【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、制御弁で制御された作動液圧により操作手段の操作力を所定の大きさに倍力させて出力する液圧倍力装置およびこの液圧倍力装置を用いたブレーキシステムの技術分野に属し、特に、液圧倍力装置の出力で作動されるマスタシリンダ等の作動器の作動に影響されることなく、入力ストロークを種々設定でき、しかも、作動中に操作手段の操作力に関係なく液圧倍力装置の出力制御を行うことができる液圧倍力装置およびこの液圧倍力装置を用いたブレーキシステムの技術分野に属するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、自動車のブレーキシステムにおいては、従来、液圧によりブレーキペダルのペダル踏力を所定の大きさに倍力させて大きなブレーキ液圧を発生させるブレーキ液圧倍力装置が採用されている。このブレーキ液圧倍力装置は、小さなブレーキペダル踏力で大きなブレーキ力を得ることができ、これにより、制動を確実にしかつ運転者の労力を軽減することができるものである。
【０００３】
このような従来のブレーキ液圧倍力装置は、ブレーキペダルのペダル踏力に基づく入力で制御弁が作動して入力に応じた作動液圧を発生させ、この作動液圧を動力室に導入することで、入力を所定の倍力比で倍力して出力するようになっている。そして、このブレーキ液圧倍力装置の出力でブレーキマスタシリンダのピストンを作動させて、マスタシリンダがマスタシリンダ圧を発生し、このマスタシリンダ圧がホイールシリンダにブレーキ液圧として導入されることにより、ブレーキが作動するようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、従来のブレーキシステムにおいては、例えば、アンチロック制御（ＡＢＳ）や坂道発止等に用いられるブレーキアシスト制御や回生ブレーキを併用する際の回生協調ブレーキ制御等のブレーキ作動中のブレーキ力制御、および車間制御用ブレーキ制御や障害物等の回避のための衝突回避ブレーキ制御やトラクションコントロール（ＴＲＣ）のためのブレーキ制御等の自動ブレーキ制御等の種々のブレーキ制御が行われている。
このようなブレーキ制御はマスタシリンダより先のホイールシリンダまでのブレーキ回路で行われている場合が多いが、マスタシリンダより先のブレーキ回路でブレーキ制御が行われるとき、液圧倍力装置の入力ストロークが、例えばブレーキフィーリング等のため、このブレーキ制御に影響されないようにすることが求められる。
【０００５】
しかしながら、従来のブレーキ液圧倍力装置とブレーキマスタシリンダとを組み合わせたブレーキシステムでは、マスタシリンダとホイールシリンダとの関係から、マスタシリンダピストンのストロークが決まり、このマスタシリンダピストンのストロークでブレーキ液圧倍力装置の入力軸のストローク、つまりブレーキペダルのペダルストロークが決まるようになっている。このため、入力側のストロークがマスタシリンダより先のブレーキ回路でのブレーキ制御に影響されてしまい、従来のブレーキ液圧倍力装置とブレーキマスタシリンダとの組み合わせでは、前述の要求に確実にかつ十分に応えることが困難であった。
【０００６】
また、ブレーキフィーリング等のため、入力側であるブレーキペダルのストローク特性を変更する場合、ブレーキマスタシリンダおよびブレーキマスタシリンダより先のブレーキ回路も影響を受けるため、マスタシリンダのサイズ変更等のこれら出力側の変更が必要となる。しかも、出力側を変更すると、ブレーキの出力特性が影響されてしまうため、ブレーキシステム全体の見直し変更が必要となり、変更規模が大がかりになってしまう。
【０００７】
更に、車両の種類やサイズ等によってマスタシリンダより先のブレーキ回路が種々変わっても、入力側はこのような異なるブレーキ回路にできるだけ影響されないようにすることが望まれる。
そこで、入力側と出力側とをただ単に分離させて、入力ストロークに関係なく、出力を発生させるようにすると、入力側がストロークしなくなってしまい、入力側のストロークを確保することができなくなる。
【０００８】
このようなことから、従来では、マスタシリンダより先のブレーキ回路にストロークシミュレータを設けて、ブレーキ液圧倍力装置の入力ストロークがマスタシリンダより先でのブレーキ制御に影響されないようにするとともに、入力ストロークを確保することが提案されている。
しかしながら、ストロークシミュレータを特別に設けたのでは、このストロークシミュレータに用いられているストロークシリンダや電磁開閉弁等の多くの部品を必要とするため、構成が複雑であるばかりでなく、コストが高いものとなってしまう。
また、ストロークシミュレータ等を設けた場合にも、液圧源の失陥時には、確実にブレーキ作動を行うことができるようにしなければならないという問題もある。
【０００９】
更に、アンチロック制御システムにおいては、制動時車輪がロック傾向になった場合には、ブレーキ力を制御して車輪のロック傾向を解消できるようにすることが望まれる。更に、回生ブレーキと組み合わされた回生ブレーキ協調システムにおいては、ブレーキ液圧倍力装置の作動中に回生ブレーキ作動が作動した場合に、この回生ブレーキ作動によるブレーキ力の分だけ、ブレーキ液圧倍力装置の作動によるブレーキ力を下げる必要があり、このような場合にブレーキ液圧倍力装置の出力をその分低下できるようにすることが望まれる。また、ブレーキアシストシステムと組み合わされたブレーキシステムにおいては、ブレーキ作動解除を制御することで坂道発進を容易に行うことができるようにしたり、ブレーキ液圧倍力装置の作動時に運転者が所定のペダル踏力で踏み込めないことにより所定のブレーキ力を得ることができず、ブレーキアシストが必要な場合に、ブレーキ液圧倍力装置の作動によるブレーキ力を上げる必要があり、このような場合にブレーキ液圧倍力装置の出力を上昇できるようにしたりすることが望まれる。
このようにブレーキ作動中にブレーキ制御が行われた場合に、ストロークシミュレータ等を設けても、ブレーキペダルがその影響を受けないようにすることが求められる。
【００１０】
更に、車間制御ブレーキシステムでは、走行中、前車との車間距離が短くなるとブレーキを自動的に作動させてこの車間距離を一定の距離に保持することが望まれ、また、衝突回避ブレーキシステムでは、前方等に障害物等があり、この障害物等に衝突するおそれがある場合に、ブレーキを自動的に作動させてこの障害物等との衝突を回避することが望まれる。更に、トラクションコントロールシステムでは、車両発進時に駆動車輪がスリップ傾向になった場合に、この駆動車輪にブレーキを自動的に作動させてこのスリップ傾向を解消し、車両が確実に発進できるようにすることが望まれる。
【００１１】
このように自動ブレーキが行われた場合に、ストロークシミュレータ等を設けても、ブレーキペダルがその影響を受けないようにすることが求められている。しかも、このようなブレーキ作動中のブレーキ力制御や自動ブレーキ制御等を行うためのシステムを簡単な構成で形成することが求められている。
更に、車両等の状況に応じて、入力−ストローク特性、入力−ブレーキ圧特性あるいはストローク−ブレーキ圧特性等を簡単な構成で変更できるようにすることも求められている。
【００１２】
本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、その目的は、出力側に影響されずに、入力側のストローク特性を、大規模な変更を必要とせずに種々変更することが可能であり、しかも、液圧源失陥時には確実に作動することができるコンパクトで安価な液圧倍力装置を提供することである。
本発明の他の目的は、作動中に入力部材の入力に関係なく、出力制御を行うことができる液圧倍力装置およびこの液圧倍力装置を用いて作動中に入力部材の入力に関係なく、出力増減の要求に応じて出力制御を行うことができるブレーキシステムを提供することである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
前述の課題を解決するために、請求項１の発明の液圧倍力装置は、操作時に加えられる入力でストロークする入力部材と、この入力部材で作動制御されて液圧源の液圧を前記入力に応じて制御して作動器を作動する作動液圧を発生させる制御弁とを少なくとも備え、前記作動液圧が前記制御弁に非作動方向に作用するようになっているとともに、前記制御弁と前記入力部材との間に弾性部材を配設し、この弾性部材の、前記入力部材の操作量に応じた作用力が前記制御弁に作動方向に作用するようになっていて、前記制御弁が、前記作動液圧による作用力と前記弾性部材による作用力とがバランスするように前記操作量に応じて作動制御されるようになっており、前記液圧源の正常状態での作動時、前記制御弁の位置が前記入力部材のストロークに関係なく一定であり、更に、前記作動液圧を前記入力部材の入力に関係なく制御する作動液圧制御手段が設けられており、前記液圧源の失陥時には、前記入力部材のストロークで、前記作動器が作動されるようになっていることを特徴としている。
【００１４】
また、請求項２の発明は、作動液圧が導入されて前記作動器を作動する出力を発生するようになっている動力室と、前記作動液圧が導入されて前記入力部材に反力を加えるようになっている反力室とを備えており、前記作動液圧制御手段が、少なくとも前記動力室と前記反力室とのいずれか一方の液圧を制御する圧力制御弁であることを特徴としている。
更に、請求項３の発明は、前記圧力制御弁が、前記作動液圧または前記液圧源の液圧を制御して少なくとも前記動力室および前記反力室のいずれか一方に供給することを特徴としている。
【００１５】
更に、請求項４の発明は、作動液圧が導入されて前記作動器を作動する出力を発生するようになっている動力室と、前記作動液圧が導入されて前記出力を制御する制御圧室とを備えており、前記作動液圧制御手段が、少なくとも前記動力室と前記制御圧室とのいずれか一方の液圧を制御する圧力制御弁であることを特徴としている。
更に、請求項５の発明は、前記圧力制御弁が、前記作動液圧または前記液圧源の液圧を制御して少なくとも前記動力室および前記制御圧室のいずれか一方に供給することを特徴としている。
【００１６】
更に、請求項６の発明は、前記作動液圧制御手段が、前記制御弁をその作動方向および非作動方向の少なくとも一方向に付勢する付勢力を発生する電磁ソレノイドであることを特徴としている。
更に、請求項７の発明は、前記制御弁が、前記弾性部材の作用力が作動方向に作用されるとともに前記作動液圧が非作動方向に作用されることで作動制御されるバルブスプールと、前記液圧倍力装置のハウジングに固定されているバルブスリーブとを有し、前記バルブスプールが、このバルブスプールに作用する前記作動液圧による作用力と前記弾性部材の作用力とがバランスするように、前記入力部材からの入力に応じて前記バルブスリーブに対して相対移動するようになっていることを特徴としている。
【００１７】
更に、請求項８の発明は、前記バルブスプールに、作動時前記作動液圧が導入される環状溝が形成されているとともに、前記作動液圧を前記バルブスプールの非作動方向へ受圧する前記環状溝の受圧面の受圧面積が、前記作動液圧を前記バルブスプールの作動方向受圧する前記環状溝の受圧面の受圧面積より大きく設定されていることを特徴としている。
更に、請求項９の発明は、前記弾性部材と前記制御弁との間に、前記入力部材の操作量に応じた前記弾性部材の作用力により回動して前記制御弁に作動方向に作用するレバーを備え、このレバーの回動支点の位置が前記入力部材のストロークに関係なく一定であり、前記制御弁が、前記作動液圧による作用力と前記レバーの回動による作用力とがバランスするように前記入力部材からの入力に応じて作動制御されるようになっていることを特徴としている。
【００１８】
更に、請求項１０の発明のブレーキシステムは、入力を倍力して出力するブレーキ倍力装置と、ブレーキ倍力装置の出力で作動したマスタシリンダ圧を発生するマスタシリンダと、マスタシリンダ圧が供給されてブレーキ力を発生し、このブレーキ力でブレーキを作動するブレーキシステムにおいて、前記ブレーキ倍力装置は請求項１ないし９のいずれか１の液圧倍力装置であるとともに、このブレーキ倍力装置の前記作動液圧制御手段が制御装置によって作動制御されるようになっており、更に、この制御装置は、この制御装置とは別の他の制御装置からの前記ブレーキ力の増加または減少の要求に応じて前記作動液圧制御手段を作動制御することにより、要求された前記ブレーキ力の増加または減少が得られるように前記ブレーキ倍力装置の出力を制御することを特徴としている。
更に、請求項１１の発明は、前記作動液圧制御手段がその作動のための電磁ソレノイドを備えており、前記作動液圧制御手段を作動制御する前記制御装置は、前記他の制御装置からのブレーキ力増加要求またはブレーキ力減少要求の各要求量に応じた電流を前記作動液圧制御手段の前記電磁ソレノイドに供給することを特徴としている。
【００１９】
【作用】
このような構成をした本発明の液圧倍力装置においては、入力部材に加えられる入力で弾性部材がこの入力に応じた作用力を発生し、この弾性部材の作用力で制御弁が作動制御され、この制御弁の作動で作動液圧が入力部材の入力に応じて制御される。そして、この制御弁で制御された作動液圧が出力として発生され、この出力の液圧で作動器が直接作動されるようになる。
【００２０】
また、液圧源の正常状態での作動時、制御弁が、作動液圧による作用力と弾性部材の作用力とがバランスするように入力に応じて作動するので、ストロークシミュレータとしての機能が発揮されるようになる。
このように、本発明の液圧倍力装置では入力側と出力側とが分離して作動するようになる。その場合、液圧倍力装置はストロークシミュレータの機能を発揮することから、入力部材の入力ストロークが確保されるとともに、作動器より先の出力側の制御状況に影響されなく、入力部材の入力ストロークを種々設定可能となる。
【００２１】
また、液圧倍力装置の作動中に、作動液圧制御手段により、作動器を作動する作動液圧、つまり液圧倍力装置の出力が入力部材の入力に関係なく制御されるようになる。これにより、例えば前述のようなアンチスキッド制御におけるブレーキ圧制御、回生ブレーキ協調システムの回生ブレーキ作動時における作動液圧の減圧制御やブレーキアシストシステムのブレーキアシスト時における作動液圧の増圧制御等の、液圧倍力装置の作動中に入力部材の入力に関係なく、作動液圧の制御を必要とするシステムに簡単にかつ柔軟に対応することが可能となる。
【００２２】
更に、入力部材による作動が行われていない状態の液圧倍力装置において、作動液圧制御手段により、作動器を作動する作動液圧が入力部材の作動に関係なく制御されるようになる。これにより、例えば前述のような、車間制御ブレーキや衝突回避ブレーキ制御あるいはトラクションコントロールのブレーキ制御等の自動ブレーキ制御等の自動作動制御を必要とするシステムに簡単にかつ柔軟に対応することが可能となる。
【００２３】
更に、制御弁に、従来の液圧倍力装置の制御弁をほとんど変更しないで用いることができるので、本発明の液圧倍力装置は、特別な部品を用いることなく、簡単な構造で安価なものとなる。
更に、液圧源失陥時には、入力部材の前進で作動器が作動するようになり、液圧源失陥時にも作動器は確実に作動するようになる。
【００２４】
更に、本発明のブレーキシステムにおいては、例えば、ブレーキアシスト制御、降坂時のブレーキ制御、あるいは大積載量時のブレーキ制御等で通常ブレーキ時より大きなブレーキ力が必要なとき、あるいは回生協調ブレーキ制御、エンジンブレーキ制御、あるいは排気ブレーキ制御等で通常ブレーキ時より小さなブレーキ力が必要なときには、それらの制御をそれぞれ司る他の制御装置（制御ＥＣＵ）からホイールシリンダのブレーキ力の増加要求あるいはブレーキ力の減少要求が出力される。すると、作動液圧発生手段の制御を司る制御装置は、入力つまりブレーキペダルのペダル踏力に関係なく、他の制御装置から要求されたブレーキ力増加分あるいはブレーキ力減少分に応じてブレーキ液圧倍力装置の出力を制御する。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、図面を用いて本発明の実施の形態について説明する。
図１は本発明に係る液圧倍力装置の実施の形態の第１例が適用されたブレーキ液圧倍力装置を示す断面図、図２は図１に示すブレーキ液圧倍力装置の制御弁およびレバー部分の部分拡大断面図、図３は図１に示すマスタシリンダ部分の部分拡大断面図である。なお、以下の説明で、上下左右方向は、それぞれ図面において上下左右方向を表し、前後はそれぞれ図面の左右に対応している。
【００２６】
図１に示すようにこの第１例のブレーキ液圧倍力装置１は後述するマスタシリンダが一体的に連結されていて、ブレーキ液圧倍力装置１の出力によってマスタシリンダが作動されるようになっている。
図１および図２に示すように、ブレーキ液圧倍力装置１はブレーキ液圧倍力装置用ハウジング２を備えており、このブレーキ液圧倍力装置用ハウジング２には、入力ピストン３が液密にかつ摺動可能に嵌合されており、この入力ピストン３はブレーキペダル（図１４に示す例のみ図示）に連結されているとともに、この入力ピストン３には入力軸４が連結されている。また、ブレーキ液圧倍力装置用ハウジング２には、パワーピストン５が入力軸４と同軸上に液密に設けられており、このパワーピストン５により、その前方に動力室６が区画形成されている。このように、パワーピストン５はこの例のブレーキ液圧倍力装置１では動力室６を区画形成するプラグとして機能し、ブレーキ液圧倍力装置１の出力発生の機能はしない。このパワーピストン５の後端のレバー支持部５ａ（後述する）はハウジング２の第１および第２段部２ａ,２ｂの間で所定距離移動可能に配置され、動力室６内に縮設されたスプリング７によって第２段部２ｂに当接固定されている。
入力軸４の前端部４ａはパワーピストン５の軸方向の有底孔５ｂ内に液密にかつ摺動可能に嵌挿されている。そして、入力軸４の前端部４ａの前方の有底孔５ｂ内に、入力軸４の前端部４ａにより反力室５８が形成されている。
【００２７】
更に、ハウジング２内には制御弁８が設けられている。この制御弁８は、ハウジング２内に液密に嵌合固定されたバルブスリーブ９と、このバルブスリーブ９内に摺動可能に嵌挿されたバルブスプール１０とを備えている。バルブスリーブ９の軸方向のシリンダ孔は段差９ａが設けられていて、その前端の小径シリンダ孔９ｂと中央から後端の大径シリンダ孔９ｃとからなる段付孔に形成されている。また、バルブスリーブ９にはその前端側から、第１ないし第５径方向孔１１,１２,１３,１４,１５がそれぞれ穿設されている。その場合、第１径方向孔１１は小径シリンダ孔９ｂの部分に形成され、また、第２ないし第５径方向孔１２,１３,１４,１５はともに大径シリンダ孔９ｃの部分に形成されている。
【００２８】
第１径方向孔１１は、ハウジング２の通路孔１６,１７,１８を通って図示しないブレーキ液圧倍力装置用リザーバに常時接続されており、したがって、バルブスプール１０の前方に位置するバルブスリーブ９内の空間１９は常時このリザーバに連通されている。第２径方向孔１２は、ハウジング２の通路孔２０,２１,２２を通って、パワーピストン５が嵌挿されているハウジング２の軸方向孔の内周面に形成された環状溝６３に常時接続されており、また、第３径方向孔１３は通路孔１８を通ってブレーキ液圧倍力装置用リザーバに常時接続されている。更に、第４径方向孔１４は、ハウジング２の通路孔２３および液圧導入口２４を通って、図示しない液圧源のアキュムレータに常時接続されていて、液圧源の図示しないポンプによってアキュムレータに蓄えられた液圧が常時導入されている。更に、第５径方向孔１５は、ハウジング２の通路孔２２を通って環状溝６３に常時接続されている。
【００２９】
バルブプール１０は、その前端の小径スプール部１０ａと中央から後端の大径スプール部１０ｂとからなる段付に形成されている。その場合、小径スプール部１０ａがバルブスリーブ９の小径シリンダ孔９ｂに液密にかつ摺動可能に嵌合されているとともに、大径スプール部１０ｂがバルブスリーブ９の大径シリンダ孔９ｃに摺動可能に嵌合されている。このバルブスプール１０には、小径スプール部１０ａと大径スプール部１０ｂとの間に第１環状溝２５が形成されているとともに、大径スプール部１０ｂに第２環状溝２６が形成されている。
【００３０】
第１環状溝２５は第２径方向孔１２に常時接続されているとともに、図示のバルブスプール１０の非作動時には第３径方向孔１３と接続して動力室６をブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続し、動力室６の液圧が大気圧に設定され、また、バルブスプール１０の前進作動時には第３径方向孔１３から遮断して動力室６をブレーキ液圧倍力装置用リザーバから遮断するようになっている。これらの第３径方向孔１３および第１環状溝２５により液圧排出弁が構成されている。一方、第２環状溝２６は第５径方向孔１５に常時接続されているとともに、バルブスプール１０の非作動時には第４径方向孔１４から遮断して動力室６を液圧源のアキュムレータから遮断し、また、バルブスプール１０の前進作動時には第４径方向孔１４に接続して動力室６をアキュムレータに接続し、制御弁８がアキュムレータの液圧を入力に応じて制御して出力し、その制御弁８の出力液圧が動力室６に導入されるようになっている。これらの第４径方向孔１４および第２環状溝２６により液圧供給弁が構成されている。
【００３１】
そして、液圧排出弁が閉じかつ液圧供給弁が開いて、後述するように動力室６に液圧が導入されたとき、この動力室６の液圧が第１環状溝２５にも導入され、この第１環状溝２５の液圧が受圧面積の異なる小径および大径スプール部１０ａ,１０ｂに作用することで、バルブスプール１０は右方つまり非作動位置の方へ付勢されるようになっている。
【００３２】
更に、環状溝６３はパワーピストン５に穿設された通路孔６４および環状溝６５，入力軸４の前端部４ａに穿設された径方向孔４ｃおよび軸方向孔４ｄを通して反力室５８に常時接続されているとともに、ハウジング２に穿設された通路孔６６を通して、ハウジング２内に設けられた電磁圧力制御弁（本発明の作動液圧制御手段に相当）６７に常時接続されている。
【００３３】
電磁圧力制御弁６７は、ハウジング２内に液密に嵌合固定されたバルブスリーブ６８と、このバルブスリーブ６８内に摺動可能に嵌挿されたバルブスプール６９と、このバルブスプール６９を作動制御する電磁ソレノイド７０と、バルブスプール６９を常時非作動方向に付勢するリターンスプリング７１とを備えている。
バルブスリーブ６８にはその前端側から、第６ないし第１０径方向孔７２,７３,７４,７５,７６がそれぞれ穿設されている。
【００３４】
第６径方向孔７２は、ハウジング２の通路孔７７を通って動力室６に常時接続されている。第７径方向孔７３は、ハウジング２の通路孔７８を通ってブレーキ液圧倍力装置用リザーバに常時接続されており、また、第８径方向孔７４はハウジング２の通路孔７９および通路孔７７を通って動力室６に常時接続されている。更に、第９径方向孔７５は通路孔６６を通って環状溝６３に常時接続され、更に、第１０径方向孔７６はハウジングの通路孔８０および通路孔６６を通って環状溝６３に常時接続されている。
【００３５】
バルブプール６９は、その前後端の小径スプール部６９ａ,６９ｂと中央の大径スプール部６９ｃとからなる段付に形成されている。その場合、小径スプール部６９ａ,６９ｂがバルブスリーブ６８の小径シリンダ孔に液密にかつ摺動可能に嵌合されているとともに、大径スプール部６９ｃがバルブスリーブ６８の大径シリンダ孔に摺動可能に嵌合されている。
【００３６】
バルブスリーブ６８の内周面とバルブスプール６９の外周面との間には、バルブスプール６９の小径スプール部６９ａと大径スプール部６９ｃとの段差６９ｄが面し、かつ第６径方向孔７２が常時接続される環状室８１と、バルブスプール６９の小径スプール部６９ｂと大径スプール部６９ｃとの段差６９ｅが面し、かつ第１０径方向孔７６が常時接続される環状室８２とが形成されている。
また、バルブスプール６９の大径スプール部６９ｃには、第３および第４環状溝８３,８４が形成されている。第３環状溝８３は常時第７径方向孔７３に接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第８径方向孔７４から遮断されかつバルブスプール６９の作動時は第８径方向孔７４に接続されるようになっている。第４環状溝８４は常時第９径方向孔７５に接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第８径方向孔７４に接続されかつバルブスプール６９の作動時は第８径方向孔７４から遮断されるようになっている。
この電磁圧力制御弁６７は図示しない制御装置（制御ＥＣＵ）からの制御信号によって作動制御されるようになっている。
【００３７】
したがって、電磁圧力制御弁６７は、制御ＥＣＵからの制御信号が電磁ソレノイド７０に供給されない非作動時には、動力室６を、通路孔７７、通路孔７９、第８径方向孔７４、第４環状溝８４、第９径方向孔７５、通路孔６６、環状溝６３、通路孔６４、環状溝６５、径方向孔４ｃ、および軸方向孔４ｄを介して反力室５８に接続するとともに、環状溝６３から通路孔２２を介して第５径方向孔１５に接続し、更に通路孔２２から通路孔２１、通路孔２０を介して第２径方向孔１２に接続するようになっている。また、制御ＥＣＵからの制御信号が電磁ソレノイド７０に供給された作動時には、動力室６を、通路孔７７、通路孔７９、第８径方向孔７４、第３環状溝８３、第７径方向孔７３を介してブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっている。
更に、パワーピストン５のレバー支持部５ａには、レバー２７の一端が第１支持ピン２８によって揺動可能に支持されている。このレバー２７の他端は弁作動部材２９に第２支持ピン３０によって揺動可能に支持されている。
【００３８】
