JPH01115760A - ブレーキシステム - Google Patents
ブレーキシステムInfo
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- JPH01115760A JPH01115760A JP27533987A JP27533987A JPH01115760A JP H01115760 A JPH01115760 A JP H01115760A JP 27533987 A JP27533987 A JP 27533987A JP 27533987 A JP27533987 A JP 27533987A JP H01115760 A JPH01115760 A JP H01115760A
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- 239000012530 fluid Substances 0.000 claims description 22
- 238000001514 detection method Methods 0.000 claims description 9
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- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 7
- 230000009977 dual effect Effects 0.000 description 6
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- 230000001052 transient effect Effects 0.000 description 1
Landscapes
- Hydraulic Control Valves For Brake Systems (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
(産業上の利用分野)
本発明は、車両等のブレーキシステムに関し、詳しくは
、左右後輪のそれぞれの荷重量に応じて左右後輪に供給
子るブレーキ液圧を個別に可変とし、旋回中の制動安定
性を向上させながら、後輪の制動力を最大限に発揮させ
るようにしたブレーキシステムに関する。
、左右後輪のそれぞれの荷重量に応じて左右後輪に供給
子るブレーキ液圧を個別に可変とし、旋回中の制動安定
性を向上させながら、後輪の制動力を最大限に発揮させ
るようにしたブレーキシステムに関する。
(従来の技術)
一般に、車輪と路面と間に発生する摩擦力は、車輪の垂
直荷重と密接な関係にあり、このため、ブレーキシステ
ムでは、通常、前後輪に配分するブレーキ液圧の配分比
を、後輪側に小さく前輪側に大きくするようにして、急
ブレーキ時の荷重前方移動による前車輪摩擦力増大に見
合った制動力を得る一方、後輪側の軽荷重によるスリッ
プを回避して制動時の安定性を確保するようにしている
。
直荷重と密接な関係にあり、このため、ブレーキシステ
ムでは、通常、前後輪に配分するブレーキ液圧の配分比
を、後輪側に小さく前輪側に大きくするようにして、急
ブレーキ時の荷重前方移動による前車輪摩擦力増大に見
合った制動力を得る一方、後輪側の軽荷重によるスリッ
プを回避して制動時の安定性を確保するようにしている
。
ところで、車輪に対する垂直荷重は乗車人員数や積載荷
重によって変化し一定ではない。したがって、配分比を
固定値とした場合、実際の荷重量に対応しないので適切
なブレーキ制動力が得られなかったり、後輪のスリップ
を回避できない恐れがあった。
重によって変化し一定ではない。したがって、配分比を
固定値とした場合、実際の荷重量に対応しないので適切
なブレーキ制動力が得られなかったり、後輪のスリップ
を回避できない恐れがあった。
そこで、車輪の荷重量に応じて前後輪へのブレーキ液圧
を適正に配分するブレーキシステムが実用化されている
(「新編自動車工学便覧」第5縄P2−26自動車技術
会発行S、57.11.26)。第4.5図は従来のこ
の種のブレーキシステムを示す図である。
を適正に配分するブレーキシステムが実用化されている
(「新編自動車工学便覧」第5縄P2−26自動車技術
会発行S、57.11.26)。第4.5図は従来のこ
の種のブレーキシステムを示す図である。
第4図において、乗車人員が増えると、車体1の沈み込
