JP3710015B2 - Booster valve - Google Patents

Description

【００１４】
で表される。
【００１５】
弁部１４ａが弁座１５に着座すると、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗは増圧用ポンプ１７の吐出圧により増圧されるようになる。そして、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが数式１で表される圧力Ｐｗ以上に上昇すると、バルブプランジャ１４が押し戻されて、弁部１４ａが弁座１５から離座する。これにより、Ｗ／Ｃ圧ＰｗはＭＣＹ８側に逃げて下降し、このＷ／Ｃ圧Ｐｗが数式１の圧力Ｐｗに再びなると、バルブプランジャ１４が再び右方へストロークして弁部１４ａが弁座１５に着座し、バランスする。こうして、Ｗ／Ｃ圧ＰｗはＭＣＹ圧Ｐｍに対して数式１が成立するように増圧されて上昇するようになるが、スプリング１９のばね力ＳＰＧをきわめて小さく設定すると、数式１のＳＰＧの項がほぼ０となるので、増圧バルブ１３は図１４（ｂ）に実線で示すような入出力特性を有するようになる。
【００１６】
このように、図１４（ａ）に示すブレーキ倍力システムによれば、液圧倍力装置３や負圧倍力装置１２を用いることなく、ペダル踏力によるＭＣＹ圧を増圧することが可能となる。
【００１７】
ところで、このようなブレーキ倍力システムの増圧バルブ１３においては、バルブプランジャ１４を弁部１４ａを弁座１５から離座する方向に常時付勢するスプリング１９のばね力が、ＭＣＹ８にＭＣＹ圧Ｐｍが発生するとバルブプランジャ１４がすぐにストロークするようにきわめて弱く設定されているため、増圧バルブ１３は、入力があるとすぐにこの入力を増圧して出力するようになる。
【００１８】
しかし、ブレーキ倍力システムにおいては、増圧バルブ１３の入出力特性として、図１４（ｃ）に示すような、入力が所定の大きさになるまでは増圧することなく出力し、入力が所定の大きさ以上のときに、入力を増圧して出力するような折れ点を有する入出力特性を必要とする場合もある。そこで、スプリング１９のばね力を、ＭＣＹ圧Ｐｍが所定圧になるまでは、バルブプランジャ１４を右方へストロークさせないような大きさに設定することにより、増圧バルブ１３にこのような図１４（ｃ）に示す入出力特性を持たせることができる。
【００１９】
しかしながら、単にスプリング１９のばね力を前述のような大きさに設定したのでは、折れ点がスプリング１９のばね力で一義的に決まり、一定となってしまう。ブレーキ倍力システムにおいては、車両の積載状態、緊急ブレーキ作動、あるいは液圧倍力装置３や負圧倍力装置１２の倍力機能不良状態、２系統のブレーキシステムにおける１系統の失陥等種々の状態が起こり得るため、増圧バルブ１３の折れ点を種々変更可能にすることが望ましい。また、ブレーキシステムには倍力装置のないブレーキシステムがあり、このようなブレーキシステムにおいても、種々の状態により増圧を必要とする場合があり、増圧バルブ１３の折れ点を変更可能にすることが望まれる。
【００２０】
更に、この増圧バルブ１３においては、Ｏリング等のゴムのシール部材２０が設けられるため、バルブプランジャ１４がこのシール部材２０からのシール抵抗を受けて滑らかに移動できない場合が考えられ、その結果増圧バルブ１３の作動が不確実となって、バルブ特性がばらついてしまうおそれがある。
【００２１】
しかも、このような増圧バルブ１３では、弁座１５およびシール部材２０がともにゴムから形成されるので、これらの弁座１５およびシール部材２０が、高圧または圧力差により食われるおそれがあり、それらの耐久性が問題となる。したがって、この耐久性の問題も考慮する必要がある。
【００２２】
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、作動が確実でバルブ特性のばらつきを小さくでき、更に耐久性を向上することのできる増圧バルブを提供することである。
本発明の他の目的は、入力に対して折れ点（増圧開始点）を種々変更可能にすることのできる増圧バルブを提供することである。
【００２３】
【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の発明は、ハウジングと、このハウジングに設けられ、液圧発生装置からの液圧が導入される入力口と、前記ハウジングに設けられ、出力液圧を導出するとともに増圧用液圧源からの増圧用液圧が導入される出力口と、前記ハウジングに摺動可能に設けられ、前記入力口の液圧が所定圧より小さいときは前記入力口と前記出力口との間を連通して前記入力口の液圧を前記出力液圧として前記出力口から導出し、前記入力口の液圧が前記所定圧以上のときは前記入力口と前記出力口との間を遮断するとともに、前記出力口に前記増圧用液圧を導入することにより前記入力口の液圧を増圧し、この増圧した液圧を前記出力液圧として前記出力口から導出するバルブプランジャとを備え、このバルブプランジャと前記ハウジングとのシール部が前記バルブプランジャと前記ハウジングとの間の微小隙間からなるメタルシールにより構成され、前記入力口と前記出力口との間を開閉制御する弁を備えており、この弁は前記バルブプランジャに形成された環状突起を有する弁部と前記ハウジングに形成された環状突起からなる弁座とからなり、前記弁部の環状突起と前記弁座の環状突起とは、前記バルブプランジャの移動時、前記入力口と前記出力口との間を遮断するバルブシールを形成し、このバルブシールは前記弁部の環状突起と前記弁座の環状突起との間の微小隙間からなるメタルシールにより構成され、前記弁をバイパスして、前記入力口と前記出力口とを接続する通路が設けられているとともに、この通路に前記入力口から前記出力口に向かう作動液の流れのみを許容するチェックバルブが配設されていることを特徴としている。
【００２４】
また、請求項２の発明は、ハウジングと、このハウジングに設けられ、液圧発生装置からの液圧が導入される入力口と、前記ハウジングに設けられ、出力液圧を導出するとともに増圧用液圧源からの増圧用液圧が導入される出力口と、前記ハウジングに摺動可能に設けられ、前記入力口の液圧が所定圧より小さいときは前記入力口と前記出力口との間を連通して前記入力口の液圧を前記出力液圧として前記出力口から導出し、前記入力口の液圧が前記所定圧以上のときは前記入力口と前記出力口との間を遮断するとともに、前記出力口に前記増圧用液圧を導入することにより前記入力口の液圧を増圧し、この増圧した液圧を前記出力液圧として前記出力口から導出するバルブプランジャとを備え、このバルブプランジャと前記ハウジングとのシール部が前記バルブプランジャと前記ハウジングとの間の微小隙間からなるメタルシールにより構成され、前記バルブプランジャに、前記入力口と前記出力口との間を連通する通路が形成されており、また前記入力口と前記出力口との間を開閉制御する弁を備えているとともに、この弁は、前記バルブプランジャの通路に配設された弁部材と、前記バルブプランジャの通路に設けられ、前記弁部材が着座可能な弁座とからなり、前記弁をバイパスして、前記入力口と前記出力口とを接続する通路が設けられているとともに、この通路に前記入力口から前記出力口に向かう作動液の流れのみを許容するチェックバルブが配設されていることを特徴としている。
【００２５】
更に請求項３の発明は、ハウジングと、このハウジングに設けられ、液圧発生装置からの液圧が導入される入力口と、前記ハウジングに設けられ、出力液圧を導出するとともに増圧用液圧源からの増圧用液圧が導入される出力口と、前記ハウジングに固定された、軸方向孔を有する筒状のケースと、このケースの軸方向孔に摺動可能に設けられ、前記入力口の液圧が所定圧より小さいときは前記入力口と前記出力口との間を連通して前記入力口の液圧を前記出力液圧として前記出力口から導出し、前記入力口の液圧が前記所定圧以上のときは前記入力口と前記出力口との間を遮断するとともに、前記出力口に前記増圧用液圧を導入することにより前記入力口の液圧を増圧し、この増圧した液圧を前記出力液圧として前記出力口から導出するバルブプランジャとを備え、前記バルブプランジャに弁部が設けられているとともに、前記ケースにこの弁部が着座可能な弁座が形成されており、更に前記バルブプランジャと前記ケースとのシール部が前記バルブプランジャと前記ケースとの間の微小隙間からなるメタルシールにより構成されていることを特徴としている。
【００２６】
更に請求項４の発明は、前記弁部が前記バルブプランジャと別体の球状部材から形成されているとともに、この球状部材が圧入により前記バルブプランジャに固定されていることを特徴としている。
【００２７】
更に請求項５の発明は、前記弁部と前記弁座とをバイパスして、前記入力口と前記出力口とを接続する通路が設けられているとともに、この通路に前記入力口から前記出力口に向かう作動液の流れのみを許容するチェックバルブが配設されていることを特徴としている。
【００２８】
更に請求項６の発明は、前記ケースが圧入により前記ハウジングに固定されているとともに、このケースの圧入部の位置が前記バルブプランジャの摺動に影響のない位置に設定されていることを特徴としている。
【００２９】
更に請求項７の発明は、前記バルブプランジャを押圧することで前記バルブプランジャが増圧開始する折れ点（増圧開始点）を変更する折れ点制御手段が設けられており、この折れ点制御手段による前記バルブプランジャの押圧力が前記液圧発生装置の前記液圧または前記出力口の液圧により制御されることで、前記折れ点が変化することを特徴としている。
【００３０】
更に請求項８の発明は、前記ケースが圧入により前記ハウジングに固定されているとともに、このケースの圧入部の位置が前記バルブプランジャの摺動に影響のない位置に設定されていることを特徴としている。
【００３１】
更に請求項９の発明は、前記バルブプランジャに押圧力を付与する折れ点制御手段が設けられているとともに、この折れ点制御手段による押圧力が、前記液圧発生装置の前記液圧または前記出力口の液圧により制御されることを特徴としている。
【００３２】
【作用】
このように構成された請求項１ないし７の各発明にかかる増圧バルブにおいては、バルブプランジャとハウジングとのシール部がバルブプランジャとハウジングとの間の微小隙間からなるメタルシールにより構成されるので、バルブプランジャにゴムのシール部材によるシール抵抗が作用しなく、バルブプランジャは滑らかに移動するようになる。その結果、増圧バルブの作動が確実となり、バルブ特性のばらつきが小さくなる。
【００３３】
また、このようにシール部がメタルシールで形成されてゴムシールがないことから、シール部材の食われ等のコンタミのおそれがなくなるとともに、増圧バルブの耐久性が向上し、長期使用に対する信頼性が高くなる。
【００３４】
更に、増圧バルブの作動時、液圧発生装置からの圧液がバルブプランジャに設けられる弁を通って流動するとともに、バイパス通路を通って流動するようになるので、圧液が弁で絞られても、増圧バルブはその作動遅れが防止され、応答性が良好になる。また、増圧バルブの作動解除時は、増圧バルブによって増圧された高圧の圧液は、チェックバルブによりバイパス通路の流動が阻止されて、バルブプランジャに設けられる弁を通ってのみ流動するようになる。これにより、圧液が弁によって絞られてゆっくりと戻るようになるので、圧液戻り時のショックが緩和される。
【００３５】
更に、請求項６の発明においては、ケースの圧入部の位置がバルブプランジャの摺動に影響のない位置に設定されるので、ケースがハウジングに圧入されたとき微小変形しても、バルブプランジャは滑らかにかつ確実に摺動するようになる。
【００３６】
更に、請求項７の発明においては、折れ点制御手段によりバルブプランジャに押圧力が付与されることで、増圧バルブの折れ点が変化するようになる。しかも、その場合折れ点制御手段による押圧力が、液圧発生装置の液圧または出力口の液圧により制御されるので、増圧バルブの増圧作用時の増圧勾配が折れ点に応じて変化するようになる。したがって、大きな増圧が必要なときには増圧作用時の増圧勾配が大きくなるように設定し、また小さな増圧が必要なときには増圧作用時の増圧勾配が小さくなるように設定することにより、必要な増圧の大きさに確実に対応することができる。
【００３７】
【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、本発明にかかる増圧バルブの実施の形態の第１例を用いた負圧ブレーキ倍力システムを示す図である。なお、前述の図１３および図１４に示すブレーキシステムと同じ構成要素には同じ符号を付すことにより、その詳細な説明は省略する。
【００３８】
この図１に示されている第１例の負圧ブレーキ倍力システム１１の負圧倍力装置１２は、図１３に示す負圧倍力装置１２と同じで従来きわめて周知のものであり、その説明は省略する。
【００３９】
図１に示すように、この第１例の増圧バルブ１３はハウジング２１を備えているとともに、このハウジング２１の軸方向の段付孔２１ａ内には、図１４に示す増圧バルブ１３と同様に弁部１４ａを有するバルブプランジャ１４が軸方向に移動可能に配設されている。このバルブプランジャ１４の入力側端には、このバルブプランジャ１４の入力側の受圧面積Ｓ１より小さい受圧面積Ｓ３の折れ点制御ピストン部１４ｃが突設されている。折れ点制御ピストン部１４ｃの外周には、一対の環状突起１４ｄ,１４ｅが軸方向に離間して形成されている。
【００４０】
そして、バルブプランジャ１４の折れ点制御ピストン部１４ｃがハウジング２１の段付孔２１ａに摺動可能に配設されているとともに、バルブプランジャ１４の小径部１４ｂがハウジング２１の段付孔２１ａを閉塞するプラグ２２の孔２２ａに摺動可能に配設されている。このとき、図２（ａ）に示すように、折れ点制御ピストン部１４ｃの環状突起１４ｄ,１４ｅの各外周面とハウジング２１の段付孔２１ａの内周面との間、および同図（ｂ）に示すように小径部１４ｂの外周面とプラグ２２の孔２２ａの内周面との間がともに１０μｍ以下の微小隙間α,βに設定されていて、これらの微小隙間α,βによりそれぞれメタルシールが形成されている。これらのメタルシールにより、微小隙間α,βがブレーキ液をシールした状態となっている。
【００４１】
更に、弁部１４ａに環状突起１４ｆが形成されているとともに、弁座１５がハウジング２１の段付孔２１ａに形成された環状突起により形成されている。この環状突起１４ｆは弁座１５と協働してバルブシールを形成するようになっている。このバルブシールは、同図（ｃ）に示すように環状突起１４ｆの外周面と弁座１５の内周面との間の１０μｍ以下の微小隙間γからなるメタルシールによって形成されている。これらのメタルシールにより、微小隙間γがブレーキ液をシールした状態となっている。なお、微小隙間α,β,γは１０μｍ以下に限定する必要はないが、メタルシールからの液漏れの影響を少なくして、ブレーキを実質的に作動させるためには、１０μｍ以下に設定するのが望ましい。
【００４２】
この第１例の増圧バルブ１３のスプリング１９のばね力は、増圧バルブ１３が図１４（ｃ）に示す折れ点と同様の折れ点ｂ（後述する図４に図示）を有する入出力特性とされている。なお、以下の本発明の説明において折れ点に関し、低い位置とは折れ点が入力圧すなわちＭＣＹ圧Ｐｍの小さい位置のところに設定され、また高い位置とは折れ点がＭＣＹ圧Ｐｍの大きい位置のところに設定されることを意味する。したがって、この第１例の増圧バルブ１３では、増圧が比較的小さい入力で開始するように設定されている。
【００４３】
また、図２（ａ）に示すように折れ点制御ピストン部１４ｃの一対の環状突起１４ｄ,１４ｅの外周面の断面積がともにＳ３に設定されているとともに、同図（ｂ）に示すようにバルブプランジャ１４の受圧しない部分の断面積が断面積Ｓ３より大きい値Ｓ２に設定され、更に図２（ｃ）に示すように弁部１４ａの環状突起１４ｆの外周面の断面積が断面積Ｓ２より大きい値Ｓ１に設定されている。
【００４４】
更に、ハウジング２１には、ＭＣＹ８および段付孔２１ａにそれぞれ常時連通している入力口２１ｂと、Ｗ／Ｃ１０および段付孔２１ａにそれぞれ常時連通している出力口２１ｃと、ＭＣＹ８に連通可能であるとともに段付孔２１ａに常時連通している制御圧入力口２１ｄと、ＭＣＹ８のリザーバ９に連通可能であるとともに段付孔２１ａに常時連通している排出口２１ｅとが設けられている。またプラグ２２には、バルブプランジャ１４の小径部１４ｂの端面にオリフィス２３を介して常時連通している大気圧接続口２１ｆが設けられている。更にバルブプランジャ１４の小径部１４ｂとオリフィス２３との間には、無圧室２９が形成されている。
【００４５】
