into the cavity 112 and communicates with the fluid chamber 108 via the passage 128. The ball member 122 acts as a valve that responds to a predetermined amount of deceleration or braking or inertia by moving into the valve seat 124 and engaging it to close the inlet 126 leading to the fluid chamber 108. A plurality of grooves 130 are formed in the wall forming the cavity 112, said wall surrounding the ball member 122 and extending axially with respect to the housing 42. The plug member 132 is threadedly attached to the bore 114 to close the rear end 116 of the housing 42, and a bore 134 is formed in said plug member which opens into the cavity 112 and the inlet 136 communicating with the bore 134 through the opening 137 and connected to the rear brake circuit branch branch 36. is weight fitted to the bore 134 and a plurality of axial grooves 140 are formed in its circumferential surface 139 in communication with the grooves 130 and the inlet 136.

Kuulan tukielimeen 138 ei ole muodostettu läpimenoaukkoa sen ulko-pääpinnasta 142 sen sisäpääpintaan 144, joten nestepaineen Pm 2 vir- 8 62642 taus tuloaukosta 136 on estetty osumasta kuulaelimen 122 takapintaan 146 ja kohdistamasta tähän pintaan työntöä, joka liikuttaa kuulaelintä 122 kohti venttiilin istukkaa 124, jolla seikalla olisi epäedullinen vaikutus nestepaineen Pm^ pääsyyn nestekammioon 108 ja joka estäisi kuulaelintä 122 liikkumasta venttiilin istukkaan 124 oikealla tavalla ennaltamäärätyn hidastumismäärän vaikutuksesta. Tukielin 138 toimii este- tai ohjauselimenä, joka saa aikaan nestepaineen Pn^ tuloaukosta 136 tapahtuvan virtaamisen poikkeamisen kohti tukielimen 138 kehäreunaa tai porauksen 134 sisäpuolista kehäseinämää pitkin ulkopään pintaa 142 ja nestepaineen Pm^ kulkemisen urien 140 ja 130 kautta tuloaukkoon 126.No passage opening is formed in the ball support member 138 from its outer main surface 142 to its inner main surface 144, so that the liquid pressure Pm 2 flow from the inlet 136 is prevented from hitting the rear surface 146 of the ball member 122 and applying a push to move the ball member 122 toward the valve seat 124. this would have an adverse effect on the entry of the fluid pressure Pm 1 into the fluid chamber 108 and would prevent the ball member 122 from moving to the valve seat 124 in a proper manner due to a predetermined amount of deceleration. The support member 138 acts as a barrier or guide member which causes the flow of fluid pressure Pn 1 from the inlet 136 toward the peripheral edge of the support member 138 or the inner circumferential wall of the bore 134 along the outer end surface 142 and the fluid pressure Pm 1 to pass through the grooves 140 and 130.

Aukko 137 toimii hidastinelimenä, joka saa aikaan nestepaineessa Pm^ tapahtuvan vaihtelun välittymisen nestekammioon 108 sopivalla hidastuksella, jolloin nestekammiossa 108 olevan nesteen paine nousee ennaltamää-rätyllä määrällä riippumatta nestepaineessa Pm^ tapahtuvasta nousun määrästä. Tämä johtuu siitä, että nestekammiossa 108 olevan nesteen painetta pitää estää muuttumasta nestepaineessa Pn^ tapahtuvan kohoamis-määrän mukaisesti kuulaelimen 122 liikkuessa venttiilin istukkaan 124 tuloaukon 126 sulkemiseksi ennaltamäärättyyn jarrutusmäärään reagoiden.The orifice 137 acts as a retarder member which causes the variation in the liquid pressure Pm 1 to be transmitted to the liquid chamber 108 by a suitable deceleration, whereby the pressure of the liquid in the liquid chamber 108 increases by a predetermined amount regardless of the amount of rise in the liquid pressure Pm 2. This is because the pressure of the fluid in the fluid chamber 108 must be prevented from changing according to the amount of rise in fluid pressure Pn 2 as the ball member 122 moves to the valve seat 124 to close the inlet 126 in response to a predetermined amount of braking.