みに応動してアクスルビーム2が車輪3の回転軸(イ)
を中心に揺動し、アクスルビーム2に連結されたブラケ
ット4を介してスプリング5が牽引される。そして、ス
プリング5は牽引量に応じてレバー6を引っばり、レバ
ー6は支点(ロ)を中心に揺動してデュアルバルブ7を
力Fで押しつける。すなわち、スプリング5の牽引量は
上記車体1の沈み込み量(乗車人員に対応する)に比例
したものとなるから、デュアルバルブ7を押し付ける力
Fは乗車人員(積載荷重)に対応した大きさとなる。
みに応動してアクスルビーム2が車輪3の回転軸(イ)
を中心に揺動し、アクスルビーム2に連結されたブラケ
ット4を介してスプリング5が牽引される。そして、ス
プリング5は牽引量に応じてレバー6を引っばり、レバ
ー6は支点(ロ)を中心に揺動してデュアルバルブ7を
力Fで押しつける。すなわち、スプリング5の牽引量は
上記車体1の沈み込み量(乗車人員に対応する)に比例
したものとなるから、デュアルバルブ7を押し付ける力
Fは乗車人員(積載荷重)に対応した大きさとなる。
第5図は、デュアルバルブ7の断面図である。
一対のピストン9.10は、各々図外のマスターシリン
ダからの入力圧P1と力F(正確にはF/2であるが、
以下Fと略す)との力関係に応じて図中QSR方向に移
動するようになっており、例えば、P、<Fのときは、
ピストン9.10がR方向に移動し、P、が上昇してP
、=Fになるまでバルブ11.12を開いてバルブの作
動点(P+=Fとなる点)をより高圧側に移動させる。
ダからの入力圧P1と力F(正確にはF/2であるが、
以下Fと略す)との力関係に応じて図中QSR方向に移
動するようになっており、例えば、P、<Fのときは、
ピストン9.10がR方向に移動し、P、が上昇してP
、=Fになるまでバルブ11.12を開いてバルブの作
動点(P+=Fとなる点)をより高圧側に移動させる。
したがって、積載荷重が増大方向に変化した場合、デュ
アルバルブ7からの出力液圧P2は、力Fに応じて増大
されたものとなり、このP2が印加される左右後輪のブ
レーキ機構は、その垂直荷重の増大に応じた制動力を発
揮することができる。
アルバルブ7からの出力液圧P2は、力Fに応じて増大
されたものとなり、このP2が印加される左右後輪のブ
レーキ機構は、その垂直荷重の増大に応じた制動力を発
揮することができる。
一方、乗車人員が減少して後輪への垂直荷重が小さくな
ると、デュアルバルブ7に加えられるFが小さくなって
、バルブの作動点は低圧側に移動し、P、は低圧となる
。したがって、垂直荷重が小さくなって後輪の摩擦力が
減少し、スリップの危険性が生じても、左右後輪のブレ
ーキ機構には低圧のP2が印加されるので、後輪のスリ
ップを回避することができる。
ると、デュアルバルブ7に加えられるFが小さくなって
、バルブの作動点は低圧側に移動し、P、は低圧となる
。したがって、垂直荷重が小さくなって後輪の摩擦力が
減少し、スリップの危険性が生じても、左右後輪のブレ
ーキ機構には低圧のP2が印加されるので、後輪のスリ
ップを回避することができる。
(発明が解決しようとする問題点)
しかしながら、このような従来のブレーキシステムにあ
っては、左右後輪にほぼ等しいブレーキ液圧を供給する
構成となっていたため、以下に述べる理由からブレーキ
液圧の上限を旋回内輪側の摩擦力に合わせて小さ目に設
定せざるを得ないので制動効率が悪化するといった問題
点があった。
っては、左右後輪にほぼ等しいブレーキ液圧を供給する
構成となっていたため、以下に述べる理由からブレーキ
液圧の上限を旋回内輪側の摩擦力に合わせて小さ目に設
定せざるを得ないので制動効率が悪化するといった問題
点があった。
すなわち、ロールを伴う旋回時には、車幅方向への荷重
移動が発生して旋回内側の車輪の摩擦力が減少し、旋回
外側の車輪の摩擦力は増大する。
移動が発生して旋回内側の車輪の摩擦力が減少し、旋回
外側の車輪の摩擦力は増大する。
しかし、左右後輪に供給するブレーキ液圧が共通の場合
、旋回外側の車輪を基準にすると、当該外側車輪の制動
力は増大する一方、旋回内側で摩擦力を超過した制動力
となってしまい、内側車輪のスリップを招き、その結果
、車体に過渡のヨーイングを発生させて、最悪の場合、
車体がスピンする恐れがある。このため、ブレーキ液圧
は旋回内側の摩擦力を考慮して低圧に設定せざるを得ず
、制動時の車体安定性の確保は図れるものの、後輪に最
大の制動力を付加できないといった制動効率の面で問題