入力口２１ｂと出力口２１ｃとは、弁部１４ａの環状突起１４ｆと弁座１５とにより形成されるバルブシールによりその連通が制御されるようになっている。また、入力口２１ｂと制御圧入力口２１ｄとの間は前述のメタルシールによりシールされた状態となっている。更に、制御圧入力口２１ｄを通してＭＣＹ圧Ｐｍが折れ点制御ピストン部１４ｃの端面に作用されるようになっている。この制御圧入力口２１ｄへのＭＣＹ圧Ｐｍの導入制御は電磁開閉弁２４によって行われるようになっており、この電磁開閉弁２４は、遮断位置Iと連通位置IIが設定されており、通常時は遮断位置Iに設定された常閉弁とされている。
【００４６】
更に、排出口１３ｄを通して折れ点制御ピストン部１４ｃの端面がリザーバ９に接続可能とされている。このリザーバ９への折れ点制御ピストン部１４ｃの端面の連通制御は、電磁開閉弁２５によって行われるようになっている、この電磁開閉弁２５は、連通位置Iと遮断位置IIが設定されており、通常時は連通位置IIに設定された常開弁とされている。これらの電磁開閉弁２４,２５は電子制御装置（ＥＣＵ）２６に電気的に接続されている。
【００４７】
更に、ＭＣＹ圧Ｐｍを検出する液圧センサ２７と、負圧倍力装置１２の定圧室の負圧を検出する負圧センサ２８とが設けられており、これらのセンサ２７,２８もともにＥＣＵ２６に電気的に接続されていて、液圧センサ２７からのＭＣＹ圧Ｐｍの検出信号および負圧センサ２８からの負圧の検出信号がそれぞれＥＣＵ２６に供給されるようになっている。また、ＥＣＵ２６には増圧用ポンプ１７の駆動用モータ１６が接続されていて、ＥＣＵ２６は、ＭＣＹ圧Ｐｍがバルブプランジャ１４の移動を開始する圧力付近になったとき、液圧センサ２７および負圧センサ２８からの各検出信号に基づいて、駆動用モータ１６すなわち増圧用ポンプ１７を作動開始するように設定されている。
この第１例の増圧バルブ１３の他の構成および負圧ブレーキ倍力システム１１の構成は、図１３および図１４のそれらと同じである。
【００４８】
次に、このように構成された負圧ブレーキ倍力システム１１の作用について説明する。
負圧ブレーキ倍力システム１１における負圧源の負圧が正常であり、また、負圧倍力装置１２の定圧室に常時正規の負圧が導入されているとする。これにより、ＥＣＵ２６は負圧センサ２８の検出信号に基づいて両電磁開閉弁２４,２５をそれぞれ図示の位置Iに設定する。これにより、折れ点制御ピストン部１４ｃの端面はリザーバ９に連通された状態となっている。また、ブレーキ非操作時は、負圧倍力装置１２が作動しなく、ＭＣＹ８（本発明の液圧発生装置に相当）がＭＣＹ圧Ｐｍを発生しないので、バルブプランジャ１４が図示位置に保持され、図３（ａ）に示すように弁部１４ａの環状突起１４ｆが弁座１５から離れていて、増圧バルブ１３は入力口２１ｂが出力口２１ｃに連通した状態となっている。したがって、このときの増圧バルブ１３の折れ点はスプリング１９の大きなばね力によって決定される（この折れ点は、後述する図４に示すようにＭＣＹ圧Ｐｍがかなり高い位置の折れ点ｂとなる）。
【００４９】
この状態で、ブレーキペダル２が踏み込まれて通常ブレーキ操作が行われると、従来の負圧ブレーキ倍力システムと同様に、負圧倍力装置１２の制御弁（不図示）が切り換えられて、負圧倍力装置１２が作動してペダル踏力を倍力した大きさの出力を発生し、この負圧倍力装置１２の出力により、ＭＣＹ８のピストン（不図示）が作動されて、ＭＣＹ８がＭＣＹ圧Ｐｍを発生する。
【００５０】
このＭＣＹ圧Ｐｍの圧液は、増圧バルブ１３の入力口２１ｂに導入されるが、電磁形開閉弁２４が遮断位置Iとなっているので制御圧入力口２１ｄには導入されない。更に、この圧液は弁部１４ａと弁座１５との隙間を通って出力口２１ｃから流出してＷ／Ｃ１０に流入する。このとき、折れ点制御ピストン部１４ｃの一対の環状突起１４ｄ,１４ｅとハウジング２１との間および小径部１４ｂとプラグ２２との間がともに前述のようにメタルシールでシールされているので、これらのメタルシールを通って漏出する液は少なく、実質的にＭＣＹ８からの圧液はそのほとんどがＷ／Ｃ１０に流入するようになる。このようにして、ＭＣＹ圧Ｐｍがブレーキ液圧としてＷ／Ｃ１０に供給されて、通常のサービスブレーキがかけられる。その場合、ペダル踏力が負圧倍力装置１２によって倍力されるので、ブレーキ力は大きなものとなる。
【００５１】
なお、折れ点制御ピストン部１４ｃの一対の環状突起１４ｄ,１４ｅとハウジング２１との間および小径部１４ｂとプラグ２２との間の各メタルシールから漏出したブレーキ液はリザーバ９に戻され、外部に漏れることはない。
【００５２】
またこのとき、出力口２１ｃからの出力圧であるＷ／Ｃ圧Ｐｗは増圧バルブ１３によって何ら制御されなく、ＭＣＹ圧Ｐｍと同じ圧力となる。すなわち、Ｗ／Ｃ圧ＰｗはＭＣＹ圧Ｐｍと同じ大きさでＭＣＹ圧Ｐｍの上昇とともに上昇し、増圧バルブ１３の入出力特性は図４に示すように原点Ｏから４５度の傾きの直線ａに沿う特性となる。
【００５３】
更に、ＭＣＹ圧Ｐｍは、バルブプランジャ１４に弁部１４ａが弁座１５に近づく方向、すなわちスプリング１９のばね力ＳＰＧに抗する方向に作用するようになり、その力はＰｍ×（Ｓ２−Ｓ３）で与えられる。このバルブプランジャ１４に作用する力Ｐｍ×（Ｓ２−Ｓ３）がスプリング１９のばね力より小さくなるようなＭＣＹ圧Ｐｍの範囲では、バルブプランジャ１４が図１において下方に移動することはなく、弁部１４ａの環状突起１４ｆは、図３（ａ）に示す弁座１５から離れた状態に保持される。同様に、ＭＣＹ圧Ｐｍがこの範囲にあるときは、液圧センサ２７からのＭＣＹ圧Ｐｍの検出信号および負圧センサ２８からの負圧の検出信号に基づいて、ＥＣＵ２６はモータ１６を駆動しないので、増圧用ポンプ１７は作動しない。したがって、増圧バルブ１３は増圧作用を行わない。
【００５４】
増圧バルブ１３が増圧作用を行わないＭＣＹ圧Ｐｍの領域で、ブレーキを解除すると、Ｗ／Ｃ１０のブレーキ液が出力口２１ｃ、弁部１４ａと弁座１５との間の隙間、および入力口２１ｂを通ってＭＣＹ８に戻るので、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが直線ａに沿って低下して、ブレーキが解除する。
【００５５】
またブレーキ操作時、ＭＣＹ圧Ｐｍが上昇して、バルブプランジャ１４に作用する力Ｐｍ×（Ｓ２ーＳ３）がスプリング１９のばね力の大きさを超える圧力になると、バルブプランジャ１４がスプリング１９のばね力に抗して図３（ａ）において下方に移動し始める。このとき、増圧用ポンプ１７がまだ作動されていなく、増圧用ポンプ１７から吐出された圧液が出力口２１ｃを介して弁座１５および弁部１４ａに導入されていないと、図３（ｃ）に示すようにバルブプランジャ１４は、弁部１４ａの環状突起１４ｆが弁座１５を通り過ぎてこの弁座１５の下方に位置するまで一気に移動するようになる。この状態で増圧用ポンプ１７が作動されると、この増圧用ポンプ１７から吐出された圧液が出力口２１ｃを介して弁部１４ａに導入され、更に弁部１４ａと弁座１５との間の隙間を通って入力口２１ｂの方へ流動するようになる。
【００５６】
このとき、増圧用ポンプ１７からの圧液は、弁部１４ａと弁座１５との間の隙間によって絞られるので、弁部１４ａより出力口２１ｃ側の液圧が上昇する。このため、この上昇した液圧がバルブプランジャ１４に作用することにより、バルブプランジャ１４に上向きの力が加えられるようになる。この上向きの力が所定の大きさ以上になると、バルブプランジャ１４が図３（ｃ）に示す状態から上方へ移動し、同図（ｂ）に示すように弁部１４ａの環状突起１４ｆが弁座１５と径方向にオーバラップする位置となる。
【００５７】
この状態では、弁部１４ａの環状突起１４ｆと弁座１５との間に、図２（ｃ）に示すと同様の微小間隙γが形成されるので、出力口２１ｃを介して導入された増圧用ポンプ１７からの圧液はほとんど入力口２１ｂの方へは流れなくなる。すなわち、弁部１４ａの環状突起１４ｆと弁座１５とにより、バルブシールが形成された状態となる。更に、増圧用ポンプ１７からの圧液が導入されると、弁部１４ａより出力口２１ｃ側の液圧が更に上昇し、増圧用ポンプ１７からの吐出圧によるバルブプランジャ１４を上方に押す力が上昇する。
【００５８】
この力とスプリング１９のばね力との和が、ＭＣＹ圧Ｐｍによるバルブプランジャ１４を下方に押す力より大きくなると、バルブプランジャ１４は上方に移動し、環状突起１４ｆが弁座１５より上方に位置するようになる。このため、出力口２１ｃ側の圧液が、弁部１４ａと弁座１５との間の隙間を通って入力口２１ｂの方へ流動する。これにより、出力口２１ｃ側のＷ／Ｃ圧Ｐｗが上昇し、出力口２１ｃ側の液圧が入力口２１ｂ側の液圧に近づく。出力口２１ｃ側の液圧が所定圧降下すると、バルブプランジャ１４は再び下方へ移動し、図３（ｂ）に示すバルブシール状態となる。このため、再び増圧用ポンプ１７からの吐出圧が上昇して所定圧になると、バルブプランジャ１４が再び上昇し、弁部１４ａの環状突起１４ｆと弁座１５とが離れ、出力口２１ｃ側の圧液が入力口２１ｂ側に流動して、出力口２１ｃ側の液圧が降下する。そして、バルブプランジャ１４が、環状突起１４ｆが弁座１５から上方に離れた位置とバルブシール状態の位置との間で上下動を繰り返すことにより、図４において、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが折れ点ｂから直線ａより大きな勾配の直線ｃに沿って上昇する。このようにして、増圧バルブ１３は増圧作用を行うようになる。このときのＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとの関係は、前述の数式１で与えられる。
【００５９】
この増圧バルブ１３の増圧作用により、負圧ブレーキ倍力システム１１は、負圧倍力装置１２の倍力作用に増圧バルブ１３の増圧作用が加えられるので、大きなＷ／Ｃ圧Ｐｗを得ることができ、ブレーキ力がきわめて大きなものとなる。これにより、例えば、折れ点ｂまでのＭＣＹ圧Ｐｍ領域を通常のサービスブレーキの領域とし、折れ点ｂ以降のＭＣＹ圧Ｐｍ領域を緊急ブレーキ等の通常時よりははるかに大きなブレーキ力を必要とするブレーキ領域とすれば、緊急ブレーキ等のブレーキをより確実にかつ迅速に作動させることができる。
【００６０】
増圧バルブ１３の増圧作用状態からブレーキ作動を解除すると、ＭＣＹ圧Ｐｍが低下するので、バルブプランジャ１４が上下動を繰り返すことにより、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗは図４の直線ｃに沿って低下する。ＭＣＹ圧Ｐｍが折れ点ｂでの圧力より低下すると、スプリング１９のばね力によりバルブプランジャ１４が図３（ａ）に示す上昇位置に保持されて弁部１４ａが弁座１５から離隔した状態に保持される。これにより、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗは、前述の増圧バルブ１３の非増圧作用状態の場合と同様に図４の直線ａに沿って低下し、ブレーキが解除される。
【００６１】
なお、バルブプランジャ１４の最初の下方への移動開始時、作動用ポンプ１７が既に作動しているときは、バルブプランジャ１４は、図３（ａ）の状態から、同図（ｃ）に示す状態を経ることなく、直接同図（ｂ）に示す状態となる。
【００６２】
また、オリフィス２３により無圧室２９にダンパー効果が付与されるようになり、このダンパー効果によりブレーキ作動時のバルブプランジャ１４の振動が抑制される。
【００６３】
負圧倍力装置１２の負圧が失陥すると、負圧センサ２８からの検出信号により、ＥＣＵ２６は電磁開閉弁２４,２５をそれぞれ切り換え、電磁開閉弁２４は連通位置IIに設定されるとともに、電磁開閉弁２５は遮断位置IIに設定される。このため、折れ点制御ピストン部１４ｃの端面には、ＭＣＹ圧Ｐｍが作用可能となる。すなわち、バルブプランジャ１４には、入力口２１ｂからのＭＣＹ圧Ｐｍと電磁開閉弁２４を通して制御圧入力口２１ｄから導入されるＭＣＹ圧Ｐｍとが作用可能となり、バルブプランジャ１４におけるＭＣＹ圧Ｐｍの受圧面積が変化して大きくなる。
【００６４】
この状態で、通常ブレーキ操作が行われると、発生したＭＣＹ圧Ｐｍが入力口２１ｂおよび制御圧入力口２１ｄに導入され、これらの両入力口２１ｂ,２１ｄに同導入されたＭＣＹ圧Ｐｍはバルブプランジャ１４にともに作用する。したがって、バルブプランジャ１４に生じる下方へ押圧する方向の力が負圧正常時より大きくなり、ＭＣＹ圧Ｐｍが比較的小さいうちに、バルブプランジャ１４が下方に移動するようになる。すなわち、バルブシールが負圧正常時よりＭＣＹ圧Ｐｍの小さい位置で形成されるようになるので、増圧バルブ１３の折れ点は図４に示すＭＣＹ圧Ｐｍが小さい位置の折れ点ｄとなる。
【００６５】
バルブプランジャ１４が下方へ移動した後は、弁部４ａの環状突起１４ｆは弁座１５に対して、前述と同様に図３（ａ）、（ｂ）および（ｃ）に示す各状態の間で相対的に移動するようになる。そして、折れ点ｄ以降のＭＣＹ圧Ｐｍの上昇に対して増圧バルブ１３が増圧作用を行うので、Ｗ／Ｃ圧ＰｗはＭＣＹ圧Ｐｍの上昇とともに、増圧されて図４の直線ｅに沿って大きく上昇する。このときのＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとの関係は、
【００６６】
【数２】

【００６７】
で与えられる。したがって、負圧失陥時における直線ｅの傾きが負圧正常時における直線ｃの傾きより大きくなり、負圧失陥時におけるＷ／Ｃ圧Ｐｗの上昇が負圧正常時におけるＷ／Ｃ圧Ｐｗの上昇より大きくなる。これにより、負圧失陥時に増圧バルブ１３の増圧開始が早くなるとともに、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗの上昇が大きいので、ブレーキ操作後、迅速に増圧バルブ１３による増圧作用が行われるようになり、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗすなわちブレーキ圧が迅速に増大し、ブレーキ力不足が補われ、ブレーキが確実に作動するようになる。
【００６８】
また、増圧バルブ１３の増圧作用状態からのブレーキ解除時は、前述の負圧源の負圧正常時の場合と同様に増圧バルブが作動し、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗは、直線ｅ、折れ点ｄ、および直線ａに沿って低下する。
【００６９】
このように、この第１例の増圧バルブ１３によれば、負圧源の負圧の失陥時に、増圧バルブ１３が増圧作用を行うので、ブレーキ力不足を補って負圧の正常時と変わらないブレーキ力を得ることができ、ブレーキを確実に作動させることができる。
【００７０】
また、負圧正常時と負圧失陥時とで、ＭＣＹ圧Ｐｍが作用するバルブプランジャ１４の受圧面積が変化する。そして、このバルブプランジャ１４の受圧面積が変わることにより、増圧バルブ１３の折れ点が変わるようになる。すなわち、バルブプランジャ１４の受圧面積が小さくなることにより、折れ点の位置をＭＣＹ圧Ｐｍの高い位置に設定でき、またバルブプランジャ１４の受圧面積が大きくなることにより、折れ点の位置をＭＣＹ圧Ｐｍの低い位置に設定できるようになる。
【００７１】
更に、弁部１４ａと弁座１５との間、折れ点制御ピストン部１４ｃとハウジング２１との間、およびバルブプランジャ１４の小径部１４ｂとプラグ２２との間がともにメタルシールで形成されているため、バルブプランジャ１４にゴムのシール部材によるシール抵抗が作用しなく、バルブプランジャ１４は滑らかに移動できるようになる。その結果、増圧バルブ１３の作動が確実となり、バルブ特性のばらつきが小さくなる。
【００７２】
更に、このようにシール部がメタルシールで形成されてゴムシールがないことから、シール部材の食われ等のコンタミのおそれがなくなるとともに、増圧バルブの耐久性が向上し、長期使用に対する信頼性が高くなる。
【００７３】
なお、この第１例では、折れ点制御ピストン部１４ｃを弁部１４ａ側に設けて、ＭＣＹ圧Ｐｍをこの折れ点制御ピストン部１４ｃに弁部１４ａに作用するＭＣＹ圧Ｐｍと同方向に作用するようにしているが、折れ点制御ピストン部１４ｃを小径部１４ｂ側に設けて、ＭＣＹ圧Ｐｍをこの折れ点制御ピストン部１４ｃに弁部１４ａに作用するＭＣＹ圧Ｐｍと逆方向に作用させるようにすることもできる。このようにしても、増圧勾配を変化させることができる。この場合には、電磁開閉弁２５は大気圧接続口２１ｆとリザーバ９とを連通する通路に設けられる。換言すれば、図１において排気口２１ｅが大気圧接続口となり、大気圧接続口２１ｆが排気口となる。
【００７４】
また、折れ点制御ピストン部１４ｃはバルブプランジャ１４と別体に設けることもできる。その場合には、弁部１４ａとハウジング２１との間に微小間隙のメタルシールを形成する必要がある。
【００７５】
更に、折れ点制御ピストン部１４ｃの受圧面積Ｓ３を適宜設定することにより、増圧バルブ１３の折れ点を、図４に示す折れ点ｂ,ｄ以外の他の折れ点に任意に設定することができ、増圧バルブ１３の増圧開始を任意に制御することが可能となる（このとき、任意に設定された折れ点以後における増圧はそれぞれ直線ｃ,ｅと同じ傾きの直線に沿うようになる）。