Kuvio 4 on graafinen esitys, joka esittää suorakulmaisilla koordinaateilla nestekammiossa 108 olevan nesteen Daineen ja nestepaineessa Pi^ tapahtuvan nousumäärän välisen suhteen useissa olosuhteissa kuulavent-tiilin 122 sulkiessa tuloaukon 126, joka suhde on saatu tuloksena kuviossa 3 esitetylle säätölaitteelle 24 suoritetuista kokeista muuttamatta ajoneuvon painoa. Kuvion 4 graafisessa kaaviossa ordinaatta-akseli osoittaa nestepaineen nestekammiossa 108, kun taas abskissa-akseli osoittaa nestepaineen Pu^ nousumäärän, eli jarrupolkimen 14 alaspaina-mismäärän. Kuten kuvion 4 graafisesta kaaviosta käy selville, suurenee nestekammion 108 nesteen paine suoraviivaisesti suurimmassa määrin nestepaineen Pn^ suurenemismäärän kohotessa muihin olosuhteisiin verrattuna silloin, kun nestepaineen Pn^ nestekammioon 108 johtavaan väylään ei ole järjestetty minkäänlaista rajoitusta, kuten viitekirjain h kuviossa 4 esittää. Nestekammion 108 nestepaine alenee, kun esimerkiksi aukon 137 kaltainen rajoitin on järjestetty väylään, iolloin aleneminen tapahtuu samalla, kun nestepaineen Pn^ kohoamismäärä suurenee ja alenemismäärä jyrkkenee rajoittimen poikkileikkausalan tai halkaisijan pienetessä, koska nestekammion 108 nestepaineen kohoamismäärä pienenee rajoituksen ansiosta kuulaventtiilin 122 liikkuessa venttiilin istukkaan 124. Nestepaineen Pni2 suurenemismäärät jaetaan kolmeen alu- 9 62642 eeseen, jotka ovat tavanomainen, nopea ja mahdottoman nopea jarrutus kuten kuvio 4 osoittaa. Vaikka on paras käyttää 0,4 millimetriä aukon 137 halkaisijana, on kuitenkin kuvion 4 mukaisesti edullista käyttää alueella 0,4 - 0,8 millimetriä olevista halkaisijoista halkaisijaa, joka on alueella 0,6 - 0,8 millimetriä. Tämä johtuu siitä, että kun rajoittimen halkaisija on vähemmän kuin 0,6 millimetriä, rajoitin helposti tukkeentuu eikä reikää voida muodostaa poralla, vaan se täytyy muodostaa sähkökipinäkoneiston tapaisilla laitteilla, mistä seuraa tuottavuuden alenemista. On mahdollista käyttää noin 0,6 - 0,8 millimetrin halkaisijalla varustettua aukkoa, koska nestekammion 108 neste-paine ei suurestikaan muutu nestepaineen Pm2 suurenemismäärän johdosta tavanomaisen jarrutuksen alueella, kuten yhdensuuntaisilla viivoilla varustettu viivoitettu alue kuviossa 4 osoittaa. Koska myös nestekammion 108 nestepaine pyrkii alenemaan nestepaineen Pm2 suurenemismää-rällä nopean jarrutuksen alueella, takapyöriä varten syötetty lähtö-nestepaine pienenee tehden takapyörien lukittumisen mahdottomaksi.Fig. 4 is a graph showing, in rectangular coordinates, the relationship between the liquid Daine in the liquid chamber 108 and the amount of rise in the liquid pressure Pi 1 under various conditions with the ball valve 122 closing the inlet 126 as a result of tests performed on the control device 24 shown in Fig. 3 without changing the vehicle. In the graphical diagram of Figure 4, the ordinate axis indicates the fluid pressure in the fluid chamber 108, while the abscissa axis indicates the amount of fluid pressure Pu 1 rise, i.e., the amount of brake pedal 14 depressed. As can be seen from the graphical diagram of Fig. 4, the liquid pressure in the liquid chamber 108 increases linearly to the greatest extent as the liquid pressure Pn 2 increases compared to other conditions when no restriction is provided in the liquid pressure path Pn 2 to the liquid chamber 108, as shown by reference letter h in Fig. 4. The fluid pressure in the fluid chamber 108 decreases when, for example, a restrictor such as orifice 137 is provided in the bus, the decrease occurs as the fluid pressure Pn The increases in fluid pressure Pni2 are divided into three regions, which are conventional, rapid, and impossibly rapid braking, as shown in Figure 4. Although it is best to use 0.4 millimeters as the diameter of the opening 137, however, according to Fig. 4, it is preferable to use a diameter in the range of 0.4 to 0.8 millimeters in the range of 0.6 to 0.8 millimeters. This is because when the diameter of the stop is less than 0.6 millimeters, the stop is easily clogged and the hole cannot be formed with a drill, but must be formed with devices such as an electric spark mechanism, resulting in a decrease in productivity. It is possible to use an orifice with a diameter of about 0.6 to 0.8 millimeters because the fluid pressure of the fluid chamber 108 does not change much due to the increase in fluid pressure Pm2 in the normal braking range, as indicated by the dashed area with parallel lines in Fig. 4. Since the fluid pressure of the fluid chamber 108 also tends to decrease with the amount of fluid pressure Pm2 in the range of rapid braking, the output fluid pressure supplied to the rear wheels decreases, making it impossible for the rear wheels to lock.