点があった。
、旋回外側の車輪を基準にすると、当該外側車輪の制動
力は増大する一方、旋回内側で摩擦力を超過した制動力
となってしまい、内側車輪のスリップを招き、その結果
、車体に過渡のヨーイングを発生させて、最悪の場合、
車体がスピンする恐れがある。このため、ブレーキ液圧
は旋回内側の摩擦力を考慮して低圧に設定せざるを得ず
、制動時の車体安定性の確保は図れるものの、後輪に最
大の制動力を付加できないといった制動効率の面で問題
点があった。
(発明の目的)
そこで、本発明は、左右後輪のそれぞれの荷重量に応じ
て、左右後輪へ供給するブレーキ液圧を個別に可変とす
ることにより、特に旋回中における制動安定性の向上を
図りながら、後輪の制動力を最大限に発揮させて制動効
率を改善することを目的としている。
て、左右後輪へ供給するブレーキ液圧を個別に可変とす
ることにより、特に旋回中における制動安定性の向上を
図りながら、後輪の制動力を最大限に発揮させて制動効
率を改善することを目的としている。
(問題点を解決するため手段)
本発明によるブレーキシステムは上記目的達成のため、
ブレーキ液圧の供給を受けて作動し、車輪の回動を制動
する各輪毎のブレーキ機構を備えたブレーキシステムに
おいて、左右後輪の荷重量をそれぞれ検出する荷重検出
手段と、該検出手段の検出結果に従って、左右後輪のブ
レーキ機構に供給するブレーキ液圧を個別に可変とする
可変手段と、を備えている。
ブレーキ液圧の供給を受けて作動し、車輪の回動を制動
する各輪毎のブレーキ機構を備えたブレーキシステムに
おいて、左右後輪の荷重量をそれぞれ検出する荷重検出
手段と、該検出手段の検出結果に従って、左右後輪のブ
レーキ機構に供給するブレーキ液圧を個別に可変とする
可変手段と、を備えている。
(作用)
本発明では、例えば、ロールを伴って旋回している際に
ブレーキペダルを踏込むと、旋回内側の車輪の制動力は
小さく、旋回外側の車輪の制動力は大きくなるように左
右後輪へのブレーキ液圧が個別に可変される。
ブレーキペダルを踏込むと、旋回内側の車輪の制動力は
小さく、旋回外側の車輪の制動力は大きくなるように左
右後輪へのブレーキ液圧が個別に可変される。
したがって、ロールに伴って車幅方向に荷重移動が行わ
れ旋回内側車輪が軽荷重となって当該車輪の摩擦力が減
少しても、この車輪に対するブレーキ液圧が低圧側に可
変されるので、スリツブすることはなく制動安定性の向
上が図られる。一方、荷重増となる外側車輪には、その
摩擦力の増大に見合った高圧のブレーキ液圧が供給され
るので、制動力が最大限に高められ、その結果、制動効
率の改善が図られる。
れ旋回内側車輪が軽荷重となって当該車輪の摩擦力が減
少しても、この車輪に対するブレーキ液圧が低圧側に可
変されるので、スリツブすることはなく制動安定性の向
上が図られる。一方、荷重増となる外側車輪には、その
摩擦力の増大に見合った高圧のブレーキ液圧が供給され
るので、制動力が最大限に高められ、その結果、制動効
率の改善が図られる。
(実施例)
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。
第1〜4図は本発明に係るブレーキシステムの一実施例
を示す図である。
を示す図である。
まず、構成を説明する。第1図において、20はブレー
キペダルである。ブレーキペダル20はブレーキ倍力装
置21に連結され、ブレーキ倍力装置21はブレーキペ
ダル20の踏込み量をエンジン負圧等によって倍力し、
プライマリ−とセカンダリ−2系統のブレーキ液圧PP
SPlを発生する。P。
キペダルである。ブレーキペダル20はブレーキ倍力装
置21に連結され、ブレーキ倍力装置21はブレーキペ
ダル20の踏込み量をエンジン負圧等によって倍力し、
プライマリ−とセカンダリ−2系統のブレーキ液圧PP
SPlを発生する。P。
は配管22を介して右前輪側のブレーキ機構23に供給
され、psは配管24を介して左前輪側のブレーキ機構
25に供給される。また、ブレーキ液圧P7、P、は配
管26.27を介して液圧配分バルブ(可変手段)28
にも供給されている。
され、psは配管24を介して左前輪側のブレーキ機構
25に供給される。また、ブレーキ液圧P7、P、は配
管26.27を介して液圧配分バルブ(可変手段)28
にも供給されている。
液圧配分バルブ28は供給されたブレーキ液圧P、、P
、から左後車輪29のブレーキ機構30への左ブレーキ