また、入力軸４にはリテーナ部６２が摺動可能に嵌合されているとともに、このリテーナ部６２と入力ピストン３との間には、２個の第１および第２リターンスプリング３１ａ,３１ｂが用いられている。その場合、第１リターンスプリング３１ａが入力ピストン３とリテーナ６２との間に常時縮設されており、このリターンスプリング３１は入力ピストン３および入力軸４をリテーナ部６２に対して常時後方に付勢している。また、第２リターンスプリング３１ｂは、入力ピストン３の非作動時にはリテーナ６２に当接しなく自由長とされているが、入力ピストン３が所定ストロークするとリテーナ６２に当接し、それ以後は第１リターンスプリング３１ａとともに撓むようになっている。そして、図示の入力軸３の非作動時には、入力軸４のフランジ部４ｂがリテーナ部６２に当接し、入力軸４の後退限が規定されている。
【００３９】
リテーナ部６２には上下方向の長孔６２ａが穿設されており、この長孔６２ａに、レバー２７に内側に向けて突設された係合ピン２７ａが前後方向（図において左右方向）に係合可能にかつ上下方向には摺動可能に嵌合されている。第１支持ピン２８と係合ピン２７ａとの間の距離は、ブレーキ液圧倍力装置１の作動、非作動に関わらず、係合ピン２７ａと第２支持ピン３０との間の距離よりも常に小さくなるように設定されている。
弁作動部材２９はバルブスプ−ル１０に嵌合固定されており、この弁作動部材２９はスプールリターンスプリング３２により常時後方に付勢されていて、非作動時は弁作動部材２９およびバルブスプール１０は、図示のバルブスプール１０の後端がハウジング２に当接した非作動位置に設定されている。
【００４０】
次に、マスタシリンダについて説明すると、図１および図３に示すように、マスタシリンダ３３は後端開口部を有する筒状のマスタシリンダ用ハウジング３４を備えており、このマスタシリンダ用ハウジング３４の内部にスリーブ３５が配設されているとともに、このスリーブ３５をマスタシリンダ用ハウジング３４との間で軸方向に支持する筒状のキャップ３６がマスタシリンダ用ハウジング３４に液密に螺合されている。このキャップ３６はブレーキ液圧倍力装置用ハウジング２に液密に嵌合固定されている。マスタシリンダ３３は、互いに有効受圧面積が等しく設定されたプライマリピストン３７とセカンダリピストン３８とを有するタンデムマスタシリンダとして構成されている。
【００４１】
プライマリピストン３７は、ブレーキ液圧倍力装置用ハウジング２内の動力室６内、およびキャップ３６とスリーブ３５の各孔内に配設されている。このプライマリピストン３７はキャップ３６の孔の内周面に設けられた第１カップシール３９、およびスリーブ３５とキャップ３６との間に配設され、キャップ３６の孔の内周面に設けられた第２カップシール４０により液密にかつ摺動可能に設けられている。第２カップシール４０は、その前側から後側への液の流れを阻止しかつその逆の流れを許容するようになっている。更に、プライマリピストン３７は液圧倍力装置用ハウジング２に、第３カップシール４１により液密に摺動可能に支持されており、プライマリピストン３７の後端部３７ａは動力室６に面している。
【００４２】
セカンダリピストン３８はスリーブ３５の孔およびマスタシリンダ用ハウジング３４の内に配設されている。このセカンダリピストン３８はスリーブ３５の孔の内周面に設けられた第４カップシール４２およびマスタシリンダ用ハウジング３４とスリーブ３５との間に配設され、マスタシリンダ用ハウジング３４の孔の内周面に設けられた第５カップシール４３により液密にかつ摺動可能に設けられている。第５カップシール４３は、その前側から後側への液の流れを阻止しかつその逆の液の流れを許容するようになっている。
【００４３】
プライマリピストン３７とセカンダリピストン３８との間にはプライマリ室４４が形成されているとともに、プライマリスプリングリテーナ４５によって最大長が規制されたプライマリリターンスプリング４６が縮設されている。また、マスタシリンダ用ハウジング３４とセカンダリピストン３８との間の孔には、セカンダリ室４７が形成されているとともに、セカンダリスプリングリテーナ４８によって最大長が規制されたセカンダリリターンスプリング４９が縮設されている。その場合、プライマリリターンスプリング４６のばね力よりセカンダリリターンスプリング４９のばね力が大きく設定されている。
【００４４】
プライマリピストン３７には径方向孔５０が穿設されている。この径方向孔５０は、プライマリピストン３７の図示の非作動位置ではカップシール４０より若干後方に位置しており、このときは、プライマリ室４４が、径方向孔５０、カップシール４０の後面とキャップ３６との間の隙間、キャップ３６に穿設された軸方向孔３６ａ、カップシール３９,４０の間のキャップ３６に穿設された円周溝３６ｂ、この円周溝３６ｂから連続して軸方向に延びる傾斜孔３６ｃおよびマスタシリンダ用ハウジング３４の径方向孔３４ａを介してマスタシリンダ用リザーバ５１に接続されるようになっている。
したがって、この状態では、プライマリ室４４にマスタシリンダ圧は発生しない。また、プライマリピストン３７の前進で径方向孔５０がカップシール４０より前方に位置したときは、プライマリ室４４からリザーバ５１へ向かう液の流れが遮断されるので、プライマリ室４４にマスタシリンダ圧が発生するようになっている。
【００４５】
セカンダリピストン３８には径方向孔５２が穿設されている。この径方向孔５２は、セカンダリピストン３８の図示の非作動位置ではカップシール４３より若干後方に位置しており、このときは、セカンダリ室４７が、径方向孔５２、スリーブ３５の内周面とセカンダリピストン３８との間の隙間、スリーブ３５に穿設された径方向孔３５ａおよびマスタシリンダ用ハウジング３４の径方向孔３４ｂを介してマスタシリンダ用リザーバ５１に接続されるようになっている。
したがって、この状態では、セカンダリ室４７にマスタシリンダ圧は発生しない。また、セカンダリピストン３８の前進で径方向孔５２がカップシール４３より前方に位置したときは、セカンダリ室４７からリザーバ５１へ向かう液の流れが遮断されるので、セカンダリ室４７にマスタシリンダ圧が発生するようになっている。
【００４６】
プライマリ室４４は、スリーブ３５に穿設された孔５３およびマスタシリンダ用ハウジング３４に穿設されたプライマリ出力口５４を介して２ブレーキ系統のうちの一方の系統のホイールシリンダ（図１４に示す例のみ図示）に接続されているとともに、セカンダリ室４７が、マスタシリンダ用ハウジング３４に穿設されたセカンダリ出力口５５を介して２ブレーキ系統の他方の系統のホイールシリンダ（図１４に示す例のみ図示）に接続されている。
なお、ブレーキ液圧倍力装置１のハウジング２内の、レバー２７等が収容されている室５６は、通路孔５７および通路孔１８を通して液圧倍力装置用リザーバに常時接続されていて、常時大気圧に保持されている。
【００４７】
このように構成された第１例のブレーキ液圧倍力装置１においては、ブレーキ非作動時は、入力ピストン３および入力軸４が図１および図２に示す後退限位置にあり、レバー２７も非作動位置にあるため、制御弁８は前述の図示の非作動状態となっていて、液圧供給弁が閉じかつ液圧排出弁が開いている。また、電磁圧力制御弁６７は図示の非作動位置にあり、前述のように動力室６は第２および第５径方向孔１２,１５に接続されている。したがって、動力室６および反力室５８はともにアキュムレータから遮断されているとともに液圧倍力装置用リザーバに連通されており、アキュムレータからの液圧は動力室６および反力室５８内には供給されない。
【００４８】
また、マスタシリンダ３３も作動しなく、図１に示すようにプライマリピストン３７はピストン５の前端に当接する後退限の非作動位置にある。このとき、図３に示すようにプライマリピストン３７の径方向孔５０は第２カップシール４０より後方にあり、プライマリ室４４は径方向孔５０、軸方向孔３６ａ、円周溝３６ｂ、傾斜孔３６ｃ、ハウジング３４の径方向孔３４ａを介してマスタシリンダ用リザーバ５１に連通している。更に、セカンダリピストン３８の径方向孔５２は第５カップシール４３より後方にあり、セカンダリ室４７は径方向孔５２および２つの径方向路孔３５ａ,３４ｂを介してリザーバ１０に連通している。したがって、プライマリ室４４およびセカンダリ室４７には、マスタシリンダ圧は発生していない。
【００４９】
ブレーキ作動時は、ブレーキペダルの踏込によってペダル踏力に基づく入力が入力ピストン３および入力軸４に加えられ、これら入力ピストン３および入力軸４が前進する。このとき、リテーナ部６２はその長孔６２ａと係合ピン２７ａとが前後方向に係合しているので入力ピストン３および入力軸４の前進に追従しなく、まず第１リターンスプリング３１ａが撓んでその付勢力が増加する。この第１リターンスプリング３１ａの増加した付勢力が長孔６２ａと係合ピン２７ａとの前後方向の係合によりレバー２７に伝達され、このレバー２７は第１支持ピン３８を中心に反時計方向に回動する。このレバー２７の反時計方向の回動で、弁作動部材２９を介してバルブスプール１０が前進する。すると、第１環状溝２５が第３径方向孔１３から遮断されて液圧排出弁が閉じるるとともに、第２環状溝２６が第４径方向孔１４に接続されて液圧供給弁が開き、アキュムレータからの液圧が電磁圧力制御弁６７を通って動力室６に供給されるとともに、反力室５８に供給される。
【００５０】
動力室６に供給された液圧は、電磁圧力制御弁６７の第６および第１０径方向孔７２,７６を通してバルブスプール６９の段部６９ｄ,６９ｅにも作用する。しかし、段部６９ｄ,６９ｅの受圧面積が等しくかつこれらの段部６９ｄ,６９ｅに作用する液圧も等しいので、バルブスプール６９は作動しない。
動力室６内に導入された液圧はプライマリピストン３７の後端面に作用し、このプライマリピストン３７が前進する。また、動力室６の液圧は通路孔２１,２０および第２径方向孔１２を通って第１環状溝２５にも導入される。第１環状溝２５に導入された液圧は、前述のように受圧面積の異なる小径および大径スプール部１０ａ,１０ｂに作用するので、バルブスプール１０は液圧供給弁が閉じかつ液圧排出弁が開く方向に付勢される。そして、第１リタースプリング３１ａのばね力つまり入力ピストン３に加えられる入力と、スプールリターンスプリング３２のばね力およびこの第１環状溝２５の液圧によるバルブスプール１０の付勢力とがバランスするように、バルブスプール１０が制御される。このようにバルブスプール１０がバランス制御されることで、動力室６の液圧は、入力軸４の入力つまりペダル踏力に応じた液圧となり、ブレーキ液圧倍力装置１は中間負荷状態となる。これにより、ブレーキ液圧倍力装置１の出力は、このときの入力の大きさすなわちブレーキペダルの踏力を倍力した大きさとなる。すなわち、動力室６の液圧つまりブレーキ液圧倍力装置１の出力は、入力軸４のストロークつまりペダルストロークに応じて制御されるようになる。更に、動力室６の液圧と等しい反力室５８の液圧は入力軸４の前端にその後退方向に作用し、反力としてブレーキペダルを介して運転者に伝達される。
【００５１】
プライマリピストン３７が前進してその径方向孔５０が第２カップシール４０を通過し、プライマリ室４４にマスタシリンダ圧が発生する。更に、プライマリ室４４に発生したマスタシリンダ圧とプライマリリターンスプリング４６のばね力とにより、セカンダリピストン３８が前進してその径方向孔５２が第５カップシール４３を通過し、セカンダリ室４７にもマスタシリンダ圧が発生する。そして、プライマリ室４４に発生したマスタシリンダ圧がプライマリ出力口５４を介して一方の系統の両ホイールシリンダに導入され、また、セカンダリ室４７に発生したマスタシリンダ圧は、セカンダリ出力口５から他方の系統の両ホイールシリンダに導入されて、二系統のブレーキが作動する。このとき、プライマリ室４４およびセカンダリ室４７の各マスタシリンダ圧は同圧となっていて、二系統の各ホイールシリンダにはともに等しい液圧の圧液が供給され、二系統のブレーキ液圧は等しくなっている。このブレーキ液圧は、ブレーキペダルの踏力を倍力した大きさとなっている。
【００５２】
入力ピストン３が所定量ストロークするまでは第２リターンスプリング３１ｂがリテーナ６２には当接しないので撓まなく、第１リターンスプリング３１ａのみが撓むようになる。したがって、このときは、ペダル踏力に対応する入力ピストン３の入力に対する入力ピストン３のストロークは比較的大きくなる。入力ピストン３が所定量ストロークすると、第２リターンスプリング３１ｂがリテーナ６２のに当接し、それ以後の入力ピストン３の入力に対しては第２リターンスプリング３１ｂも第１リターンスプリング３１ａとともに撓むようになる。このため、これ以後は入力ピストン３の入力に対する入力ピストン３のストロークは比較的小さくなる。したがって、入力に対する入力ストローク特性は、最初は傾きが比較的大きいな直線となり、第２リターンスプリング３１ｂの撓み開始後は傾きが比較的小さい直線となって折れ線からなる二段特性となる。
【００５３】
また、入力−入力ストローク特性が二段特性となっても、入力ピストン３の入力に対する動力室６の液圧特性は所定傾きの１本の直線からなる特性となる。これは、第１および第２リタースプリング３１ａ,３１bのばね力は入力ピストン３に加えられる入力に応じたものであり、第１および第２リタースプリング３１ａ,３１ｂのばね力と、スプールリターンスプリング３２のばね力およびこの第１環状溝２５の液圧によるバルブスプール１０の付勢力とがバランスするように、バルブスプール１０が制御されることで、動力室６の液圧が、入力ピストン３の入力つまりペダル踏力に応じた液圧に制御されるからである。
【００５４】
ブレーキ作動を解除するためにブレーキペダルの踏込を解放すると、入力軸４が後退する。すると、第１および第２リターンスプリング３１ａ,３１ｂのばね力が小さくなり、レバー２７が第１支持ピン３８を中心に時計方向に回動し、弁作動部材２９が後退する。これにより、第２環状溝２６が第４径方向孔１４から遮断して液圧供給弁が閉じるとともに、第１環状溝２５が第３径方向孔１３に接続して液圧排出弁が開く。このため、動力室６および反力室５８の内の圧液が液圧排出弁を通して液圧倍力装置用リザーバに排出されて動力室６内の液圧が低下する。
【００５５】
動力室６内の液圧が低下すると、プライマリ室４４のマスタシリンダ圧とプライマリリターンスプリング４６のばね力とにより、プライマリピストン３７が後退する。このパワーピストン５の後退で、レバー２７は第２支持ピン３０を中心に反時計方向に回動する。また、プライマリピストン３７の後退により、プライマリ室４４のマスタシリンダ圧が低下するので、セカンダリ室４７のマスタシリンダ圧とセカンダリリターンスプリング４９のばね力とにより、セカンダリピストン３８も後退する。これらのプライマリピストン３７およびセカンダリピストン３８の後退で、径方向孔５０および径方向孔５２がそれぞれ第２カップシール４０および第５カップシール４３を通過して再びこれら第２カップシール４０および第５カップシール４３の後方に位置するので、プライマリ室４４およびセカンダリ室３３がともに再びマスタシリンダ用リザーバ１０に連通する。このため、両系統のホイールシリンダの圧液が、それぞれ、プライマリ室４４およびセカンダリ室４７を通ってマスタシリンダ用リザーバ１０に排出される。
【００５６】
入力ピストン３の入力が小さくなって入力ピストン３のストロークが所定量以下に戻ると、第２リターンスプリング３１ｂがリテーナ６２から離れ、その後、入力ピストン３の入力が消滅し、動力室６の液圧が大気圧となると、プライマリピストン３７が非作動位置となるとともに、セカンダリピストン３８も非作動位置となって、マスタシリンダ３３がマスタシリンダ圧を発生しなくなる。これにより、両ブレーキ系統のブレーキが迅速に解除される。
【００５７】
ブレーキ作動時、ブレーキペダルの踏力が大きく上昇して制御弁８の弁作動部材２９およびバルブスプール１０が大きく前進し、液圧供給弁が最大に開くと、動力室６の液圧がアキュムレータの圧力と同じ圧力となってそれ以上上昇しなくなり、ブレーキ液圧倍力装置１は全負荷状態となる。このようなブレーキ液圧倍力装置１の全負荷状態では、動力室６の液圧が一定となるので、動力室６の液圧によるプライマリピストン３７のそれ以上の移動は停止する。そして、この第１例のブレーキ液圧倍力装置１では、この全負荷作動状態で入力上昇により入力軸４が更にストロークしても、入力軸４がプライマリピストン３７に当接することはできない。したがって、全負荷作動時には、入力が上昇してもプライマリピストン３７は前進しなく、マスタシリンダ圧は全負荷作動時の動力室６の液圧による液圧以上に上昇しない。
【００５８】
更に、ブレーキ液圧倍力装置１の作動時、動力室６に導入された液圧はパワーピストン５にも作用するようになるので、パワーピストン５はハウジング２の第２段部２ｂに当接したままで移動することはない。したがって、このパワーピストン５のレバー支持部５ａに、第１支持ピン２８で揺動可能に支持されているレバー２７の回動支点の位置は移動しなく、入力軸４のストロークに関係なく一定に保持される。
【００５９】
ポンプやアキュムレータ等の液圧源が失陥して、ブレーキ操作時に動力室にアキュムレータからの液圧が導入されないときは、ブレーキペダルが踏み込まれて入力軸４が大きく前進すると、入力軸４の前端がパワーピストン５に当接し、更にこのパワーピストン５を前進させてプライマリピストン３７に当接させる。したがって、このときは、入力軸４の前進でパワーピストン５を介してプライマリピストン３７が前進するので、液圧源失陥時にも、マスタシリンダ３３はマスタシリンダ圧を発生し、２ブレーキ系統のブレーキが作動する。
【００６０】
ところで、この第１例のブレーキ液圧倍力装置１では、通常ブレーキ作動状態で電磁圧力制御弁６７を作動制御することで、動力室６の液圧を入力に関係なく制御することができるようになっている。すなわち、通常ブレーキ作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、電磁ソレノイド７０の可動プランジャ７０ａが作動してバルブスプール６９を押圧するので、バルブスプール６９が右方へ移動する。すると、第４環状溝８４が第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを遮断するとともに、第３環状溝８３が第８径方向孔７４と第７径方向孔７３とを接続する。このため、動力室６は、反力室５８から遮断されるとともに、ブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続されるので、動力室６の液圧が減圧される。このとき、反力室５８の液圧は減圧されなく、作動時の液圧に保持される。これにより、動力室６の液圧によるプライマリピストン３７を押圧する力が低下するので、マスタシリンダ３３が発生するマスタシリンダ圧は減圧される。
【００６１】
そして、このとき、動力室６の液圧がバルブスプール６９の段部６９ｄに右向きに作用するとともに、反力室５８の液圧がバルブスプール６９の段部６９ｅに左向きに作用する。その場合、段部６９ｄ,６９ｅの受圧面積が等しいが、動力室６の液圧が減圧されることで、反力室５８の液圧が動力室６の液圧より大きくなっている。このため、両液圧の差圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して左方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように動力室６の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御することにより、その供給電流に応じて動力室６の液圧の減圧制御、つまりマスタシリンダ圧の減圧制御を行うことができるようになる。
また、このように減圧制御により動力室６の液圧が変化しても、パワーピストン５が移動しない構造となっていて、反力室５８の液圧が変化しないので、入力軸４への反力は変化しないとともに、入力軸４のストロークも変化しない。
【００６２】
このように、この第１例のブレーキ液圧発生装置１によれば、液圧源正常時の作動時にマスタシリンダ３のプライマリピストン３７を、制御弁８で入力ピストン３の入力に応じて制御された作動液圧で直接作動させるとともに、レバー２７の回動支点の位置を一定に保持した状態で、リターンスプリング３１のばね力つまり入力ピストン３に加えられる入力と、スプールリターンスプリング３２のばね力およびこの第１環状溝２５の液圧によるバルブスプール１０の付勢力とがバランスするようにバルブスプール１０を制御することで、ストロークシミュレータの機能を発揮させているので、ブレーキ液圧倍力装置１の入力側と出力側とを分離することができるとともに、バルブスプール１０の小径スプール部１０ａと大径スプール部１０ｂとの受圧面積の差およびスプールリターンスプリング３２のばね力を種々設定することにより、ブレーキ液圧倍力装置１の出力側に影響を及ぼさずに、入力側のストローク特性を種々変えることができるようになる。
【００６３】
また、電磁圧力制御弁６７への供給電流を制御することで、作動中の動力室６の液圧、つまりはマスタシリンダ圧を供給電流に応じて減圧制御することができるので、供給電流を適宜設定することで、マスタシリンダ圧の減圧制御を任意に行うことができるようになる。
更に、ストロークシミュレータの機能を発揮する、リターンスプリング３１、スプールリターンスプリング３２、およびバルブスプール１０の小径スプール部１０ａと大径スプール部１０ｂをブレーキ液圧倍力装置１に内蔵させるだけで、別に形成されたストロークシミュレータを外付けしていないため、液圧倍力装置２をコンパクトに形成することができる。
【００６４】
更に、従来のレバー式のブレーキ液圧倍力装置自体にストロークシミュレータの機能を持たせているので、特別の専用のストロークシミュレータを設ける必要がなく、従来のレバー式のブレーキ液圧倍力装置１を単に変更するだけで、従来のレバー式のブレーキ液圧倍力装置１の簡素化を図ることができるとともに、コストダウンを図ることができる。
【００６５】
図４は、本発明の実施の形態の第２例に用いられている電磁圧力制御弁の断面図である。以下の本発明の実施の形態の各例の説明においては、同じ構成要素には同じ符号を付す。
前述の第１例の電磁圧力制御弁６７では、非作動時には、動力室６を反力室５８に接続し、作動時には、動力室６を反力室５８から遮断しかつブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続することで、ブレーキ液圧倍力装置の作動中にマスタシリンダ圧の減圧制御を行うようにしているが、この第２例のブレーキ液圧倍力装置１では、電磁圧力制御弁６７が、非作動時には、動力室６を反力室５８に接続し、作動時には、動力室６を反力室５８から遮断しかつ液圧源のアキュムレータに接続することで、ブレーキ液圧倍力装置の作動中にマスタシリンダ圧の増圧制御を行うようにしている
すなわち、図４に示すように、この第２例の電磁圧力制御弁６７では、第７径方向孔７３が、ハウジング２の通路孔７８を通って液圧源のアキュムレータに常時接続されている。
【００６６】
また、バルブスプール６９の第３環状溝８３は、常時第７径方向孔７３に接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第６径方向孔７２から遮断されかつバルブスプール６９の作動時は第６径方向孔７２に接続されるようになっている。第４環状溝８４は常時第８径方向孔７４に接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第９径方向孔７５に接続されかつバルブスプール６９の作動時は第９径方向孔７５から遮断されるようになっている。
【００６７】
したがって、電磁圧力制御弁６７は、非作動時には、前述の第１例と同様にして動力室６を反力室５８に接続するとともに、第２および第５径方向孔１２,１５に接続するようになっており、また、作動時には、動力室６を、通路孔７７、通路孔７９、第６径方向孔７２、第３環状溝８３、第７径方向孔７３を介してアキュムレータに接続するようになっている。
この第２例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第１例と同じである。
【００６８】
このよう構成された第２例のブレーキ液圧倍力装置１では、通常作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、その電磁力でバルブスプール６９が左方へ移動する。すると、第４環状溝８４が第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを遮断するとともに、第３環状溝８３が第７径方向孔７３と第６径方向孔７２とを接続する。このため、動力室６は、反力室５８から遮断されるとともに、アキュムレータに接続されるので、動力室６の液圧がアキュムレータの液圧で増圧される。このとき、反力室５８の液圧は増圧されなく、作動時の液圧に保持される。これにより、動力室６の液圧によるプライマリピストン３７を押圧する力が増加するので、マスタシリンダ３３が発生するマスタシリンダ圧は増圧される。
【００６９】
そして、このとき、動力室６の液圧がバルブスプール６９の段部６９ｄに右向きに作用するとともに、反力室５８の液圧がバルブスプール６９の段部６９ｅに左向きに作用する。その場合、段部６９ｄ,６９ｅの受圧面積が等しいが、動力室６の液圧が増圧されることで、動力室６の液圧が反力室５８の液圧より大きくなっている。このため、両液圧の差圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して右方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように動力室６の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御することにより、その供給電流に応じて動力室６の液圧の増圧制御、つまりマスタシリンダ圧の増圧制御を行うことができるようになる。
【００７０】
また、このように増圧制御により動力室６の液圧が変化しても、パワーピストン５が移動しない構造となっていて、反力室５８の液圧が変化しないので、入力軸４への反力は変化しないとともに、入力軸４のストロークも変化しない。