【００７６】
更に、前述の例では折れ点制御ピストン１４ｃを設けるものとしているが、本発明は、この折れ点制御ピストン１４ｃを必ずしも必要とするものではなく、省略することもできる。この場合は、折れ点が変化しなく図１４（ｃ）に示すバルブ特性と同様の特性を有するようになるが、第１例における負圧源の負圧正常時の場合の作用効果、すなわち緊急ブレーキ等の作動、バルブ特性のばらつきの縮小、シール部材の食われ等のコンタミの防止、および増圧バルブの耐久性の向上等の作用効果は得られるようになる。
【００７７】
図５は、本発明の増圧バルブの実施の形態の第２例を有する負圧ブレーキ倍力システムを示す、図１と同様の図である。なお、前述の第１例の負圧ブレーキ倍力システムと同じ構成要素には同じ符号を付すことにより、その詳細な説明は省略する。
【００７８】
前述の図１に示す負圧ブレーキ倍力システム１１においては、バルブプランジャ１４に、ＭＣＹ圧Ｐｍを弁部１４ａの他に折れ点制御ピストン部１４ｃに作用させることにより、増圧バルブ１３の折れ点を変えているが、この第２例ではバルブプランジャ１４に、ＭＣＹ圧Ｐｍに加えてＷ／Ｃ圧Ｐｗを作用させることにより、増圧バルブ１３の折れ点を変えるようにしている。
【００７９】
すなわち、図５に示すように増圧バルブ１３の制御圧入力口２１ｄを通してＷ／Ｃ圧Ｐｗが折れ点制御ピストン部１４ｃの端面に作用されるようになっている。そして、この第２例においても、制御圧入力口２１ｄへのＷ／Ｃ圧Ｐｗの導入制御は電磁開閉弁２４によって行われるようになっている。この第２例の負圧ブレーキ倍力システム１１の他の構成は、第１例と同じである。
【００８０】
このように構成された第２例の負圧ブレーキ倍力システム１１においては、負圧倍力装置１２の負圧の正常状態でのブレーキ非操作時および通常ブレーキ操作時は、図１の第１例と全く同様の作用が行われ。
【００８１】
負圧倍力装置１２の負圧が失陥すると、前述の第１例と同様にしてＥＣＵ２６は電磁開閉弁２４,２５をそれぞれ切り換え、電磁開閉弁２４は連通位置IIに設定されるとともに、電磁開閉弁２５は遮断位置IIに設定される。このため、折れ点制御ピストン部１４ｃの端面には、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが作用可能となる。
【００８２】
そして、この状態で、通常ブレーキ操作が行われると、発生したＭＣＹ圧Ｐｍは入力口２１ｂに導入されてバルブプランジャ１４に作用するとともに、出力口２１ｃを通ってＷ／Ｃ１０に導入される。このとき、このＷ／Ｃ１０に導入されたＷ／Ｃ圧Ｐｗ（増圧バルブ１３の出力圧でもある）が制御圧入力口２１ｄに導入されて同様に折れ点制御ピストン部１４ｃに作用する。したがって、バルブプランジャ１４に生じる、弁部１４ａを弁座１５に近づく方向の力が負圧正常時より大きくなり、ＭＣＹ圧Ｐｍが小さいうちに、バルブプランジャ１４が下方へ移動して、弁部１４ａと弁座１５とは図３（ｂ）に示すバルブシール状態となる。すなわち、増圧バルブ１３の折れ点が図４に示すＭＣＹ圧Ｐｍが小さい位置の折れ点ｂとなる。これ以後はＷ／Ｃ圧ＰｗはＭＣＹ圧Ｐｍの上昇とともに、増圧されて図４に破線で示す直線ｆに沿って上昇する。このときのＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとの関係は、
【００８３】
【数３】

【００８４】
で与えられる。
【００８５】
したがって、負圧失陥時における直線ｆの傾きが負圧正常時における直線ｅの傾きより大きくなり、負圧失陥時におけるＷ／Ｃ圧Ｐｗの上昇が負圧正常時におけるＷ／Ｃ圧Ｐｗの上昇より大きくなる。これにより、負圧失陥時に増圧バルブ１３の増圧開始が早くなるとともに、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗの上昇が大きいので、負圧失陥時のブレーキ力不足が防止されるようになる。しかも、直線ｆの傾きが、第１例の直線ｅの傾きより更に大きくなるので、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗの上昇は第１例の場合より更に大きくなる。この第２例の負圧ブレーキ倍力システム１１の他の作用効果は、第１例と同じである。
【００８６】
なお、この第２例では、折れ点制御ピストン部１４ｃを弁部１４ａ側に設けて、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗをこの折れ点制御ピストン部１４ｃに、弁部１４ａに作用するＭＣＹ圧Ｐｍと同方向に作用するようにしているが、折れ点制御ピストン部１４ｃを小径部１４ｂ側に設けて、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗをこの折れ点制御ピストン部１４ｆに弁部１４ａに作用するＭＣＹ圧Ｐｍと逆方向に作用させるようにすることもできる。このようにしても、増圧勾配を変化させることができる。
【００８７】
図６は、本発明の増圧バルブの実施の形態の第３例を有する負圧ブレーキ倍力システムを示す図である。なお、前述の第１例の負圧ブレーキ倍力システムと同じ構成要素には同じ符号を付すことにより、その詳細な説明は省略する。
【００８８】
前述の第１例では、制御圧入力口２１ｄ、排出口２１ｅ、両電磁開閉弁２４,２５が設けられているが、この第３例の負圧ブレーキ倍力システム１１では、これらの制御圧入力口２１ｄ、排出口２１ｅ、両電磁開閉弁２４,２５は省略されている。また第１例では、バルブプランジャ１４がハウジング２１の段付孔２１ａに直接嵌挿されているが、第３例の負圧ブレーキ倍力システム１１は、図６に示すように筒状のケース３０がハウジング２１の段付孔２１ａに圧入されて固定されている。その場合、ケース３０の両端の圧入部３０ａ,３０ｂのみが圧入され、ケース３０の他の部分は単に遊嵌されている。なお、ケース３０を圧入により固定することに加えて、図７に示すようにかしめ２１ｇによっても固定するようにしてもよい。
【００８９】
このケース３０の軸方向孔３０ｃには、バルブプランジャ１４が摺動可能に嵌挿されている。そして、図７に示すように軸方向孔３０ｃの上方開口端部に、バルブプランジャ１４の弁部１４ａが配設されている。この弁部１４ａは、バルブプランジャ１４の軸ピン１４ｇに圧入されかつかしめ１４ｈにより固定された孔あきボール１４ｉから形成されている。このように孔あきボール１４ｉをかしめて固定することにより、孔あきボール１４ｉの取付精度が良好にされている。なお、弁部１４ａは軸ピン１４ｇと一体に形成されたボールにより形成することもできる。
【００９０】
また、軸方向孔３０ｃの上方開口端部は、第１および第２大径孔１４ｊ,１４ｋの２段に形成されている。その場合、第１大径孔１４ｊの径はボール１４ｉの径よりも大きく設定されていて、実線で示すようにボール１４ｉが第１大径孔１４ｊに位置したとき、ボール１４ｉと第１大径孔１４ｊの内壁面との間に、ブレーキ液が自由に流れる程度の大きさの間隙が形成されるようになっている。また、第２大径孔１４ｋの径はボール１４ｉの径よりも若干大きく設定されていて、二点鎖線で示すようにボール１４ｉの下部が第２大径孔１４ｋに位置したとき、ボール１４ｉと第２大径孔１４ｋの内壁面との間に、ブレーキ液を絞って無駄な液量のブレーキ液が流れないようにされている。これにより、増圧ポンプ１７の容量が小さく設定されているとともに、増圧バルブ１３の応答性が良好にされている。そして、ボール１４ｉは二点鎖線で示す位置に移動したとき、弁座１５に着座するようにされており、この着座位置での面積がＳ１となる。
【００９１】
一方、バルブプランジャ１４の弁部１４ａと反対側の小径部１４ｂは、ケース３０の軸方向孔３０ｃに摺動可能に配設されており、この小径部１４ｂの外周面とケース３０の軸方向孔３０ｃの内周面に、前述の第１例の小径部１４ｂと同様のメタルシールが形成されている。
【００９２】
ところで、ケース３０の圧入部３０ａは第１大径孔１４ｊの位置に設けられ、ボール１４ｉが弁座１５に着座する位置から離れているとともに、圧入部３０ｂはバルブプランジャ１４の小径部１４ｂの摺動位置から離れた位置に設けられている。このようにすることにより、ケース３０の圧入によって、孔あきボール１４ｉのシートおよび小径部１４ｂの摺動が影響されないようにされている。
【００９３】
また、小径部１４ｂ側の端部にはフランジ１４ｍが形成されているとともに、このフランジ１４ｍにスプリング１９のばね力が常時作用されている。増圧バルブ１３の非作動時は、図６に示すようにバルブプランジャ１４は、フランジ１４ｍがケース３０に当接した位置に保持されるようになっている。このバルブプランジャ１４の位置では、ボール１４ｉが第１大径孔１４ｊに位置して、弁部１４ａが弁座１５から大きく離座している。
【００９４】
更に、軸方向孔３０ｃの上方開口端は入力口２１ｂに常時連通されているとともに、弁座１５より下方の軸方向孔３０ｃは出力口２１ｃに常時連通されている。
【００９５】
更に、図８に示すように無圧室２９に連通するオリフィス２３は、オリフィス孔２３ａと有する筒状のオリフィス部材２３ｂからなり、このオリフィス部材２３ｂがハウジング２１にその外側から圧入されて固定されている。このオリフィス２３の配管側端部には、フランジ２３ｃが設けられており、このフランジ２３ｃの外径ｄ₁は、大気圧接続口２１ｆにナット３１により連結固定され、この大気圧接続口２１ｆをリザーバ９に接続する配管３２の内径ｄ₂よりも大きく設定されている。これにより、仮にオリフィス部材２３ｂがハウジング２１から抜けたとしても、配管３２に入り込まないようにされている。なお、前述の第１例のオリフィス２３も、この第３例と同じように構成することができることは言うまでもない。
【００９６】
更に、図６に示すようにハウジング２１には、入力口２１ｂと出力口２１ｃとを、弁部１４ａと弁座１５とをバイパスして接続するバイパス通路３３が設けられているとともに、このバイパス通路３３に、入力口２１ｂから出力口２１ｃに向かうブレーキ液の流れのみを許容するチェックバルブ３４が設けられている。
この第３例の他の構成は、前述の第１例と同じである。
【００９７】
このように構成された第３例の増圧バルブ１３においては、ブレーキ操作時、ＭＣＹ８からの圧液が入力口２１ｂ、弁部１４ａと弁座１５との間の隙間、出力口２１ｃを通ってＷ／Ｃ１０に供給され、ブレーキが作動する。また同時に、入力口２１ｂに供給されたＭＣＹ圧Ｐｍがバイパス通路３３およびチェックバルブ３４を通って出力口２１ｃからＷ／Ｃ１０に供給される。このように、ＭＣＹ圧Ｐｍがバイパス通路３３を通ってＷ／Ｃ１０に供給されることにより、圧液が弁部１４ａと弁座１５との間で絞られても、ブレーキの作動遅れが防止され、ブレーキの応答性が良好になる。特に、Ｗ／Ｃ１０が大容量のブレーキシステムにおいては、より効果的にブレーキの応答性が良好になる。このときのＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとは、図４において４５度の勾配の直線ａに沿った関係となる。
【００９８】
一方、ブレーキ作動解除時は、前述の第１例と同じであるが、この第３例の増圧バルブ１３では、ブレーキ液がチェックバルブ３４によって阻止されるので、バイパス通路３３を通っては流動しなく、弁部１４ａと弁座１５との間の隙間を通ってのみ流動するようになる。そして、ブレーキ液が弁部１４ａと弁座１５との間の隙間を流動することにより絞られるので、高圧のブレーキ液がＭＣＹ８にゆっくりと戻るようになる。これにより、ブレーキ解除時のブレーキペダル２へのショックが緩和されるようになる。
【００９９】
ブレーキ作動時、ＭＣＹ圧Ｐｍによるバルブプランジャ１４を押す力Ｐｍ×Ｓ２がスプリング１９のばね力に打ち勝つ大きさになるまで、ＭＣＹ圧Ｐｍが上昇すると、バルブプランジャ１４が下方に移動して、ボール１４ｉが弁座１５に着座する。また、ＭＣＹ圧Ｐｍの、バルブプランジャ１４が移動開始する付近で、増圧用ポンプ１７が作動開始するので、ポンプ吐出圧が弁座１５に着座しているボール１４ｉに弁座１５側から作用するようになる。そして、図１および図１４に示す各例と同様に、出力口２１ｃ側の液圧がボール１４ｉに作用してバルブプランジャ１４を上方に押す力とスプリング１９のばね力との合力が、ＭＣＹ圧Ｐｍがボール１４ｉに作用してバルブプランジャ１４を下方に押す力より大きくなると、バルブプランジャ１４が上方に移動して、ボール１４ｉが弁座１５から離座し、前述と同様に出力側のＷ／Ｃ圧Ｐｗが降下する。これ以後は、増圧バルブ１３が図４に示す直線ｃに沿った増圧作用を行う。このときの、ＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとの関係は、前述の数式１で与えられる。
【０１００】
増圧バルブ１３の増圧作用状態からのブレーキ作動解除時は、前述の第１例の増圧バルブ１３の増圧作用状態からのブレーキ作動解除時と同じであるが、この第３例の増圧バルブ１３では、ＭＣＹ圧Ｐｍが折れ点ｂでの圧力より低下すると、スプリング１９のばね力によりバルブプランジャ１４が図６に示す上昇位置に保持されてボール１４ｉが弁座１５から離座した状態に保持される。
【０１０１】
この第３例の増圧バルブ１３の他の作用効果は、第１例の増圧バルブ１３における負圧源の負圧正常時の場合の作用効果および折れ点制御ピストン部１４ｃが省略された場合の作用効果と同じである。
【０１０２】
図９は、本発明の増圧バルブの実施の形態の第４例を有する負圧ブレーキ倍力システムを示す図である。なお、前述の第１および第３例の負圧ブレーキ倍力システムと同じ構成要素には同じ符号を付すことにより、その詳細な説明は省略する。
【０１０３】
図９に示すように、この第４例の増圧バルブ１３においては、前述の第３例の増圧バルブ１３における、大気圧接続口２１ｆ、バイパス通路３３、およびチェックバルブ３４がそれぞれ省略されている。
【０１０４】
また第３例の増圧バルブ１３では、ハウジングの段付孔２１ａに筒状のケース３０を圧入し、このケース３０の軸方向孔３０ｃにバルブプランジャ１４を摺動可能に挿入しているが、この第４例の増圧バルブ１３は、ハウジング２１の段付孔２１ａにバルブプランジャ１４を摺動可能に嵌挿している。その場合、このバルブプランジャ１４は、大径部１４ｎと小径部１４ｂとから段付に形成され、大径部１４ｎの断面積がＳ１に、また小径部１４ｂの断面積がＳ２にそれぞれ設定されている。そして、大径部１４ｎの外周面とハウジング２１の段付孔２１ａの内周面との間および小径部１４ｂの外周面と段付孔２１ａの内周面との間が、それぞれ前述の各例と同じメタルシールによりシールされている。
【０１０５】
また、このバルブプランジャ１４には、弁部１４ａを介して入力口２１ｂと出力口２１ｃとを連通する通路１４ｐが形成されている。図１０（ａ）に詳細に示すように、弁部１４ａは、バルブプランジャ１４の通路１４ｐ内に配設されたボール弁３５と、バルブプランジャ１４の入力口２１ｂ側端部にかしめ１４ｑにより固定され、ボール弁３５が着座可能な弁座１５を有する弁座部材１５ａとを備えている。
【０１０６】
ボール弁３５はスプリング３６により常時弁座１５方向に付勢されているとともに通路１４ｐの一部を構成する軸方向孔１４ｒにより案内されて滑らかに移動可能とされている。このスプリング３６は調心部材３７によって調心されている。なお、バルブプランジャ１４の軸方向孔１４ｒの内周面には、ボール弁３５とこの内周面との間でブレーキ液が絞られることなく自由に流動可能にするため、所定数の軸方向溝１４ｓが周方向に間隔を置いて形成されている。
【０１０７】
一方、弁座部材１５ａは、入力口２１ｂとバルブプランジャ１４の軸方向孔１４ｒとを連通する径方向孔１５ｂと軸方向凹部１５ｃとが形成されている。また、弁座部材１５ａの上端には、ゴムまたは樹脂からなる部材３８が固着されている。この部材３８は、増圧バルブ１３の非作動時、ハウジング２１の段付孔２１ａの上端開口を液密に閉塞するプラグ３９に当接し、増圧バルブ１３の作動時に、図１０（ｂ）に示すようにバルブプランジャ１４が下方に移動したとき、プラグ３９から離れるようになっている。そして、部材３８は、バルブプランジャ１４が上方へ移動して弁座部材５ａがプラグ３９に直接当接するのを防止して、その衝撃を緩和するとともに、衝突音を抑制するようになっている。
【０１０８】