液圧PLおよび右後車輪31のブレーキ機構32への右
ブレーキ液圧PRを生成(PP→PL −Ps−op、
I)するとともに、この生成に際し、後述するように左
右後車輪29.31に印加される荷重量に応じてPLお
よびP、の液圧配分量を変化させる。
、から左後車輪29のブレーキ機構30への左ブレーキ
液圧PLおよび右後車輪31のブレーキ機構32への右
ブレーキ液圧PRを生成(PP→PL −Ps−op、
I)するとともに、この生成に際し、後述するように左
右後車輪29.31に印加される荷重量に応じてPLお
よびP、の液圧配分量を変化させる。
なお、33は左ブレーキ液圧PLを左後車輪29に供給
する配管、34は右ブレーキ液圧P、lを右後車輪31
に供給する配管である。
する配管、34は右ブレーキ液圧P、lを右後車輪31
に供給する配管である。
液圧配分バルブ28は車幅方向に延在するメンバ35に
取付けられ、メンバ35は図示しない車体に固定され、
あるいは車体の一部を構成している。メンバ35の両端
部には、ピボット36.37を介してラテラルリンク3
8.39が車体上下方向揺動自在に取付けられ、ラテラ
ルリンク38.39の車幅内端にはリンクステー38a
、39aが一体に取付けられている。そして、このリン
クステー38a、39aはスプリング40.41を介し
て液圧配分バルブ28のレバー42.43に連結されて
いる。
取付けられ、メンバ35は図示しない車体に固定され、
あるいは車体の一部を構成している。メンバ35の両端
部には、ピボット36.37を介してラテラルリンク3
8.39が車体上下方向揺動自在に取付けられ、ラテラ
ルリンク38.39の車幅内端にはリンクステー38a
、39aが一体に取付けられている。そして、このリン
クステー38a、39aはスプリング40.41を介し
て液圧配分バルブ28のレバー42.43に連結されて
いる。
一方、ラテラルリンク38.39のそれぞれの車幅外端
には、ピボット44.45を介してアクスル46.47
が車体上下方向揺動自在に取付けられ、アクスル46.
47には各々前記左後車輪29および左後車輪31が取
り付けられている。そして、左後車輪29および左後車
輪31の内部には、それぞれP4、pHを受けて作動す
るブレーキ機構30.32が装着され、ブレーキ機構3
0.32はその作動に伴って左右後車輪29.31の回
動を個別に制動する。
には、ピボット44.45を介してアクスル46.47
が車体上下方向揺動自在に取付けられ、アクスル46.
47には各々前記左後車輪29および左後車輪31が取
り付けられている。そして、左後車輪29および左後車
輪31の内部には、それぞれP4、pHを受けて作動す
るブレーキ機構30.32が装着され、ブレーキ機構3
0.32はその作動に伴って左右後車輪29.31の回
動を個別に制動する。
アクスル46.47と図示しない車体との間には、ショ
ックアブソーバを内装したストラット48.49が車体
上下方向に介装され、ストラット48.49は図示しな
いサスペンションコイルスプリングとともに、アクスル
46.47上に車体を弾支し、このストラット48.4
9の全長は車体の積載荷重の大小によって縮退自在に変
化する。
ックアブソーバを内装したストラット48.49が車体
上下方向に介装され、ストラット48.49は図示しな
いサスペンションコイルスプリングとともに、アクスル
46.47上に車体を弾支し、このストラット48.4
9の全長は車体の積載荷重の大小によって縮退自在に変
化する。
すなわち、ストラット48.49の縮退運動はラテラル
リンク38.39のメンバ35に対する揺動運動に変換
され、この揺動量は、左後車輪29および右後車輪31
の各々の垂直荷重量に相当している。したがって、上記
ストラット48.49およびラテラルリンク38.39
は左右後車輪29.31の荷重量をそれぞれ検出する荷
重検出手段としての機能を有している。
リンク38.39のメンバ35に対する揺動運動に変換
され、この揺動量は、左後車輪29および右後車輪31
の各々の垂直荷重量に相当している。したがって、上記
ストラット48.49およびラテラルリンク38.39
は左右後車輪29.31の荷重量をそれぞれ検出する荷
重検出手段としての機能を有している。
第2図は液圧配分バルブ28の断面図である。液圧配分
バルブ28はバルブボディ50内にほぼ同一構成の2組
のバルブ機構511,52を内装し、それぞれのバルブ
機構51.52にはポートA、Bを介してPl、P、が