Tähän mennessä selostettua jarrupaineen säätölaitetta 24 käytetään seuraavasti:The brake pressure regulator 24 described so far is used as follows:

Painettaessa jarrupoljintä 14 pääsylinteri 12 toimittaa hydrauliset nestepaineet Pm·^ ja Pm2 etu- ja takajarrupiireihin 16 ja 18. Jarru-paine Pm^ syötetään etupyörän sylintereihin 20 ja tuloaukon 64 kautta paineen säätöventtiilin 24 poraukseen 65. Nestepaine Pm2 syötetään tulopaineena paineen säätöventtiilin 24 ensimmäiseen kammioon 52 tuloaukon 46 kautta ja toimitetaan tämän jälkeen toiseen kammioon 54 rengasmaisen tiiviste-elimen 50 aukon 56 kautta hydraulisena lähtö-nestepaineena Pr, joka on moduloitu tai moduloimaton. Toisessa kammiossa 54 oleva tulonestepaine Pr syötetään takapyörän sylintereihin 28 poistoaukon 48 kautta. Nestepaine Pm2 syötetään myös paineen säätöventtiilin 24 nestekammioon 108 tuloaukon 136, urien 140 ja 130 sekä is-tukkaelimen 124 aukon 126 kautta.When the brake pedal 14 is depressed, the master cylinder 12 supplies hydraulic fluid pressures Pm · and Pm2 to the front and rear brake circuits 16 and 18. The brake pressure Pm2 is supplied to the front wheel cylinders 20 and through the inlet 64 to the bore 65 of the pressure control valve 24. The fluid pressure Pm2 is supplied to the through the inlet 46 and is then supplied to the second chamber 54 through the opening 56 of the annular sealing member 50 as a hydraulic outlet fluid pressure Pr, whether modulated or unmodulated. The inlet fluid pressure Pr in the second chamber 54 is supplied to the rear wheel cylinders 28 through the outlet 48. The fluid pressure Pm2 is also supplied to the fluid chamber 108 of the pressure control valve 24 through an inlet 136, grooves 140 and 130, and an opening 126 in the hairpiece 124.