更に、プラグ３９の中心には、ボール弁３５に当接可能な弁開放ピン４０が弁座部材１５ａを貫通して下方に突設されている。その場合、弁座部材１５ａは弁開放ピン４０に対して相対摺動可能とされている。したがって、この弁開放ピン４０は、図１０（ａ）に示すようにバルブプランジャ１４が上方位置にあって弁座部材１５ａの部材３８がプラグ３９に当接した状態では、ボール弁３５に当接してこのボール弁３５を弁座１５から離座させ、また同図（ｂ）に示すようにバルブプランジャ１４が下方に移動し、弁座部材１５ａが弁開放ピン４０に対して下方に相対摺動することにより、ボール弁３５を弁座部材１５ａに着座させるようになっている。
【０１０９】
更に、ハウジング２１の段付孔２１ａの下端開口は、プラグ４１によって液密に閉塞されているとともに、このプラグ４１に、一端によりバルブプランジャ１４を上方に付勢するスプリング１９の他端が支持されている。
この第４例の他の構成は、前述の第３例と同じである。
【０１１０】
このように構成された第４例の増圧バルブ１３においては、ブレーキ操作時、ＭＣＹ８からの圧液が入力口２１ｂ、ボール弁３５と弁座１５との間の隙間、出力口２１ｃを通ってＷ／Ｃ１０に供給され、ブレーキが作動する。このときのＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとは、図４において４５度の勾配の直線ａに沿った関係となる。
【０１１１】
ブレーキ作動解除時は、Ｗ／Ｃ１０のブレーキ液が出力口２１ｃ、ボール弁３５と弁座１５との間の隙間、および入力口２１ｂを通って、ＭＣＹ８に戻るので、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが直線ａに沿って低下し、ブレーキが解除する。このとき、ブレーキ液はボール弁３５と弁座１５との間の隙間を絞られて流動するので、高圧のブレーキ液がＭＣＹ８にゆっくりと戻るようになる。これにより、ブレーキ解除時のブレーキペダル２へのショックが緩和される。
【０１１２】
ブレーキ作動時、ＭＣＹ圧Ｐｍがバルブプランジャ１４を下方に移動させる大きさになると、バルブプランジャ１４が下方に移動して、図１０（ｂ）に示すように弁座１５がボール弁３５に当接するとともに、ボール弁３５が弁開放ピン４０から若干離れる。したがって、入力口２１ｂと出力口２１ｃとが遮断される。そして、増圧用ポンプ１７が作動して、そのポンプ吐出圧によって出力口２１ｃ側の液圧、すなわちＷ／Ｃ圧Ｐｗを上昇するとともに、このＷ／Ｃ圧Ｐｗがバルブプランジャ１４に上方に向けて作用するようになる。Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが大きく上昇し、バルブプランジャ１４を上方へ押す力がＭＣＹ圧Ｐｍによる力に打ち勝つと、バルブプランジャ１４が上方へ移動する。これにより、図１０（ａ）に示すようにボール弁３５が弁開放ピン４０に当接するとともに、弁座１５から離座する。これにより、入力口２１ｂと出力口２１ｃとが再び連通し、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗが降下する。これ以後は、前述と同様に増圧バルブ１３が図４の直線ｃに沿った増圧作用を行う。このときの、ＭＣＹ圧ＰｍとＷ／Ｃ圧Ｐｗとの関係は、前述の数式１で与えられる。
【０１１３】
増圧バルブ１３の増圧作用状態からブレーキ作動を解除すると、ＭＣＹ圧Ｐｍが低下するので、バルブプランジャ１４が上下動を繰り返すことにより、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗは図４の直線ｃに沿って低下する。ＭＣＹ圧Ｐｍが折れ点ｂでの圧力より低下すると、スプリング１９のばね力によりバルブプランジャ１４が図６に示す上昇位置に保持されてボール弁３５が弁座１５から離座した状態に保持される。これにより、Ｗ／Ｃ圧Ｐｗは図４の直線ａに沿って低下し、ブレーキが解除される。
この第４例の増圧バルブ１３の他の作用効果は、第３例の増圧バルブ１３の作用効果と同じである。
【０１１４】
図１１は、本発明の増圧バルブの実施の形態の第５例を有する負圧ブレーキ倍力システムを示す図である。なお、前述の第１ないし第４例の負圧ブレーキ倍力システムと同じ構成要素には同じ符号を付すことにより、その詳細な説明は省略する。
【０１１５】
図１１に示すように、この第５例の増圧バルブ１４は、前述の図９に示す第４例の増圧バルブ１３に、図６に示す第３例のバイパス通路３３とチェックバルブ３４とが追加されて構成されている。これらのバイパス通路３３とチェックバルブ３４との作用効果は、第３例のそれらと同じである。
また、第５例の増圧バルブ１３の他の構成および他の作用効果は、第４例の増圧バルブ１３のそれらと同じである。
【０１１６】
なお、第２ないし第５例の増圧バルブにも折れ点制御ピストン１４ｃを設けて、増圧バルブ１３の折れ点を変化させるようにすることができる。
また、本発明の増圧バルブを負圧ブレーキ倍力システム１１に適用して説明しているが、本発明はこれに限定されるものではなく、液圧ブレーキ倍力システムや正圧のエア圧ブレーキ倍力システム、あるいは同じ動力源でも種々のタイプのブレーキ倍力装置を備えたブレーキ倍力システムにも適用できるとともに、更にブレーキ倍力装置を備えないブレーキシステムにも適用できる。
また、本発明は、ブレーキシステム以外の他の液圧システム（倍力装置の有無にかかわらない）にも適用できる。
【０１１７】
【発明の効果】
以上の説明から明らかなように、本発明の増圧バルブによれば、シール部を微小隙間からなるメタルシールにより構成しているので、バルブプランジャにゴムのシール部材によるシール抵抗を除去することができ、バルブプランジャを滑らかに移動させることができる。これにより、増圧バルブの作動が確実となり、バルブ特性のばらつきを小さくできる。またゴムシールがないことから、シール部材の食われ等のコンタミのおそれを防止できるとともに、増圧バルブの耐久性を向上できる。したがって、増圧バルブの長期使用に対する信頼性が高くなる。
【０１１８】
また、増圧バルブの作動時、液圧発生装置からの圧液がバルブプランジャの弁で絞られても、この圧液を、バイパス通路を通して流動させるようにしているので、増圧バルブの作動遅れを防止でき、応答性を良好にできる。また、増圧バルブの作動解除時は、増圧された高圧の圧液を、バルブプランジャの弁を通してのみ流動させているので、圧液が弁で絞ってゆっくりと戻すことができ、圧液戻り時のショックを緩和することができる。
【０１１９】
更に、請求項６の発明によれば、ケースの圧入部の位置をバルブプランジャの摺動に影響のない位置に設定しているので、圧入時ケースが微小変形しても、バルブプランジャを滑らかにかつ確実に摺動させることができる。
【０１２０】
更に、請求項７の発明によれば、折れ点制御手段により増圧バルブの折れ点を変化させることができる。しかも、折れ点制御手段の押圧力を、液圧発生装置の液圧により制御しているので、増圧バルブの増圧作用時の増圧勾配を折れ点に応じて変化させることができる。したがって、液圧発生装置を有する液圧倍力システムにおいて起こり得る、高い液圧が必要な場合、急速に液圧を上昇させる場合、あるいは液圧倍力システムに用いられる倍力装置の倍力機能が不良である場合等の種々の状態に対して適切にかつ確実に対応することができるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明にかかる増圧バルブの実施の形態の第１例を用いた負圧ブレーキ倍力システムを示す図である。
【図２】 図１に示す第１例の増圧バルブに用いられているメタルシールを説明し、（ａ）は折れ点制御ピストン部のメタルシールを説明する図、（ｂ）はバルブプランジャの小径部の摺動部位のメタルシールを説明する図、（ｃ）は弁部と弁座との間のメタルシールを説明する図である。
【図３】 図１に示す第１例の増圧バルブの弁部の作動を説明し、（ａ）は静止時（非作動時）の弁部の右半分を部分的に示す部分拡大断面図、（ｂ）は弁作動時（シート時）の弁部の右半分を部分的に示す部分拡大断面図、（ｃ）はバルブプランジャが移動した直後の弁部の右半分を部分的に示す部分拡大断面図である。
【図４】 第１ないし第５例の各増圧バルブの入出力特性を示す図である。
【図５】 本発明の実施の形態の第２例の増圧バルブを用いた負圧ブレーキ倍力システムを部分的に示す図である。
【図６】 本発明の実施の形態の第３例の増圧バルブを用いた負圧ブレーキ倍力システムを部分的に示す図である。
【図７】 図６に示す第３例の増圧バルブの弁部の部分拡大断面図である。
【図８】 図６に示す第３例の増圧バルブのオリフィス部の部分拡大断面図である。
【図９】 本発明の実施の形態の第４例を用いた負圧ブレーキ倍力システムを部分的に示す図である。
【図１０】 第４および第５例の増圧バルブの弁作動を説明し、（ａ）は弁が開いている状態を示す図、（８ｂ）は弁が閉じている状態を示す図である。
【図１１】本発明の実施の形態の第５例を用いた負圧ブレーキ倍力システムを部分的に示す図である。
【図１２】従来の一般的な液圧ブレーキ倍力システムを示す図である。
【図１３】従来の一般的な負圧ブレーキ倍力システムを示す図である。
【図１４】倍力装置を用いることなく、ブレーキ液圧を増圧させるために、考えられるブレーキシステムの一例を示す図である。
【符号の説明】
２…ブレーキペダル、８…マスタシリンダ（ＭＣＹ）、９…リザーバ、１０…ホイールシリンダ（Ｗ／Ｃ）、１２…負圧倍力装置、１３…増圧バルブ、１４…バルブプランジャ、１４ａ…弁部、１４ｂ…小径部、１４ｃ…折れ点制御ピストン部、１４ｄ,１４ｅ…環状突起、１４ｇ…軸ピン、１４ｉ…孔あきボール、１４ｊ…第１大径孔、１４ｋ…第２大径孔、１５…弁座、１５ａ…弁座部材１５ａ、１７…増圧用ポンプ、１９…スプリング、２１…ハウジング、２１ａ…段付孔、２１ｂ…入力口、２１ｃ…出力口、２２…プラグ、２２ａ…孔、２３…オリフィス、２４,２５…電磁切換弁、２６…電子制御装置（ＥＣＵ）、２７…液圧センサ、２８…負圧センサ、２９…無圧室、３０…ケース、３０ａ,３０ｂ…圧入部、３０ｃ…軸方向孔、３３…バイパス通路、３４…チェックバルブ３４、３５…ボール弁、４０…弁開放ピン、α,β,γ…微小隙間[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention belongs to the technical field of a pressure increasing valve that performs a pressure increasing action for increasing the hydraulic pressure generated by a hydraulic pressure generating device such as a master cylinder, in particular, there is little variation in valve characteristics and good durability, Further, the present invention belongs to the technical field of a pressure increasing valve that can change a break point (pressure increasing start point) at which a pressure increasing action is started.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, for example, in automobiles, a hydraulic brake system is generally employed that operates a brake by introducing hydraulic pressure generated in a master cylinder into a wheel cylinder. As an example of a conventional hydraulic brake system, for example, a hydraulic booster as shown in FIG. 12 boosts and outputs a pedal depression force, and a hydraulic pressure that generates a large brake pressure by operating a master cylinder by this output. There is a brake boost system. In the figure, 1 is a hydraulic brake booster system, 2 is a brake pedal, 3 is a hydraulic booster, 4 is a pump, 5 is a motor M, 6 is an accumulator, 7 is a reservoir for a booster, and 8 is a tandem master. A cylinder (hereinafter also referred to as MCY), 9 is an MCY reservoir, and 10 is a wheel cylinder (hereinafter also referred to as W / C).
[0003]
In such a hydraulic brake booster system 1, when the motor 5 is driven and the pump 4 is operated, the hydraulic fluid in the booster reservoir 7 is transferred to the hydraulic booster 3 and the accumulator 6. And a predetermined hydraulic pressure is stored in the accumulator 6. When the brake pedal 2 is depressed in this state, the control valve (not shown) of the hydraulic booster 3 is switched, and the hydraulic pressure of the accumulator 6 is introduced into the power chamber (not shown) of the hydraulic booster 3 according to the pedal depression force. Is done. Due to the hydraulic pressure introduced into the power chamber, a power piston (not shown) boosts and outputs the pedal effort. Then, the piston of MCY8 is actuated by the output of the hydraulic pressure booster 3, and MCY8 generates MCY pressure Pm. This MCY pressure Pm is supplied to W / C 10 as a brake hydraulic pressure, and the brake is applied. . At this time, since the pedal depression force is boosted by the hydraulic pressure booster 3, the braking force becomes large.
[0004]
As another example of a conventional hydraulic brake system, there is a negative pressure brake boosting system that boosts and outputs a pedal depression force with a negative pressure as shown in FIG. 13, for example. In the figure, 11 is a negative pressure brake booster system, and 12 is a negative pressure booster. The negative pressure booster 12 is very well known, and its detailed structure is not shown. For example, see Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-164656.