更に、ブレーキペダルが踏み込まれないブレーキ非操作時において、電磁ソレノイド７０を励磁することで電磁圧力制御弁６７を作動すると、液圧源のアキュムレータから動力室６に液圧が導入され、自動的にブレーキ液圧倍力装置１を作動させることができる。これにより、自動ブレーキが可能となる。
この第２例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第１例と同じである。
【００７１】
図５は、本発明の実施の形態の第３例を示す部分断面図である。
前述の第１および第２例では、入力軸４の前端部４ａがパワーピストン５の軸方向の有底孔５ｂに液密にかつ摺動可能に嵌挿して、前端部４ａとパワーピストン５との間の有底孔５ｂ内に、反力室５８が設けられているとともに、非作動時にパワーピストン５の前端がプライマリピストン３７に当接するようになっているが、この第３例のブレーキ液圧倍力装置１では、図５に示すように反力室５８は設けられていないとともに、入力軸４の前端部４ａがパワーピストン５を液密にかつ摺動可能に貫通し動力室６内に延びており、その前端がプライマリピストン３７に当接されている。
【００７２】
また、第１および第２例では、パワーピストン５が軸方向に移動可能に設けられているが、この第３例では、図には明瞭に示されていないがパワーピストン５は固定されて移動不能に設けられている。
更に、プライマリピストン３７の後端には、第２カップシール４０を貫通するプライマリピストン３７のピストン部３７ｂより大径のピストン部８５が形成されている。このピストン部８５はパワーピストン５が液密に嵌合されるハウジング２の軸方向孔２ｅに液密にかつ摺動可能に嵌合されている。そして、このプライマリプライマリピストン３７とパワーピストン５との間に動力室６が形成されているとともに、プライマリプライマリピストン３７のピストン部８５より前方の軸方向孔２ｅ内に環状の制御圧室８６が形成されている。
【００７３】
更に、この第３例の電磁圧力制御弁６７では、第７径方向孔７３が通路孔７８を通ってブレーキ液圧倍力装置用リザーバに常時接続されている。また、第８径方向孔７４が通路孔７７を通って動力室６に常時接続されている。更に、第９径方向孔７５がハウジング２の通路孔８７を通って制御圧室８６に常時接続されているとともに、第１０径方向孔７６がハウジング２の通路孔８８および通路孔８７を通って制御圧室８６に常時接続されている。
【００７４】
バルブスプール６９の第３環状溝８３は、バルブスプール６９の非作動時は第８径方向孔７４を第９径方向孔７５から遮断するとともに、バルブスプール６９の作動時は第８径方向孔７４を第９径方向孔７５に接続するようになっている。また、第４環状溝８４はバルブスプール６９の通路孔８９を通して第７径方向孔７３に常時接続しているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第９径方向孔７５に接続されかつバルブスプール６９の作動時は第９径方向孔７５から遮断されるようになっている。
【００７５】
したがって、電磁圧力制御弁６７は、非作動時には、動力室６を制御圧室８６から遮断するとともに、制御圧室８６をブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっており、また、作動時には、制御圧室８６をブレーキ液圧倍力装置用リザーバから遮断するとともに、動力室６に接続するようになっている。
この第３例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第１例と同じである。
【００７６】
このよう構成された第３例のブレーキ液圧倍力装置１では、通常作動時、制御弁８で制御されたペダル踏力に応じた液圧が通路孔２２を通り、電磁圧力制御弁６７を介することなく、直接動力室６に導入される。そして、動力室６の液圧が入力軸４の前端部４ａに作用することで、反力が入力軸４に加えられ、運転者に伝達される。
【００７７】
また、通常作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、その電磁力でバルブスプール６９が右方へ移動する。すると、第４環状溝８４が第９径方向孔７５から遮断するとともに、第３環状溝８３が第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを接続する。このため、動力室６は制御圧室８６に接続されるので、動力室６の液圧が制御圧室８６に導入される。そして、制御圧室８６に導入された液圧はピストン部８５に後退方向に作用するので、動力室６の液圧によるプライマリピストン３７を押圧する力が低下するので、マスタシリンダ３３が発生するマスタシリンダ圧は減圧される。
【００７８】
そして、このとき、動力室６の液圧が通路孔８８を通って第１０径方向孔７６にも導入されてバルブスプール６９の段部６９ｅに左向きに作用する。このため、動力室６の液圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して左方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように制御圧室８６の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御してその供給電流に応じて制御圧室８６への導入液圧を制御することで、マスタシリンダ圧の減圧制御を行うことができるようになる。
【００７９】
また、このように減圧制御によりプライマリピストン３７の押圧力が変化しても、動力室６の液圧が変化しないので、入力軸４への反力は変化しないとともに、入力軸４のストロークも変化しない。
この第３例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第１例と同じである。
なお、この第３例では、作動時、制御圧室８６を動力室６に接続して制御圧室８６に動力室６の液圧を導入するようにしているが、作動時、制御圧室８６を液圧源のアキュムレータに接続してアキュムレータの液圧を導入するようにすることもできる。こうすれば、マスタシリンダ圧の減圧の幅を大きくすることができる。しかも、アキュムレータの液圧を圧力制御弁で任意の圧力に制御して制御圧室８６に導入することで、マスタシリンダ圧の減圧の幅を種々設定できる。
【００８０】
図６は、本発明の実施の形態の第４例を示す部分断面図である。
前述の第３例に対して、この第４例のブレーキ液圧倍力装置１では、電磁圧力制御弁６７の構造のみが異なる。
すなわち、図６に示すようにこの第４例の電磁圧力制御弁６７では、第６径方向孔７２が通路孔８７を通して制御圧室８６に常時接続されている。また、第７径方向孔７３が通路孔７８を通ってブレーキ液圧倍力装置用リザーバに常時接続されているとともに、第８径方向孔７４が通路孔８８および通路孔８７を通して制御圧室８６に常時接続されている。更に、第９径方向孔７５が通路孔７７を通して動力室６に常時接続されているとともに、第１０径方向孔７６が通路孔７９および通路孔７７を通して動力室６に常時接続されている。
【００８１】
バルブスプール６９の第３環状溝８３は第７径方向孔７３に常時接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第８径方向孔７４から遮断され、また、バルブスプール６９の作動時は第８径方向孔７４に接続して第８径方向孔７４と第７径方向孔７３とを接続するようになっている。また、第４環状溝８４は第９径方向孔７５に常時接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第８径方向孔７４に接続して第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを接続し、また、バルブスプール６９の作動時は第８径方向孔７４から遮断されて第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とが遮断されるようになる。
したがって、電磁圧力制御弁６７は、非作動時には、動力室６を制御圧室８６に接続するようになっており、また、作動時には、制御圧室８６を動力室６から遮断するとともに、ブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっている。
この第４例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第３例と同じである。
【００８２】
このよう構成された第４例のブレーキ液圧倍力装置１では、電磁圧力制御弁６７が非作動状態で、通常作動時に動力室６に液圧が導入されると、この液圧は制御圧室８６にも導入される。このため、プライマリピストン３７は動力室６の液圧で前進する方向に押圧されるとともに、制御圧室８６の液圧で後退する方向に押圧される。このとき、動力室６の液圧の受圧面積が制御圧室８６の液圧の受圧面積より大きいので、この受圧面積差でプライマリピストン３７を押圧する押圧力が発生し、プライマリピストン３７が前進作動し、マスタシリンダ３がマスタシリンダ圧を発生する。
【００８３】
通常作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、その電磁力でバルブスプール６９が右方へ移動する。すると、第４環状溝８４が第８径方向孔７４から遮断するとともに、第３環状溝８３が第７径方向孔７３と第８径方向孔７４とを接続する。このため、制御圧室８６は動力室６から遮断されるとともに、ブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続され、制御圧室８６の液圧が減圧される。すると、プライマリピストン３７の前方へ押圧する押圧力が増加するので、マスタシリンダ圧が増圧される。
【００８４】
そして、動力室６の液圧が通路孔７９および第１０径方向孔７６を通ってバルブスプール６９の段部６９ｅに左向きに作用するとともに、制御圧室８６の液圧が通路孔８７および第６径方向孔７２を通ってバルブスプール６９の段部６９ｄに右向きに作用する。このとき、制御圧室８６の液圧が減圧されることで、動力室６の液圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して左方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように制御圧室８６の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御してその供給電流に応じて制御圧室８６への導入液圧を制御することで、マスタシリンダ圧の増圧制御を行うことができるようになる。
【００８５】
また、このように増圧制御によりプライマリピストン３７の押圧力が変化しても、動力室６の液圧が変化しないので、入力軸４への反力は変化しないとともに、入力軸４のストロークも変化しない。
この第４例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第３例と同じである。
【００８６】
図７は、本発明の実施の形態の第５例を示す部分断面図である。
前述の図５に示す第３例に対して、この第５例のブレーキ液圧倍力装置１では、次の構成が異なる。
すなわち、図７に示すようにこの第５例のブレーキ液圧倍力装置１は、プライマリピストン３７に第３例のピストン部８５が設けられていなく、したがって制御圧室８６も設けられていない。また、入力軸４の前端部４ａは段付に形成されているとともに、この前端部４ａの外周面とパワーピストン５の内周面との間に環状の反力室５８が設けられている。そして、この反力室５８に液圧が導入されると、その液圧は入力軸４の前端部４ａの段差４ｅに作用して反力を入力軸４に加えるようになっている。
【００８７】
更に、第３例では制御圧室８６が電磁圧力制御弁６７の第９径方向孔７５および第１０径方向孔７６に常時接続されているが、この第５例では、反力室５８がハウジング２の通路孔９０を通して第９径方向孔７５に常時接続されているとともに、この通路孔９０およびハウジング２の通路孔９１を通して第１０径方向孔７６に常時接続されている。
この第５例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、第３例と同じである。
【００８８】
したがって、この第５例の電磁圧力制御弁６７は、非作動時には、動力室６を反力室５８から遮断するとともに、反力室５８をブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっており、また、作動時には、反力室５８をブレーキ液圧倍力装置用リザーバから遮断するとともに、動力室６に接続するようになっている。
【００８９】
このよう構成された第５例のブレーキ液圧倍力装置１では、通常作動時、動力室６に導入された液圧が入力軸４の前端部４ａの前端に作用することで、反力が入力軸４に加えられ、運転者に伝達される。このとき、反力室５８は動力室６から遮断されているので、反力室５８には動力室６の液圧は導入されない。
また、通常作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、第３例の場合と同様に第４環状溝８４が第９径方向孔７５から遮断するとともに、第３環状溝８３が第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを接続するため、動力室６が反力室５８に接続され、動力室６の液圧が反力５８に導入される。そして、反力室５８に導入された液圧は前述のように入力軸４の前端部４ａの段差４ｅに作用して前端部４ａに反力を加えるので、入力軸４に加えられる反力が増加する。すると、入力軸４が押し戻されるので、レバー２７に加えられる第１リタースプリング３１ａの付勢力または第１および第２リタースプリング３１ａ,３１ｂの付勢力が低下する。すなわち、動力室６の液圧による反力、反力室５８の液圧による反力、および第１リタースプリング３１ａのばね力または第１および第２リタースプリング３１ａ,３１ｂのばね力の合力と、入力ピストン３に加えられる入力とがバランスする。この場合、入力軸４が押し戻される分、入力ピストン３および入力軸４の入力ストロークが変化するが、入力自体は変化しない。
【００９０】
このようにリタースプリングの付勢力が低下すると、レバー２７が第１支持ピン２８を中心に時計方向に回動してバルブスプール１０が戻されるので、制御弁８の出力圧が低下する。この制御弁８の出力圧低下により、動力室６の液圧が低下してプライマリピストン３７を押す力が低下するので、マスタシリンダ圧が減圧される。
そして、このとき、動力室６の液圧が通路孔８８を通って第１０径方向孔７６にも導入されてバルブスプール６９の段部６９ｅに左向きに作用する。このため、動力室６の液圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して左方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように反力室５８の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御してその供給電流に応じて反力室５８への導入液圧を制御することで、マスタシリンダ圧の減圧制御を行うことができるようになる。
この第５例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第３例と同じである。
【００９１】
なお、この第５例では、作動時、反力室５８を動力室６に接続して反力室５８に動力室６の液圧を導入するようにしているが、作動時、反力室５８を液圧源のアキュムレータに接続してアキュムレータの液圧を導入するようにすることもできる。こうすれば、入力軸４の反力が大きくなるので、マスタシリンダ圧の減圧の幅を大きくすることができる。しかも、アキュムレータの液圧を圧力制御弁で任意の圧力に制御して反力室５８に導入することで、マスタシリンダ圧の減圧の幅を種々設定できる。
【００９２】
図８は、本発明の実施の形態の第６例を示す部分断面図である。
前述の第５例に対して、この第６例のブレーキ液圧倍力装置１では、電磁圧力制御弁６７の構造のみが異なる。
すなわち、図８に示すようにこの第６例の電磁圧力制御弁６７では、第６径方向孔７２が通路孔７７を通して動力室６に常時接続されている。
また、第８径方向孔７４が通路孔７９および通路孔７７を通して動力室６に常時接続されている。更に、第９径方向孔７５が通路孔９０を通して反力室５８に常時接続されているとともに、第１０径方向孔７６が通路孔９１および通路孔９０を通して反力室５８に常時接続されている。
【００９３】
バルブスプール６９の第３環状溝８３は第８径方向孔７４に常時接続されているとともにバルブスプール６９の非作動時は第９径方向孔７５に接続されて第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを接続し、また、バルブスプール６９の作動時は第９径方向孔７５から遮断されて第８径方向孔７４と第９径方向孔７５とを遮断するようになっている。また、第４環状溝８４は第７径方向孔７３に常時接続されているとともに、バルブスプール６９の非作動時は第９径方向孔７５から遮断されて第７径方向孔７３と第９径方向孔７５とを遮断し、また、バルブスプール６９の作動時は第９径方向孔７５に接続して第７径方向孔７３と第９径方向孔７５とを接続するようになる。
【００９４】
したがって、電磁圧力制御弁６７は、非作動時には、動力室６を反力室５８に接続するようになっており、また、作動時には、反力室５８を動力室６から遮断するとともに、ブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっている。この第６例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第５例と同じである。
【００９５】
このよう構成された第６例のブレーキ液圧倍力装置１では、電磁圧力制御弁６７が非作動状態で、通常作動時に動力室６に液圧が導入されると、この液圧は反力室５８にも導入される。このため、入力軸４に加えられる反力は、動力室６の液圧が入力軸４の前端に作用することによる反力と反力室５８の液圧が入力軸４の段差４ｅに作用することによる反力とからなるので比較的大きいものとなっている。
【００９６】
通常作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、その電磁力でバルブスプール６９が左方へ移動する。すると、第３環状溝８３が第９径方向孔７５から遮断されるとともに、第４環状溝８４が第７径方向孔７３と第９径方向孔７５とを接続する。このため、反力室５８は動力室６から遮断されるとともに、ブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続されるので、反力室５８の液圧が減圧されて、入力軸４に加えられる反力が低下する。すると、入力軸４が前進するので、レバー２７に加えられる第１リタースプリング３１ａの付勢力または第１および第２リタースプリング３１ａ,３１ｂの付勢力が増加する。すなわち、動力室６の液圧による反力、反力室５８の液圧による反力、および第１リタースプリング３１ａのばね力または第１および第２リタースプリング３１ａ,３１ｂのばね力の合力と、入力ピストン３に加えられる入力とがバランスする。この場合、入力軸４が前進する分、入力ピストン３および入力軸４の入力ストロークが変化するが、入力自体は変化しない。
【００９７】
このようにリタースプリングの付勢力が増加すると、レバー２７が第１支持ピン２８を中心に反時計方向に回動してバルブスプール１０が前進するので、制御弁８の出力圧が上昇する。この制御弁８の出力圧上昇により、動力室６の液圧が上昇してプライマリピストン３７を押す力が増加するので、マスタシリンダ圧が増圧される。
【００９８】
そして、動力室６の液圧が第６径方向孔７２を通ってバルブスプール６９の段部６９ｄに右向きに作用するとともに、反力室５８の液圧が通路孔９１および第１０径方向孔７６を通ってバルブスプール６９の段部６９ｅに左向きに作用する。このとき、反力室５８の液圧が減圧されることで、動力室６の液圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して右方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように反力室５８の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御してその供給電流に応じて反力室５８への導入液圧を制御することで、マスタシリンダ圧の増圧制御を行うことができるようになる。
この第６例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第５例と同じである。
【００９９】
図９は、本発明の実施の形態の第７例を示す部分断面図である。
前述の図１に示す第１例に対して、この第７例のブレーキ液圧倍力装置１は、次の構成が異なる。
すなわち、第１例では入力軸４の前端部４ａがパワーピストン５を貫通していないが、図９に示すようにこの第７例のブレーキ液圧倍力装置１では、第３ないし第６例の場合と同様に前端部４ａはパワーピストン５を貫通して動力室６内に延設されているとともに、非作動時に入力軸４の前端がプライマリピストン３７に当接されている。
【０１００】
また、パワーピストン５が、動力室６を区画する第１ピストン部５ｃとこの第１ピストン部５ｃに嵌合固定された第２ピストン部５ｄとから２分割で構成されている。同様に、入力軸４の前端部４ａも、動力室６に延びてプライマリピストン３７に当接する第１軸部４ａ1とこの第１軸部４ａ1とに摺動可能に嵌合された第２軸部４ａ2とから２分割で構成されている。そして、第１軸部４ａ1と第２軸部４ａ2との間に反力室５８が設けられている。この反力室５８は、第２軸部４ａ2に穿設された軸方向孔４ｄおよび径方向孔４ｃ、第１軸部４ａ1と第２ピストン部５ｄとの間の環状空間９２、第２ピストン部５ｄに形成された径方向溝５ｅおよび軸方向溝５ｆ、通路孔６４、および第１ピストン部５ｃに形成された環状溝５ｇを介して通路孔２２に常時接続されている。更に、第１ピストン部５ｃの環状溝５ｇは通路孔６６を通して電磁圧力制御弁６７に接続されている。
【０１０１】
また、この第７例の電磁圧力制御弁６７は、第１例に対して第８径方向孔７４および第３環状溝８３が設けられていない。更に、第４環状溝８４は、バルブスプール６９の非作動時に第９径方向孔７５と接続され、またバルブスプール６９の作動時に第９径方向孔７５から遮断されるようになっている。この第４環状溝８４は、バルブスプール６９に穿設された通路孔９３を通して環状室８１に常時接続されている。更に、通路孔９３は、バルブスプール６９の非作動時に第７径方向孔７３から遮断され、またバルブスプール６９の作動時にバルブスプール６９に穿設された通路孔９４を通して第７径方向孔７３に接続されるようになっている。
【０１０２】
したがって、電磁圧力制御弁６７は、非作動時は動力室６を反力室５８に接続し、また作動時は動力室６を反力室５８から遮断しかつブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっている。
この第７例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第１例と同じである。
【０１０３】
このよう構成された第７例のブレーキ液圧倍力装置１では、通常作動時は制御弁８で制御されて入力に応じた液圧が通路孔２２、環状溝５ｇ、および通路孔６６を通り、更に第１例と同様に電磁圧力制御弁６７を通って動力室６に導入され、プライマリピストン３７が作動し、マスタシリンダ圧が発生する。また、制御弁８で制御された液圧は、通路孔２２、通路孔６４、軸方向溝５ｆ、径方向溝５ｅ、環状空間９２、径方向孔４ｅ、および軸方向孔４ｄを通して反力室５８に導入され、この反力室５８の液圧で入力軸４に反力が加えられる。
【０１０４】
通常作動中に電磁ソレノイド７０が励磁されると、その電磁力でバルブスプール６９が右方へ移動する。すると、第４環状溝８４が第９径方向孔７５から遮断するとともに、通路孔９４が第７径方向孔７３に接続する。このため、動力室６は反力室５８から遮断されるとともに、ブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続され、動力室６の液圧が減圧される。したがって、プライマリピストン３７の前方へ押圧する押圧力が低下するので、マスタシリンダ圧が減圧される。
【０１０５】
そして、前述の第１例と同様に反力室５８の液圧と動力室６の液圧との差圧により、バルブスプール６９を電磁ソレノイド７０の電磁力に抗して左方へ押す推力が発生する。そして、この推力と電磁ソレノイド７０の電磁力とがバランスするように動力室６の液圧が制御される。したがって、電磁ソレノイド７０への供給電流を制御してその供給電流に応じて動力室６への導入液圧を制御することで、マスタシリンダ圧の減圧制御を行うことができるようになる。
この第７例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第１例と同じである。
【０１０６】
図１０は、本発明の実施の形態の第８例を示す、図２と同様の部分断面図である。
前述の各例では、制御弁８がいずれも非作動時液圧供給弁が閉じたノーマルクローズド型制御弁が用いられているが、この第８例のブレーキ液圧倍力装置１では、制御弁８に非作動時弁が開いているノーマルオープン型制御弁が用いられている。すなわち、前述の図１および図２に示す第１例における、バルブスリーブ９の第４および第５径方向孔１４,１５は、この第８例では、図１０に示すようにバルブスリーブ９の長手方向で同位置に設けられている。また、第２環状溝２６は第５径方向孔１５に常時接続されているばかりでなく、第４径方向孔１４にも常時接続されている。更に、バルブスリーブ９の第３径方向孔１３と第１環状溝２５とは、非作動時には第１例に比べて比較的大きい通路面積で接続されている。更に、この第８例では液圧源にはアキュムレータは用いられていなく、図示しないポンプのみが用いられている。