Kun tulonestepaine Pm on pienempi kuin kriittinen nestepaine Ps, toisessa kammiossa 54 oleva lähtönestepaine Pr on sama kuin tulonestepaine Pm, eliWhen the inlet fluid pressure Pm is less than the critical fluid pressure Ps, the outlet fluid pressure Pr in the second chamber 54 is the same as the inlet fluid pressure Pm, i.

Pr = Pm Yhtälö 1 Tässä olosuhteessa porauksessa 65 oleva nestepaine Pm kohdistaa uppo-männän 58 etupäähän 70 voiman Pm x A3, joka ylittää sisemmän jousen 104 voiman F^ työntäen uppomännän 58 suljettuun asentoon, jossa rengas- 10 62642 mainen uloke 68 tarttuu tai puristuu vasten rengasmaista tiiviste-elintä 50 estäen ensimmäisen ja toisen kammion 52 ja 54 välisen neste-yhteyden. Tässä vaiheessa saadaan seuraava lauseke:Pr = Pm Equation 1 Under this condition, the fluid pressure Pm in the bore 65 applies a force Pm x A3 to the front end 70 of the plunger 58 which exceeds the force F1 of the inner spring 104, pushing the plunger 58 into the closed position where the annular projection 68 engages or presses against an annular sealing member 50 preventing fluid communication between the first and second chambers 52 and 54. At this point, the following expression is obtained:

Ps x A3 = Tämän mukaisesti ilmaistaan kriittinen nestepaine PsPs x A3 = The critical fluid pressure Ps is expressed accordingly

Ps = Yhtälö 2Ps = Equation 2

Koska uppomännän 58 siirtymä on äärimmäisen pieni, on jousen 104 voiman kasvu tässä tilanteessa niin vähäinen, että se voidaan jättää ottamatta huomioon.Since the displacement of the plunger 58 is extremely small, the increase in the force of the spring 104 in this situation is so small that it can be disregarded.

Kun tulonestepaine Pm tämän jälkeen kasvaa edelleen, ensimmäisessä kammiossa 52 oleva nestepaine Pm kohdistaa rengasmaiseen ulokkeeseen 68 voiman, joka pakottaa uppomännän 58 avoimeen asentoon irrottaen rengasmaisen ulokkeen 68 rengasmaisesta tiiviste-elimestä 50. Kun rengasmainen uloke 68 on irronnut rengasmaisesta tiiviste-elimestä 50, ensimmäisessä kammiossa 52 oleva nestepaine Pm pääsee virtaamaan toiseen kammioon 54 saaden aikaan lähtönestepaineen Pr kasvamisen.As the inlet fluid pressure Pm then further increases, the fluid pressure Pm in the first chamber 52 applies a force to the annular protrusion 68 which forces the plunger 58 into the open position, releasing the annular protrusion 68 from the annular seal member 50. When the annular protrusion 68 is disengaged from the annular seal member 50, The fluid pressure Pm 52 can flow into the second chamber 54, causing the outlet fluid pressure Pr to increase.

Tässä vaiheessa, eli kun Pm^ Ps, saadaan seuraava tasapainoyhtälö:At this point, i.e. when Pm ^ Ps, the following equilibrium equation is obtained:

PmA2 + Pr(A1 - A2) = Pm (A-j^ - A-j) + F1 Yhtälö 3 Tämän mukaisesti lähtönestepaine Pr ilmaistaan A1 -A3 -a2 f1PmA2 + Pr (A1 - A2) = Pm (A-j ^ - A-j) + F1 Equation 3 Accordingly, the outlet fluid pressure Pr is expressed as A1 -A3 -a2 f1

Pr = -r-^- Pm + —57·=-=r— Yhtälö 4 A1 “A2 A1 “A2Pr = -r - ^ - Pm + —57 · = - = r— Equation 4 A1 “A2 A1“ A2