[0005]
In such a negative pressure brake booster system 11, the negative pressure booster 12 includes a diaphragm piston that partitions a constant pressure chamber into which a negative pressure is always introduced and a variable pressure chamber, although not shown. When the brake pedal 2 is depressed, a control valve (not shown) of the negative pressure booster 12 is switched, and the atmosphere is introduced into the variable pressure chamber according to the pedal depression force. The diaphragm piston boosts and outputs the pedal effort by the air introduced into the variable pressure chamber. Similarly, the piston of the MCY 8 is actuated by the output of the negative pressure booster 12, and the MCY pressure Pm generated by the MCY 8 is supplied to the W / C 10 to be braked. At this time, since the pedal depression force is boosted by the negative pressure booster 12, the braking force becomes large.
[0006]
In the brake booster system, various brake boosters using a power source such as positive air pressure or electromagnetic force in addition to hydraulic pressure and negative pressure as a power source for boosting as described above. There is a system. Moreover, even if it is a booster in a brake booster system using the same power source, there are various types of boosters.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in such a brake booster system including the hydraulic brake booster system 1 and the negative pressure brake booster system 11, boosters such as the hydraulic booster 3 and the negative pressure booster 12 are provided. It is relatively large and expensive. Also, such a booster has a limited output due to its capacity. In order to increase the output of the booster beyond the limit, it is necessary to increase the capacity of the booster. However, increasing the capacity of the booster further increases the size of the booster.
[0008]
Therefore, for example, as shown in FIG. 14 (a), the braking force is increased by increasing the MCY pressure Pm generated by the pedal depression force without using such a hydraulic booster 3 or a negative pressure booster 12. A larger brake boost system is possible.
[0009]
As shown in FIG. 14A, in this brake booster system, a pressure increasing valve 13 is provided in a brake passage connecting MCY 8 and W / C 10. The pressure increasing valve 13 includes a valve plunger 14 having a valve portion 14a, a valve seat 15 made of a rubber seat on which the valve portion 14a can be seated, and a valve plunger 14 in a direction in which the valve portion 14a is separated from the valve seat 15. And a spring 19 that constantly urges. In that case, when the valve portion 14a is seated on the valve seat 15, the effective pressure receiving area S1 on the MCY8 side of the valve plunger 14 is larger than the cross-sectional area S2 of the portion (small diameter portion 14b) where the valve plunger 14 does not receive pressure (S1> S2). ) Is set. The end portion side of the small diameter portion 14b is liquid-tight with respect to the valve portion 14a side of the small diameter portion 14b by a rubber seal member 20 such as an O-ring. For the pressure increasing valve 13, a proportioning valve (P valve) that has been generally used in the past can be used in reverse. However, the pressure increasing valve 13 is not limited to this, and any one having the above-described configuration may be used. Such a structure may be used.
[0010]
A pressure-increasing pump 17 that is driven by the motor 16 and supplies the brake fluid of MCY3 to the W / C 10 is provided in parallel with the pressure-increasing valve 13, bypassing the pressure-increasing valve 13 and the brake pedal 2. A pedal switch 18 for detecting the depression of the pedal is provided.
[0011]
In this brake boosting system, when the brake pedal 2 is depressed, the pedal switch 18 detects this, so the motor 16 is driven and the pressure increasing pump 17 is operated. In addition to the pedal switch 18, there are various detection means such as a pressure spring or pressure sensor for detecting the MCY pressure Pm, a stroke sensor for detecting the pedal stroke, and the like as means for detecting the brake operation due to depression of the brake pedal 2. .
[0012]
Further, when the brake pedal 2 is depressed, the MCY pressure Pm is generated in the MCY 8, so that the valve plunger 14 immediately strokes and the valve portion 14 a is seated on the valve seat 15. At this time, the relationship between the MCY pressure Pm on the input side of the pressure increasing valve 13 and the W / C pressure Pw on the output side is:
[0013]
[Expression 1]

[0014]
It is represented by
[0015]
When the valve portion 14 a is seated on the valve seat 15, the W / C pressure Pw is increased by the discharge pressure of the pressure increasing pump 17. When the W / C pressure Pw rises above the pressure Pw expressed by Equation 1, the valve plunger 14 is pushed back and the valve portion 14a is separated from the valve seat 15. As a result, the W / C pressure Pw escapes to the MCY8 side and descends. When the W / C pressure Pw becomes the pressure Pw of Formula 1, the valve plunger 14 strokes again to the right and the valve portion 14a is moved to the valve seat. Sit on 15 and balance. Thus, the W / C pressure Pw is increased and increased so that Formula 1 is satisfied with respect to the MCY pressure Pm. However, if the spring force SPG of the spring 19 is set to be extremely small, the term SPG in Formula 1 is set. Therefore, the pressure increasing valve 13 has an input / output characteristic as shown by a solid line in FIG.
[0016]
As described above, according to the brake booster system shown in FIG. 14A, it is possible to increase the MCY pressure due to the pedal effort without using the hydraulic booster 3 or the negative pressure booster 12. .
[0017]
By the way, in the pressure increasing valve 13 of such a brake booster system, the spring force of the spring 19 that constantly urges the valve plunger 14 in the direction to separate the valve portion 14a from the valve seat 15 is applied to the MCY 8 with the MCY pressure Pm. Since the valve plunger 14 is set to be very weak so that the stroke immediately occurs when the pressure occurs, the pressure increasing valve 13 increases the pressure as soon as there is an input, and outputs the pressure.
[0018]
However, in the brake booster system, as the input / output characteristics of the pressure increasing valve 13, as shown in FIG. 14 (c), output is performed without increasing pressure until the input becomes a predetermined magnitude, and the input is predetermined. There may be a case where input / output characteristics having a break point such that the input is boosted and output when the size is larger than the size may be required. Therefore, by setting the spring force of the spring 19 so as not to cause the valve plunger 14 to stroke to the right until the MCY pressure Pm reaches a predetermined pressure, the pressure increasing valve 13 is configured as shown in FIG. The input / output characteristics shown in c) can be provided.
[0019]
However, if the spring force of the spring 19 is simply set as described above, the break point is uniquely determined by the spring force of the spring 19 and becomes constant. In the brake booster system, there are various conditions such as vehicle loading, emergency brake operation, a malfunction of the booster function of the hydraulic booster 3 and the negative pressure booster 12, and failure of one system in the two brake systems. Therefore, it is desirable to be able to change the break point of the pressure increasing valve 13 in various ways. In addition, there is a brake system without a booster in the brake system. Even in such a brake system, pressure increase may be required depending on various states, and the break point of the pressure increase valve 13 can be changed. It is desirable.
[0020]
Furthermore, since the pressure increasing valve 13 is provided with a rubber seal member 20 such as an O-ring, the valve plunger 14 may not be able to move smoothly due to the seal resistance from the seal member 20. There is a possibility that the operation of the pressure increasing valve 13 becomes uncertain and the valve characteristics vary.
[0021]
Moreover, in such a pressure increasing valve 13, since the valve seat 15 and the seal member 20 are both made of rubber, the valve seat 15 and the seal member 20 may be eaten by high pressure or pressure difference. The durability becomes a problem. Therefore, it is necessary to consider this durability problem.
[0022]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a pressure increasing valve that is reliable in operation, can reduce variation in valve characteristics, and can further improve durability. It is.
Another object of the present invention is to provide a pressure increasing valve capable of changing the break point (pressure increasing start point) with respect to the input.
[0023]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the aforementioned problems, the invention of claim 1 is directed to a housing, an input port provided in the housing and into which hydraulic pressure from a hydraulic pressure generator is introduced, provided in the housing, and output hydraulic pressure. And an output port into which the hydraulic pressure for pressure increase from the hydraulic pressure source for pressure increase is introduced, and slidably provided in the housing, and when the hydraulic pressure at the input port is smaller than a predetermined pressure, the input port The input port and the output port are communicated with the output port, and the hydraulic pressure of the input port is derived from the output port as the output hydraulic pressure, and when the hydraulic pressure of the input port is equal to or higher than the predetermined pressure The hydraulic pressure at the input port is increased by introducing the hydraulic pressure for pressure increase into the output port, and the increased hydraulic pressure is derived from the output port as the output hydraulic pressure. This valve plunge with a valve plunger A seal portion between the valve plunger and the housing, and a valve for controlling opening and closing between the input port and the output port. Consists of a valve portion having an annular protrusion formed on the valve plunger and a valve seat comprising an annular protrusion formed on the housing, and the annular protrusion of the valve portion and the annular protrusion of the valve seat are the valve plunger. A valve seal that cuts off the gap between the input port and the output port during the movement of the valve, and the valve seal is a metal seal formed by a minute gap between the annular protrusion of the valve portion and the annular protrusion of the valve seat. A passage that bypasses the valve and connects the input port and the output port, and is provided in the passage from the input port toward the output port. Check valve which allows only the flow of hydraulic fluid is characterized in that it is arranged.
[0024]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a housing, an input port provided in the housing and into which the hydraulic pressure from the hydraulic pressure generating device is introduced, and provided in the housing for deriving an output hydraulic pressure and increasing pressure. An output port through which a pressure-increasing hydraulic pressure from a pressure source is introduced, and is slidably provided in the housing. When the hydraulic pressure at the input port is smaller than a predetermined pressure, a gap between the input port and the output port is provided. Communicating and deriving the fluid pressure at the input port as the output fluid pressure from the output port, and shutting off between the input port and the output port when the fluid pressure at the input port is equal to or higher than the predetermined pressure A valve plunger for increasing the hydraulic pressure of the input port by introducing the hydraulic pressure for pressure increase into the output port, and deriving the increased hydraulic pressure from the output port as the output hydraulic pressure, Between the valve plunger and the housing. And a passage that communicates between the input port and the output port is formed in the valve plunger, and a handle portion is formed by a metal seal including a minute gap between the valve plunger and the housing. A valve for controlling opening and closing between the input port and the output port; and the valve is provided in a passage of the valve plunger and a passage of the valve plunger. A valve seat, on which a member can be seated, is provided with a passage that bypasses the valve and connects the input port and the output port, and the operation from the input port to the output port is provided in this passage A check valve that allows only the flow of liquid is provided.
[0025]
Furthermore, the invention of claim 3 is provided with a housing, an input port provided in the housing and into which the hydraulic pressure from the hydraulic pressure generator is introduced, and provided in the housing for deriving an output hydraulic pressure and increasing the hydraulic pressure. An output port through which a hydraulic pressure for pressure increase from a source is introduced; a cylindrical case having an axial hole fixed to the housing; and the input port slidably provided in the axial hole of the case When the hydraulic pressure of the input port is smaller than a predetermined pressure, the input port and the output port are communicated to derive the hydraulic pressure of the input port as the output hydraulic pressure from the output port, and the hydraulic pressure of the input port is When the pressure is equal to or higher than the predetermined pressure, the input port and the output port are shut off, and the hydraulic pressure at the input port is increased by introducing the pressure increasing liquid pressure into the output port. A hydraulic pressure is derived from the output port as the output hydraulic pressure. The valve plunger is provided with a valve portion, a valve seat on which the valve portion can be seated is formed on the case, and a seal portion between the valve plunger and the case is provided on the valve plunger. It is characterized by comprising a metal seal consisting of a minute gap between the valve plunger and the case.
[0026]
Further, the invention of claim 4 is characterized in that the valve portion is formed of a spherical member separate from the valve plunger, and the spherical member is fixed to the valve plunger by press-fitting.
[0027]
Furthermore, the invention according to claim 5 is provided with a passage that bypasses the valve portion and the valve seat and connects the input port and the output port, and the passage is connected to the output port from the input port. A check valve that allows only the flow of the hydraulic fluid toward the head is provided.
[0028]
Furthermore, the invention of claim 6 is characterized in that the case is fixed to the housing by press-fitting, and the position of the press-fitting portion of the case is set to a position that does not affect the sliding of the valve plunger. Yes.
[0029]
Further, the invention according to claim 7 is provided with a break point control means for changing a break point (pressure increase start point) at which the valve plunger starts to pressurize by pressing the valve plunger. The folding point is changed by controlling the pressing force of the valve plunger by the hydraulic pressure of the hydraulic pressure generating device or the hydraulic pressure of the output port.
[0030]
The invention of claim 8 is characterized in that the case is fixed to the housing by press-fitting, and the position of the press-fitting portion of the case is set to a position that does not affect the sliding of the valve plunger. Yes.
[0031]
Further, the invention according to claim 9 is provided with a break point control means for applying a pressing force to the valve plunger, and the pressing force by the break point control means is the hydraulic pressure or the output of the hydraulic pressure generator. It is characterized by being controlled by the fluid pressure of the mouth.
[0032]
[Action]
In the pressure increasing valve according to each of the first to seventh aspects of the present invention, the seal portion between the valve plunger and the housing is constituted by a metal seal formed by a minute gap between the valve plunger and the housing. The valve plunger does not receive a sealing resistance due to the rubber seal member, and the valve plunger moves smoothly. As a result, the operation of the pressure increasing valve is ensured, and variation in valve characteristics is reduced.
[0033]
In addition, since the seal part is formed of a metal seal and does not have a rubber seal in this way, there is no risk of contamination such as erosion of the seal member, the durability of the pressure increasing valve is improved, and reliability for long-term use is improved. Get higher.
[0034]
Further, when the pressure increasing valve is operated, the pressure fluid from the fluid pressure generating device flows through the valve provided in the valve plunger and also flows through the bypass passage, so that the pressure fluid is throttled by the valve. Even so, the pressure increasing valve is prevented from delaying its operation, and the responsiveness is improved. In addition, when the pressure increasing valve is released, the high-pressure liquid pressure increased by the pressure increasing valve is prevented from flowing in the bypass passage by the check valve and flows only through the valve provided in the valve plunger. become. As a result, the pressure fluid is squeezed by the valve so as to return slowly, so that the shock when returning the pressure fluid is alleviated.
[0035]
Furthermore, in the invention of claim 6, since the position of the press-fitting portion of the case is set to a position that does not affect the sliding of the valve plunger, the valve plunger is not deformed even if it is slightly deformed when the case is press-fitted into the housing. It will slide smoothly and reliably.
[0036]
Furthermore, in the invention of claim 7, the break point of the pressure increasing valve is changed by applying a pressing force to the valve plunger by the break point control means. In addition, in this case, the pressing force by the break point control means is controlled by the fluid pressure of the fluid pressure generator or the fluid pressure at the output port, so that the pressure increase gradient during the pressure increasing action of the pressure increasing valve depends on the break point. To change. Therefore, when a large pressure increase is required, the pressure increase gradient at the time of pressure increase is set to be large, and when a small pressure increase is required, the pressure increase gradient at the time of pressure increase is set to be small. Therefore, it is possible to reliably cope with the required pressure increase.
[0037]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a view showing a negative pressure brake booster system using a first example of an embodiment of a pressure increasing valve according to the present invention. The same components as those in the brake system shown in FIGS. 13 and 14 described above are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0038]
The negative pressure booster 12 of the negative pressure brake booster system 11 of the first example shown in FIG. 1 is the same as the negative pressure booster 12 shown in FIG. Description is omitted.
[0039]
As shown in FIG. 1, the pressure increasing valve 13 of the first example includes a housing 21. In the stepped hole 21a in the axial direction of the housing 21, the pressure increasing valve 13 shown in FIG. A valve plunger 14 having a valve portion 14a is movably disposed in the axial direction. A break point control piston portion 14c having a pressure receiving area S3 smaller than the pressure receiving area S1 on the input side of the valve plunger 14 projects from the input side end of the valve plunger 14. A pair of annular protrusions 14d and 14e are formed on the outer periphery of the break point control piston portion 14c so as to be separated from each other in the axial direction.
[0040]
The break point control piston portion 14c of the valve plunger 14 is slidably disposed in the stepped hole 21a of the housing 21, and the small diameter portion 14b of the valve plunger 14 closes the stepped hole 21a of the housing 21. The plug 22 is slidably disposed in the hole 22a. At this time, as shown in FIG. 2A, between the outer peripheral surfaces of the annular projections 14d and 14e of the break point control piston portion 14c and the inner peripheral surface of the stepped hole 21a of the housing 21, and FIG. ), The gap between the outer peripheral surface of the small diameter portion 14b and the inner peripheral surface of the hole 22a of the plug 22 is set to be small gaps α and β of 10 μm or less. A seal is formed. By these metal seals, the minute gaps α and β are in a state of sealing the brake fluid.