供給されている。なお、C,DはそれぞれPL、P、を
出力するポートである。
バルブ28はバルブボディ50内にほぼ同一構成の2組
のバルブ機構511,52を内装し、それぞれのバルブ
機構51.52にはポートA、Bを介してPl、P、が
供給されている。なお、C,DはそれぞれPL、P、を
出力するポートである。
バルブボディ50の両端にはピン53.54に軸支され
たレバー42.43が揺動自在に取付けられており、第
1図のリンクステー38a、39aの揺動運動がスプリ
ング40.41を介してこのレバー42.43に力Fい
F、Iとして伝達される。
たレバー42.43が揺動自在に取付けられており、第
1図のリンクステー38a、39aの揺動運動がスプリ
ング40.41を介してこのレバー42.43に力Fい
F、Iとして伝達される。
次に、バルブボディ50に内装されたバルブ機構51.
52を説明するが、これらは同一の構成なのでパルプ機
構51について説明し、バルブ機構52については、バ
ルブ機構51と同一の番号に「ダッシュ」を付してその
説明を省略する。
52を説明するが、これらは同一の構成なのでパルプ機
構51について説明し、バルブ機構52については、バ
ルブ機構51と同一の番号に「ダッシュ」を付してその
説明を省略する。
バルブ機構51は可動ピストン55と、固定ピストン5
6とを内装し、可動ピストン55は小°径部Asと大径
部AL とを有している。可動ピストン55はP、Iが
上昇すると、(AI XPa / AI)(7)大キサ
ツカを発生してX方向に移動しく但し、A I: A
sの断面積)、可動ピストン55右端のバルブ55aを
開成しようとするが、X方向の力(FLxl/2)がX
方向の力(AIXPえ)よりも大きいため上記バルブ5
5aは開放状態を持続する。そして、P7がさらに上昇
し続けてX方向の力がX方向の力を上回ると、すなわち
バルブ作動点に至ると、可動ピストン55はX方向に移
動してバルブ55aを開成する。このように、PRの上
昇に伴ってパルプ作動点が徐々に高圧側に移り、P、と
PLがバランスしてバルブ作動点にコントロールされた
適当な液圧がPLに配分される。
6とを内装し、可動ピストン55は小°径部Asと大径
部AL とを有している。可動ピストン55はP、Iが
上昇すると、(AI XPa / AI)(7)大キサ
ツカを発生してX方向に移動しく但し、A I: A
sの断面積)、可動ピストン55右端のバルブ55aを
開成しようとするが、X方向の力(FLxl/2)がX
方向の力(AIXPえ)よりも大きいため上記バルブ5
5aは開放状態を持続する。そして、P7がさらに上昇
し続けてX方向の力がX方向の力を上回ると、すなわち
バルブ作動点に至ると、可動ピストン55はX方向に移
動してバルブ55aを開成する。このように、PRの上
昇に伴ってパルプ作動点が徐々に高圧側に移り、P、と
PLがバランスしてバルブ作動点にコントロールされた
適当な液圧がPLに配分される。
一方、FLが増大すると、すなわち、左後車輪29への
荷重量が増大すると、この荷重量に応じてX方向の力が
大きくなり、バルブ作動点はより高圧側に移動してPL
にはより高圧の液圧が配分される。また、左後車輪29
への荷重量が減少した場合には、この減少に応じてX方
向の力も小さくなり、バルブ作動点は低圧側に移動して
PLには低圧の液圧が配分される。なお、第2図におい
て、57.58はスプリング、59.60はボール、6
1はダストブーツである。
荷重量が増大すると、この荷重量に応じてX方向の力が
大きくなり、バルブ作動点はより高圧側に移動してPL
にはより高圧の液圧が配分される。また、左後車輪29
への荷重量が減少した場合には、この減少に応じてX方
向の力も小さくなり、バルブ作動点は低圧側に移動して
PLには低圧の液圧が配分される。なお、第2図におい
て、57.58はスプリング、59.60はボール、6
1はダストブーツである。
次に、作用を説明する
車両から路面に伝えられる駆動力や制動力は車輪の摩擦
力の大小に左右され、一般に、摩擦力が大なる程、大き
な駆動力や制動力を路面に伝えることができる。このよ
うな摩擦力は車輪の材質や形状あるいは路面状態によっ
ても変化するが、車輪に印加される垂直荷重の大小によ
っても大きく変化する。また、旋回中に発生する遠心力
に耐えるための力、いわゆる車輪のコーナリングフォー
スも摩擦力の大小の影響を受け、通常、摩擦力が大きい
程、コーナリングフォースも大きくなって安定した旋回