Paineen säätöventtiilin 24 valvonnan alaisena poistoaukosta 48 toimitettu lähtönestepaine Pr annetaan jommankumman yhtälön 1 tai 4 avulla tulonestepaineen Pm mukaisesti. Siten tulonestepaineen Pm kasvaessa nollasta kasvaa lähtönestepaine Pr samalla määrällä kuin tulonestepaine Pm, kunnes tulonestepaine Pm saavuttaa kriittisen nestepaineen Ps, kuten piirrustusten kuviossa 5 on esitetty. Kun tulonestepaine Pm kasvaa yli kriittisen nestepaineen Ps, lähtönetepaine Pr suurenee määräl-lä £ m = (A^ - A-j - A2)/ (A^ - A2) 2 > joka on pienempi kuin tulonestepaineen suurenemismäärä kuten kuviossa 5 on esitetty.The outlet fluid pressure Pr delivered from the outlet 48 under the control of the pressure control valve 24 is given by either of Equations 1 or 4 according to the inlet fluid pressure Pm. Thus, as the inlet fluid pressure Pm increases from zero, the outlet fluid pressure Pr increases by the same amount as the inlet fluid pressure Pm until the inlet fluid pressure Pm reaches the critical fluid pressure Ps, as shown in Fig. 5 of the drawings. As the inlet fluid pressure Pm increases above the critical fluid pressure Ps, the outlet fluid pressure Pr increases by an amount ≤ m = (A 2 - A-j - A2) / (A 2 - A 2 - 2) 2> which is less than the increase in the inlet fluid pressure as shown in Fig. 5.

Toisaalta kun pyöriin kohdistuva jarrutusvoima B kasvaa pääsylinteristä 11 62 642 12 tulevan nestepaineen Pm kasvun mukana, kasvaa myös jarrutusmäärän a suhde vastaan gravitaatiokiihtyvyys g. Tämä jarrutusmäärän sude a/g on sama kuin jarrutusmäärän B suhde vastaan moottoriajoneuvon kokonaispaino W seuraavasti: -f- = “f" Yhtälö 5On the other hand, as the braking force B on the wheels increases with the increase in the fluid pressure Pm from the master cylinder 11 62 642 12, the ratio of the braking rate a to the gravitational acceleration g also increases. This braking rate Sude a / g is equal to the ratio of the braking rate B to the total weight W of the motor vehicle as follows: -f- = "f" Equation 5

Jarrutusvoima B on verrannollinen pääsylinterin nestepaineeseen Pm seuraavasti: B = CPm (jossa C on vakio) Yhtälö 6The braking force B is proportional to the fluid pressure Pm of the master cylinder as follows: B = CPm (where C is constant) Equation 6

Kun jarrutusmäärän suHde a/g saavuttaa ennaltamäärätyn arvon (a/g)Q, joka on paineensäätöventtiilin 24 kaltevuuskulman Θ funktio f(Θ), kuu-laventtiili 122 vierii eteenpäin reagoituaan ennaltamäärättyyn jarru-tusmäärään pyörien venttiilin istukkaa 124 vasten sulkien tuloaukon 126 nestekammion 108 eristämiseksi tuloaukosta 136. Tällöin vaikka nestepaine Pm tämän jälkeen kohoaa, nestekammion 108 nestepaine pysyy nestepaineessa Pg, joka on sama kuin nestepaine Pm sillä hetkellä, kun kuulaventtiili 122 on sulkenut tuloaukon 126. Nestepaine Pg ilmenee yhtälöistä 5 ja 6 ja yhtälöstä 7 £(a/g)g = f (Θ) ,kutenWhen the braking rate ratio a / g reaches a predetermined value (a / g) Q, which is a function of the inclination angle Θ of the pressure control valve 24 f (Θ), the ball valve 122 rolls forward after reacting to the predetermined braking rate 108 to isolate the wheel valve seat 126 against the fluid closure 126 then, although the fluid pressure Pm then rises, the fluid pressure in the fluid chamber 108 remains at a fluid pressure Pg equal to the fluid pressure Pm at the moment the ball valve 122 closes the inlet 126. The fluid pressure Pg appears from Equations 5 and 6 and Equation 7 £ (a / g ) g = f (Θ), such as