【０１０７】
なお、この第８例では、入力ピストン３とリテーナ６２との間に１個のリターンスプリング３１が縮設されており、したがって第８例のブレーキ液圧倍力装置１の入力−入力ストローク特性は所定傾きの１本の直線で表され、前述の各例のような二段特性は有さない。
この第８例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第１例と同じである。したがって、制御弁８の非作動時には、動力室６はブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続されているばかりでなく、ポンプにも接続されており、制御弁８はノーマルオープン型制御弁となっている。。
【０１０８】
このように構成された第８例のブレーキ液圧倍力装置１においては、ブレーキ非作動状態で、ポンプが駆動されると、液圧倍力装置用リザーバからのポンプ吐出液が通路孔２３、第４径方向孔１４、第２環状溝２６、通路孔２２、通路孔２１、通路孔２０、第２径方向孔１２、第１環状溝２５、第３径方向孔１３、および通路１８を通って、再び液圧倍力装置用リザーバに還流している。このとき、第１環状溝２５と第３径方向通路１３とが大きい通路面積で接続しているので、還流するポンプ吐出液は何ら絞られなく、液圧は発生しない。
【０１０９】
ブレーキ作動時には、入力軸４が前進すると、前述の各例と同様にレバー２７が反時計方向に回動し、バルブスプール１０が前進作動する。すると、第１環状溝２５と第３径方向通路１３との通路面積が次第に小さくなるので、還流するポンプ吐出液は絞られ、第１環状溝２５に液圧が発生する。この液圧は通路孔２２にも導入され、したがって、第１例の場合と同様に動力室６および反力室５８にも導入される。
この第８例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果は、第１例と同じである。
なお、ノーマルオープン型制御弁を第１例のブレーキ液圧倍力装置１に適用しているが、他の例のブレーキ液圧倍力装置１にも適用することができる。
【０１１０】
図１１は、本発明の実施の形態の第９例を示す、図２と同様の部分断面図である。
前述の図７に示す第５例に対して、この第９例のブレーキ液圧倍力装置１では、次の構成が異なる。
すなわち、図１１に示すようにこの第９例のブレーキ液圧倍力装置１は、第５例の電磁圧力制御弁６７が設けられていないが、通路９５および通路孔７７を介して動力室６に接続される第１圧力制御弁９６と、通路９７および通路孔９０を介して動力室６に接続される第２圧力制御弁９８とが設けられている。また、これらの第１および第２圧力制御弁９６,９８は、ともに、通路９９およびハウジング２の通路孔１００を介してバルブスリーブ９の第５径方向孔１５に接続されている。更に、第１および第２圧力制御弁９６,９８は、ともに、液圧源のアキュムレータおよびブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続されている。そして、第１および第２圧力制御弁９６,９８は、ともに、例えば従来周知の電磁切換弁からなり、通常時はそれぞれ通路９９と通路９５および通路９７とを接続し、制御ＥＣＵからの外部信号が入力されたときは、それぞれその外部信号に応じて通路９５および通路９７を液圧源のアキュムレータまたはブレーキ液圧倍力装置用リザーバに接続するようになっている。
【０１１１】
また、第５例のハウジング２の通路孔２２は動力室６および第２径方向孔１２に連通しているが、この第９例では、ハウジング２の通路孔２２は動力室６には連通していなく、第２径方向孔１２のみに連通している。
この第９例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第５例と同じである。
【０１１２】
このよう構成された第９例のブレーキ液圧倍力装置１では、第１および第２圧力制御弁９,９８が非作動状態で、通常作動時にペダル踏力に応じて制御された制御弁８の出力液圧が第５径方向孔１５、通路孔１００、通路９９、第１圧力制御弁９６、通路９５および通路孔７７を介して動力室６に導入されるとともに、通路９９から第２圧力制御弁９８、通路９７および通路孔９０を介して反力室５８に導入される。このため、入力軸４に加えられる反力は、動力室６の液圧が入力軸４の前端に作用することによる反力と反力室５８の液圧が入力軸４の段差４ｅに作用することによる反力とからなるので比較的大きいものとなっている。
【０１１３】
通常作動中に第１圧力制御弁９６に外部制御信号が入力されると、第１圧力制御弁９６は通路９９と通路９５とを遮断するとともに、その外部制御信号に応じて通路９５を液圧源のアキュムレータまたはブレーキ液圧倍力装置用リザーバに選択的に接続する。通路９５と液圧源のアキュムレータとが接続されると、外部制御信号に応じたアキュムレータ圧が動力室６に導入されて動力室６の液圧が上昇するので、マスタシリンダ圧が増圧され、ブレーキ圧が増大するとともに、入力軸４に加えられる反力も増大する。その場合、アキュムレータ圧が動力室６に導入されることで、動力室６の液圧を制御弁８の出力圧が導入される場合よりも大きくすることができる。また、通路９５とブレーキ液圧倍力装置用リザーバとが接続されると、動力室６の液圧が下降するので、マスタシリンダ圧が減圧され、ブレーキ圧が減少するとともに、反力も減少する。
【０１１４】
また、通常作動中に第２圧力制御弁９８に外部制御信号が入力されると、第２圧力制御弁９８は通路９９と通路９７とを遮断するとともに、その外部制御信号に応じて通路９７を液圧源のアキュムレータまたはブレーキ液圧倍力装置用リザーバに選択的に接続する。通路９７と液圧源のアキュムレータとが接続されると、外部制御信号に応じたアキュムレータ圧が反力室５８に導入されて反力室５８の液圧が上昇し、反力が増大する。その場合、アキュムレータ圧が反力室５８に導入されることで、反力室５８の液圧を制御弁８の出力圧が導入される場合よりも大きくすることができる。また、通路９７とブレーキ液圧倍力装置用リザーバとが接続されると、反力室５８の液圧が下降し、反力が減少する。
【０１１５】
このように、第１圧力制御弁９６を外部制御信号で制御して動力室６の液圧をその外部制御信号に応じて増減圧制御することにより、マスタシリンダ圧の増減圧制御を行うことができるとともに、反力の増減制御を行うことができるようになる。また、第２圧力制御弁９８を外部制御信号で制御して反力室５８の液圧をその外部制御信号に応じて増減圧制御することにより、反力の増減制御を行うことができるようになる。
また、ブレーキペダルが踏み込まれないブレーキ非操作時に、第１圧力制御弁９６を作動させることで、図４に示す第２例の場合と同様に自動ブレーキを作動させることが可能となる。
この第９例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第５例と同じである。
なお、この第９例では、第１および第２圧力制御弁９６,９８は、それぞれ液圧源の液圧を制御して動力室６および反力室５８に供給するようにしているが、動力室６および反力室５８に供給された制御弁８の出力圧を制御するようにすることもできる。この場合には、減圧制御のみが行われる。
【０１１６】
図１２は、本発明の実施の形態の第１０例を示す部分断面図である。
前述の図１１に示す第９例に対して、この第１０例のブレーキ液圧倍力装置１では、次の構成が異なる。
すなわち、第９例では第１および第２圧力制御弁９６,９８が設けられているが、この第１０例のブレーキ液圧倍力装置１では、これらの第１および第２圧力制御弁９６,９８は設けられていなく、各通路９５,９７はともに通路９９に直接接続されている。
【０１１７】
また、図１２に示すように第１０例のブレーキ液圧倍力装置１では、バルブスプール１０と同軸上に電磁ソレノイド１０１がハウジング２に設けられており、この電磁ソレノイド１０１は励磁されたときその可動プランジャ１０１ａがバルブスプール１０を非作動方向に押圧するようになっている。この電磁ソレノイド１０１も前述の制御ＥＣＵからの外部制御信号によって作動制御されるようになっている。
この第１０例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、ともに第９例と同じである。
【０１１８】
このよう構成された第１０例のブレーキ液圧倍力装置１では、通常ブレーキ作動時にバルブスプール１０が前進する際、バルブスプール１０は電磁ソレノイド１０１の可動プランジャ１０１ａを押しながら前進する。このとき、電磁ソレノイド１０１は励磁されていないので、可動プランジャ１０１ａは抵抗なく前進する。したがって、通常ブレーキ作動時は電磁ソレノイド１０１に影響されなく、ブレーキ作動が行われる。
【０１１９】
また、通常ブレーキ作動状態で制御ＥＣＵからの外部制御信号によって電磁ソレノイド１０１を作動することで、動力室６の液圧を入力に関係なく制御することができるようになる。すなわち、通常ブレーキ作動中に電磁ソレノイド１０１が励磁されると、電磁ソレノイド１０１の可動プランジャ１０１ａが作動してバルブスプール１０を非作動方向に押圧するので、バルブスプール１０が非作動方向に押し戻される。すると、第１環状溝２５が第３径方向孔１３に接続されるので、動力室６の液圧が低下し、マスタシリンダ圧が減圧される。
【０１２０】
このとき、前述した第１環状溝２５の液圧がバルブスプール１０を非作動方向に押す作用力、スプールリターンスプリング３２のばね力、および電磁ソレノイドの電磁力の合力と、入力軸４の入力ストロークに応じたリターンスプリング３１のばね力とがバランスするように、バルブスプール１０が制御されるので、動力室６の液圧は電磁ソレノイド１０１の電磁力がバルブスプール１０に非作動方向に加えられた分、低下するようになる。したがって、電磁ソレノイド１０１への供給電流を制御して電磁力を種々設定することで、動力室６の液圧およびマスタシリンダ圧の減圧制御を任意に行うことができるようになる。
【０１２１】
そして、この減圧制御が行われるとき、入力軸４のリターンスプリング３１のばね力は変化しないので、入力軸４の入力および入力ストロークには変化が生じない。このように、動力室６の液圧の減圧制御が行われても、入力側にはその影響が生じない。
また、電磁ソレノイド１０１への供給電流を制御することで、作動中の動力室６の液圧、つまりはマスタシリンダ圧を供給電流に応じて減圧制御することができるので、供給電流を適宜設定することで、マスタシリンダ圧の減圧制御を任意に行うことができるようになる。
この第１０例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、ともに第９例と同じである。
【０１２２】
図１３は、本発明の実施の形態の第１１例を示す、図１２と同様の部分断面図である。
前述の第１０例では、電磁ソレノイド１０１の電磁力によってバルブスプール１０を非作動方向に押すようにしているが、この第１２例のブレーキ液圧倍力装置１では、電磁ソレノイド１０１の電磁力によってバルブスプール１０を作動方向に引っ張るようにしている。そのため、電磁ソレノイド１０１の可動プランジャ１０１ａとバルブスプール１０とは互いに引っ張る方向に係合するように連結されている。
この第１１例のブレーキ液圧倍力装置１の他の構成およびマスタシリンダ３３は、第１０例と同じである。
【０１２３】
このように構成されたこの第１１例のブレーキ液圧倍力装置１においては、通常のブレーキ作動中に、電磁ソレノイド１０１が励磁されると、可動プランジャ１０１ａがバルブスプール１０を作動方向に引っ張る。このため、バルブスプール１０が左動するので、制御弁８の出力圧が上昇し、動力室６の液圧が上昇する。したがって、マスタシリンダ圧が増圧される。
【０１２４】
このとき、前述した第１環状溝２５の液圧がバルブスプール１０を非作動方向に押す作用力およびスプールリターンスプリング３２のばね力の合力と、電磁ソレノイドの電磁力および入力軸４の入力ストロークに応じたリターンスプリング３１のばね力の合力とがバランスするように、バルブスプール１０が制御されるので、動力室６の液圧は電磁ソレノイド１０１の電磁力がバルブスプール１０に作動方向に加えられた分、上昇するようになる。したがって、電磁ソレノイド１０１への供給電流を制御して電磁力を種々設定することで、動力室６の液圧およびマスタシリンダ圧の増圧制御を任意に行うことができるようになる。
【０１２５】
そして、この増圧制御が行われるとき、入力軸４のリターンスプリング３１のばね力は変化しないので、入力軸４の入力および入力ストロークには変化が生じない。このように、動力室６の液圧の増圧制御が行われても、入力側にはその影響が生じない。
また、通常ブレーキが非作動状態のとき、電磁ソレノイド１０１が励磁されると、可動プランジャ１０１ａがバルブスプール１０を作動方向に引っ張る。これにより、制御弁８が作動して電磁ソレノイド１０１の励磁力に応じた出力圧を発生する。この出力圧が動力室６に供給されることで、マスタシリンダ３３が作動してマスタシリンダ圧が発生し、ブレーキが作動する。このように、通常ブレーキの非作動状態で電磁ソレノイド１０１が励磁されることで、自動ブレーキを行うことができるようになる。
この第１１例のブレーキ液圧倍力装置１の他の作用効果およびマスタシリンダ３３の作用効果は、第１０例と同じである。
【０１２６】
図１４は、本発明の実施の形態の第１２例のブレーキシステムを模式的に示す図、図１５は、図４に示すブレーキシステムにおける液圧倍力装置の出力の制御フローを示す図である。
例えば、ブレーキアシスト制御、降坂時のブレーキ制御、あるいは大積載量時のブレーキ制御等で通常ブレーキ時より大きなブレーキ力が必要なときには、入力つまりブレーキペダルのペダル踏力に関係なく、それらの制御をそれぞれ司り、前述の電磁圧力制御弁７０，第１および第２圧力制御弁９６,９８あるいは電磁ソレノイド１０１等の作動液圧制御手段の制御を司る制御ＥＣＵとは別の他の制御装置（制御ＥＣＵ）から要求されたブレーキ力増加分に応じてブレーキ液圧倍力装置１の出力を増加させる増圧制御を行うことが求められる。また、回生協調ブレーキ制御、エンジンブレーキ制御、あるいは排気ブレーキ制御等で通常ブレーキ時より小さなブレーキ力が必要なときには、ペダル踏力に関係なく、それらの制御ＥＣＵから要求されたブレーキ力減少分に応じてブレーキ液圧倍力装置１の出力を減少させる減圧制御を行うことが求められる。
【０１２７】
そこで、この第１２例のブレーキシステムは、前述の各例のブレーキ液圧倍力装置１の作動時にブレーキペダルのペダル踏力等によるブレーキ液圧倍力装置１の入力に関係なく、このような他の制御ＥＣＵからの出力増加または減少の要求に応じて出力制御を行うことによりブレーキ液圧の増圧制御および減圧制御を行うようになっている。
【０１２８】
すなわち、図１４に示すように第１２例のブレーキシステム１０２は、ブレーキペダル１０３と、前述の第１ないし１１例のいずれかのブレーキ液圧倍力装置１と、このブレーキ液圧倍力装置１の作動によりマスタシリンダ圧を発生する前述のマスタシリンダ３３と、このマスタシリンダ圧が供給されてブレーキ力を発生するホイールシリンダ１０４と、ホイールシリンダ１０４のブレーキ力増加または減少要求の信号を出力する前述の他の制御ＥＣＵ１０５と、他の制御ＥＣＵ１０５からのブレーキ力の要求増加量または要求減少量に基づいて、ホイールシリンダ１０４が要求ブレーキ力を発生する、つまりブレーキ液圧倍力装置１が要求出力を発生するための要求作動液圧をこのブレーキ液圧倍力装置１の倍力特性により演算するとともにこの要求作動液圧に対応する作動液圧制御手段１０７（後述）の制御量を演算して求め、求めた制御量の信号を出力するブレーキ液圧倍力装置１のための前述の制御ＥＣＵ１０６と、制御ＥＣＵ１０６からの制御量の信号に基づいてブレーキ液圧倍力装置１の作動液圧を入力に関係なく要求作動液圧となるように制御する、例えば前述の第１ないし１１例のブレーキ液圧倍力装置１の電磁圧力制御弁６７、第１圧力制御弁９６、第２圧力制御弁９８あるいは電磁ソレノイド１０１等の作動液圧制御手段１０７とを備えている。
【０１２９】
作動液圧制御手段１０７は、ブレーキ液圧倍力装置１の動力室６の動力室圧つまり作動液圧を制御すること、あるいは制御圧室８６の制御圧室圧を制御すること、あるいは反力室５８の反力室圧を制御することにより、制御ＥＣＵ１０６からの制御量に基づいてブレーキ液圧倍力装置１の動力室６の作動液圧を要求作動液圧となるように制御するようになっている。
【０１３０】
その場合、動力室圧制御においては、制御ＥＣＵ１０６が、ブレーキ力増加あるいは減少の要求量に対するマスタシリンダ圧の、通常ブレーキでのマスタシリンダ圧との変化量を演算し、その変化量に応じたブレーキ液圧倍力装置１の出力の変化量が発生するように動力室圧の変化量を前述の制御量として演算し、その変化量に応じた電流を、例えば電磁圧力制御弁６７の電磁ソレノイド７０、第１および圧力制御弁９６,９８の電磁ソレノイド（不図示）あるいは電磁ソレノイド１０１等の動力室６の動力室圧を制御する制御弁の電磁ソレノイドに供給する。
【０１３１】
また、制御圧室圧制御においては、制御ＥＣＵ１０６が、ブレーキ力増加あるいは減少の要求量に対するマスタシリンダ圧の、通常ブレーキでのマスタシリンダ圧との変化量を演算し、その変化量に応じたブレーキ液圧倍力装置１の出力の変化量が発生するように制御圧室圧の変化量を前述の制御量として演算し、その変化量に応じた電流を、例えば電磁圧力制御弁６７の電磁ソレノイド７０等の制御圧室８６の制御室圧を制御する制御弁の電磁ソレノイドに供給する。
【０１３２】
更に、反力室圧制御においては、制御ＥＣＵ１０６が、ブレーキ力増加あるいは減少の要求量に対するマスタシリンダ圧の、通常ブレーキでのマスタシリンダ圧との変化量を演算し、その変化量に応じたブレーキ液圧倍力装置１の出力の変化量が発生するように反力室圧の変化量を前述の制御量として演算し、その変化量に応じた電流を、例えば電磁圧力制御弁６７の電磁ソレノイド７０あるいは第１および圧力制御弁９６,９８の電磁ソレノイド等の反力室５８の反力室圧を制御する制御弁の電磁ソレノイドに供給する。
【０１３３】
そして、他の制御ＥＣＵ１０５からのブレーキ力増加または減少要求つまりブレーキ液圧倍力装置１の出力増加または減少要求に基づく、ブレーキ液圧倍力装置１の作動液圧の制御は、図１５に示す制御フローにしたがって行われる。
すなわち、ステップＳ１で制御ＥＣＵ１０６は他の制御ＥＣＵ１０５からブレーキ液圧倍力装置１の出力増加または出力減少要求があるか否かを判断し、要求がないと判断すると、このステップＳ１での判断処理を繰り返す。制御ＥＣＵ１０６は出力増加または出力減少要求があると判断すると、ステップＳ２で前述のようにしてブレーキ液圧倍力装置１の要求作動液圧を演算するとともに、ステップＳ３で演算して求めた要求作動液圧が得られるように作動液圧制御手段１０７を作動制御する。
【０１３４】
このようにして、この第１２例のブレーキシステムによれば、前述の第１ないし１１例のいずれかの液圧倍力装置を用いて作動中に入力部材の入力に関係なく、他の制御ＥＣＵ１０５からのブレーキ力の増減の要求に応じてブレーキ力制御を行うことができる。
【０１３５】
なお、前述の各例では、いずれも液圧倍力装置として、レバーを用いたレバー式の液圧倍力装置を用いて本発明の液圧倍力装置を説明しているが、本発明はレバーを用いない液圧倍力装置にも適用できる。
また、前述の各例では、いずれも本発明の液圧倍力装置をブレーキ液圧倍力装置に適用して説明しているが、本発明の液圧倍力装置はブレーキ以外の他の液圧倍力装置にも適用できる。
【０１３６】
【発明の効果】
以上の説明から明らかなように、本発明の液圧倍力装置によれば、制御弁を、作動液圧による作用力と弾性部材による作用力とがバランスするように入力に応じて作動させているので、ストロークシミュレータとしての機能を発揮させることができるようになる。
したがって、入力側と出力側とを分離して液圧倍力装置を作動させることができ、その場合、液圧倍力装置がストロークシミュレータの機能を発揮できることから、入力部材の入力ストロークを確保できるとともに、作動器より先の出力側の制御状況に影響されなく、入力部材の入力ストロークを種々設定可能となる。
【０１３７】
また、液圧倍力装置の作動中に、作動液圧制御手段により、作動器を作動する作動液圧を入力部材の入力に関係なく制御しているので、例えば前述のような回生ブレーキ協調システムの回生ブレーキ作動時における作動液圧の減圧制御やブレーキアシストシステムのブレーキアシスト時における作動液圧の増圧制御等の、液圧倍力装置の作動中に入力部材の入力に関係なく、作動液圧の制御を必要とするシステムに簡単にかつ柔軟に対応できるようになる。
【０１３８】
更に、入力部材による作動が行われていない状態の液圧倍力装置において、作動液圧制御手段により、作動器を作動する作動液圧が入力部材の作動に関係なく制御できるようになる。これにより、例えば前述のような、車間制御ブレーキや衝突回避ブレーキ制御あるいはトラクションコントロールのブレーキ制御等の自動ブレーキ制御等の自動作動制御を必要とするシステムに簡単にかつ柔軟に対応することが可能となる。
【０１３９】
更に、制御弁に、従来の液圧倍力装置の制御弁をほとんど変更しないで用いることができるので、本発明の液圧倍力装置は、特別な部品を用いることなく、簡単な構造で安価なものにできる。
更に、液圧源失陥時には、入力部材の前進で作動器が作動するようにしているので、液圧源失陥時にも作動器を確実に作動させることができる。
【０１４０】
更に、本発明のブレーキシステムによれば、請求項１ないし９のいずれかの液圧倍力装置を用いてこの液圧倍力装置作動中に入力部材の入力に関係なく、他の制御装置からのブレーキ力の増加要求あるいは減少要求に応じてブレーキ力制御を行うことができる。これにより、例えば、ブレーキアシスト制御、降坂時のブレーキ制御、あるいは大積載量時のブレーキ制御等で通常ブレーキ時より大きなブレーキ力が要求されるとき、あるいは回生協調ブレーキ制御、エンジンブレーキ制御、あるいは排気ブレーキ制御等で通常ブレーキ時より小さなブレーキ力が要求されるときに、これらの要求に確実に対応してブレーキ力を制御することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明に係る液圧倍力装置の実施の形態の第１例が適用されたブレーキ液圧倍力装置を示す断面図である。
【図２】 図１に示すブレーキ液圧倍力装置の制御弁およびレバー部分の部分拡大断面図である。
【図３】 図１に示すマスタシリンダ部分の部分拡大断面図である。
【図４】 本発明の実施の形態の第２例を示す部分断面図である。
【図５】 本発明の実施の形態の第３例を示す部分断面図である。
【図６】 本発明の実施の形態の第４例を示す部分断面図である。
【図７】 本発明の実施の形態の第５例を示す部分断面図である。
【図８】 本発明の実施の形態の第６例を示す部分断面図である。
【図９】 本発明の実施の形態の第７例を示す部分断面図である。
【図１０】本発明の実施の形態の第８例を示す部分断面図である。
【図１１】本発明の実施の形態の第９例を示す部分断面図である。
【図１２】本発明の実施の形態の第１０例を示す部分断面図である。
【図１３】本発明の実施の形態の第１１例を示す部分断面図である。
【図１４】本発明の実施の形態の第１２例を模式的にブレーキシステムを示す図である。
【図１５】図４に示すブレーキシステムにおける液圧倍力装置の出力の制御フローを示す図である。
【符号の説明】
１…ブレーキ液圧倍力装置、２…液圧倍力装置用ハウジング、３…入力ピストン、４…入力軸、５…パワーピストン、６…動力室、８…制御弁、９…バルブスリーブ、９ａ…段差、１０…バルブスプール、２７…レバー、２８…第１支持ピン、２９…弁作動部材、３０…第２支持ピン、３１…リターンスプリング、３１ａ…第１リターンスプリング、３１ｂ…第２リターンスプリング、３２…スプールリターンスプリング、３３…マスタシリンダ、３７…プライマリピストン、３８…セカンダリピストン、５８…反力室、６７…電磁圧力制御弁、６８…バルブスリーブ、６９…バルブスプール、７０…電磁ソレノイド、７１…リターンスプリング、８５…ピストン部、８６…制御圧室、９６…第１圧力制御弁、９８…第２圧力制御弁、１０１…電磁ソレノイド、１０２…ブレーキシステム、１０３…ブレーキペダル、１０４…ホイールシリンダ、１０５…他の制御装置（制御ＥＣＵ）、１０６…制御装置（制御ＥＣＵ）、１０７…作動液圧制御手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic booster that boosts the operating force of the operating means to a predetermined magnitude by the hydraulic pressure controlled by the control valve and outputs the boosted pressure, and a brake system using the hydraulic booster. In particular, various input strokes can be set without being affected by the operation of an actuator such as a master cylinder operated by the output of the hydraulic booster, and the operating force of the operating means can be set during operation. The present invention belongs to the technical field of a hydraulic booster capable of performing output control of the hydraulic booster regardless of the brake system using the hydraulic booster.