性能を得ることができる。ところで、旋回中の車体には
少なからずロールが発生し、このロールに伴って車体の
荷重点は旋回外輪側に移動する。したがって、旋回外輪
側では大きな摩擦力が得られる一方、旋回内輪側では摩
擦力は小さいものとなる。
力の大小に左右され、一般に、摩擦力が大なる程、大き
な駆動力や制動力を路面に伝えることができる。このよ
うな摩擦力は車輪の材質や形状あるいは路面状態によっ
ても変化するが、車輪に印加される垂直荷重の大小によ
っても大きく変化する。また、旋回中に発生する遠心力
に耐えるための力、いわゆる車輪のコーナリングフォー
スも摩擦力の大小の影響を受け、通常、摩擦力が大きい
程、コーナリングフォースも大きくなって安定した旋回
性能を得ることができる。ところで、旋回中の車体には
少なからずロールが発生し、このロールに伴って車体の
荷重点は旋回外輪側に移動する。したがって、旋回外輪
側では大きな摩擦力が得られる一方、旋回内輪側では摩
擦力は小さいものとなる。
今、ロールを伴う旋回中に、ブレーキペダルを踏込んで
旋回内外輪に共通の制動力を発揮させたとし、かつ、そ
の制動力は旋回外輪側の大きな摩擦力に合わせたと仮定
すると、この場合、旋回内輪側の摩擦力は小さいので、
内輪は容易にスリップ状態に入ってしまい、もはや内輪
でのコーナリングフォースは期待できなくなる。その結
果、最悪の場合には車両はスピンに至る。
旋回内外輪に共通の制動力を発揮させたとし、かつ、そ
の制動力は旋回外輪側の大きな摩擦力に合わせたと仮定
すると、この場合、旋回内輪側の摩擦力は小さいので、
内輪は容易にスリップ状態に入ってしまい、もはや内輪
でのコーナリングフォースは期待できなくなる。その結
果、最悪の場合には車両はスピンに至る。
これに対し、旋回内輪側の小さな摩擦力に制動力を合わ
せると、スピンは回避できるものの、外輪側での制動力
が不足してしまう。しかも、この設定のままでは、直進
時の制動力も不足するので、好ましくない。
せると、スピンは回避できるものの、外輪側での制動力
が不足してしまう。しかも、この設定のままでは、直進
時の制動力も不足するので、好ましくない。
そこで本実施例では、左右のストラット48.49の全
長の変化から、左後車輪29、右後車輪31への荷重量
をそれぞれに検出し、この検出値に従って液圧配分パル
プ28のバルブ機構51.52のバルブ作動点を個別に
コントロールすることにより、左後車輪29、右後車輪
31のそれぞれに荷重量に応じた最適な制動力を個別に
発揮させるようにしている。
長の変化から、左後車輪29、右後車輪31への荷重量
をそれぞれに検出し、この検出値に従って液圧配分パル
プ28のバルブ機構51.52のバルブ作動点を個別に
コントロールすることにより、左後車輪29、右後車輪
31のそれぞれに荷重量に応じた最適な制動力を個別に
発揮させるようにしている。
今、左後車輪29側の荷重量が増大してストラット48
の全長が短縮される一方、右後車輪31例の荷重量が減
少してストラット49の全長が伸長された場合、すなわ
ち、左後車輪29が外輪側、右後車輪31が内輪側でロ
ールを伴って旋回中の場合における動作を説明する。
の全長が短縮される一方、右後車輪31例の荷重量が減
少してストラット49の全長が伸長された場合、すなわ
ち、左後車輪29が外輪側、右後車輪31が内輪側でロ
ールを伴って旋回中の場合における動作を説明する。
ストラット48が短縮すると、リンクステー38aが図
中点線で示す矢印方向に揺動し、スプリング40への引
っばり方向の力FLを増大させる。一方、ストラット4
9の伸、長により、リンクステー39aが図中点線で示
す矢印方向に揺動し、スプリング4゜への引っばり方向
の力Fllを減少する。これにより、旋回外輪側である
バルブ機構51のバルブ作動点は、X方向の力(AIX
P*)よりもX方向の力(FL Xi/2)が大きくな
ることから、第3図に示すように高圧側に移動する。そ
の結果、Plにはより高圧の液圧が配分されてブレーキ
機構30は大きな力で左後車輪29を制動し、左後車輪
29と路面との間には、その大きな摩擦力に見合った大
きな制動力が発生する。すなわち、制動効率が改善され
る。
中点線で示す矢印方向に揺動し、スプリング40への引
っばり方向の力FLを増大させる。一方、ストラット4
9の伸、長により、リンクステー39aが図中点線で示
す矢印方向に揺動し、スプリング4゜への引っばり方向
の力Fllを減少する。これにより、旋回外輪側である