Pg = f(Θ) Yhtälö 8 Tässä vaiheessa saadaan männän 100 ja yhtälön 8 tasapainotilasta seu-raava yhtälö: F1 + f2 = Pg*A4 = A4*W Yhtälö 9 jossa F2 on ulomman jousen 106 voima.Pg = f (Θ) Equation 8 In this step, the following equation is obtained from the equilibrium state of the piston 100 and Equation 8: F1 + f2 = Pg * A4 = A4 * W Equation 9 where F2 is the force of the outer spring 106.

Sisemmän ja ulomman jousen 104 ja 106 voimat F’1 ja F2 ilmaistaan vastaavasti jousien 104 ja 106 esiasetettujen tai alkukuormien ja F2 summina ja jousien 104 ja 106 painumisen tai kutistumisen määrinä, jotka saa aikaan männästä 100 tuleva puristusvoima sekä jousten 104 ja 106 jousivakiot K^ ja K2> Koska jousten 104 ja 106 painurnismäärät ovat tässä tapauksessa toisiinsa nähden samat, saadaan seuraava yhtälö K2 f2 = f2 + -jq- - fi> Yhtälö 10The forces F'1 and F2 of the inner and outer springs 104 and 106 are expressed as the sums of the preset or initial loads and F2 of the springs 104 and 106 and the amounts of compression or shrinkage of the springs 104 and 106 produced by the compressive force from the piston 100 and the spring constants K and K2> Since the pressures of the springs 104 and 106 are in this case the same with respect to each other, the following equation K2 f2 = f2 + -jq- - fi> Equation 10 is obtained

Yhtälöistä 9 ja 10 saadaan jousten 104 voima F·^ seuraavasti 62642 12 a4w - (f2 - ΐλ) F1 = ----%--=— Yhtälö 11 1 + ^rEquations 9 and 10 give the force F · ^ of the springs 104 as follows: 62642 12 a4w - (f2 - ΐλ) F1 = ----% - = - Equation 11 1 + ^ r

Yhtälön 11 sijoittaminen yhtälöihin 2 ja 4 antaa tulokseksi -ψλ a4„ - ,f2 - fl)Placing Equation 11 in Equations 2 and 4 results in -ψλ a4 „-, f2 - fl)

Ps = ---=- Yhtälö 12 K2 A3 f1 + -Kj-Ps = --- = - Equation 12 K2 A3 f1 + -Kj-

Kun Pm=Ps F1When Pm = Ps F1

Pr = mPm + —r—-—Pr = mPm + —r —-—

Al-A2 £(Q) A w _ f ) C Ä4W (t2 K, fl> = mPm + - K2 (A1-A2J (1 + )Al-A2 £ (Q) A w _ f) C Ä4W (t2 K, fl> = mPm + - K2 (A1-A2J (1 +)

Yhtälöstä 12 on selvää, että valitsemalla muuttujat yhtälössä 12 siten, että lausekkeen (f2 - arvo tulee positiiviseksi kriittinen nestepaine Ps kasvaa suuremmalla määrällä kuin ajoneuvon painon W kasvun määrä, kun ajoneuvon paino kasvaa piirrustusten kuviossa 6 esitetyllä tavalla. Tämän seurauksena jarrutusvoimien etuja takapyöriin jakautuman tunnusmerkit ovat lähes samat kuin kuvion 1 ihanteelliset ominaiskäyrät a-^, a2 ajoneuvon painossa W tapahtuneiden kohoamisten mukaisesti.It is clear from Equation 12 that by selecting the variables in Equation 12 such that the value of the expression (f2 - becomes positive, the critical fluid pressure Ps increases by more than the amount of vehicle weight W increase as the vehicle weight increases as shown in Figure 6 of the drawings. are almost the same as the ideal characteristic curves a- ^, a2 according to the increases in the weight W of the vehicle.