[0041]
Further, an annular protrusion 14 f is formed on the valve portion 14 a, and the valve seat 15 is formed by an annular protrusion formed in the stepped hole 21 a of the housing 21. The annular protrusion 14f cooperates with the valve seat 15 to form a valve seal. This valve seal is formed by a metal seal having a minute gap γ of 10 μm or less between the outer peripheral surface of the annular projection 14 f and the inner peripheral surface of the valve seat 15 as shown in FIG. With these metal seals, the minute gap γ seals the brake fluid. The micro gaps α, β, and γ need not be limited to 10 μm or less, but are set to 10 μm or less in order to reduce the influence of liquid leakage from the metal seal and substantially operate the brake. Is desirable.
[0042]
The spring force of the spring 19 of the pressure increasing valve 13 of the first example is such that the pressure increasing valve 13 has a break point b (shown in FIG. 4 described later) similar to the break point shown in FIG. It is said that. In the following description of the present invention, regarding the break point, the low position means that the break point is set at a position where the input pressure, that is, the MCY pressure Pm is small, and the high position means that the break point is a position where the MCY pressure Pm is large. It means that it is set. Therefore, in the pressure increasing valve 13 of the first example, the pressure increasing is set to start with a relatively small input.
[0043]
Further, as shown in FIG. 2A, the cross-sectional areas of the outer peripheral surfaces of the pair of annular projections 14d and 14e of the break point control piston portion 14c are both set to S3, and as shown in FIG. The cross-sectional area of the non-pressure-receiving portion of the valve plunger 14 is set to a value S2 larger than the cross-sectional area S3. Further, as shown in FIG. 2C, the cross-sectional area of the outer peripheral surface of the annular protrusion 14f of the valve portion 14a is from the cross-sectional area S2. A large value S1 is set.
[0044]
Further, the housing 21 can communicate with the MCY 8 and the input port 21b that is always in communication with the MCY 8 and the stepped hole 21a, the output port 21c that is always in communication with the W / C 10 and the stepped hole 21a, respectively. In addition, a control pressure input port 21d that is always connected to the stepped hole 21a and a discharge port 21e that can be connected to the reservoir 9 of the MCY 8 and are always connected to the stepped hole 21a are provided. Further, the plug 22 is provided with an atmospheric pressure connection port 21 f that is always in communication with the end surface of the small diameter portion 14 b of the valve plunger 14 via the orifice 23. Further, a non-pressure chamber 29 is formed between the small diameter portion 14 b of the valve plunger 14 and the orifice 23.
[0045]
The communication between the input port 21b and the output port 21c is controlled by a valve seal formed by the annular protrusion 14f of the valve portion 14a and the valve seat 15. Further, the space between the input port 21b and the control pressure input port 21d is sealed by the metal seal described above. Further, the MCY pressure Pm is applied to the end surface of the break point control piston portion 14c through the control pressure input port 21d. The introduction control of the MCY pressure Pm to the control pressure input port 21d is performed by an electromagnetic opening / closing valve 24. The electromagnetic opening / closing valve 24 is set to a cutoff position I and a communication position II. Is a normally closed valve set at the shut-off position I.
[0046]
Furthermore, the end surface of the break point control piston portion 14c can be connected to the reservoir 9 through the discharge port 13d. Communication control of the end surface of the break point control piston portion 14c to the reservoir 9 is performed by an electromagnetic opening / closing valve 25. The electromagnetic opening / closing valve 25 has a communication position I and a blocking position II set. Normally, the normally opened valve is set to the communication position II. These electromagnetic on-off valves 24 and 25 are electrically connected to an electronic control unit (ECU) 26.
[0047]
Further, a hydraulic pressure sensor 27 for detecting the MCY pressure Pm and a negative pressure sensor 28 for detecting the negative pressure in the constant pressure chamber of the negative pressure booster 12 are provided. It is electrically connected, and the MCY pressure Pm detection signal from the hydraulic pressure sensor 27 and the negative pressure detection signal from the negative pressure sensor 28 are supplied to the ECU 26, respectively. The ECU 26 is connected to the driving motor 16 of the pressure-increasing pump 17. The ECU 26 detects the hydraulic pressure sensor 27 and the negative pressure sensor when the MCY pressure Pm becomes near the pressure at which the movement of the valve plunger 14 starts. Based on the detection signals from 28, the drive motor 16, that is, the pressure increasing pump 17 is set to start operating.
Other configurations of the pressure increasing valve 13 of the first example and the configuration of the negative pressure brake booster system 11 are the same as those of FIGS. 13 and 14.
[0048]
Next, the operation of the negative pressure brake booster system 11 configured as described above will be described.
It is assumed that the negative pressure of the negative pressure source in the negative pressure brake booster system 11 is normal and that a normal negative pressure is always introduced into the constant pressure chamber of the negative pressure booster 12. As a result, the ECU 26 sets both the electromagnetic on-off valves 24 and 25 to the illustrated position I based on the detection signal of the negative pressure sensor 28, respectively. As a result, the end surface of the break point control piston portion 14 c is in a state of communicating with the reservoir 9. Further, when the brake is not operated, the negative pressure booster 12 does not operate and the MCY 8 (corresponding to the hydraulic pressure generator of the present invention) does not generate the MCY pressure Pm, so the valve plunger 14 is held at the illustrated position, As shown in FIG. 3A, the annular protrusion 14f of the valve portion 14a is separated from the valve seat 15, and the pressure increasing valve 13 is in a state where the input port 21b communicates with the output port 21c. Therefore, the break point of the pressure increasing valve 13 at this time is determined by the large spring force of the spring 19 (this break point becomes a break point b where the MCY pressure Pm is considerably high as shown in FIG. 4 described later. ).
[0049]
In this state, when the brake pedal 2 is depressed and a normal braking operation is performed, the control valve (not shown) of the negative pressure booster 12 is switched and negative as in the conventional negative pressure booster system. The pressure booster 12 is actuated to generate an output of a magnitude that is a boost of the pedal depression force. The output of the negative pressure booster 12 activates a piston (not shown) of the MCY 8 so that the MCY 8 Pm is generated.
[0050]
The pressure fluid of the MCY pressure Pm is introduced into the input port 21b of the pressure increasing valve 13, but is not introduced into the control pressure input port 21d because the electromagnetic on-off valve 24 is in the cutoff position I. Further, the pressurized liquid flows out from the output port 21c through the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15 and flows into the W / C 10. At this time, both the pair of annular projections 14d and 14e of the break point control piston portion 14c and the housing 21 and the small diameter portion 14b and the plug 22 are sealed with the metal seal as described above. There is little liquid leaking through the metal seal, and substantially all of the pressure liquid from the MCY 8 flows into the W / C 10. In this way, the MCY pressure Pm is supplied to the W / C 10 as the brake fluid pressure, and the normal service brake is applied. In that case, since the pedal depression force is boosted by the negative pressure booster 12, the braking force becomes large.
[0051]
The brake fluid leaked from the metal seals between the pair of annular projections 14d and 14e of the break point control piston portion 14c and the housing 21 and between the small diameter portion 14b and the plug 22 is returned to the reservoir 9 and externally. There is no leakage.
[0052]
At this time, the W / C pressure Pw, which is the output pressure from the output port 21c, is not controlled at all by the pressure increasing valve 13, and becomes the same pressure as the MCY pressure Pm. That is, the W / C pressure Pw has the same magnitude as the MCY pressure Pm and rises as the MCY pressure Pm rises, and the input / output characteristics of the pressure increasing valve 13 are a straight line a having an inclination of 45 degrees from the origin O as shown in FIG. It becomes the characteristic along.
[0053]
Further, the MCY pressure Pm acts on the valve plunger 14 in the direction in which the valve portion 14a approaches the valve seat 15, that is, in the direction against the spring force SPG of the spring 19, and the force is Pm × (S2-S3). Given in. In the range of the MCY pressure Pm where the force Pm × (S2-S3) acting on the valve plunger 14 is smaller than the spring force of the spring 19, the valve plunger 14 does not move downward in FIG. The annular protrusion 14f of 14a is held in a state separated from the valve seat 15 shown in FIG. Similarly, when the MCY pressure Pm is within this range, the ECU 26 does not drive the motor 16 based on the detection signal of the MCY pressure Pm from the hydraulic pressure sensor 27 and the detection signal of the negative pressure from the negative pressure sensor 28. The pressure increasing pump 17 does not operate. Therefore, the pressure increasing valve 13 does not perform a pressure increasing action.
[0054]
When the brake is released in the region of the MCY pressure Pm where the pressure increasing valve 13 does not increase pressure, the brake fluid of the W / C 10 is output to the output port 21c, the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15, and the input port. Since it returns to MCY8 through 21b, the W / C pressure Pw decreases along the straight line a, and the brake is released.
[0055]
In addition, when the brake operation is performed, the MCY pressure Pm increases, and when the force Pm × (S 2 −S 3) acting on the valve plunger 14 exceeds the spring force of the spring 19, the valve plunger 14 moves to the spring of the spring 19. It starts to move downward in FIG. 3 (a) against the force. At this time, if the pressure-increasing pump 17 is not yet operated and the pressure liquid discharged from the pressure-increasing pump 17 is not introduced into the valve seat 15 and the valve portion 14a via the output port 21c, FIG. As shown, the valve plunger 14 moves at a stroke until the annular protrusion 14f of the valve portion 14a passes through the valve seat 15 and is positioned below the valve seat 15. When the pressure increasing pump 17 is operated in this state, the pressure liquid discharged from the pressure increasing pump 17 is introduced into the valve portion 14a through the output port 21c, and further between the valve portion 14a and the valve seat 15. It flows through the gap toward the input port 21b.
[0056]
At this time, since the pressurized liquid from the pressure increasing pump 17 is throttled by the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15, the hydraulic pressure on the output port 21c side rises from the valve portion 14a. Therefore, an upward force is applied to the valve plunger 14 by the increased hydraulic pressure acting on the valve plunger 14. When the upward force exceeds a predetermined magnitude, the valve plunger 14 moves upward from the state shown in FIG. 3C, and the annular protrusion 14f of the valve portion 14a is moved to the valve seat as shown in FIG. 15 and a position overlapping in the radial direction.
[0057]
In this state, a minute gap γ similar to that shown in FIG. 2C is formed between the annular protrusion 14f of the valve portion 14a and the valve seat 15, so that the pressure increasing pressure introduced through the output port 21c is formed. Almost no pressurized liquid from the pump 17 flows toward the input port 21b. That is, a valve seal is formed by the annular protrusion 14f of the valve portion 14a and the valve seat 15. Further, when the pressurized liquid from the pressure increasing pump 17 is introduced, the hydraulic pressure on the output port 21c side further increases from the valve portion 14a, and the force for pushing the valve plunger 14 upward by the discharge pressure from the pressure increasing pump 17 is increased. To rise.
[0058]
When the sum of this force and the spring force of the spring 19 becomes larger than the force pushing the valve plunger 14 downward by the MCY pressure Pm, the valve plunger 14 moves upward, and the annular protrusion 14f is positioned above the valve seat 15. It becomes like this. For this reason, the pressure liquid on the output port 21c side flows through the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15 toward the input port 21b. As a result, the W / C pressure Pw on the output port 21c side increases, and the hydraulic pressure on the output port 21c side approaches the hydraulic pressure on the input port 21b side. When the hydraulic pressure on the output port 21c side drops by a predetermined pressure, the valve plunger 14 moves downward again to enter the valve seal state shown in FIG. For this reason, when the discharge pressure from the pressure increasing pump 17 rises again to a predetermined pressure, the valve plunger 14 rises again, the annular protrusion 14f of the valve portion 14a and the valve seat 15 are separated, and the pressure on the output port 21c side is increased. The liquid flows toward the input port 21b, and the hydraulic pressure at the output port 21c decreases. Then, the valve plunger 14 repeats vertical movement between the position where the annular protrusion 14f is separated upward from the valve seat 15 and the position in the valve seal state, whereby the W / C pressure Pw in FIG. Rises along a straight line c with a slope greater than the straight line a. In this way, the pressure increasing valve 13 performs a pressure increasing action. The relationship between the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw at this time is given by Equation 1 described above.
[0059]
Due to the pressure increasing action of the pressure increasing valve 13, the negative pressure brake boosting system 11 adds the pressure increasing action of the pressure increasing valve 13 to the pressure boosting action of the negative pressure booster 12, and thus a large W / C pressure Pw. And the braking force becomes extremely large. Thus, for example, the MCY pressure Pm region up to the break point b is set as a normal service brake region, and the MCY pressure Pm region after the break point b requires a much larger braking force than the normal time such as an emergency brake. If it is set as a brake area | region, brakes, such as an emergency brake, can be operated more reliably and rapidly.
[0060]
When the brake operation is released from the pressure increasing state of the pressure increasing valve 13, the MCY pressure Pm decreases. Therefore, when the valve plunger 14 repeatedly moves up and down, the W / C pressure Pw decreases along the straight line c in FIG. To do. When the MCY pressure Pm is lower than the pressure at the break point b, the valve plunger 14 is held at the raised position shown in FIG. 3A by the spring force of the spring 19 and the valve portion 14a is held away from the valve seat 15. Is done. As a result, the W / C pressure Pw decreases along the straight line a in FIG. 4 in the same manner as in the non-pressure increasing state of the pressure increasing valve 13 described above, and the brake is released.
[0061]
When the actuation pump 17 is already operating at the start of the first downward movement of the valve plunger 14, the valve plunger 14 is in the state shown in FIG. 3 (c) from the state shown in FIG. 3 (a). Without going through, the state shown in FIG.
[0062]
In addition, a damper effect is imparted to the non-pressure chamber 29 by the orifice 23, and the vibration of the valve plunger 14 during brake operation is suppressed by this damper effect.
[0063]
When the negative pressure of the negative pressure booster 12 is lost, the ECU 26 switches the electromagnetic on / off valves 24 and 25 according to the detection signal from the negative pressure sensor 28, and the electromagnetic on / off valve 24 is set to the communication position II. The electromagnetic on-off valve 25 is set at the cutoff position II. For this reason, the MCY pressure Pm can act on the end surface of the break point control piston portion 14c. That is, the MCY pressure Pm from the input port 21b and the MCY pressure Pm introduced from the control pressure input port 21d through the electromagnetic opening / closing valve 24 can act on the valve plunger 14, and the pressure receiving area of the MCY pressure Pm in the valve plunger 14 Changes and grows.
[0064]
In this state, when a normal brake operation is performed, the generated MCY pressure Pm is introduced into the input port 21b and the control pressure input port 21d, and the MCY pressure Pm introduced into both the input ports 21b and 21d is the valve plunger. 14 together. Therefore, the force in the downward pressing direction generated in the valve plunger 14 becomes larger than that in the normal negative pressure, and the valve plunger 14 moves downward while the MCY pressure Pm is relatively small. That is, since the valve seal is formed at a position where the MCY pressure Pm is smaller than when the negative pressure is normal, the break point of the pressure increasing valve 13 becomes the break point d where the MCY pressure Pm is small as shown in FIG.
[0065]
After the valve plunger 14 has moved downward, the annular protrusion 14f of the valve portion 4a is in the state shown in FIGS. 3A, 3B, and 3C with respect to the valve seat 15 in the same manner as described above. It moves relatively. Since the pressure increasing valve 13 performs a pressure increasing action with respect to the increase in the MCY pressure Pm after the break point d, the W / C pressure Pw is increased with the increase in the MCY pressure Pm and becomes a straight line e in FIG. It rises greatly along. The relationship between the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw at this time is
[0066]
[Expression 2]

[0067]
Given in. Accordingly, the slope of the straight line e at the time of negative pressure failure becomes larger than the slope of the straight line c at the time of normal negative pressure, and the increase in the W / C pressure Pw at the time of negative pressure failure is the W / C pressure Pw at the normal time of negative pressure. Will be greater than the rise. As a result, when the negative pressure is lost, the pressure increasing valve 13 starts to increase pressure quickly and the W / C pressure Pw increases greatly. Therefore, the pressure increasing action by the pressure increasing valve 13 is performed quickly after the brake operation. Thus, the W / C pressure Pw, that is, the brake pressure is quickly increased, the shortage of the braking force is compensated, and the brake is reliably operated.
[0068]
Further, when the brake is released from the pressure increasing operation state of the pressure increasing valve 13, the pressure increasing valve is operated in the same manner as in the case where the negative pressure of the negative pressure source is normal, and the W / C pressure Pw is a straight line e, It falls along the break point d and the straight line a.