バルブ機構51のバルブ作動点は、X方向の力(AIX
P*)よりもX方向の力(FL Xi/2)が大きくな
ることから、第3図に示すように高圧側に移動する。そ
の結果、Plにはより高圧の液圧が配分されてブレーキ
機構30は大きな力で左後車輪29を制動し、左後車輪
29と路面との間には、その大きな摩擦力に見合った大
きな制動力が発生する。すなわち、制動効率が改善され
る。
一方、旋回内輪側であるバルブ機構52のバルブ作動点
はY′方向の力(FRXi/2)が小さくなることから
、第3図に示すように低圧側に移動する。その結果、F
、には低圧の液圧が配分されてブレーキ機構32は小さ
な力で右後車輪31を制動し、右後車輪31と路面との
間にはその小さな摩擦力に見合った小さな制動力が発生
する。すなわち、一般に、車輪の制動が小さくなると、
車輪のコーナリングフォースは増大する傾向にあるので
、この場合、右後車輪31にはスリップアングルに応じ
たコーナリングフォースが発生し、旋回安定性が向上す
る。
はY′方向の力(FRXi/2)が小さくなることから
、第3図に示すように低圧側に移動する。その結果、F
、には低圧の液圧が配分されてブレーキ機構32は小さ
な力で右後車輪31を制動し、右後車輪31と路面との
間にはその小さな摩擦力に見合った小さな制動力が発生
する。すなわち、一般に、車輪の制動が小さくなると、
車輪のコーナリングフォースは増大する傾向にあるので
、この場合、右後車輪31にはスリップアングルに応じ
たコーナリングフォースが発生し、旋回安定性が向上す
る。
このように本実施例では、左後車輪29、右後車輪31
のそれぞれの垂直荷重に応じた大きさの制動力を個別に
発揮させることができるので、旋回内輪側にあってはコ
ーナリングフォースを確保してスピンの回避を、また、
旋回外輪側にあっては大きな制動力を発揮させることが
でき、旋回安定性の向上を図りながら、制動効率の改善
を図ることができる。
のそれぞれの垂直荷重に応じた大きさの制動力を個別に
発揮させることができるので、旋回内輪側にあってはコ
ーナリングフォースを確保してスピンの回避を、また、
旋回外輪側にあっては大きな制動力を発揮させることが
でき、旋回安定性の向上を図りながら、制動効率の改善
を図ることができる。
なお、旋回外輪側の大きな制動力により、車体のヨーイ
ング方向と逆方向の力(ヨーイングに抗する力)が生じ
るので、車両のスピンを抑制することができ、旋回安定
性をさらに向上させることができる。
ング方向と逆方向の力(ヨーイングに抗する力)が生じ
るので、車両のスピンを抑制することができ、旋回安定
性をさらに向上させることができる。
(効果)
本発明によれば、左右後車輪のそれぞれの荷重量に応じ
て、左右後車輪へ供給するブレーキ液圧を個別に可変し
ているので、特に、ロールを伴う旋回中に制動操作を行
ったとき、荷重源となる旋回内輪側の制動力を小さくす
る一方、荷重増となる旋回外輪側の制動力を大きくする
ことができる。
て、左右後車輪へ供給するブレーキ液圧を個別に可変し
ているので、特に、ロールを伴う旋回中に制動操作を行
ったとき、荷重源となる旋回内輪側の制動力を小さくす
る一方、荷重増となる旋回外輪側の制動力を大きくする
ことができる。
したがって、旋回制動時におけるスピンを回避して制動
安定性の向上を図りながら、制動力を最大限に発揮させ
ることができ、制動効率を改善することができる。
安定性の向上を図りながら、制動力を最大限に発揮させ
ることができ、制動効率を改善することができる。
第1〜3図は本発明に係るブレーキシステムの一実施例
を示す図であり、第1図はその全体構成図、第2図はそ
の液圧配分バルブの断面図、第3図はその作用を説明す
るためのバルブ作動点の特性図である。 第4.5図は従来のブレーキシステムを示す図であり、
第4図はその要部構成図、第5図はそのデュアルバルブ
の断面図である。 28・・・・・・液圧配分バルブ(可変手段)、38.
39・・・・・・ラテラルリンク(荷重検出手段)、4
8.49・・・・・・ストラット(荷重検出手段)。
を示す図であり、第1図はその全体構成図、第2図はそ
の液圧配分バルブの断面図、第3図はその作用を説明す
るためのバルブ作動点の特性図である。 第4.5図は従来のブレーキシステムを示す図であり、
第4図はその要部構成図、第5図はそのデュアルバルブ
の断面図である。 28・・・・・・液圧配分バルブ(可変手段)、38.