Koska nestepaine Pm2 syötetään nestekammioon 108 aukon 137 läpi, nestekammioon 108 suljetun nesteen paine pysyy ennaltamäärätyssä arvossa riippumatta nestepaineen Pm2 kohoamismäärästä tai muuttuen vain hiukan sen mukaan kun kuulaventtiili 122 sulkee tuloaukon 126. Seurauksena paineen säätöventtiili 24 voi säätää kriittisen nestepaineen Ps ennaltamäärättyyn arvoon ajoneuvon painon vailtelun mukaisesti halutun toiminnan suorittamiseksi tarkasti.Since fluid pressure Pm2 is supplied to fluid chamber 108 through orifice 137, fluid pressure enclosed in fluid chamber 108 remains at a predetermined value regardless of the amount of fluid pressure Pm2 rising or changing only slightly as ball valve 122 closes inlet 126. As a result, to perform the desired operation accurately.

Mikäli ensimmäisessä nestepiirissä 16 tapahtuu nestepaineen Pm^ vaja- 13 62642 vuus, - saadaan seuraava yhtälö, koska PmA2 = O yhtälössä 3:If a deficiency of the liquid pressure Pm ^ 13 62642 occurs in the first liquid circuit 16, the following equation is obtained, since PmA2 = O in Equation 3:

Pr^ - A2) = PmiA-L - A3) + F1 Tämän mukaisesti lähtönestepaine Pr saadaan seuraavasti A1“A3 f1Pr ^ - A2) = PmiA-L - A3) + F1 Accordingly, the outlet fluid pressure Pr is obtained as follows A1 “A3 f1

ΡΓ = VA2 Pm + “VÄJΡΓ = VA2 Pm + “EXT

Al-A3 -r -Ä- = m'> m A1 A2 Tässä tapauksessa saadaan pyöriin kohdistuvan jarrutusvoiman B ja tulonestepaineen Pm välille seuraava lauseke: B = C 'Pm jossa C'< C. Tästä syystä jousen 104 voima ilmaistaan A^M - (f2 - £l)Al-A3 -r -Ä- = m '> m A1 A2 In this case, between the braking force B on the wheels and the inlet fluid pressure Pm, the following expression is obtained: B = C' Pm where C '<C. Therefore, the force of the spring 104 is expressed A ^ M - (f2 - £ l)

Fi' --ς- 1 + -*rFi '--ς- 1 + - * r

Kun tulonestepaine Pm on kriittisessä nestepaineessa Ps', saadaan seuraava yhtälö:When the inlet fluid pressure Pm is at the critical fluid pressure Ps', the following equation is obtained:

Ps'(A3 - a2) - r1' Tämän mukaisesti saadaan kriittinen nestepaine Ps'Ps' (A3 - a2) - r1 'Accordingly, the critical fluid pressure Ps' is obtained

Ps, . -Φ- Ä4W - <f2 - fl> K2 (A3 - A2)(1 + jossa Ps’> Ps.Ps,. -Φ- Ä4W - <f2 - fl> K2 (A3 - A2) (1 + where Ps ’> Ps.