[0069]
As described above, according to the pressure increasing valve 13 of the first example, the pressure increasing valve 13 performs the pressure increasing action when the negative pressure of the negative pressure source is lost. The brake force that is the same as the time can be obtained, and the brake can be operated reliably.
[0070]
Further, the pressure receiving area of the valve plunger 14 on which the MCY pressure Pm acts changes between when the negative pressure is normal and when the negative pressure is lost. Then, when the pressure receiving area of the valve plunger 14 changes, the break point of the pressure increasing valve 13 changes. That is, when the pressure receiving area of the valve plunger 14 is reduced, the position of the break point can be set to a position where the MCY pressure Pm is high, and when the pressure receiving area of the valve plunger 14 is increased, the position of the break point is set to the MCY pressure Pm. Can be set to a low position.
[0071]
Further, since the valve portion 14 a and the valve seat 15, the break point control piston portion 14 c and the housing 21, and the small diameter portion 14 b of the valve plunger 14 and the plug 22 are all formed by metal seals. The valve plunger 14 does not receive a sealing resistance due to the rubber seal member, and the valve plunger 14 can move smoothly. As a result, the operation of the pressure increasing valve 13 is ensured, and variation in valve characteristics is reduced.
[0072]
Furthermore, since the seal portion is formed of a metal seal and does not have a rubber seal in this way, there is no risk of contamination such as erosion of the seal member, the durability of the pressure increasing valve is improved, and reliability for long-term use is improved. Get higher.
[0073]
In the first example, the break point control piston portion 14c is provided on the valve portion 14a side, and the MCY pressure Pm acts on the break point control piston portion 14c in the same direction as the MCY pressure Pm acting on the valve portion 14a. However, the break point control piston portion 14c is provided on the small diameter portion 14b side so that the MCY pressure Pm is applied to the break point control piston portion 14c in the direction opposite to the MCY pressure Pm acting on the valve portion 14a. You can also Even in this case, the pressure increase gradient can be changed. In this case, the electromagnetic opening / closing valve 25 is provided in a passage communicating the atmospheric pressure connection port 21f and the reservoir 9. In other words, the exhaust port 21e in FIG. 1 is an atmospheric pressure connection port, and the atmospheric pressure connection port 21f is an exhaust port.
[0074]
Further, the break point control piston portion 14 c can be provided separately from the valve plunger 14. In that case, it is necessary to form a metal seal with a minute gap between the valve portion 14a and the housing 21.
[0075]
Furthermore, by appropriately setting the pressure receiving area S3 of the break point control piston portion 14c, the break point of the pressure increasing valve 13 can be arbitrarily set to a break point other than the break points b and d shown in FIG. Thus, it is possible to arbitrarily control the pressure increase start of the pressure increase valve 13 (in this case, the pressure increase after the arbitrarily set break point is along the straight lines having the same inclination as the straight lines c and e, respectively). Become).
[0076]
Furthermore, although the break point control piston 14c is provided in the above-described example, the present invention does not necessarily require the break point control piston 14c and can be omitted. In this case, the break point does not change and has the same characteristic as the valve characteristic shown in FIG. 14C. However, the operational effect when the negative pressure of the negative pressure source in the first example is normal, that is, the emergency Operational effects such as operation of brakes, reduction of variation in valve characteristics, prevention of contamination such as erosion of the seal member, and improvement of durability of the pressure increasing valve can be obtained.
[0077]
FIG. 5 is a view similar to FIG. 1 showing a negative pressure brake booster system having a second example of the embodiment of the pressure increasing valve of the present invention. The same components as those in the negative pressure brake boosting system of the first example are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0078]
In the negative pressure brake booster system 11 shown in FIG. 1 described above, the MCU pressure Pm is applied to the valve plunger 14 in addition to the valve portion 14a to the break point control piston portion 14c, whereby the break point of the pressure increasing valve 13 is obtained. In this second example, the break point of the pressure increasing valve 13 is changed by applying the W / C pressure Pw to the valve plunger 14 in addition to the MCY pressure Pm.
[0079]
That is, as shown in FIG. 5, the W / C pressure Pw is applied to the end surface of the break point control piston portion 14 c through the control pressure input port 21 d of the pressure increasing valve 13. Also in the second example, the introduction control of the W / C pressure Pw to the control pressure input port 21d is performed by the electromagnetic opening / closing valve 24. Other configurations of the negative pressure brake booster system 11 of the second example are the same as those of the first example.
[0080]
In the negative pressure brake boosting system 11 of the second example configured as described above, when the brake is not operated and the normal brake is operated in the normal state of the negative pressure of the negative pressure booster 12, the first pressure in FIG. The exact same action as the example is performed.
[0081]
When the negative pressure of the negative pressure booster 12 is lost, the ECU 26 switches the electromagnetic on-off valves 24 and 25 respectively in the same manner as in the first example, and the electromagnetic on-off valve 24 is set to the communication position II and the electromagnetic The on-off valve 25 is set to the cutoff position II. For this reason, the W / C pressure Pw can act on the end surface of the break point control piston portion 14c.
[0082]
When a normal brake operation is performed in this state, the generated MCY pressure Pm is introduced into the input port 21b and acts on the valve plunger 14, and is also introduced into the W / C 10 through the output port 21c. At this time, the W / C pressure Pw introduced into the W / C 10 (also the output pressure of the pressure increasing valve 13) is introduced into the control pressure input port 21d and similarly acts on the break point control piston portion 14c. Accordingly, the force generated in the valve plunger 14 in the direction in which the valve portion 14a approaches the valve seat 15 becomes larger than that in the normal negative pressure, and the valve plunger 14 moves downward while the MCY pressure Pm is small, and the valve portion 14a. And the valve seat 15 will be in the valve seal state shown in FIG.3 (b). That is, the break point of the pressure increasing valve 13 becomes the break point b at the position where the MCY pressure Pm shown in FIG. 4 is small. Thereafter, the W / C pressure Pw is increased as the MCY pressure Pm increases, and rises along a straight line f indicated by a broken line in FIG. The relationship between the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw at this time is
[0083]
[Equation 3]

[0084]
Given in.
[0085]
Therefore, the slope of the straight line f at the time of negative pressure failure becomes larger than the slope of the straight line e at the time of normal negative pressure, and the rise of the W / C pressure Pw at the time of negative pressure failure is the W / C pressure Pw at the normal time of negative pressure. Will be greater than the rise. As a result, the pressure increase of the pressure increasing valve 13 starts earlier when the negative pressure is lost, and the increase in the W / C pressure Pw is large, so that a shortage of braking force when the negative pressure is lost is prevented. In addition, since the slope of the straight line f is further larger than the slope of the straight line e in the first example, the increase in the W / C pressure Pw is further larger than that in the first example. Other effects of the negative pressure brake booster system 11 of the second example are the same as those of the first example.
[0086]
In this second example, the break point control piston portion 14c is provided on the valve portion 14a side, and the W / C pressure Pw is applied to the break point control piston portion 14c in the same direction as the MCY pressure Pm acting on the valve portion 14a. However, the break point control piston portion 14c is provided on the small diameter portion 14b side, and the W / C pressure Pw is opposite to the MCY pressure Pm acting on the break portion control piston portion 14f on the valve portion 14a. It can be made to act on. Even in this case, the pressure increase gradient can be changed.
[0087]
FIG. 6 is a view showing a negative pressure brake booster system having a third example of the embodiment of the pressure increasing valve of the present invention. The same components as those in the negative pressure brake boosting system of the first example are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0088]
In the first example described above, the control pressure input port 21d, the discharge port 21e, and both electromagnetic on-off valves 24 and 25 are provided. In the negative pressure brake booster system 11 of the third example, these control pressure inputs are provided. The port 21d, the discharge port 21e, and both electromagnetic opening / closing valves 24 and 25 are omitted. In the first example, the valve plunger 14 is directly inserted into the stepped hole 21a of the housing 21. However, the negative pressure brake booster system 11 of the third example has a cylindrical case 30 as shown in FIG. Is press-fitted into the stepped hole 21a of the housing 21 and fixed. In that case, only the press-fit portions 30a and 30b at both ends of the case 30 are press-fit, and the other parts of the case 30 are simply loosely fitted. In addition to fixing the case 30 by press fitting, it may be fixed by caulking 21g as shown in FIG.
[0089]
The valve plunger 14 is slidably fitted into the axial hole 30c of the case 30. And as shown in FIG. 7, the valve part 14a of the valve plunger 14 is arrange | positioned at the upper opening end part of the axial direction hole 30c. The valve portion 14a is formed of a perforated ball 14i that is press-fitted into a shaft pin 14g of the valve plunger 14 and fixed by caulking 14h. By fixing the perforated ball 14i by caulking in this way, the mounting accuracy of the perforated ball 14i is improved. The valve portion 14a can also be formed by a ball formed integrally with the shaft pin 14g.
[0090]
In addition, the upper opening end of the axial hole 30c is formed in two stages of first and second large diameter holes 14j and 14k. In that case, the diameter of the first large-diameter hole 14j is set to be larger than the diameter of the ball 14i. When the ball 14i is positioned in the first large-diameter hole 14j as shown by the solid line, the ball 14i and the first large-diameter A gap of a size that allows the brake fluid to freely flow is formed between the inner wall surface of the hole 14j. The diameter of the second large-diameter hole 14k is set slightly larger than the diameter of the ball 14i. When the lower portion of the ball 14i is positioned in the second large-diameter hole 14k as shown by a two-dot chain line, The brake fluid is squeezed between the inner wall surface of the second large-diameter hole 14k so that a waste amount of brake fluid does not flow. Thereby, while the capacity | capacitance of the booster pump 17 is set small, the responsiveness of the booster valve 13 is made favorable. When the ball 14i moves to the position indicated by the two-dot chain line, the ball 14i is seated on the valve seat 15, and the area at this seating position is S1.
[0091]
On the other hand, the small diameter portion 14b of the valve plunger 14 opposite to the valve portion 14a is slidably disposed in the axial hole 30c of the case 30, and the outer peripheral surface of the small diameter portion 14b and the axial hole of the case 30 are disposed. A metal seal similar to the small diameter portion 14b of the first example is formed on the inner peripheral surface of 30c.
[0092]
By the way, the press-fit portion 30a of the case 30 is provided at the position of the first large-diameter hole 14j, is separated from the position where the ball 14i is seated on the valve seat 15, and the press-fit portion 30b is slid on the small-diameter portion 14b of the valve plunger 14. It is provided at a position away from the moving position. By doing so, the sliding of the sheet of the perforated ball 14i and the small diameter portion 14b is not affected by the press-fitting of the case 30.
[0093]
A flange 14m is formed at the end on the small diameter portion 14b side, and the spring force of the spring 19 is always applied to the flange 14m. When the pressure increasing valve 13 is not in operation, the valve plunger 14 is held at a position where the flange 14m is in contact with the case 30 as shown in FIG. At the position of the valve plunger 14, the ball 14i is positioned in the first large diameter hole 14j, and the valve portion 14a is largely separated from the valve seat 15.
[0094]
Further, the upper opening end of the axial hole 30c is always in communication with the input port 21b, and the axial hole 30c below the valve seat 15 is always in communication with the output port 21c.
[0095]
Further, as shown in FIG. 8, the orifice 23 communicating with the non-pressure chamber 29 includes a cylindrical orifice member 23b having an orifice hole 23a. The orifice member 23b is press-fitted into the housing 21 from the outside and fixed. Yes. A flange 23c is provided at the pipe side end of the orifice 23, and the outer diameter d of the flange 23c. ₁ Is connected and fixed to the atmospheric pressure connection port 21 f by a nut 31, and the inner diameter d of the pipe 32 connecting the atmospheric pressure connection port 21 f to the reservoir 9. ₂ Is set larger than. As a result, even if the orifice member 23 b is removed from the housing 21, it is prevented from entering the pipe 32. Needless to say, the orifice 23 of the first example can also be configured in the same manner as the third example.
[0096]
Further, as shown in FIG. 6, the housing 21 is provided with a bypass passage 33 that connects the input port 21 b and the output port 21 c by bypassing the valve portion 14 a and the valve seat 15. 33 is provided with a check valve 34 that allows only a flow of brake fluid from the input port 21b to the output port 21c.
Other configurations of the third example are the same as those of the first example.
[0097]
In the pressure increasing valve 13 of the third example configured as described above, the pressure liquid from the MCY 8 passes through the input port 21b, the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15 and the output port 21c during the brake operation. W / C10 is supplied and the brake is activated. At the same time, the MCY pressure Pm supplied to the input port 21b is supplied from the output port 21c to the W / C 10 through the bypass passage 33 and the check valve 34. As described above, the MCY pressure Pm is supplied to the W / C 10 through the bypass passage 33, so that even if the pressure liquid is throttled between the valve portion 14a and the valve seat 15, a delay in the operation of the brake is prevented. , Brake response will be better. In particular, in a brake system having a large capacity W / C 10, the brake response is more effectively improved. At this time, the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw are in a relationship along a straight line a having a gradient of 45 degrees in FIG.
[0098]
On the other hand, when releasing the brake, the same as in the first example described above, but in the pressure increasing valve 13 of the third example, the brake fluid is blocked by the check valve 34, so that it flows through the bypass passage 33. Instead, the fluid flows only through the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15. Since the brake fluid is throttled by flowing through the gap between the valve portion 14a and the valve seat 15, the high-pressure brake fluid slowly returns to the MCY 8. As a result, the shock to the brake pedal 2 when the brake is released is reduced.
[0099]
When the brake is actuated, when the MCY pressure Pm rises until the force Pm × S2 that pushes the valve plunger 14 by the MCY pressure Pm overcomes the spring force of the spring 19, the valve plunger 14 moves downward and the ball 14i Sits on the valve seat 15. Further, since the pressure-increasing pump 17 starts operating near the start of movement of the valve plunger 14 at the MCY pressure Pm, the pump discharge pressure seems to act on the ball 14i seated on the valve seat 15 from the valve seat 15 side. become. As in the examples shown in FIGS. 1 and 14, the resultant force of the hydraulic force on the output port 21 c side acting on the ball 14 i to push the valve plunger 14 upward and the spring force of the spring 19 is the MCY pressure. When Pm acts on the ball 14i and becomes larger than the force pushing the valve plunger 14 downward, the valve plunger 14 moves upward and the ball 14i is separated from the valve seat 15, and the W / W on the output side is the same as described above. C pressure Pw falls. Thereafter, the pressure increasing valve 13 performs a pressure increasing action along the straight line c shown in FIG. At this time, the relationship between the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw is given by Equation 1 described above.
[0100]
When the brake operation is released from the pressure-increasing action state of the pressure-increasing valve 13, it is the same as when the brake operation is released from the pressure-increasing action state of the pressure-increasing valve 13 in the first example described above. In the pressure valve 13, when the MCY pressure Pm is lower than the pressure at the break point b, the valve plunger 14 is held at the raised position shown in FIG. 6 by the spring force of the spring 19, and the ball 14 i is separated from the valve seat 15. Retained.
[0101]
Other functions and effects of the pressure boosting valve 13 of the third example are the effects of the negative pressure source in the pressure boosting valve 13 of the first example when the negative pressure is normal and the case where the break point control piston portion 14c is omitted. This is the same as the operational effect.
[0102]
FIG. 9 is a view showing a negative pressure brake booster system having a fourth example of the embodiment of the pressure increasing valve of the present invention. The same components as those in the negative pressure brake boosting systems of the first and third examples described above are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0103]
As shown in FIG. 9, in the pressure increasing valve 13 of the fourth example, the atmospheric pressure connection port 21f, the bypass passage 33, and the check valve 34 in the pressure increasing valve 13 of the third example are omitted. Yes.
[0104]
In the pressure increasing valve 13 of the third example, a cylindrical case 30 is press-fitted into the stepped hole 21a of the housing, and the valve plunger 14 is slidably inserted into the axial hole 30c of the case 30. In the pressure increasing valve 13 of the fourth example, the valve plunger 14 is slidably inserted into the stepped hole 21 a of the housing 21. In this case, the valve plunger 14 is stepped from the large diameter portion 14n and the small diameter portion 14b, the cross sectional area of the large diameter portion 14n is set to S1, and the cross sectional area of the small diameter portion 14b is set to S2. Yes. And between the outer peripheral surface of the large-diameter portion 14n and the inner peripheral surface of the stepped hole 21a of the housing 21, and between the outer peripheral surface of the small-diameter portion 14b and the inner peripheral surface of the stepped hole 21a, respectively, the respective examples described above. It is sealed with the same metal seal.