[0002]
[Prior art]
For example, in a brake system of an automobile, a brake hydraulic pressure booster that generates a large brake hydraulic pressure by boosting a pedal depression force of a brake pedal to a predetermined magnitude by a hydraulic pressure has been conventionally used. This brake hydraulic pressure booster can obtain a large braking force with a small brake pedal depression force, thereby ensuring braking and reducing the labor of the driver.
[0003]
In such a conventional brake fluid pressure booster, the control valve is operated by an input based on the pedal depression force of the brake pedal to generate a hydraulic fluid pressure corresponding to the input, and this hydraulic fluid pressure is introduced into the power chamber. Thus, the input is boosted at a predetermined boost ratio and output. And, by operating the piston of the brake master cylinder with the output of this brake fluid pressure booster, the master cylinder generates master cylinder pressure, and this master cylinder pressure is introduced into the wheel cylinder as brake fluid pressure, The brake is activated.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the conventional brake system, for example, brake force control during brake operation such as anti-lock control (ABS), brake assist control used for starting a slope, etc. and regenerative cooperative brake control when using a regenerative brake, Various brake controls such as brake control for inter-vehicle control, collision avoidance brake control for avoiding obstacles, and automatic brake control such as brake control for traction control (TRC) are performed.
Such brake control is often performed by the brake circuit from the master cylinder to the wheel cylinder, but when brake control is performed by the brake circuit beyond the master cylinder, the input stroke of the hydraulic booster However, for example, because of brake feeling, it is required not to be affected by this brake control.
[0005]
However, in a brake system in which a conventional brake hydraulic pressure booster and a brake master cylinder are combined, the stroke of the master cylinder piston is determined from the relationship between the master cylinder and the wheel cylinder, and the brake hydraulic pressure is determined by the stroke of the master cylinder piston. The stroke of the input shaft of the booster, that is, the pedal stroke of the brake pedal is determined. For this reason, the stroke on the input side is affected by the brake control in the brake circuit ahead of the master cylinder, and the combination of the conventional brake hydraulic pressure booster and the brake master cylinder reliably and sufficiently meets the above-mentioned requirements. It was difficult to meet.
[0006]
Also, when changing the stroke characteristics of the brake pedal on the input side due to brake feeling etc., the brake master cylinder and the brake circuit ahead of the brake master cylinder are also affected. Side changes are required. In addition, if the output side is changed, the output characteristics of the brake will be affected, so the entire brake system needs to be reviewed and changed, and the scale of the change will become large.
[0007]
Furthermore, even if the brake circuit ahead of the master cylinder changes variously depending on the type and size of the vehicle, it is desirable that the input side is not affected by such different brake circuits as much as possible.
Therefore, if the input side and the output side are simply separated to generate an output regardless of the input stroke, the input side will not stroke, and the input side stroke cannot be secured.
[0008]
For this reason, conventionally, a stroke simulator is provided in the brake circuit ahead of the master cylinder so that the input stroke of the brake hydraulic pressure booster is not affected by brake control beyond the master cylinder, and the input It has been proposed to ensure the stroke.
However, the special provision of a stroke simulator requires many parts such as the stroke cylinder and electromagnetic on-off valve used in this stroke simulator, so the configuration is complicated and the cost is high. End up.
In addition, even when a stroke simulator or the like is provided, there is a problem that it is necessary to ensure that the brake operation can be performed when the hydraulic pressure source fails.
[0009]
Furthermore, in the anti-lock control system, it is desirable to control the braking force so that the tendency of the wheels to be locked can be eliminated when the wheels tend to be locked during braking. Further, in the regenerative brake coordination system combined with the regenerative brake, when the regenerative brake operation is activated during the operation of the brake hydraulic pressure booster, the brake hydraulic pressure boost is equivalent to the brake force generated by the regenerative brake operation. It is necessary to reduce the braking force due to the operation of the device. In such a case, it is desirable to reduce the output of the brake hydraulic pressure booster accordingly. Also, in the brake system combined with the brake assist system, it is possible to easily start the slope by controlling the release of the brake operation, or when the brake hydraulic pressure booster is operated, the driver When it is not possible to obtain the required braking force due to the inability to step on the pedal, and it is necessary to assist the brake, it is necessary to increase the braking force by operating the brake fluid pressure booster. It is desirable to be able to increase the output of the booster.
As described above, when the brake control is performed during the braking operation, it is required to prevent the brake pedal from being affected even if a stroke simulator or the like is provided.
[0010]
Furthermore, in the inter-vehicle control brake system, it is desirable to automatically operate the brake to keep the inter-vehicle distance constant when the inter-vehicle distance with the preceding vehicle becomes shorter during traveling. When there is an obstacle or the like in front of the vehicle and there is a possibility of collision with the obstacle, it is desired to automatically operate the brake to avoid the collision with the obstacle or the like. Furthermore, in the traction control system, when the drive wheel becomes slipping when the vehicle starts, the brake is automatically actuated on the driving wheel to eliminate the slip tendency so that the vehicle can start reliably. Is desired.
[0011]
When automatic braking is performed in this way, it is required to prevent the brake pedal from being affected even if a stroke simulator or the like is provided. In addition, it is required to form a system for performing such braking force control and automatic brake control during braking operation with a simple configuration.
Furthermore, it is also required that the input-stroke characteristic, the input-brake pressure characteristic, or the stroke-brake pressure characteristic can be changed with a simple configuration according to the situation of the vehicle or the like.
[0012]
The present invention has been made in view of such circumstances, and its object is to variously change the stroke characteristics on the input side without requiring a large-scale change without being influenced by the output side. It is also possible to provide a compact and inexpensive hydraulic booster that can operate reliably when the hydraulic pressure source fails.
Another object of the present invention relates to a hydraulic booster capable of performing output control regardless of input of the input member during operation, and to input of the input member during operation using the hydraulic booster. And providing a brake system capable of performing output control in response to a request for increase or decrease in output.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problem, the hydraulic booster according to the first aspect of the present invention includes an input member that strokes with an input applied during operation, and the hydraulic pressure of the hydraulic pressure source is controlled by the input member. And a control valve that generates hydraulic fluid pressure that operates according to an input to operate the actuator, the hydraulic fluid pressure acting on the control valve in a non-operating direction, and the control valve An elastic member is disposed between the control member and the input member, and an action force of the elastic member according to the operation amount of the input member acts on the control valve in the operating direction. However, the operation is controlled according to the operation amount so that the acting force by the hydraulic fluid pressure and the acting force by the elastic member are balanced, and when the fluid pressure source is operated in a normal state, The position of the control valve is the stroke of the input member. A hydraulic fluid pressure control means for controlling the hydraulic fluid pressure regardless of the input of the input member, and when the hydraulic pressure source fails, a stroke of the input member is provided. Then, the actuator is actuated.
[0014]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a power chamber adapted to generate an output for operating the actuator by introducing hydraulic fluid pressure, and a reaction force applied to the input member by introducing the hydraulic fluid pressure. A hydraulic pressure control valve that controls at least one of the power chamber and the reaction force chamber. It is a feature.
Furthermore, the invention of claim 3 is characterized in that the pressure control valve controls the hydraulic pressure of the hydraulic fluid or the hydraulic pressure source to supply at least one of the power chamber and the reaction force chamber. It is said.
[0015]
Further, the invention of claim 4 is directed to a power chamber adapted to generate an output for operating the actuator by introducing hydraulic fluid pressure, and a control pressure for controlling the output by introducing the hydraulic fluid pressure. And the hydraulic pressure control means is a pressure control valve that controls at least one of the hydraulic pressure of the power chamber and the control pressure chamber.
Furthermore, the invention of claim 5 is characterized in that the pressure control valve controls the hydraulic pressure of the hydraulic fluid or the hydraulic pressure source to supply at least one of the power chamber and the control pressure chamber. It is said.
[0016]
Furthermore, the invention according to claim 6 is characterized in that the hydraulic pressure control means is an electromagnetic solenoid that generates a biasing force that biases the control valve in at least one of its operating direction and non-operating direction. .
Further, the invention according to claim 7 is characterized in that the control valve is a valve spool that is controlled to operate when the acting force of the elastic member is applied in the operating direction and the hydraulic pressure is applied in the non-operating direction; A valve sleeve fixed to the housing of the hydraulic pressure booster, and the valve spool is configured to balance the acting force of the hydraulic pressure acting on the valve spool and the acting force of the elastic member. Further, it is characterized in that it moves relative to the valve sleeve in response to an input from the input member.
[0017]
Furthermore, the invention according to claim 8 is characterized in that the valve spool is formed with an annular groove into which the hydraulic fluid pressure is introduced during operation, and the hydraulic fluid pressure is received in the non-operating direction of the valve spool. The pressure receiving area of the pressure receiving surface of the groove is set to be larger than the pressure receiving area of the pressure receiving surface of the annular groove for receiving the hydraulic pressure in the operation direction of the valve spool.
Further, the invention according to claim 9 rotates between the elastic member and the control valve by the action force of the elastic member according to the operation amount of the input member, and acts on the control valve in the operation direction. A lever is provided, and the position of the rotation fulcrum of the lever is constant regardless of the stroke of the input member, and the control valve balances the action force due to the hydraulic fluid pressure and the action force due to the rotation of the lever. As described above, the operation is controlled according to the input from the input member.
[0018]
Further, the brake system of the invention of claim 10 is supplied with a brake booster that boosts and outputs an input, a master cylinder that generates a master cylinder pressure that is operated by the output of the brake booster, and a master cylinder pressure. In the brake system that generates a braking force and operates the brake with the braking force, the brake booster is the hydraulic booster according to any one of claims 1 to 9, and the brake booster The hydraulic fluid pressure control means is controlled by a control device, and the control device requests the increase or decrease of the brake force from another control device different from the control device. And controlling the hydraulic fluid pressure control means in accordance with the brake booster so that the required increase or decrease of the brake force can be obtained. It is characterized by controlling the output of.
Further, in the invention of claim 11, the hydraulic fluid pressure control means includes an electromagnetic solenoid for the operation, and the control device for controlling the hydraulic fluid pressure control means operates from the other control device. It is characterized in that a current corresponding to each request amount of a brake force increase request or a brake force decrease request is supplied to the electromagnetic solenoid of the hydraulic fluid pressure control means.
[0019]
[Action]
In the hydraulic booster of the present invention having such a configuration, the elastic member generates an acting force corresponding to the input by an input applied to the input member, and the control valve is controlled by the acting force of the elastic member. Then, the hydraulic pressure is controlled according to the input of the input member by the operation of the control valve. The hydraulic fluid pressure controlled by the control valve is generated as an output, and the actuator is directly operated with the hydraulic pressure of this output.
[0020]
In addition, when the hydraulic pressure source is operating in a normal state, the control valve operates according to the input so that the acting force due to the working hydraulic pressure and the acting force of the elastic member are balanced. Will come to be.
Thus, in the hydraulic pressure booster of the present invention, the input side and the output side operate separately. In that case, since the hydraulic booster demonstrates the function of a stroke simulator, the input stroke of the input member is secured, and the input stroke of the input member is not affected by the control state of the output side ahead of the actuator. Can be set in various ways.
[0021]
Further, during the operation of the hydraulic booster, the hydraulic pressure control means controls the hydraulic pressure for operating the actuator, that is, the output of the hydraulic booster regardless of the input of the input member. . Thus, for example, the brake pressure control in the anti-skid control as described above, the hydraulic pressure reduction control at the time of regenerative brake operation of the regenerative brake cooperative system, the hydraulic pressure increase control at the time of brake assist of the brake assist system, etc. Thus, it is possible to easily and flexibly cope with a system that requires control of the hydraulic fluid pressure regardless of the input of the input member during the operation of the hydraulic booster.
[0022]
Further, in the hydraulic pressure booster in a state where the operation by the input member is not performed, the hydraulic pressure for operating the actuator is controlled by the hydraulic pressure control means regardless of the operation of the input member. As a result, for example, it is possible to easily and flexibly cope with a system that requires automatic operation control such as automatic braking control such as inter-vehicle control braking, collision avoidance braking control, or traction control braking control as described above. Become.
[0023]
Further, since the control valve of the conventional hydraulic booster can be used as the control valve with almost no change, the hydraulic booster of the present invention has a simple structure and is inexpensive without using any special parts. It will be something.
Further, when the hydraulic pressure source fails, the actuator is activated by the advance of the input member, and when the hydraulic pressure source fails, the actuator is reliably activated.
[0024]
Furthermore, in the brake system according to the present invention, for example, when brake force greater than that during normal braking is required, such as brake assist control, brake control during downhill, or brake control at a large load, or regenerative cooperative brake control. When the brake force smaller than that during normal braking is required for engine brake control or exhaust brake control, etc., a request to increase the brake force of the wheel cylinder or the brake force A decrease request is output. Then, the control device that controls the hydraulic fluid pressure generating means does not depend on the input, that is, the pedal depression force of the brake pedal, and the brake hydraulic pressure multiplication is performed according to the brake force increase or brake force decrease requested by other control devices. Control the output of the force device.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a sectional view showing a brake hydraulic pressure booster to which a first example of an embodiment of a hydraulic booster according to the present invention is applied. FIG. 2 is a control of the brake hydraulic booster shown in FIG. FIG. 3 is a partially enlarged sectional view of the master cylinder portion shown in FIG. 1. In the following description, the up, down, left, and right directions respectively represent the up, down, left, and right directions in the drawings, and the front and rear correspond to the left and right of the drawings, respectively.
[0026]
As shown in FIG. 1, the brake hydraulic pressure booster 1 of the first example is integrally connected with a master cylinder to be described later, and the master cylinder is operated by the output of the brake hydraulic pressure booster 1. It has become.
As shown in FIGS. 1 and 2, the brake hydraulic pressure booster 1 includes a brake hydraulic pressure booster housing 2. The brake hydraulic pressure booster housing 2 includes an input piston 3 with a hydraulic fluid. The input piston 3 is closely and slidably fitted, and the input piston 3 is connected to a brake pedal (only the example shown in FIG. 14 is shown), and the input shaft 4 is connected to the input piston 3. . The brake hydraulic pressure booster housing 2 is provided with a power piston 5 coaxially with the input shaft 4 in a fluid-tight manner, and a power chamber 6 is defined in front of the power piston 5 by the power piston 5. Yes. Thus, the power piston 5 functions as a plug for defining the power chamber 6 in the brake hydraulic pressure booster 1 of this example, and does not function to generate an output of the brake hydraulic pressure booster 1. A lever support portion 5a (described later) at the rear end of the power piston 5 is disposed so as to be movable by a predetermined distance between the first and second step portions 2a and 2b of the housing 2, and is contracted in the power chamber 6. The spring 7 is in contact with and fixed to the second step 2b.
The front end portion 4a of the input shaft 4 is fitted in the bottomed hole 5b in the axial direction of the power piston 5 so as to be liquid-tight and slidable. A reaction force chamber 58 is formed in the bottomed hole 5 b in front of the front end portion 4 a of the input shaft 4 by the front end portion 4 a of the input shaft 4.
[0027]
Furthermore, a control valve 8 is provided in the housing 2. The control valve 8 includes a valve sleeve 9 that is liquid-tightly fitted and fixed in the housing 2 and a valve spool 10 that is slidably fitted in the valve sleeve 9. The cylinder sleeve in the axial direction of the valve sleeve 9 is provided with a step 9a, and is formed into a stepped hole including a small diameter cylinder hole 9b at the front end and a large diameter cylinder hole 9c from the center to the rear end. Further, the valve sleeve 9 is formed with first to fifth radial holes 11, 12, 13, 14, 15 from the front end side thereof. In this case, the first radial hole 11 is formed in the small diameter cylinder hole 9b, and the second to fifth radial holes 12, 13, 14, and 15 are all formed in the large diameter cylinder hole 9c. Yes.
[0028]
The first radial hole 11 is always connected to a reservoir for a brake hydraulic pressure booster (not shown) through the passage holes 16, 17, 18 of the housing 2, and therefore, a valve sleeve positioned in front of the valve spool 10. The space 19 in 9 is always in communication with this reservoir. The second radial hole 12 passes through the passage holes 20, 21, 22 of the housing 2 and is always in an annular groove 63 formed on the inner peripheral surface of the axial hole of the housing 2 in which the power piston 5 is fitted. The third radial hole 13 is always connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir through the passage hole 18. Further, the fourth radial hole 14 is always connected to an accumulator of a hydraulic pressure source (not shown) through the passage hole 23 and the hydraulic pressure introduction port 24 of the housing 2, and is connected to the accumulator by a pump (not shown) of the hydraulic pressure source. The stored hydraulic pressure is constantly introduced. Further, the fifth radial hole 15 is always connected to the annular groove 63 through the passage hole 22 of the housing 2.
[0029]
The valve pool 10 is formed in a stepped configuration including a small-diameter spool portion 10a at the front end and a large-diameter spool portion 10b from the center to the rear end. In that case, the small-diameter spool portion 10a is fitted in the small-diameter cylinder hole 9b of the valve sleeve 9 in a fluid-tight manner and slidably, and the large-diameter spool portion 10b slides in the large-diameter cylinder hole 9c of the valve sleeve 9. It can be fitted. In the valve spool 10, a first annular groove 25 is formed between the small diameter spool portion 10a and the large diameter spool portion 10b, and a second annular groove 26 is formed in the large diameter spool portion 10b.
[0030]
The first annular groove 25 is always connected to the second radial hole 12, and is connected to the third radial hole 13 when the illustrated valve spool 10 is not in operation so that the power chamber 6 is used for a brake hydraulic pressure booster. Connected to the reservoir, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is set to atmospheric pressure, and when the valve spool 10 is moved forward, the hydraulic chamber 6 is shut off from the third radial hole 13 to remove the power chamber 6 from the brake hydraulic pressure booster reservoir. It is designed to shut off. The third radial hole 13 and the first annular groove 25 constitute a hydraulic pressure discharge valve. On the other hand, the second annular groove 26 is always connected to the fifth radial hole 15, and is shut off from the fourth radial hole 14 when the valve spool 10 is not operated to shut off the power chamber 6 from the accumulator of the hydraulic pressure source. When the valve spool 10 moves forward, the power chamber 6 is connected to the accumulator by connecting to the fourth radial hole 14, and the control valve 8 controls the hydraulic pressure of the accumulator according to the input and outputs it. The output hydraulic pressure of the control valve 8 is introduced into the power chamber 6. The fourth radial hole 14 and the second annular groove 26 constitute a hydraulic pressure supply valve.
[0031]
When the hydraulic pressure discharge valve is closed and the hydraulic pressure supply valve is opened and the hydraulic pressure is introduced into the power chamber 6 as will be described later, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is also introduced into the first annular groove 25. The hydraulic pressure of the first annular groove 25 acts on the small-diameter and large-diameter spool portions 10a and 10b having different pressure receiving areas, whereby the valve spool 10 is urged to the right, that is, toward the non-operating position. ing.
[0032]
Further, the annular groove 63 is always formed in the reaction force chamber 58 through the passage hole 64 and the annular groove 65 formed in the power piston 5 and the radial hole 4c and the axial hole 4d formed in the front end portion 4a of the input shaft 4. In addition to being connected, it is always connected to an electromagnetic pressure control valve 67 (corresponding to hydraulic fluid pressure control means of the present invention) 67 provided in the housing 2 through a passage hole 66 formed in the housing 2.
[0033]
The electromagnetic pressure control valve 67 includes a valve sleeve 68 that is liquid-tightly fitted and fixed in the housing 2, a valve spool 69 that is slidably fitted in the valve sleeve 68, and operation control of the valve spool 69. And a return spring 71 that constantly biases the valve spool 69 in the non-operating direction.
The valve sleeve 68 is formed with sixth to tenth radial holes 72, 73, 74, 75, 76 from its front end side.
[0034]
The sixth radial hole 72 is always connected to the power chamber 6 through the passage hole 77 of the housing 2. The seventh radial hole 73 is always connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir through the passage hole 78 of the housing 2, and the eighth radial hole 74 is connected to the passage hole 79 and the passage hole of the housing 2. 77 is always connected to the power chamber 6 through 77. Furthermore, the ninth radial hole 75 is always connected to the annular groove 63 through the passage hole 66, and the tenth radial hole 76 is always connected to the annular groove 63 through the passage hole 80 and the passage hole 66 of the housing. Has been.
[0035]
The valve pool 69 is formed in a stepped shape including small diameter spool portions 69a and 69b at the front and rear ends thereof and a central large diameter spool portion 69c. In this case, the small diameter spool portions 69 a and 69 b are fitted in the small diameter cylinder hole of the valve sleeve 68 in a liquid-tight and slidable manner, and the large diameter spool portion 69 c slides in the large diameter cylinder hole of the valve sleeve 68. It can be fitted.
[0036]
Between the inner peripheral surface of the valve sleeve 68 and the outer peripheral surface of the valve spool 69, a step 69d between the small diameter spool portion 69a and the large diameter spool portion 69c of the valve spool 69 faces, and a sixth radial hole 72 is formed. An annular chamber 81 that is always connected, and an annular chamber 82 that faces the step 69e between the small-diameter spool portion 69b and the large-diameter spool portion 69c of the valve spool 69 and is always connected to the tenth radial hole 76 are formed. ing.
Further, third and fourth annular grooves 83 and 84 are formed in the large-diameter spool portion 69c of the valve spool 69. The third annular groove 83 is always connected to the seventh radial hole 73 and is blocked from the eighth radial hole 74 when the valve spool 69 is not operated, and the eighth radial hole when the valve spool 69 is operated. 74 is connected. The fourth annular groove 84 is always connected to the ninth radial hole 75, and is connected to the eighth radial hole 74 when the valve spool 69 is not operated, and is connected to the eighth radial hole when the valve spool 69 is operated. 74 is cut off.
The electromagnetic pressure control valve 67 is controlled by a control signal from a control device (control ECU) (not shown).
[0037]
Therefore, when the control signal from the control ECU is not supplied to the electromagnetic solenoid 70, the electromagnetic pressure control valve 67 allows the power chamber 6 to pass through the passage hole 77, the passage hole 79, the eighth radial hole 74, the fourth annular groove. 84, the ninth radial hole 75, the passage hole 66, the annular groove 63, the passage hole 64, the annular groove 65, the radial hole 4 c, and the axial hole 4 d are connected to the reaction force chamber 58 and the annular groove 63. From the passage hole 22 to the fifth radial hole 15, and further from the passage hole 22 to the second radial hole 12 via the passage hole 21 and the passage hole 20. When the control signal from the control ECU is supplied to the electromagnetic solenoid 70, the power chamber 6 is connected to the passage hole 77, the passage hole 79, the eighth radial hole 74, the third annular groove 83, and the seventh radial hole. The brake hydraulic pressure booster reservoir is connected to the brake hydraulic pressure booster 73.
Furthermore, one end of a lever 27 is supported by the lever support portion 5 a of the power piston 5 by a first support pin 28 so as to be swingable. The other end of the lever 27 is swingably supported by the valve operating member 29 by a second support pin 30.