Tämän mukaisesti on ilmeistä, että kriittinen nestepaine Ps' kohoaa huomattavan korkeaan arvoon, mikä muodostaa niin suuren jarrutusvoiman, että se kompensoi nestepaineen Pm^ vajeen ensimmäisessä neste- 14 piirissä 16. 62 64 2Accordingly, it is apparent that the critical fluid pressure Ps' rises to a remarkably high value, which provides such a high braking force that it compensates for the fluid pressure Pm ^ deficit in the first fluid circuit 16. 62 64 2

Keksinnön avulla saadaan aikaan sellaista tyyppiä oleva jarruneste-paineen säätölaite, johon kuuluu annostus- tai rajoitusventtiilinä toimiva venttiililaite ja säätölaite kriittisen nestepaineen säätämiseksi ennaltamäärättyyn arvoon ajoneuvon painossa tapahtuneiden vaihteluiden mukaisesti, jossa laitteessa väylään, jota pitkin siirretään pääsylinterin nestepaine säätölaitteen nestekammioon, on järjestetty hidastinelin. Samaan aikaan pääsylinterin nestepaineen vaihtelu siirtyy nestekammioon sopivalla hidastuksella, jotta nestekam-miossa olevan nesteen paine saadaan estetyksi muuttumasta pääsylinterin nestepaineessa tapahtuvan kohoamismäärän mukana tai nestekam-miossa olevan nestepaineen saattamiseksi kohoamaan ennaltamäärätyllä määrällä riippumatta pääsylinterin nestepaineen kohoamismäärästä, kun säätölaitteen kuulaventtiili siirtyy sulkemaa nestekammion tulo-aukon reagoiden ennaltamäärättyyn jarrutusmäärään, jolloin säätölaite suorittaa halutun tehtävänsä tarkasti.The invention provides a brake fluid pressure control device of the type comprising a valve device acting as a metering or limiting valve and a control device for adjusting a critical fluid pressure to a predetermined value according to vehicle weight variations. At the same time, the variation of the master cylinder fluid pressure is transferred to the fluid chamber with a suitable deceleration to prevent the fluid pressure in the fluid chamber from changing with the master cylinder fluid pressure rise or to a predetermined amount of braking, whereby the control device performs its desired task accurately.

Vaikka keksintöä on selostettu siten, että sitä on sovellettu jarru-nestepaineen säätölaitteeseen, johon kuuluu annostusventtiili, voidaan keksintöä soveltaa yhtä hyvin jarrunestepaineen säätölaitteeseen, jossa on annostusventtiilin tilalla rajoitusventtiili.Although the invention has been described as being applicable to a brake fluid pressure control device including a metering valve, the invention is equally applicable to a brake fluid pressure control device having a restrictor valve in place of a metering valve.

Claims

Claim 62 6 4 2 Fluid pressure regulating device for a braking system with a master cylinder (12) of motor vehicles, the system (24) comprising an inlet chamber (52) which receives the hydraulic fluid pressure of the master cylinder (12), an outlet chamber (54), an inlet (52) ) and an outlet chamber (54), a first valve (68) controlling the first passage (56) so as to provide a hydraulic fluid pressure in the outlet chamber (54) varying according to the hydraulic fluid pressure of the master cylinder, the first valve (56) being displaceable by the hydraulic fluid pressure of the master cylinder. and under the action of the braking hydraulic fluid pressure, a pressure chamber (108) receiving the hydraulic fluid pressure of the master cylinder, a piston (100) moving in the pressure chamber (108), means (104) for moving the first valve (68) and the piston (100) apart by the piston (100) is transferred by the pressure in the compression chamber (108) to the transfer member a valve chamber (112), a second passage (128) connecting the pressure chamber (108) and the valve chamber (112), a second valve (122) provided in the valve chamber (112) to close the second passage (128) when deceleration is greater than a preset value, a third passage (136) communicating with the valve chamber (112) for supplying hydraulic fluid pressure to the master cylinder to the valve chamber (112) and then to the pressure chamber (108) through the second passage (128), and wherein the third passage (136) is an orifice (137), characterized in that the orifice (137) has a diameter of 0.6 to 0.8 mm for restricting the flow of pressurized hydraulic fluid to the valve chamber (112) through the third passage (136) so as to prevent the pressure chamber (108) from changing pressure. according to variations in the hydraulic fluid pressure of the master cylinder as the deceleration moves the second valve (122) to close the second passage (128).