[0105]
The valve plunger 14 is formed with a passage 14p that communicates the input port 21b and the output port 21c via the valve portion 14a. As shown in detail in FIG. 10 (a), the valve portion 14a is fixed to the ball valve 35 disposed in the passage 14p of the valve plunger 14 and the end of the valve plunger 14 on the side of the input port 21b by caulking 14q. And a valve seat member 15a having a valve seat 15 on which the ball valve 35 can be seated.
[0106]
The ball valve 35 is always urged in the direction of the valve seat 15 by a spring 36, and is guided by an axial hole 14r constituting a part of the passage 14p so as to be able to move smoothly. The spring 36 is aligned by an alignment member 37. A predetermined number of axial grooves are provided on the inner peripheral surface of the axial hole 14r of the valve plunger 14 so that the brake fluid can freely flow between the ball valve 35 and the inner peripheral surface without being throttled. 14s are formed at intervals in the circumferential direction.
[0107]
On the other hand, the valve seat member 15a is formed with a radial hole 15b and an axial recess 15c that allow the input port 21b and the axial hole 14r of the valve plunger 14 to communicate with each other. A member 38 made of rubber or resin is fixed to the upper end of the valve seat member 15a. The member 38 abuts against a plug 39 that liquid-tightly closes the upper end opening of the stepped hole 21a of the housing 21 when the pressure increasing valve 13 is not in operation. As shown, the valve plunger 14 moves away from the plug 39 when moved downward. The member 38 prevents the valve plunger 14 from moving upward and the valve seat member 5a directly contacts the plug 39, so as to reduce the impact and suppress the collision sound.
[0108]
Further, at the center of the plug 39, a valve opening pin 40 capable of coming into contact with the ball valve 35 protrudes downward through the valve seat member 15a. In that case, the valve seat member 15 a can slide relative to the valve opening pin 40. Therefore, as shown in FIG. 10A, the valve opening pin 40 contacts the ball valve 35 when the valve plunger 14 is in the upper position and the member 38 of the valve seat member 15a contacts the plug 39. The lever ball valve 35 is separated from the valve seat 15, and the valve plunger 14 is moved downward as shown in FIG. 5B, so that the valve seat member 15a slides relative to the valve opening pin 40 downward. By doing so, the ball valve 35 is seated on the valve seat member 15a.
[0109]
Further, the lower end opening of the stepped hole 21a of the housing 21 is liquid-tightly closed by the plug 41, and the other end of the spring 19 that urges the valve plunger 14 upward by one end is supported by the plug 41. ing.
Other configurations of the fourth example are the same as those of the third example described above.
[0110]
In the pressure increasing valve 13 of the fourth example configured as described above, the pressure liquid from the MCY 8 passes through the input port 21b, the gap between the ball valve 35 and the valve seat 15, and the output port 21c during the brake operation. W / C10 is supplied and the brake is activated. At this time, the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw are in a relationship along a straight line a having a gradient of 45 degrees in FIG.
[0111]
When the brake operation is released, the brake fluid of W / C 10 returns to MCY8 through the output port 21c, the gap between the ball valve 35 and the valve seat 15, and the input port 21b, so that the W / C pressure Pw is linear. It drops along a and the brake is released. At this time, since the brake fluid flows with the gap between the ball valve 35 and the valve seat 15 being squeezed, the high-pressure brake fluid slowly returns to the MCY 8. Thereby, the shock to the brake pedal 2 at the time of brake release is relieved.
[0112]
When the brake is actuated, if the MCY pressure Pm is large enough to move the valve plunger 14 downward, the valve plunger 14 moves downward and the valve seat 15 contacts the ball valve 35 as shown in FIG. At the same time, the ball valve 35 is slightly separated from the valve opening pin 40. Accordingly, the input port 21b and the output port 21c are blocked. Then, the pressure increasing pump 17 is activated, and the pump discharge pressure increases the hydraulic pressure on the output port 21c side, that is, the W / C pressure Pw, and the W / C pressure Pw is directed upward to the valve plunger 14. Comes to work. When the W / C pressure Pw rises greatly and the force pushing the valve plunger 14 upward overcomes the force caused by the MCY pressure Pm, the valve plunger 14 moves upward. Thereby, as shown in FIG. 10A, the ball valve 35 contacts the valve opening pin 40 and is separated from the valve seat 15. Thereby, the input port 21b and the output port 21c communicate again, and the W / C pressure Pw drops. Thereafter, the pressure increasing valve 13 performs the pressure increasing action along the straight line c in FIG. The relationship between the MCY pressure Pm and the W / C pressure Pw at this time is given by Equation 1 described above.
[0113]
When the brake operation is released from the pressure increasing state of the pressure increasing valve 13, the MCY pressure Pm decreases. Therefore, the W / C pressure Pw decreases along the straight line c in FIG. To do. When the MCY pressure Pm is lower than the pressure at the break point b, the valve plunger 14 is held at the raised position shown in FIG. 6 by the spring force of the spring 19 and the ball valve 35 is held away from the valve seat 15. . As a result, the W / C pressure Pw decreases along the straight line a in FIG. 4 and the brake is released.
Other functions and effects of the pressure booster valve 13 of the fourth example are the same as those of the pressure booster valve 13 of the third example.
[0114]
FIG. 11 is a view showing a negative pressure brake booster system having a fifth example of the embodiment of the pressure increasing valve of the present invention. The same components as those in the negative pressure brake boosting systems of the first to fourth examples described above are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0115]
As shown in FIG. 11, the pressure boosting valve 14 of the fifth example is similar to the pressure boosting valve 13 of the fourth example shown in FIG. 9 described above, and the bypass passage 33 and the check valve 34 of the third example shown in FIG. Is added and configured. The effects of the bypass passage 33 and the check valve 34 are the same as those of the third example.
In addition, other configurations and other functions and effects of the pressure booster valve 13 of the fifth example are the same as those of the pressure booster valve 13 of the fourth example.
[0116]
It should be noted that the break point control piston 14c can also be provided in the pressure boosting valves of the second to fifth examples so that the break point of the pressure boosting valve 13 can be changed.
Further, although the pressure increasing valve of the present invention is applied to the negative pressure brake booster system 11, the present invention is not limited to this, and a hydraulic brake booster system or a positive air pressure is described. The present invention can be applied to a brake booster system or a brake booster system having various types of brake boosters even with the same power source, and further to a brake system without a brake booster.
The present invention can also be applied to other hydraulic systems other than the brake system (regardless of the presence or absence of a booster).
[0117]
【The invention's effect】
As is clear from the above description, according to the pressure increasing valve of the present invention, the seal portion is constituted by a metal seal having a minute gap, so that the seal resistance due to the rubber seal member can be removed from the valve plunger. The valve plunger can be moved smoothly. As a result, the operation of the pressure increasing valve is ensured, and variation in valve characteristics can be reduced. Further, since there is no rubber seal, it is possible to prevent the possibility of contamination such as erosion of the seal member and improve the durability of the pressure increasing valve. Therefore, the reliability for long-term use of the pressure increasing valve is increased.
[0118]
Further, when the pressure increasing valve is operated, even if the pressure liquid from the hydraulic pressure generating device is throttled by the valve plunger valve, this pressure liquid is caused to flow through the bypass passage. Can be prevented, and responsiveness can be improved. In addition, when the booster valve is deactivated, the pressurized high-pressure fluid is allowed to flow only through the valve plunger valve. The shock of time can be eased.
[0119]
Further, according to the invention of claim 6, since the position of the press-fitting portion of the case is set to a position that does not affect the sliding of the valve plunger, the valve plunger can be made smooth even if the case is slightly deformed during press-fitting. And it can be made to slide reliably.
[0120]
Furthermore, according to the invention of claim 7, the break point of the pressure increasing valve can be changed by the break point control means. Moreover, since the pressing force of the break point control means is controlled by the fluid pressure of the fluid pressure generator, the pressure increase gradient during the pressure increasing action of the pressure increasing valve can be changed according to the break point. Therefore, a boosting function of a booster used in a hydraulic booster system, which can occur in a hydraulic booster system having a hydraulic generator, when high hydraulic pressure is required, when the hydraulic pressure is rapidly increased, or used in a hydraulic booster system Therefore, it is possible to appropriately and reliably cope with various states such as a case where the defect is defective.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a negative pressure brake booster system using a first example of an embodiment of a pressure increasing valve according to the present invention.
2A and 2B illustrate a metal seal used in the pressure increasing valve of the first example shown in FIG. 1, FIG. 2A is a diagram illustrating a metal seal of a break point control piston portion, and FIG. The figure explaining the metal seal of the sliding part of a small diameter part, (c) is a figure explaining the metal seal between a valve part and a valve seat.
3 explains the operation of the valve portion of the pressure increasing valve of the first example shown in FIG. 1, (a) is a partially enlarged cross-sectional view partially showing the right half of the valve portion when stationary (non-operating); (B) is a partial expanded sectional view which partially shows the right half of the valve part at the time of valve operation (at the time of a sheet | seat), (c) is a part which shows the right half of the valve part partially after a valve plunger moves. It is an expanded sectional view.
FIG. 4 is a diagram showing input / output characteristics of each pressure increasing valve of the first to fifth examples.
FIG. 5 is a diagram partially showing a negative pressure brake booster system using a pressure increasing valve of a second example of an embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram partially showing a negative pressure brake booster system using a pressure increasing valve of a third example of an embodiment of the present invention.
7 is a partial enlarged cross-sectional view of a valve portion of the pressure increasing valve of the third example shown in FIG. 6;
8 is a partial enlarged cross-sectional view of an orifice portion of a pressure boosting valve of a third example shown in FIG.
FIG. 9 is a diagram partially showing a negative pressure brake booster system using a fourth example of an embodiment of the present invention.
10A and 10B illustrate the valve operation of the pressure increasing valves of the fourth and fifth examples. FIG. 10A is a diagram illustrating a state where the valve is open, and FIG. 10B is a diagram illustrating a state where the valve is closed. .
FIG. 11 is a diagram partially showing a negative pressure brake booster system using a fifth example of an embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a diagram showing a conventional general hydraulic brake booster system.
FIG. 13 is a diagram showing a conventional general negative pressure brake boosting system.
FIG. 14 is a diagram showing an example of a possible brake system for increasing the brake fluid pressure without using a booster.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 2 ... Brake pedal, 8 ... Master cylinder (MCY), 9 ... Reservoir, 10 ... Wheel cylinder (W / C), 12 ... Negative pressure booster, 13 ... Booster valve, 14 ... Valve plunger, 14a ... Valve part , 14b ... small diameter part, 14c ... break point control piston part, 14d, 14e ... annular projection, 14g ... shaft pin, 14i ... perforated ball, 14j ... first large diameter hole, 14k ... second large diameter hole, 15 ... Valve seat, 15a ... Valve seat member 15a, 17 ... Booster pump, 19 ... Spring, 21 ... Housing, 21a ... Stepped hole, 21b ... Input port, 21c ... Output port, 22 ... Plug, 22a ... Hole, 23 ... Orifice, 24, 25 ... electromagnetic switching valve, 26 ... electronic control unit (ECU), 27 ... hydraulic pressure sensor, 28 ... negative pressure sensor, 29 ... non-pressure chamber, 30 ... case, 30a, 30b ... press-fitting part, 30c ... Axial hole, 3 ... bypass passage, 34 ... check valve 34, 35 ... ball valve, 40 ... valve opening pin, α, β, γ ... small gap

Claims (7)

A housing, an input port provided in the housing and into which the hydraulic pressure from the hydraulic pressure generator is introduced; and an output hydraulic pressure provided in the housing for deriving an output hydraulic pressure and a pressure increasing hydraulic pressure from a pressure increasing hydraulic pressure source When the fluid pressure of the input port is slidably provided in the housing and the input port is smaller than a predetermined pressure, the fluid pressure of the input port is communicated between the input port and the output port. Is derived from the output port as the output hydraulic pressure, and when the hydraulic pressure at the input port is equal to or higher than the predetermined pressure, the input port and the output port are shut off, and the pressure increasing liquid is supplied to the output port. A valve plunger for increasing the fluid pressure at the input port by introducing pressure, and deriving the increased fluid pressure from the output port as the output fluid pressure;
The seal portion between the valve plunger and the housing is constituted by a metal seal consisting of a minute gap between the valve plunger and the housing,
A valve for controlling opening and closing between the input port and the output port, the valve having a valve portion having an annular protrusion formed on the valve plunger, and a valve seat having an annular protrusion formed on the housing; The annular projection of the valve portion and the annular projection of the valve seat form a valve seal that shuts off the input port and the output port when the valve plunger is moved. Consists of a metal seal consisting of a minute gap between the annular protrusion of the valve portion and the annular protrusion of the valve seat,
A passage that bypasses the valve and connects the input port and the output port is provided, and a check valve that allows only the flow of hydraulic fluid from the input port to the output port is disposed in the passage. A pressure increasing valve characterized by being provided . A housing, an input port provided in the housing and into which the hydraulic pressure from the hydraulic pressure generator is introduced; and an output hydraulic pressure provided in the housing for deriving an output hydraulic pressure and a pressure increasing hydraulic pressure from a pressure increasing hydraulic pressure source When the fluid pressure of the input port is slidably provided in the housing and the input port is smaller than a predetermined pressure, the fluid pressure of the input port is communicated between the input port and the output port. Is derived from the output port as the output hydraulic pressure, and when the hydraulic pressure at the input port is equal to or higher than the predetermined pressure, the input port and the output port are shut off, and the pressure increasing liquid is supplied to the output port. A valve plunger for increasing the fluid pressure at the input port by introducing pressure, and deriving the increased fluid pressure from the output port as the output fluid pressure;
The seal portion between the valve plunger and the housing is constituted by a metal seal consisting of a minute gap between the valve plunger and the housing,
The valve plunger is provided with a passage that communicates between the input port and the output port, and includes a valve that controls opening and closing between the input port and the output port. A valve member disposed in the passage of the valve plunger, and a valve seat provided in the passage of the valve plunger, on which the valve member can be seated,
A passage that bypasses the valve and connects the input port and the output port is provided, and a check valve that allows only the flow of hydraulic fluid from the input port to the output port is disposed in the passage. A pressure increasing valve characterized by being provided . A housing, an input port provided in the housing and into which the hydraulic pressure from the hydraulic pressure generator is introduced; and an output hydraulic pressure provided in the housing for deriving an output hydraulic pressure and a pressure increasing hydraulic pressure from a pressure increasing hydraulic pressure source An output port to be introduced, a cylindrical case having an axial hole fixed to the housing, and a slidably provided in the axial hole of the case, the hydraulic pressure of the input port being smaller than a predetermined pressure When the input port and the output port communicate with each other, the hydraulic pressure of the input port is derived from the output port as the output hydraulic pressure, and when the hydraulic pressure of the input port is equal to or higher than the predetermined pressure, While shutting off between the input port and the output port, the hydraulic pressure at the input port is increased by introducing the hydraulic pressure for pressure increase into the output port, and this increased hydraulic pressure is used as the output hydraulic pressure. A valve plunger led out from the output port
The valve plunger is provided with a valve portion, a valve seat on which the valve portion can be seated is formed on the case, and a seal portion between the valve plunger and the case is formed between the valve plunger and the case. A pressure increasing valve characterized by being constituted by a metal seal consisting of a minute gap between them. 4. The pressure increasing valve according to claim 3, wherein the valve portion is formed of a spherical member separate from the valve plunger, and the spherical member is fixed to the valve plunger by press-fitting. A passage that bypasses the valve portion and the valve seat and connects the input port and the output port is provided, and only the flow of hydraulic fluid from the input port to the output port is provided in this passage. 5. The pressure increasing valve according to claim 4, further comprising an allowable check valve. Together with the case is fixed to the housing by press-fitting, one of the claims 3 to 5 positions of the press-fit portion of the case is characterized in that it is set to the position it does not affect the sliding of the valve plunger 2. The pressure increasing valve according to claim 1. Wherein and said valve plunger by pressing is provided break point control means for changing the break point of the pressure boosting starting (increasing pressure-opening start point) of the valve plunger, the pressing force of the valve plunger by the break point control means The pressure increasing valve according to any one of claims 1 to 6 , wherein the break point is changed by being controlled by the hydraulic pressure of the hydraulic pressure generating device or the hydraulic pressure of the output port.

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