[0038]
A retainer portion 62 is slidably fitted to the input shaft 4, and two first and second return springs 31 a and 31 b are provided between the retainer portion 62 and the input piston 3. It is used. In this case, the first return spring 31 a is always contracted between the input piston 3 and the retainer 62, and the return spring 31 always urges the input piston 3 and the input shaft 4 backward with respect to the retainer portion 62. doing. The second return spring 31b has a free length without contacting the retainer 62 when the input piston 3 is not in operation. However, the second return spring 31b contacts the retainer 62 when the input piston 3 makes a predetermined stroke, and thereafter the first return spring 31b. It bends with 31a. When the illustrated input shaft 3 is not in operation, the flange portion 4b of the input shaft 4 abuts on the retainer portion 62, and the retreat limit of the input shaft 4 is defined.
[0039]
The retainer portion 62 is provided with a vertical hole 62a in the vertical direction, and an engagement pin 27a projecting inward from the lever 27 is engaged in the longitudinal direction (left and right direction in the figure). It can be fitted and slidable in the vertical direction. The distance between the first support pin 28 and the engagement pin 27a is greater than the distance between the engagement pin 27a and the second support pin 30 regardless of whether the brake hydraulic pressure booster 1 is operated or not. It is set to be always smaller.
The valve actuating member 29 is fitted and fixed to the valve spool 10, and this valve actuating member 29 is always urged rearward by a spool return spring 32. When the valve actuating member 29 is not actuated, the valve actuating member 29 and the valve spool 10 are The rear end of the illustrated valve spool 10 is set to a non-operating position where it abuts against the housing 2.
[0040]
Next, the master cylinder will be described. As shown in FIGS. 1 and 3, the master cylinder 33 includes a cylindrical master cylinder housing 34 having a rear end opening. A cylindrical cap 36 that supports the sleeve 35 in the axial direction between the sleeve 35 and the master cylinder housing 34 is screwed into the master cylinder housing 34 in a liquid-tight manner. The cap 36 is fitted and fixed in a fluid-tight manner to the brake hydraulic pressure booster housing 2. The master cylinder 33 is configured as a tandem master cylinder having a primary piston 37 and a secondary piston 38 that have the same effective pressure receiving area.
[0041]
The primary piston 37 is disposed in the power chamber 6 in the brake hydraulic pressure booster housing 2 and in the holes of the cap 36 and the sleeve 35. The primary piston 37 is disposed between the first cup seal 39 provided on the inner peripheral surface of the hole of the cap 36 and the sleeve 35 and the cap 36, and the first piston 37 provided on the inner peripheral surface of the hole of the cap 36. The two cup seal 40 is provided so as to be liquid-tight and slidable. The second cup seal 40 prevents the flow of liquid from the front side to the rear side and allows the reverse flow. Further, the primary piston 37 is supported on the hydraulic pressure booster housing 2 so as to be slidable in a liquid-tight manner by the third cup seal 41, and the rear end portion 37 a of the primary piston 37 faces the power chamber 6. Yes.
[0042]
The secondary piston 38 is disposed in the hole of the sleeve 35 and the master cylinder housing 34. The secondary piston 38 is disposed between the sleeve 35 and the fourth cup seal 42 provided on the inner peripheral surface of the hole of the sleeve 35 and the master cylinder housing 34, and the inner peripheral surface of the hole of the master cylinder housing 34. Are provided in a liquid-tight and slidable manner by a fifth cup seal 43 provided at the top. The fifth cup seal 43 is configured to prevent the flow of liquid from the front side to the rear side and to allow the flow of liquid opposite thereto.
[0043]
A primary chamber 44 is formed between the primary piston 37 and the secondary piston 38, and a primary return spring 46 whose maximum length is regulated by a primary spring retainer 45 is contracted. A secondary chamber 47 is formed in a hole between the master cylinder housing 34 and the secondary piston 38, and a secondary return spring 49 whose maximum length is regulated by a secondary spring retainer 48 is contracted. . In that case, the spring force of the secondary return spring 49 is set larger than the spring force of the primary return spring 46.
[0044]
A radial hole 50 is formed in the primary piston 37. The radial hole 50 is located slightly behind the cup seal 40 in the illustrated non-actuated position of the primary piston 37. At this time, the primary chamber 44 has the radial hole 50, the rear surface of the cup seal 40, and the cap. 36, an axial hole 36a formed in the cap 36, a circumferential groove 36b formed in the cap 36 between the cup seals 39, 40, and an axial direction continuously from the circumferential groove 36b. Are connected to the master cylinder reservoir 51 through the inclined hole 36c extending in the radial direction and the radial hole 34a of the master cylinder housing 34.
Accordingly, no master cylinder pressure is generated in the primary chamber 44 in this state. Further, when the radial hole 50 is positioned in front of the cup seal 40 by the advancement of the primary piston 37, the flow of liquid from the primary chamber 44 to the reservoir 51 is blocked, so that the master cylinder pressure is generated in the primary chamber 44. It is supposed to be.
[0045]
A radial hole 52 is formed in the secondary piston 38. The radial hole 52 is located slightly behind the cup seal 43 in the illustrated inoperative position of the secondary piston 38. At this time, the secondary chamber 47 is connected to the radial hole 52 and the inner peripheral surface of the sleeve 35. It is connected to the master cylinder reservoir 51 through a gap between the secondary piston 38, a radial hole 35 a formed in the sleeve 35, and a radial hole 34 b of the master cylinder housing 34.
Accordingly, no master cylinder pressure is generated in the secondary chamber 47 in this state. Further, when the radial hole 52 is positioned in front of the cup seal 43 by the advancement of the secondary piston 38, the flow of liquid from the secondary chamber 47 to the reservoir 51 is interrupted, so that the master cylinder pressure is generated in the secondary chamber 47. It is supposed to be.
[0046]
The primary chamber 44 is a wheel cylinder of one of the two brake systems through the hole 53 formed in the sleeve 35 and the primary output port 54 formed in the master cylinder housing 34 (example shown in FIG. 14). The secondary chamber 47 is connected to the wheel cylinder of the other system of the two brake systems via the secondary output port 55 drilled in the master cylinder housing 34 (only the example shown in FIG. 14 is illustrated). )It is connected to the.
The chamber 56 in the housing 2 of the brake hydraulic booster 1 in which the lever 27 and the like are accommodated is always connected to the hydraulic booster reservoir through the passage hole 57 and the passage hole 18, and is always It is maintained at atmospheric pressure.
[0047]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the first example configured as described above, when the brake is not operated, the input piston 3 and the input shaft 4 are in the retreat limit position shown in FIGS. Since the control valve 8 is in the non-operating position, the control valve 8 is in the non-operating state shown in the figure, the hydraulic pressure supply valve is closed and the hydraulic pressure discharge valve is open. Further, the electromagnetic pressure control valve 67 is in the inoperative position shown in the figure, and the power chamber 6 is connected to the second and fifth radial holes 12 and 15 as described above. Therefore, both the power chamber 6 and the reaction force chamber 58 are disconnected from the accumulator and communicated with the reservoir for the hydraulic pressure booster, and the hydraulic pressure from the accumulator is supplied into the power chamber 6 and the reaction force chamber 58. Not.
[0048]
Further, the master cylinder 33 does not operate, and the primary piston 37 is in a non-operating position in the backward limit contacting the front end of the piston 5 as shown in FIG. At this time, as shown in FIG. 3, the radial hole 50 of the primary piston 37 is behind the second cup seal 40, and the primary chamber 44 is the radial hole 50, the axial hole 36a, the circumferential groove 36b, and the inclined hole 36c. The master cylinder reservoir 51 communicates with the housing 34 through the radial hole 34a. Further, the radial hole 52 of the secondary piston 38 is located behind the fifth cup seal 43, and the secondary chamber 47 communicates with the reservoir 10 via the radial hole 52 and the two radial path holes 35a and 34b. Accordingly, no master cylinder pressure is generated in the primary chamber 44 and the secondary chamber 47.
[0049]
When the brake is operated, an input based on the pedal depression force is applied to the input piston 3 and the input shaft 4 by depressing the brake pedal, and the input piston 3 and the input shaft 4 move forward. At this time, the retainer portion 62 has its elongated hole 62a and the engagement pin 27a engaged in the front-rear direction, so that the first return spring 31a is bent first without following the advance of the input piston 3 and the input shaft 4. Its energizing power increases. The increased urging force of the first return spring 31a is transmitted to the lever 27 by the longitudinal engagement of the elongated hole 62a and the engagement pin 27a. The lever 27 is counterclockwise about the first support pin 38. Rotate. As the lever 27 rotates counterclockwise, the valve spool 10 advances through the valve operating member 29. Then, the first annular groove 25 is blocked from the third radial hole 13 to close the hydraulic pressure discharge valve, and the second annular groove 26 is connected to the fourth radial hole 14 to open the hydraulic pressure supply valve, The hydraulic pressure from the accumulator is supplied to the power chamber 6 through the electromagnetic pressure control valve 67 and to the reaction force chamber 58.
[0050]
The hydraulic pressure supplied to the power chamber 6 also acts on the step portions 69 d and 69 e of the valve spool 69 through the sixth and tenth radial holes 72 and 76 of the electromagnetic pressure control valve 67. However, since the pressure receiving areas of the step portions 69d and 69e are equal and the hydraulic pressure acting on these step portions 69d and 69e is also equal, the valve spool 69 does not operate.
The hydraulic pressure introduced into the power chamber 6 acts on the rear end surface of the primary piston 37, and the primary piston 37 moves forward. The hydraulic pressure in the power chamber 6 is also introduced into the first annular groove 25 through the passage holes 21 and 20 and the second radial hole 12. Since the hydraulic pressure introduced into the first annular groove 25 acts on the small-diameter and large-diameter spool portions 10a and 10b having different pressure receiving areas as described above, the valve spool 10 has the hydraulic pressure supply valve closed and the hydraulic pressure discharge valve. Is biased in the direction of opening. The spring force of the first litter spring 31a, that is, the input applied to the input piston 3, and the spring force of the spool return spring 32 and the urging force of the valve spool 10 due to the fluid pressure of the first annular groove 25 are balanced. The valve spool 10 is controlled. By controlling the valve spool 10 in this way, the hydraulic pressure in the power chamber 6 becomes the hydraulic pressure corresponding to the input of the input shaft 4, that is, the pedal depression force, and the brake hydraulic pressure booster 1 is in an intermediate load state. . Thereby, the output of the brake hydraulic pressure booster 1 becomes a magnitude obtained by boosting the magnitude of the input at this time, that is, the depression force of the brake pedal. That is, the hydraulic pressure of the power chamber 6, that is, the output of the brake hydraulic pressure booster 1, is controlled according to the stroke of the input shaft 4, that is, the pedal stroke. Further, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 equal to the hydraulic pressure in the power chamber 6 acts in the backward direction on the front end of the input shaft 4 and is transmitted as a reaction force to the driver via the brake pedal.
[0051]
The primary piston 37 advances and the radial hole 50 passes through the second cup seal 40, and a master cylinder pressure is generated in the primary chamber 44. Further, due to the master cylinder pressure generated in the primary chamber 44 and the spring force of the primary return spring 46, the secondary piston 38 moves forward and its radial hole 52 passes through the fifth cup seal 43, and the secondary chamber 47 also receives the master. Cylinder pressure is generated. The master cylinder pressure generated in the primary chamber 44 is introduced into both wheel cylinders of one system via the primary output port 54, and the master cylinder pressure generated in the secondary chamber 47 is transferred from the secondary output port 5 to the other wheel cylinder. Introduced into both wheel cylinders of the system, two systems of brakes are activated. At this time, the master cylinder pressures in the primary chamber 44 and the secondary chamber 47 are the same, and the hydraulic fluids having the same hydraulic pressure are supplied to the two wheel cylinders, and the brake hydraulic pressures in the two systems are equal. It has become. The brake fluid pressure is a magnitude obtained by boosting the depression force of the brake pedal.
[0052]
Until the input piston 3 is stroked by a predetermined amount, the second return spring 31b does not contact the retainer 62 and therefore does not bend, and only the first return spring 31a is bent. Therefore, at this time, the stroke of the input piston 3 relative to the input of the input piston 3 corresponding to the pedal effort is relatively large. When the input piston 3 is stroked by a predetermined amount, the second return spring 31b comes into contact with the retainer 62, and the second return spring 31b is bent together with the first return spring 31a with respect to the input of the input piston 3 thereafter. Therefore, thereafter, the stroke of the input piston 3 with respect to the input of the input piston 3 becomes relatively small. Therefore, the input stroke characteristic with respect to the input is a straight line having a relatively large inclination at first, and after the start of the bending of the second return spring 31b, the straight line has a relatively small inclination and is a two-stage characteristic including a broken line.
[0053]
Even if the input-input stroke characteristic is a two-stage characteristic, the hydraulic pressure characteristic of the power chamber 6 with respect to the input of the input piston 3 is a characteristic composed of a single straight line having a predetermined inclination. This is because the spring force of the first and second litter springs 31a and 31b corresponds to the input applied to the input piston 3, the spring force of the first and second litter springs 31a and 31b, and the spool return spring 32. By controlling the valve spool 10 so that the spring force of the valve and the urging force of the valve spool 10 due to the fluid pressure of the first annular groove 25 are balanced, the fluid pressure in the power chamber 6 is changed to the input of the input piston 3. That is, the hydraulic pressure is controlled according to the pedal effort.
[0054]
When the brake pedal is released to release the brake operation, the input shaft 4 moves backward. Then, the spring force of the first and second return springs 31a and 31b is reduced, the lever 27 is rotated clockwise about the first support pin 38, and the valve operating member 29 is retracted. As a result, the second annular groove 26 is cut off from the fourth radial hole 14 to close the hydraulic pressure supply valve, and the first annular groove 25 is connected to the third radial hole 13 to open the hydraulic pressure discharge valve. For this reason, the hydraulic fluid in the power chamber 6 and the reaction force chamber 58 is discharged to the reservoir for the hydraulic booster through the hydraulic pressure discharge valve, and the hydraulic pressure in the power chamber 6 is reduced.
[0055]
When the hydraulic pressure in the power chamber 6 decreases, the primary piston 37 moves backward due to the master cylinder pressure in the primary chamber 44 and the spring force of the primary return spring 46. As the power piston 5 moves backward, the lever 27 rotates counterclockwise about the second support pin 30. Further, since the master cylinder pressure in the primary chamber 44 decreases due to the retreat of the primary piston 37, the secondary piston 38 is also retracted by the master cylinder pressure in the secondary chamber 47 and the spring force of the secondary return spring 49. When the primary piston 37 and the secondary piston 38 are retracted, the radial hole 50 and the radial hole 52 pass through the second cup seal 40 and the fifth cup seal 43, respectively, and then the second cup seal 40 and the fifth cup again. Since it is located behind the seal 43, both the primary chamber 44 and the secondary chamber 33 communicate with the master cylinder reservoir 10 again. For this reason, the pressure fluid of the wheel cylinders of both systems is discharged to the master cylinder reservoir 10 through the primary chamber 44 and the secondary chamber 47, respectively.
[0056]
When the input of the input piston 3 is reduced and the stroke of the input piston 3 returns to a predetermined amount or less, the second return spring 31b is separated from the retainer 62, and thereafter, the input of the input piston 3 disappears and the hydraulic pressure in the power chamber 6 is reduced. When the atmospheric pressure becomes atmospheric pressure, the primary piston 37 becomes the non-operating position and the secondary piston 38 also becomes the non-operating position, so that the master cylinder 33 does not generate the master cylinder pressure. Thereby, the brakes of both brake systems are quickly released.
[0057]
When the brake is actuated, the pedal force of the brake pedal is greatly increased, and the valve actuating member 29 and the valve spool 10 of the control valve 8 are greatly advanced. And the brake hydraulic pressure booster 1 is in a full load state. In such a full load state of the brake hydraulic pressure booster 1, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is constant, so that further movement of the primary piston 37 due to the hydraulic pressure in the power chamber 6 stops. In the brake hydraulic pressure booster 1 of the first example, even if the input shaft 4 further strokes due to the input increase in this full load operating state, the input shaft 4 cannot contact the primary piston 37. Therefore, at the time of full load operation, even if the input increases, the primary piston 37 does not move forward, and the master cylinder pressure does not rise above the hydraulic pressure due to the hydraulic pressure of the power chamber 6 at the time of full load operation.
[0058]
Further, when the brake hydraulic pressure booster 1 is operated, the hydraulic pressure introduced into the power chamber 6 also acts on the power piston 5, so that the power piston 5 contacts the second step 2 b of the housing 2. Will not move. Therefore, the position of the rotation fulcrum of the lever 27 supported by the lever support portion 5 a of the power piston 5 so as to be swingable by the first support pin 28 does not move, and is constant regardless of the stroke of the input shaft 4. Retained.
[0059]
When the hydraulic pressure source such as a pump or an accumulator fails and the hydraulic pressure from the accumulator is not introduced into the power chamber during brake operation, when the brake pedal is depressed and the input shaft 4 moves forward, the front end of the input shaft 4 Comes into contact with the power piston 5, and further advances the power piston 5 to make contact with the primary piston 37. Therefore, at this time, the primary piston 37 moves forward through the power piston 5 by the advancement of the input shaft 4, so that the master cylinder 33 generates the master cylinder pressure even when the hydraulic pressure source fails, and the brakes of the two brake systems Operates.
[0060]
By the way, in the brake hydraulic pressure booster 1 of the first example, the hydraulic pressure in the power chamber 6 can be controlled regardless of the input by controlling the operation of the electromagnetic pressure control valve 67 in the normal brake operation state. It has become. That is, when the electromagnetic solenoid 70 is energized during normal braking operation, the movable plunger 70a of the electromagnetic solenoid 70 is operated to press the valve spool 69, so that the valve spool 69 moves to the right. Then, the fourth annular groove 84 blocks the eighth radial hole 74 and the ninth radial hole 75, and the third annular groove 83 connects the eighth radial hole 74 and the seventh radial hole 73. . For this reason, the power chamber 6 is disconnected from the reaction force chamber 58 and connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir, so that the hydraulic pressure in the power chamber 6 is reduced. At this time, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 is not reduced, but is maintained at the hydraulic pressure during operation. Thereby, since the force which presses the primary piston 37 by the hydraulic pressure of the power chamber 6 is reduced, the master cylinder pressure generated by the master cylinder 33 is reduced.
[0061]
At this time, the hydraulic pressure in the power chamber 6 acts rightward on the step portion 69 d of the valve spool 69, and the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 acts leftward on the step portion 69 e of the valve spool 69. In this case, the pressure receiving areas of the step portions 69 d and 69 e are equal, but the hydraulic pressure in the reaction chamber 58 is greater than the hydraulic pressure in the power chamber 6 by reducing the hydraulic pressure in the power chamber 6. For this reason, a thrust force that pushes the valve spool 69 to the left against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 is generated by the differential pressure between the two hydraulic pressures. Then, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70, it is possible to perform the pressure reduction control of the hydraulic pressure in the power chamber 6, that is, the master cylinder pressure reduction control according to the supply current.
In addition, even if the hydraulic pressure in the power chamber 6 changes due to the pressure reduction control, the power piston 5 does not move, and the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 does not change. The force does not change, and the stroke of the input shaft 4 does not change.
[0062]
As described above, according to the brake hydraulic pressure generating device 1 of the first example, the primary piston 37 of the master cylinder 3 is controlled by the control valve 8 according to the input of the input piston 3 when the hydraulic pressure source is operating normally. In the state where the hydraulic fluid pressure is directly operated and the rotation fulcrum of the lever 27 is held constant, the spring force of the return spring 31, that is, the input applied to the input piston 3, the spring force of the spool return spring 32, and Since the function of the stroke simulator is exhibited by controlling the valve spool 10 so that the urging force of the valve spool 10 due to the hydraulic pressure of the first annular groove 25 is balanced, the brake hydraulic pressure booster 1 The input side and the output side can be separated, and the small-diameter spool portion 10a and the large-diameter spool portion 10b of the valve spool 10 can be separated. The stroke characteristics on the input side can be variously changed without affecting the output side of the brake hydraulic pressure booster 1 by setting the difference in the pressure receiving area and the spring force of the spool return spring 32. Become.
[0063]
Further, by controlling the supply current to the electromagnetic pressure control valve 67, the hydraulic pressure of the operating power chamber 6, that is, the master cylinder pressure can be controlled to be reduced according to the supply current. By setting, it becomes possible to arbitrarily perform pressure reduction control of the master cylinder pressure.
Further, the return spring 31, the spool return spring 32, and the small diameter spool portion 10 a and the large diameter spool portion 10 b of the valve spool 10 that perform the function of the stroke simulator are formed separately by incorporating them in the brake hydraulic pressure booster 1. Since the made stroke simulator is not externally attached, the hydraulic booster 2 can be formed compactly.
[0064]
Further, since the conventional lever type brake hydraulic pressure booster itself has the function of a stroke simulator, it is not necessary to provide a special dedicated stroke simulator, and the conventional lever type brake hydraulic pressure booster 1 is provided. It is possible to simplify the conventional lever-type brake hydraulic pressure booster 1 and to reduce costs by simply changing the above.
[0065]
FIG. 4 is a cross-sectional view of an electromagnetic pressure control valve used in the second example of the embodiment of the present invention. In the following description of each example of the embodiment of the present invention, the same components are denoted by the same reference numerals.
In the electromagnetic pressure control valve 67 of the first example described above, the power chamber 6 is connected to the reaction force chamber 58 during non-operation, and the power chamber 6 is disconnected from the reaction force chamber 58 during operation and the brake hydraulic pressure booster. By connecting to the reservoir, the pressure reduction control of the master cylinder pressure is performed during the operation of the brake hydraulic pressure booster. In the brake hydraulic pressure booster 1 of the second example, the electromagnetic pressure control valve When the engine 67 is not in operation, the power chamber 6 is connected to the reaction force chamber 58, and when in operation, the power chamber 6 is disconnected from the reaction force chamber 58 and connected to the accumulator of the hydraulic pressure source, so that the brake hydraulic pressure booster The master cylinder pressure is controlled to increase while the device is operating.
That is, as shown in FIG. 4, in the electromagnetic pressure control valve 67 of this second example, the seventh radial hole 73 is always connected to the accumulator of the hydraulic pressure source through the passage hole 78 of the housing 2.
[0066]
Further, the third annular groove 83 of the valve spool 69 is always connected to the seventh radial hole 73, and is shut off from the sixth radial hole 72 when the valve spool 69 is not operated, and the valve spool 69 is operated. Time is connected to the sixth radial hole 72. The fourth annular groove 84 is always connected to the eighth radial hole 74, and is connected to the ninth radial hole 75 when the valve spool 69 is not operated, and the ninth radial hole when the valve spool 69 is operated. 75 is cut off.
[0067]
Therefore, when the electromagnetic pressure control valve 67 is not in operation, the power chamber 6 is connected to the reaction force chamber 58 and to the second and fifth radial holes 12 and 15 in the same manner as in the first example. In operation, the power chamber 6 is connected to the accumulator via the passage hole 77, the passage hole 79, the sixth radial hole 72, the third annular groove 83, and the seventh radial hole 73. It has become.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the second example and the master cylinder 33 are the same as those of the first example.
[0068]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the second example configured as described above, when the electromagnetic solenoid 70 is excited during normal operation, the valve spool 69 moves to the left by the electromagnetic force. Then, the fourth annular groove 84 blocks the eighth radial hole 74 and the ninth radial hole 75, and the third annular groove 83 connects the seventh radial hole 73 and the sixth radial hole 72. . For this reason, since the power chamber 6 is disconnected from the reaction force chamber 58 and connected to the accumulator, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is increased by the hydraulic pressure of the accumulator. At this time, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 is not increased and is maintained at the hydraulic pressure during operation. Thereby, since the force which presses the primary piston 37 by the hydraulic pressure of the power chamber 6 increases, the master cylinder pressure generated by the master cylinder 33 is increased.
[0069]
At this time, the hydraulic pressure in the power chamber 6 acts rightward on the step portion 69 d of the valve spool 69, and the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 acts leftward on the step portion 69 e of the valve spool 69. In this case, the pressure receiving areas of the step portions 69 d and 69 e are equal, but the hydraulic pressure in the power chamber 6 is increased so that the hydraulic pressure in the power chamber 6 is greater than the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58. For this reason, a thrust force that pushes the valve spool 69 to the right against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 is generated by the differential pressure between the two hydraulic pressures. Then, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70, the hydraulic pressure increase control of the power chamber 6, that is, the master cylinder pressure increase control can be performed according to the supply current.