39・・・・・・ラテラルリンク(荷重検出手段)、4
8.49・・・・・・ストラット(荷重検出手段)。
Claims (1)
- ブレーキ液圧の供給を受けて作動し、車輪の回動を制動
する各輪毎のブレーキ機構を備えたブレーキシステムに
おいて、左右後輪の荷重量をそれぞれ検出する荷重検出
手段と、該検出手段の検出結果に従って、左右後輪のブ
レーキ機構に供給するブレーキ液圧を個別に可変とする
可変手段と、を備えたことを特徴とするブレーキシステ
ム。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP27533987A JPH01115760A (ja) | 1987-10-30 | 1987-10-30 | ブレーキシステム |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP27533987A JPH01115760A (ja) | 1987-10-30 | 1987-10-30 | ブレーキシステム |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH01115760A true JPH01115760A (ja) | 1989-05-09 |
Family
ID=17554092
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP27533987A Pending JPH01115760A (ja) | 1987-10-30 | 1987-10-30 | ブレーキシステム |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH01115760A (ja) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5879061A (en) * | 1996-02-23 | 1999-03-09 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Device for estimating reference wheel speed of vehicle for turn stability control |
US6027184A (en) * | 1996-04-25 | 2000-02-22 | Denso Corporation | Vehicular brake system for performing effective brake operations |
US6064931A (en) * | 1997-11-28 | 2000-05-16 | Denso Corporation | Control apparatus for vehicle |
-
1987
- 1987-10-30 JP JP27533987A patent/JPH01115760A/ja active Pending
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5879061A (en) * | 1996-02-23 | 1999-03-09 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Device for estimating reference wheel speed of vehicle for turn stability control |
US6027184A (en) * | 1996-04-25 | 2000-02-22 | Denso Corporation | Vehicular brake system for performing effective brake operations |
US6193331B1 (en) | 1996-04-25 | 2001-02-27 | Denso Corporation | Vehicular brake system for performing effective brake operations |
US6064931A (en) * | 1997-11-28 | 2000-05-16 | Denso Corporation | Control apparatus for vehicle |
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