[0070]
In addition, even if the hydraulic pressure in the power chamber 6 changes due to the pressure increase control, the power piston 5 does not move, and the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 does not change. The reaction force does not change, and the stroke of the input shaft 4 does not change.
Further, when the electromagnetic pressure control valve 67 is operated by exciting the electromagnetic solenoid 70 when the brake is not operated when the brake pedal is not depressed, the hydraulic pressure is automatically introduced into the power chamber 6 from the accumulator of the hydraulic pressure source. The brake hydraulic booster 1 can be operated. Thereby, automatic braking becomes possible.
The other functions and effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the second example and the functions and effects of the master cylinder 33 are the same as those of the first example.
[0071]
FIG. 5 is a partial sectional view showing a third example of the embodiment of the present invention.
In the first and second examples described above, the front end 4a of the input shaft 4 is fitted in the bottomed hole 5b in the axial direction of the power piston 5 so as to be liquid-tight and slidable. The reaction force chamber 58 is provided in the bottomed hole 5b between the front end and the front end of the power piston 5 abuts against the primary piston 37 when not in operation. In the pressure booster 1, the reaction force chamber 58 is not provided as shown in FIG. 5, and the front end 4a of the input shaft 4 penetrates the power piston 5 in a liquid-tight and slidable manner. The front end thereof is in contact with the primary piston 37.
[0072]
In the first and second examples, the power piston 5 is provided so as to be movable in the axial direction. In the third example, the power piston 5 is fixed and moved, although not clearly shown in the drawing. It is impossible.
Furthermore, a piston portion 85 having a larger diameter than the piston portion 37 b of the primary piston 37 that penetrates the second cup seal 40 is formed at the rear end of the primary piston 37. The piston portion 85 is fitted in a liquid-tight and slidable manner in the axial hole 2e of the housing 2 into which the power piston 5 is fitted in a liquid-tight manner. A power chamber 6 is formed between the primary primary piston 37 and the power piston 5, and an annular control pressure chamber 86 is formed in the axial hole 2 e in front of the piston portion 85 of the primary primary piston 37. Has been.
[0073]
Further, in the electromagnetic pressure control valve 67 of the third example, the seventh radial hole 73 is always connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir through the passage hole 78. The eighth radial hole 74 is always connected to the power chamber 6 through the passage hole 77. Further, the ninth radial hole 75 is always connected to the control pressure chamber 86 through the passage hole 87 of the housing 2, and the tenth radial hole 76 passes through the passage hole 88 and the passage hole 87 of the housing 2. The control pressure chamber 86 is always connected.
[0074]
The third annular groove 83 of the valve spool 69 blocks the eighth radial hole 74 from the ninth radial hole 75 when the valve spool 69 is not in operation, and the eighth radial hole 74 when the valve spool 69 is in operation. Are connected to the ninth radial hole 75. The fourth annular groove 84 is always connected to the seventh radial hole 73 through the passage hole 89 of the valve spool 69, and is connected to the ninth radial hole 75 when the valve spool 69 is not operated. During the operation of 69, the ninth radial hole 75 is cut off.
[0075]
Therefore, when the electromagnetic pressure control valve 67 is not operated, the power chamber 6 is cut off from the control pressure chamber 86 and the control pressure chamber 86 is connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir. In operation, the control pressure chamber 86 is disconnected from the brake hydraulic pressure booster reservoir and connected to the power chamber 6.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the third example and the master cylinder 33 are the same as those of the first example.
[0076]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the third example configured as described above, during normal operation, the hydraulic pressure corresponding to the pedal depression force controlled by the control valve 8 passes through the passage hole 22 and passes through the electromagnetic pressure control valve 67. Without being introduced directly into the power chamber 6. Then, when the hydraulic pressure in the power chamber 6 acts on the front end portion 4a of the input shaft 4, a reaction force is applied to the input shaft 4 and transmitted to the driver.
[0077]
Further, when the electromagnetic solenoid 70 is excited during normal operation, the valve spool 69 moves rightward by the electromagnetic force. Then, the fourth annular groove 84 is blocked from the ninth radial hole 75, and the third annular groove 83 connects the eighth radial hole 74 and the ninth radial hole 75. For this reason, since the power chamber 6 is connected to the control pressure chamber 86, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is introduced into the control pressure chamber 86. Since the hydraulic pressure introduced into the control pressure chamber 86 acts in the backward direction on the piston portion 85, the force that presses the primary piston 37 due to the hydraulic pressure in the power chamber 6 decreases, so that the master cylinder 33 generates a master. The cylinder pressure is reduced.
[0078]
At this time, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is also introduced into the tenth radial hole 76 through the passage hole 88 and acts leftward on the stepped portion 69e of the valve spool 69. For this reason, the hydraulic pressure in the power chamber 6 generates a thrust force that pushes the valve spool 69 to the left against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70. The hydraulic pressure in the control pressure chamber 86 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, the master cylinder pressure can be controlled to be reduced by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70 and controlling the fluid pressure introduced into the control pressure chamber 86 in accordance with the supply current.
[0079]
Further, even if the pressing force of the primary piston 37 is changed by the pressure reduction control in this way, the hydraulic pressure in the power chamber 6 does not change, so the reaction force to the input shaft 4 does not change and the stroke of the input shaft 4 also changes. do not do.
The other effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the third example and the effects of the master cylinder 33 are the same as those of the first example.
In the third example, the control pressure chamber 86 is connected to the power chamber 6 during operation to introduce the hydraulic pressure of the power chamber 6 into the control pressure chamber 86. However, during operation, the control pressure chamber 86 is used. Can be connected to the accumulator of the hydraulic pressure source to introduce the hydraulic pressure of the accumulator. In this way, the width of the master cylinder pressure can be increased. Moreover, the width of the master cylinder pressure can be variously set by controlling the fluid pressure of the accumulator to an arbitrary pressure with the pressure control valve and introducing it into the control pressure chamber 86.
[0080]
FIG. 6 is a partial sectional view showing a fourth example of the embodiment of the present invention.
The brake hydraulic pressure booster 1 of the fourth example differs from the third example described above only in the structure of the electromagnetic pressure control valve 67.
That is, as shown in FIG. 6, in the electromagnetic pressure control valve 67 of the fourth example, the sixth radial hole 72 is always connected to the control pressure chamber 86 through the passage hole 87. The seventh radial hole 73 is always connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir through the passage hole 78, and the eighth radial hole 74 is connected to the control pressure chamber 86 through the passage hole 88 and the passage hole 87. Always connected. Further, the ninth radial hole 75 is always connected to the power chamber 6 through the passage hole 77, and the tenth radial hole 76 is always connected to the power chamber 6 through the passage hole 79 and the passage hole 77.
[0081]
The third annular groove 83 of the valve spool 69 is always connected to the seventh radial hole 73, and is shut off from the eighth radial hole 74 when the valve spool 69 is not operated, and when the valve spool 69 is operated. Is connected to the eighth radial hole 74 to connect the eighth radial hole 74 and the seventh radial hole 73. The fourth annular groove 84 is always connected to the ninth radial hole 75, and is connected to the eighth radial hole 74 and the eighth radial hole 74 and the ninth diameter when the valve spool 69 is not in operation. When the valve spool 69 is operated, it is blocked from the eighth radial hole 74 and the eighth radial hole 74 and the ninth radial hole 75 are blocked.
Therefore, the electromagnetic pressure control valve 67 is configured to connect the power chamber 6 to the control pressure chamber 86 when not operated, and to shut off the control pressure chamber 86 from the power chamber 6 during operation and to generate brake fluid. It is connected to a reservoir for a pressure booster.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the fourth example and the master cylinder 33 are the same as those of the third example.
[0082]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the fourth example configured as described above, when the electromagnetic pressure control valve 67 is in an inoperative state and hydraulic pressure is introduced into the power chamber 6 during normal operation, the hydraulic pressure is controlled by the control pressure. It is also introduced into the chamber 86. For this reason, the primary piston 37 is pressed in the direction of moving forward by the hydraulic pressure of the power chamber 6 and pressed in the direction of moving backward by the hydraulic pressure of the control pressure chamber 86. At this time, since the pressure receiving area of the hydraulic pressure in the power chamber 6 is larger than the pressure receiving area of the control pressure chamber 86, a pressing force that presses the primary piston 37 is generated by this pressure receiving area difference, and the primary piston 37 moves forward. The master cylinder 3 generates a master cylinder pressure.
[0083]
When the electromagnetic solenoid 70 is energized during normal operation, the valve spool 69 moves to the right by the electromagnetic force. Then, the fourth annular groove 84 is blocked from the eighth radial hole 74, and the third annular groove 83 connects the seventh radial hole 73 and the eighth radial hole 74. For this reason, the control pressure chamber 86 is disconnected from the power chamber 6 and connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir so that the hydraulic pressure in the control pressure chamber 86 is reduced. Then, the pressing force that pushes forward of the primary piston 37 increases, so that the master cylinder pressure is increased.
[0084]
Then, the hydraulic pressure in the power chamber 6 acts leftward on the step portion 69e of the valve spool 69 through the passage hole 79 and the tenth radial hole 76, and the hydraulic pressure in the control pressure chamber 86 is changed to the passage hole 87 and the sixth hole. It acts rightward on the stepped portion 69 d of the valve spool 69 through the radial hole 72. At this time, the hydraulic pressure in the control pressure chamber 86 is reduced, so that a thrust force that pushes the valve spool 69 to the left against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 is generated by the hydraulic pressure in the power chamber 6. The hydraulic pressure in the control pressure chamber 86 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70 and controlling the hydraulic pressure introduced into the control pressure chamber 86 in accordance with the supply current, the master cylinder pressure can be increased.
[0085]
Further, even if the pressing force of the primary piston 37 is changed by the pressure increase control in this way, the hydraulic pressure in the power chamber 6 does not change, so the reaction force to the input shaft 4 does not change and the stroke of the input shaft 4 also changes. It does not change.
The other functions and effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the fourth example and the functions and effects of the master cylinder 33 are the same as those of the third example.
[0086]
FIG. 7 is a partial sectional view showing a fifth example of the embodiment of the present invention.
The brake fluid pressure booster 1 of the fifth example differs from the third example shown in FIG. 5 in the following configuration.
That is, as shown in FIG. 7, in the brake hydraulic pressure booster 1 of the fifth example, the primary piston 37 is not provided with the piston part 85 of the third example, and therefore the control pressure chamber 86 is not provided. Further, the front end portion 4 a of the input shaft 4 is formed with a step, and an annular reaction force chamber 58 is provided between the outer peripheral surface of the front end portion 4 a and the inner peripheral surface of the power piston 5. When a hydraulic pressure is introduced into the reaction force chamber 58, the hydraulic pressure acts on the step 4 e of the front end 4 a of the input shaft 4 to apply a reaction force to the input shaft 4.
[0087]
Further, in the third example, the control pressure chamber 86 is always connected to the ninth radial hole 75 and the tenth radial hole 76 of the electromagnetic pressure control valve 67, but in this fifth example, the reaction force chamber 58 is the housing. It is always connected to the ninth radial hole 75 through the second passage hole 90 and is always connected to the tenth radial hole 76 through the passage hole 90 and the passage hole 91 of the housing 2.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the fifth example and the master cylinder 33 are the same as those of the third example.
[0088]
Therefore, the electromagnetic pressure control valve 67 of the fifth example shuts off the power chamber 6 from the reaction force chamber 58 and connects the reaction force chamber 58 to the brake hydraulic pressure booster reservoir when not operating. In operation, the reaction chamber 58 is disconnected from the brake hydraulic pressure booster reservoir and connected to the power chamber 6.
[0089]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the fifth example configured as described above, during normal operation, the hydraulic pressure introduced into the power chamber 6 acts on the front end of the front end portion 4a of the input shaft 4 so that the reaction force is increased. Added to the input shaft 4 and transmitted to the driver. At this time, since the reaction force chamber 58 is disconnected from the power chamber 6, the hydraulic pressure of the power chamber 6 is not introduced into the reaction force chamber 58.
When the electromagnetic solenoid 70 is energized during normal operation, the fourth annular groove 84 is blocked from the ninth radial hole 75 and the third annular groove 83 is in the eighth radial direction as in the third example. In order to connect the hole 74 and the ninth radial hole 75, the power chamber 6 is connected to the reaction force chamber 58, and the hydraulic pressure in the power chamber 6 is introduced to the reaction force 58. Since the hydraulic pressure introduced into the reaction force chamber 58 acts on the step 4e of the front end 4a of the input shaft 4 and applies a reaction force to the front end 4a as described above, the reaction force applied to the input shaft 4 is reduced. To increase. Then, since the input shaft 4 is pushed back, the urging force of the first litter spring 31a or the urging force of the first and second litter springs 31a and 31b applied to the lever 27 is reduced. That is, the reaction force due to the hydraulic pressure in the power chamber 6, the reaction force due to the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58, and the resultant force of the first retard spring 31a or the first and second retard springs 31a and 31b, The input applied to the input piston 3 is balanced. In this case, the input stroke of the input piston 3 and the input shaft 4 changes by the amount the input shaft 4 is pushed back, but the input itself does not change.
[0090]
When the urging force of the litter spring is thus reduced, the lever 27 is rotated clockwise about the first support pin 28 and the valve spool 10 is returned, so that the output pressure of the control valve 8 is reduced. As the output pressure of the control valve 8 decreases, the hydraulic pressure in the power chamber 6 decreases and the force pushing the primary piston 37 decreases, so the master cylinder pressure is reduced.
At this time, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is also introduced into the tenth radial hole 76 through the passage hole 88 and acts leftward on the stepped portion 69e of the valve spool 69. For this reason, the hydraulic pressure in the power chamber 6 generates a thrust force that pushes the valve spool 69 to the left against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70. Then, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, the master cylinder pressure can be controlled to be reduced by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70 and controlling the fluid pressure introduced into the reaction force chamber 58 in accordance with the supply current.
Other functions and effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the fifth example and the functions and effects of the master cylinder 33 are the same as those of the third example.
[0091]
In the fifth example, the reaction force chamber 58 is connected to the power chamber 6 during operation to introduce the hydraulic pressure of the power chamber 6 into the reaction force chamber 58. Can be connected to the accumulator of the hydraulic pressure source to introduce the hydraulic pressure of the accumulator. By doing so, the reaction force of the input shaft 4 is increased, so that the width of the master cylinder pressure can be increased. Moreover, by controlling the accumulator hydraulic pressure to an arbitrary pressure with the pressure control valve and introducing it into the reaction force chamber 58, the width of pressure reduction of the master cylinder pressure can be set variously.
[0092]
FIG. 8 is a partial sectional view showing a sixth example of the embodiment of the present invention.
The brake hydraulic pressure booster 1 of the sixth example differs from the fifth example described above only in the structure of the electromagnetic pressure control valve 67.
That is, as shown in FIG. 8, in the electromagnetic pressure control valve 67 of the sixth example, the sixth radial hole 72 is always connected to the power chamber 6 through the passage hole 77.
Further, the eighth radial hole 74 is always connected to the power chamber 6 through the passage hole 79 and the passage hole 77. Further, the ninth radial hole 75 is always connected to the reaction force chamber 58 through the passage hole 90, and the tenth radial hole 76 is always connected to the reaction force chamber 58 through the passage hole 91 and the passage hole 90. .
[0093]
The third annular groove 83 of the valve spool 69 is always connected to the eighth radial hole 74 and is connected to the ninth radial hole 75 when the valve spool 69 is not in operation, and is connected to the eighth radial hole 74 and the ninth radial hole 74. The radial hole 75 is connected, and when the valve spool 69 is operated, it is blocked from the ninth radial hole 75 to block the eighth radial hole 74 and the ninth radial hole 75. . Further, the fourth annular groove 84 is always connected to the seventh radial hole 73, and when the valve spool 69 is not in operation, it is blocked from the ninth radial hole 75 and is blocked from the seventh radial hole 73 and the ninth diameter. The directional hole 75 is shut off, and when the valve spool 69 is operated, the seventh radial hole 73 and the ninth radial hole 75 are connected by connecting to the ninth radial hole 75.
[0094]
Therefore, the electromagnetic pressure control valve 67 is configured to connect the power chamber 6 to the reaction force chamber 58 when not operated, and to shut off the reaction force chamber 58 from the power chamber 6 when operated, and to brake fluid. It is connected to a reservoir for a pressure booster. The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the sixth example and the master cylinder 33 are the same as those of the fifth example.
[0095]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the sixth example configured as described above, when the electromagnetic pressure control valve 67 is in an inoperative state and hydraulic pressure is introduced into the power chamber 6 during normal operation, the hydraulic pressure is a reaction force. It is also introduced into the chamber 58. For this reason, the reaction force applied to the input shaft 4 is the reaction force caused by the hydraulic pressure of the power chamber 6 acting on the front end of the input shaft 4 and the hydraulic pressure of the reaction force chamber 58 acting on the step 4 e of the input shaft 4. It is relatively large because of the reaction force.
[0096]
When the electromagnetic solenoid 70 is energized during normal operation, the valve spool 69 moves to the left by the electromagnetic force. Then, the third annular groove 83 is blocked from the ninth radial hole 75, and the fourth annular groove 84 connects the seventh radial hole 73 and the ninth radial hole 75. Therefore, the reaction force chamber 58 is disconnected from the power chamber 6 and connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir, so that the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 is reduced and applied to the input shaft 4. Power is reduced. Then, since the input shaft 4 moves forward, the urging force of the first litter spring 31a or the urging force of the first and second litter springs 31a and 31b applied to the lever 27 increases. That is, the reaction force due to the hydraulic pressure in the power chamber 6, the reaction force due to the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58, and the resultant force of the first retard spring 31a or the first and second retard springs 31a and 31b, The input applied to the input piston 3 is balanced. In this case, the input stroke of the input piston 3 and the input shaft 4 changes as the input shaft 4 moves forward, but the input itself does not change.
[0097]
When the urging force of the litter spring increases in this way, the lever 27 rotates counterclockwise about the first support pin 28 and the valve spool 10 advances, so that the output pressure of the control valve 8 increases. As the output pressure of the control valve 8 increases, the hydraulic pressure in the power chamber 6 increases and the force pushing the primary piston 37 increases, so that the master cylinder pressure is increased.
[0098]
The hydraulic pressure in the power chamber 6 acts rightward on the step 69 d of the valve spool 69 through the sixth radial hole 72, and the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 is in the passage hole 91 and the tenth radial hole 76. It passes through and acts on the step portion 69e of the valve spool 69 in the left direction. At this time, the hydraulic pressure in the reaction chamber 58 is reduced, so that the hydraulic pressure in the power chamber 6 generates a thrust force that pushes the valve spool 69 to the right against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70. Then, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70 and controlling the hydraulic pressure introduced into the reaction force chamber 58 in accordance with the supply current, the master cylinder pressure can be increased.
The other effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the sixth example and the effects of the master cylinder 33 are the same as those of the fifth example.
[0099]
FIG. 9 is a partial sectional view showing a seventh example of the embodiment of the present invention.
The brake fluid pressure booster 1 of the seventh example differs from the first example shown in FIG. 1 in the following configuration.
That is, in the first example, the front end portion 4a of the input shaft 4 does not penetrate the power piston 5, but as shown in FIG. 9, the brake hydraulic pressure booster 1 of the seventh example has the third to sixth examples. The front end 4a extends through the power piston 5 and extends into the power chamber 6 in the same manner as described above, and the front end of the input shaft 4 is in contact with the primary piston 37 when not operating.
[0100]
Further, the power piston 5 is divided into two parts, a first piston part 5c that partitions the power chamber 6, and a second piston part 5d that is fitted and fixed to the first piston part 5c. Similarly, the front end portion 4 a of the input shaft 4 extends to the power chamber 6 and contacts the primary piston 37. 1 And this first shaft portion 4a 1 The second shaft portion 4a slidably fitted to 2 Are divided into two parts. And the 1st axial part 4a 1 And the second shaft portion 4a 2 Between the two, a reaction force chamber 58 is provided. The reaction force chamber 58 includes the second shaft portion 4a. 2 An axial hole 4d and a radial hole 4c drilled in the first shaft portion 4a 1 Annular space 92 between the first piston portion 5d, radial groove 5e and axial groove 5f formed in the second piston portion 5d, passage hole 64, and annular groove 5g formed in the first piston portion 5c. Is always connected to the passage hole 22. Further, the annular groove 5 g of the first piston portion 5 c is connected to the electromagnetic pressure control valve 67 through the passage hole 66.
[0101]
Further, in the electromagnetic pressure control valve 67 of the seventh example, the eighth radial hole 74 and the third annular groove 83 are not provided with respect to the first example. Further, the fourth annular groove 84 is connected to the ninth radial hole 75 when the valve spool 69 is not operated, and is blocked from the ninth radial hole 75 when the valve spool 69 is operated. The fourth annular groove 84 is always connected to the annular chamber 81 through a passage hole 93 formed in the valve spool 69. Further, the passage hole 93 is blocked from the seventh radial hole 73 when the valve spool 69 is not operated, and is formed in the seventh radial hole 73 through the passage hole 94 formed in the valve spool 69 when the valve spool 69 is operated. Connected.
[0102]
Therefore, the electromagnetic pressure control valve 67 connects the power chamber 6 to the reaction force chamber 58 during non-operation, and shuts off the power chamber 6 from the reaction force chamber 58 during operation and serves as a brake hydraulic pressure booster reservoir. It comes to connect.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the seventh example and the master cylinder 33 are the same as those of the first example.
[0103]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the seventh example configured as described above, during normal operation, the hydraulic pressure that is controlled by the control valve 8 and that corresponds to the input passes through the passage hole 22, the annular groove 5g, and the passage hole 66. Further, as in the first example, it is introduced into the power chamber 6 through the electromagnetic pressure control valve 67, the primary piston 37 is operated, and the master cylinder pressure is generated. The hydraulic pressure controlled by the control valve 8 is applied to the reaction chamber 58 through the passage hole 22, the passage hole 64, the axial groove 5f, the radial groove 5e, the annular space 92, the radial hole 4e, and the axial hole 4d. The reaction force is applied to the input shaft 4 by the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58.
[0104]
When the electromagnetic solenoid 70 is energized during normal operation, the valve spool 69 moves to the right by the electromagnetic force. Then, the fourth annular groove 84 is blocked from the ninth radial hole 75 and the passage hole 94 is connected to the seventh radial hole 73. Therefore, the power chamber 6 is disconnected from the reaction force chamber 58 and connected to the brake hydraulic pressure booster reservoir, so that the hydraulic pressure in the power chamber 6 is reduced. Therefore, since the pressing force that pushes forward of the primary piston 37 is reduced, the master cylinder pressure is reduced.
[0105]
As in the first example described above, a thrust force that pushes the valve spool 69 to the left against the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 due to the differential pressure between the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 and the hydraulic pressure in the power chamber 6. Occur. Then, the hydraulic pressure in the power chamber 6 is controlled so that the thrust and the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 70 are balanced. Therefore, the master cylinder pressure can be controlled to be reduced by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 70 and controlling the fluid pressure introduced into the power chamber 6 in accordance with the supply current.
The other effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the seventh example and the effects of the master cylinder 33 are the same as those of the first example.
[0106]
FIG. 10 is a partial sectional view similar to FIG. 2, showing an eighth example of the embodiment of the present invention.
In each of the above-described examples, a normally closed control valve in which the non-operating hydraulic pressure supply valve is closed is used for each of the control valves 8. However, in the brake hydraulic pressure booster 1 of the eighth example, the control valve In FIG. 8, a normally open control valve in which the valve is not operated is used. That is, the fourth and fifth radial holes 14 and 15 of the valve sleeve 9 in the first example shown in FIGS. 1 and 2 described above are formed in the longitudinal direction of the valve sleeve 9 as shown in FIG. It is provided at the same position in the direction. The second annular groove 26 is not only always connected to the fifth radial hole 15 but also always connected to the fourth radial hole 14. Further, the third radial hole 13 of the valve sleeve 9 and the first annular groove 25 are connected with a relatively large passage area compared to the first example when not in operation. Further, in this eighth example, no accumulator is used as the hydraulic pressure source, and only a pump (not shown) is used.
[0107]
In this eighth example, one return spring 31 is contracted between the input piston 3 and the retainer 62. Therefore, the input-input stroke characteristics of the brake hydraulic pressure booster 1 of the eighth example are as follows. It is represented by a single straight line having a predetermined inclination, and does not have the two-stage characteristics as in the above examples.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the eighth example and the master cylinder 33 are the same as those of the first example. Therefore, when the control valve 8 is not in operation, the power chamber 6 is connected not only to the brake hydraulic pressure booster reservoir but also to the pump, and the control valve 8 is a normally open control valve. ing. .
[0108]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the eighth example configured as described above, when the pump is driven in a brake non-operating state, the pump discharge liquid from the hydraulic pressure booster reservoir passes through the passage hole 23, Passes through the fourth radial hole 14, the second annular groove 26, the passage hole 22, the passage hole 21, the passage hole 20, the second radial hole 12, the first annular groove 25, the third radial hole 13, and the passage 18. Then, it is recirculated to the reservoir for the hydraulic booster. At this time, since the first annular groove 25 and the third radial passage 13 are connected with a large passage area, the pump discharge liquid that circulates is not restricted at all, and no hydraulic pressure is generated.
[0109]
When the brake is activated, when the input shaft 4 moves forward, the lever 27 rotates counterclockwise and the valve spool 10 moves forward as in the above-described examples. Then, the passage area between the first annular groove 25 and the third radial passage 13 is gradually reduced, so that the pump discharge liquid that circulates is throttled and a hydraulic pressure is generated in the first annular groove 25. This hydraulic pressure is also introduced into the passage hole 22 and therefore into the power chamber 6 and the reaction force chamber 58 as in the case of the first example.
Other functions and effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the eighth example are the same as those of the first example.
Although the normally open control valve is applied to the brake hydraulic pressure booster 1 of the first example, it can also be applied to the brake hydraulic pressure booster 1 of other examples.
[0110]
FIG. 11 is a partial sectional view similar to FIG. 2, showing a ninth example of the embodiment of the present invention.
The following configuration is different in the brake hydraulic pressure booster 1 of the ninth example from the fifth example shown in FIG. 7 described above.
That is, as shown in FIG. 11, the brake hydraulic pressure booster 1 of the ninth example is not provided with the electromagnetic pressure control valve 67 of the fifth example, but the power chamber 6 via the passage 95 and the passage hole 77. And a second pressure control valve 98 connected to the power chamber 6 via a passage 97 and a passage hole 90. The first and second pressure control valves 96 and 98 are both connected to the fifth radial hole 15 of the valve sleeve 9 via the passage 99 and the passage hole 100 of the housing 2. Furthermore, the first and second pressure control valves 96 and 98 are both connected to a hydraulic pressure source accumulator and a brake hydraulic pressure booster reservoir. Both the first and second pressure control valves 96 and 98 are, for example, conventionally known electromagnetic switching valves, which normally connect the passage 99, the passage 95 and the passage 97, respectively, and external signals from the control ECU. Is input, the passage 95 and the passage 97 are connected to an accumulator of a hydraulic pressure source or a reservoir for a brake hydraulic pressure booster in accordance with an external signal, respectively.
[0111]
Further, the passage hole 22 of the housing 2 of the fifth example communicates with the power chamber 6 and the second radial hole 12, but the passage hole 22 of the housing 2 communicates with the power chamber 6 in this ninth example. It communicates only with the second radial hole 12.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the ninth example and the master cylinder 33 are the same as those of the fifth example.
[0112]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the ninth example configured as described above, the first and second pressure control valves 9 and 98 are in an inoperative state, and the control valve 8 controlled according to the pedal depression force during normal operation is used. The output hydraulic pressure is introduced into the power chamber 6 through the fifth radial hole 15, the passage hole 100, the passage 99, the first pressure control valve 96, the passage 95 and the passage hole 77, and the second pressure control is performed from the passage 99. The reaction force chamber 58 is introduced through the valve 98, the passage 97 and the passage hole 90. For this reason, the reaction force applied to the input shaft 4 is the reaction force caused by the hydraulic pressure of the power chamber 6 acting on the front end of the input shaft 4 and the hydraulic pressure of the reaction force chamber 58 acting on the step 4 e of the input shaft 4. It is relatively large because of the reaction force.
[0113]
When an external control signal is input to the first pressure control valve 96 during normal operation, the first pressure control valve 96 shuts off the passage 99 and the passage 95, and the passage 95 is hydraulically controlled according to the external control signal. Selectively connect to source accumulator or brake hydraulic booster reservoir. When the passage 95 and the accumulator of the hydraulic pressure source are connected, the accumulator pressure corresponding to the external control signal is introduced into the power chamber 6 and the hydraulic pressure in the power chamber 6 increases, so that the master cylinder pressure is increased, As the brake pressure increases, the reaction force applied to the input shaft 4 also increases. In that case, by introducing the accumulator pressure into the power chamber 6, the hydraulic pressure in the power chamber 6 can be made larger than when the output pressure of the control valve 8 is introduced. Further, when the passage 95 and the brake hydraulic pressure booster reservoir are connected, the hydraulic pressure in the power chamber 6 decreases, so that the master cylinder pressure is reduced, the brake pressure is reduced, and the reaction force is also reduced.
[0114]
When an external control signal is input to the second pressure control valve 98 during normal operation, the second pressure control valve 98 shuts off the passage 99 and the passage 97 and opens the passage 97 according to the external control signal. Selectively connect to accumulator of hydraulic source or reservoir for brake hydraulic booster. When the passage 97 and the accumulator of the fluid pressure source are connected, the accumulator pressure corresponding to the external control signal is introduced into the reaction force chamber 58, the fluid pressure in the reaction force chamber 58 rises, and the reaction force increases. In that case, by introducing the accumulator pressure into the reaction force chamber 58, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 can be made larger than when the output pressure of the control valve 8 is introduced. When the passage 97 and the brake hydraulic pressure booster reservoir are connected, the hydraulic pressure in the reaction force chamber 58 decreases and the reaction force decreases.
[0115]
In this way, by controlling the first pressure control valve 96 with the external control signal and increasing / decreasing the hydraulic pressure of the power chamber 6 according to the external control signal, the increasing / decreasing control of the master cylinder pressure can be performed. In addition, the reaction force can be increased or decreased. Further, by controlling the second pressure control valve 98 with an external control signal and increasing / decreasing the hydraulic pressure of the reaction force chamber 58 according to the external control signal, the reaction force can be increased or decreased. Become.
Further, by operating the first pressure control valve 96 when the brake is not operated when the brake pedal is not depressed, the automatic brake can be operated as in the case of the second example shown in FIG.
The other effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the ninth example and the effects of the master cylinder 33 are the same as those of the fifth example.
In the ninth example, the first and second pressure control valves 96 and 98 control the hydraulic pressure of the hydraulic pressure source to supply the power chamber 6 and the reaction force chamber 58, respectively. It is also possible to control the output pressure of the control valve 8 supplied to the chamber 6 and the reaction force chamber 58. In this case, only pressure reduction control is performed.
[0116]
FIG. 12 is a partial sectional view showing a tenth example of the embodiment of the present invention.
The brake fluid pressure booster 1 of the tenth example differs from the ninth example shown in FIG. 11 in the following configuration.
That is, in the ninth example, the first and second pressure control valves 96, 98 are provided, but in the brake hydraulic pressure booster 1 of the tenth example, these first and second pressure control valves 96, 98 are provided. 98 is not provided, and both the passages 95 and 97 are directly connected to the passage 99.
[0117]
Further, as shown in FIG. 12, in the brake hydraulic pressure booster 1 of the tenth example, an electromagnetic solenoid 101 is provided on the housing 2 coaxially with the valve spool 10, and when this electromagnetic solenoid 101 is excited, The movable plunger 101a presses the valve spool 10 in the non-operation direction. The operation of the electromagnetic solenoid 101 is also controlled by an external control signal from the control ECU.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the tenth example and the master cylinder 33 are the same as those of the ninth example.
[0118]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the tenth example configured as described above, when the valve spool 10 moves forward during normal braking operation, the valve spool 10 moves forward while pushing the movable plunger 101a of the electromagnetic solenoid 101. At this time, since the electromagnetic solenoid 101 is not excited, the movable plunger 101a moves forward without resistance. Therefore, during normal brake operation, the brake operation is performed without being affected by the electromagnetic solenoid 101.
[0119]
Further, by operating the electromagnetic solenoid 101 by an external control signal from the control ECU in the normal brake operation state, the hydraulic pressure in the power chamber 6 can be controlled regardless of the input. That is, when the electromagnetic solenoid 101 is energized during normal braking operation, the movable plunger 101a of the electromagnetic solenoid 101 is operated to press the valve spool 10 in the non-operating direction, so that the valve spool 10 is pushed back in the non-operating direction. Then, since the 1st annular groove 25 is connected to the 3rd radial direction hole 13, the hydraulic pressure of the power chamber 6 falls, and a master cylinder pressure is pressure-reduced.
[0120]
At this time, the hydraulic pressure in the first annular groove 25 described above pushes the valve spool 10 in the non-operation direction, the spring force of the spool return spring 32, and the resultant electromagnetic force of the electromagnetic solenoid, and the input stroke of the input shaft 4. Since the valve spool 10 is controlled so as to balance the spring force of the return spring 31 according to the pressure, the hydraulic pressure of the power chamber 6 is applied to the valve spool 10 in the non-operating direction. Min, it will begin to decline. Therefore, by controlling the current supplied to the electromagnetic solenoid 101 and variously setting the electromagnetic force, it is possible to arbitrarily control the pressure reduction of the hydraulic pressure in the power chamber 6 and the master cylinder pressure.
[0121]
And when this pressure reduction control is performed, since the spring force of the return spring 31 of the input shaft 4 does not change, the input and input stroke of the input shaft 4 do not change. Thus, even if the pressure reduction control of the hydraulic pressure in the power chamber 6 is performed, there is no influence on the input side.
Further, by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 101, the hydraulic pressure of the power chamber 6 in operation, that is, the master cylinder pressure can be controlled to be reduced according to the supply current, so the supply current is set appropriately. Thus, the master cylinder pressure can be arbitrarily reduced.
The other effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the tenth example and the effects of the master cylinder 33 are the same as those of the ninth example.
[0122]
FIG. 13 is a partial sectional view similar to FIG. 12, showing an eleventh example of the embodiment of the present invention.
In the tenth example described above, the valve spool 10 is pushed in the non-operation direction by the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 101. However, in the brake hydraulic pressure booster 1 of the twelfth example, the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid 101 is used. The valve spool 10 is pulled in the operating direction. Therefore, the movable plunger 101a of the electromagnetic solenoid 101 and the valve spool 10 are connected so as to engage with each other in the pulling direction.
The other configurations of the brake hydraulic pressure booster 1 of the eleventh example and the master cylinder 33 are the same as those of the tenth example.
[0123]
In the brake hydraulic pressure booster 1 of the eleventh example configured as described above, when the electromagnetic solenoid 101 is excited during normal brake operation, the movable plunger 101a pulls the valve spool 10 in the operation direction. For this reason, since the valve spool 10 moves to the left, the output pressure of the control valve 8 increases and the hydraulic pressure of the power chamber 6 increases. Therefore, the master cylinder pressure is increased.
[0124]
At this time, the hydraulic pressure of the first annular groove 25 described above is applied to the resultant force of pushing the valve spool 10 in the non-operating direction and the spring force of the spool return spring 32, the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid, and the input stroke of the input shaft 4. Since the valve spool 10 is controlled so that the resultant force of the spring force of the return spring 31 is balanced, the hydraulic pressure of the electromagnetic chamber 101 is applied to the valve spool 10 in the operating direction as the hydraulic pressure in the power chamber 6. It will rise for a minute. Therefore, by controlling the supply current to the electromagnetic solenoid 101 and variously setting the electromagnetic force, it is possible to arbitrarily control the increase of the hydraulic pressure in the power chamber 6 and the master cylinder pressure.
[0125]
When this pressure increase control is performed, the spring force of the return spring 31 of the input shaft 4 does not change, so that the input of the input shaft 4 and the input stroke do not change. As described above, even if the hydraulic pressure increase control of the power chamber 6 is performed, the input side is not affected.
When the electromagnetic solenoid 101 is energized when the normal brake is not in operation, the movable plunger 101a pulls the valve spool 10 in the operating direction. As a result, the control valve 8 is operated to generate an output pressure corresponding to the exciting force of the electromagnetic solenoid 101. By supplying this output pressure to the power chamber 6, the master cylinder 33 is actuated to generate master cylinder pressure, and the brake is actuated. Thus, automatic braking can be performed by exciting the electromagnetic solenoid 101 while the normal brake is not operating.
The other effects of the brake hydraulic pressure booster 1 of the eleventh example and the effects of the master cylinder 33 are the same as those of the tenth example.
[0126]
FIG. 14 is a diagram schematically showing a brake system of a twelfth example of the embodiment of the present invention, and FIG. 15 is a diagram showing a control flow of the output of the hydraulic booster in the brake system shown in FIG. .
For example, when braking force greater than that during normal braking is required for brake assist control, downhill braking control, or large load carrying brake control, these controls are performed regardless of the input, that is, the pedal force of the brake pedal. Other control devices (control ECUs) different from the control ECU that controls the hydraulic pressure control means such as the electromagnetic pressure control valve 70, the first and second pressure control valves 96, 98, or the electromagnetic solenoid 101, respectively. ) To increase the output of the brake hydraulic pressure booster 1 in accordance with the amount of increase in the brake force required. When regenerative cooperative brake control, engine brake control, exhaust brake control, etc. require a smaller braking force than during normal braking, depending on the amount of brake force reduction requested by those control ECUs regardless of the pedal effort It is required to perform pressure reduction control for reducing the output of the brake hydraulic pressure booster 1.
[0127]
Therefore, the brake system of the twelfth example is not limited to the input of the brake hydraulic pressure booster 1 due to the pedal depression force of the brake pedal or the like when the brake hydraulic pressure booster 1 of each example described above is operated. The brake fluid pressure increase control and the pressure decrease control are performed by performing output control in response to a request to increase or decrease the output from the control ECU.
[0128]
That is, as shown in FIG. 14, the brake system 102 of the twelfth example includes a brake pedal 103, the brake hydraulic pressure booster 1 of any of the first to eleventh examples, and the brake hydraulic pressure booster 1. The master cylinder 33 that generates the master cylinder pressure by the operation of the above, the wheel cylinder 104 that supplies the master cylinder pressure to generate the brake force, and outputs the brake force increase or decrease request signal of the wheel cylinder 104. The wheel cylinder 104 generates the required brake force based on the other control ECU 105 and the required increase amount or the required decrease amount of the brake force from the other control ECU 105, that is, the brake hydraulic pressure booster 1 outputs the required output. The required hydraulic fluid pressure to be generated is calculated from the boost characteristic of the brake hydraulic pressure booster 1. The above-described control ECU 106 for the brake hydraulic pressure booster 1 that calculates a control amount of a hydraulic fluid pressure control means 107 (described later) corresponding to the required hydraulic fluid pressure and outputs a signal of the calculated control amount; Based on the control amount signal from the control ECU 106, the hydraulic fluid pressure of the brake hydraulic pressure booster 1 is controlled to be the required hydraulic fluid pressure regardless of the input. For example, the brake fluid of the first to eleventh examples described above The pressure booster 1 includes an electromagnetic pressure control valve 67, a first pressure control valve 96, a second pressure control valve 98, or hydraulic fluid pressure control means 107 such as an electromagnetic solenoid 101.
[0129]
The hydraulic pressure control means 107 controls the power chamber pressure of the power chamber 6 of the brake hydraulic pressure booster 1, that is, the hydraulic pressure, or the control pressure chamber pressure of the control pressure chamber 86, or the reaction force. By controlling the reaction force chamber pressure of the chamber 58, the hydraulic fluid pressure in the power chamber 6 of the brake hydraulic pressure booster 1 is controlled to the required hydraulic fluid pressure based on the control amount from the control ECU 106. It has become.
[0130]
In that case, in the power chamber pressure control, the control ECU 106 calculates the amount of change of the master cylinder pressure with respect to the required amount of increase or decrease of the brake force from the master cylinder pressure in the normal brake, and the brake corresponding to the amount of change. The amount of change in the power chamber pressure is calculated as the aforementioned control amount so that the amount of change in the output of the hydraulic pressure booster 1 is generated, and the current corresponding to the amount of change is calculated, for example, the electromagnetic solenoid 70 of the electromagnetic pressure control valve 67. The electromagnetic solenoid (not shown) of the first and pressure control valves 96 and 98 or the electromagnetic solenoid of the control valve for controlling the power chamber pressure of the power chamber 6 such as the electromagnetic solenoid 101 is supplied.
[0131]
In the control pressure chamber pressure control, the control ECU 106 calculates the amount of change of the master cylinder pressure with respect to the required amount of increase or decrease of the brake force from the master cylinder pressure in the normal brake, and the brake corresponding to the change amount. The amount of change in the control pressure chamber pressure is calculated as the aforementioned amount of control so that the amount of change in the output of the hydraulic booster 1 is generated, and the current corresponding to the amount of change is calculated, for example, as an electromagnetic solenoid of the electromagnetic pressure control valve 67. The control pressure chamber 86 such as 70 is supplied to an electromagnetic solenoid of a control valve that controls the control chamber pressure.
[0132]
Further, in the reaction force chamber pressure control, the control ECU 106 calculates a change amount of the master cylinder pressure with respect to the required amount of increase or decrease of the brake force from the master cylinder pressure in the normal brake, and a brake corresponding to the change amount. The amount of change in the reaction force chamber pressure is calculated as the control amount so that the amount of change in the output of the hydraulic booster 1 is generated, and the current corresponding to the amount of change is calculated, for example, as an electromagnetic solenoid of the electromagnetic pressure control valve 67. 70 or an electromagnetic solenoid of a control valve that controls the reaction force chamber pressure of the reaction force chamber 58 such as an electromagnetic solenoid of the first and pressure control valves 96 and 98.
[0133]
The control of the hydraulic fluid pressure of the brake hydraulic pressure booster 1 based on the brake force increase or decrease request from the other control ECU 105, that is, the output increase or decrease request of the brake hydraulic pressure booster 1 is shown in FIG. This is done according to the control flow.
That is, in step S1, the control ECU 106 determines whether or not there is a request to increase or decrease the output of the brake hydraulic pressure booster 1 from another control ECU 105. If it is determined that there is no request, the determination process in step S1 repeat. When the control ECU 106 determines that there is a request to increase or decrease the output, the required operation hydraulic pressure of the brake hydraulic pressure booster 1 is calculated as described above in step S2, and the required operation calculated by calculating in step S3. The operation hydraulic pressure control means 107 is controlled to obtain a hydraulic pressure.
[0134]
In this way, according to the brake system of the twelfth example, the other control ECU 105 can be used regardless of the input of the input member during operation using the hydraulic booster of any of the first to eleventh examples. The brake force control can be performed in response to a request for increase / decrease of the brake force.
[0135]
In each of the above-described examples, the hydraulic booster of the present invention is described using a lever-type hydraulic booster using a lever as the hydraulic booster. It can also be applied to a hydraulic booster that does not use a lever.
In each of the above-described examples, the hydraulic booster of the present invention is applied to the brake hydraulic booster. However, the hydraulic booster of the present invention is not limited to other fluids than the brake. It can also be applied to a pressure booster.
[0136]
【The invention's effect】
As is clear from the above description, according to the hydraulic pressure booster of the present invention, the control valve is operated according to the input so that the acting force by the working fluid pressure and the acting force by the elastic member are balanced. Therefore, the function as a stroke simulator can be exhibited.
Therefore, the hydraulic booster can be operated by separating the input side and the output side. In this case, the hydraulic booster can exhibit the function of a stroke simulator, so that the input stroke of the input member can be secured. In addition, the input stroke of the input member can be variously set without being affected by the control state on the output side ahead of the actuator.
[0137]
In addition, during operation of the hydraulic booster, the hydraulic fluid pressure control means controls the hydraulic fluid pressure for operating the actuator regardless of the input of the input member. Regardless of the input of the input member during operation of the hydraulic booster, such as pressure reduction control of the hydraulic pressure during regenerative brake operation and pressure increase control of the hydraulic pressure during brake assist of the brake assist system, the hydraulic fluid It becomes possible to easily and flexibly cope with a system that requires pressure control.
[0138]
Further, in the hydraulic pressure booster in a state where the operation by the input member is not performed, the hydraulic pressure control means can control the hydraulic pressure for operating the actuator regardless of the operation of the input member. As a result, for example, it is possible to easily and flexibly cope with a system that requires automatic operation control such as automatic braking control such as inter-vehicle control braking, collision avoidance braking control, or traction control braking control as described above. Become.
[0139]
Further, since the control valve of the conventional hydraulic booster can be used as the control valve with almost no change, the hydraulic booster of the present invention has a simple structure and is inexpensive without using any special parts. Can be anything.
Furthermore, since the actuator is operated by the advance of the input member when the hydraulic pressure source fails, the actuator can be reliably operated even when the hydraulic pressure source fails.
[0140]
Furthermore, according to the brake system of the present invention, the hydraulic booster according to any one of claims 1 to 9 can be used from another control device regardless of the input of the input member during operation of the hydraulic booster. The brake force control can be performed in response to a request to increase or decrease the brake force. As a result, for example, when braking force greater than that during normal braking is required for brake assist control, braking control during downhill, braking control at a large load, etc., regenerative cooperative braking control, engine braking control, or When a brake force smaller than that during normal braking is required for exhaust brake control or the like, it is possible to control the brake force in a sure manner corresponding to these requests.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a brake hydraulic pressure booster to which a first example of an embodiment of a hydraulic booster according to the present invention is applied.
2 is a partially enlarged cross-sectional view of a control valve and a lever portion of the brake hydraulic pressure booster shown in FIG.
FIG. 3 is a partial enlarged cross-sectional view of a master cylinder portion shown in FIG.
FIG. 4 is a partial sectional view showing a second example of the embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a partial sectional view showing a third example of the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a partial sectional view showing a fourth example of the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a partial sectional view showing a fifth example of the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a partial sectional view showing a sixth example of the embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a partial sectional view showing a seventh example of the embodiment of the invention.
FIG. 10 is a partial sectional view showing an eighth example of the embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a partial cross-sectional view showing a ninth example of the embodiment of the invention.
FIG. 12 is a partial sectional view showing a tenth example of the embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a partial sectional view showing an eleventh example of the embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a diagram schematically showing a brake system according to a twelfth example of an embodiment of the present invention.
15 is a view showing a control flow of an output of a hydraulic booster in the brake system shown in FIG. 4. FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Brake hydraulic booster, 2 ... Housing for hydraulic booster, 3 ... Input piston, 4 ... Input shaft, 5 ... Power piston, 6 ... Power chamber, 8 ... Control valve, 9 ... Valve sleeve, 9a ... Step, 10 ... Valve spool, 27 ... Lever, 28 ... First support pin, 29 ... Valve operating member, 30 ... Second support pin, 31 ... Return spring, 31a ... First return spring, 31b ... Second return spring 32 ... Spool return spring, 33 ... Master cylinder, 37 ... Primary piston, 38 ... Secondary piston, 58 ... Reaction force chamber, 67 ... Electromagnetic pressure control valve, 68 ... Valve sleeve, 69 ... Valve spool, 70 ... Electromagnetic solenoid, 71 ... Return spring, 85 ... Piston part, 86 ... Control pressure chamber, 96 ... First pressure control valve, 98 ... Second pressure control valve, 101 Electromagnetic solenoid 102 ... braking system, 103 ... brake pedal, 104 ... wheel cylinder, 105 ... other control device (control ECU), 106 ... controller (control ECU), 107 ... hydraulic fluid pressure control means
