JPS59501055A - 液圧式ブレ−キ圧力調整器 - Google Patents

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。

Description

【発明の詳細な説明】 液圧式ブレーキ圧力調整器 本発明は、パラメータに影響される放射状の特性曲線領域（出力圧力は入力圧力 の関数として）をもつ自動車液圧式ブレーキ用の液圧式ブレーキ圧力調整器に係 る。これは例えばドイツ出願公開明細書第２７０８９４１号同じく第２９２３０ １８号に示されているようなものである。

この種のブレーキ圧力調整器は、例えば自動車後車軸の荷重または自動車減速の ようなパラメータによシ左右されずできるだけ一様な自動車の制動状態を得るの に使用される。

自動車の制動の際、前車軸が靜重量（力）によシ強く荷重をうけるが後車軸は対 応的に荷重をうけないことは知られている。また公知のように、自動車の最適制 動は、前車軸および後車軸がそれぞれの道路状態および速度において同じ制止効 果を働かせるときに得られる。これは例えば、前・後車軸が制動に際し伝達過程 で同時に停止に達する場合である。

自動車の大きさ、重量および重心位置が判っている場合、所要の制止のために考 慮されることは前・後車軸に制動力を最も適切に分配することである。

この理想的の制動力分配ないし制動圧力分配は、第１図において、自動車の重量 について、その荷重状態に対し、即ち全荷重と「無荷重＋運転者」の状態に対し 、定性的に細い実線で示される。その場合、連続して非線形の特性曲線が肝要で ある。自動車の各荷重状態に対して、これら２本の限界特性曲線のいの釦後車輪 が停止することを、その場合車の運行状態は不安定になっているので、避けるよ うにするには、液圧式ブレーキにおける制動の際に、後車軸への有効制動力が第 １図における理想的制動の場合に示される制動力よシ決して高くならないように 、前・後車軸への制動力分配を択ばなければならない。

したがって後車軸の過度制動は、第１図で例えば、制動ａ−０８における実際の 制動力分配は［無荷重＋運転者−１の荷重状態に対する理想的制動力分配の１つ の点であるように、定位される一定の制動力分配を設定することにより、簡単に 避けられる。このような一定の制動力分配の場合、第１図で太い実線で丞した直 線が得られる。

この種の一定の制動力分配の場合、この特定の荷重状態および仮定された制動ａ −０８に対してのみ理想的な関係が存在し、之に反して荷重がさらに大であるか または制止力がもつと小さい場合には理想的制動からもつと離れている関係が生 ずることは容易に認められる。

自動車の実際の制動力分配を理想的なものに近づけるため、例えば、ドイツ出願 公告明細省第１６５５００３の第６図に示されるように、折れた特性曲線をもつ ブレーキ圧力調整器（ブレーキ圧力低減）を設けこの折れ目の点を荷重如何によ り変えることが多くの例で既に行われている。このような調整器の特性曲線は第 １図に破線で示される。このような公知の荷重依存のブレーキ圧力調整器の使用 の場合にも、実際の制動力分配は理想的のものから明らかに離れている。

之に比較してさらに理想的制動力分配に接近できるようにしだ液圧式ブレーキ圧 力調整器では、その特性曲線は一群の折れた直線から成り、その勾配と折曲り点 は荷重如何によシ変動する。このような調整器は、例えば前掲のドイツ出願公開 明細書第２７０８９４１号同じく第２９２３０１８号に示され、その２本の限界 特性曲線は第１図で１点鎖線で示される。それはまた荷重依存の折曲り点をもつ 放射式調整器とも称される。然しこれら公知の液圧式ブレーキ圧力調整器は、逓 減的な特性曲線をもち、理想的な制動力分配への適応可能性の点で末だ改良の余 地がみられ、さらに、比較的複雑な構造をもつ。このような圧力調整器（ドイツ 出願公開明細１第２９２５０１８号）は例えば公知の放射式調整器（ドイツ出願 公開明細書第１７８０５６０号）のようにさお秤原理により作動し、この原理で は、２つのピストンと共動するさおの有効なてこ長さが自動車の荷重に依存して 自動的に変わるっこの調整器は機械的に複雑であるばか９でなくさらに比較的大 きな寸法を有する。

本発明の課題は、パラメータに影響される放射状の特性曲線領域（出力圧力は入 力圧力の関数として）をもつ自動車液圧式ブレーキ用の液圧式ブレーキ圧力調整 器を、さらに改良して特に一方ではその特性曲線領域を理想的な制動力分配にで きるだけ適応させることができ他方では製造、組立および場所の費用を比較的少 くするように造ることである。

この課題は本発明により特許請求の範囲に示される特徴によって解決されること ができる。

次に図面について本発明を図示された実施例により詳しく述べる。

第１図は自動車における制動力分配の特性曲線領域を示した線図、第２図は前車 軸制動回路中に取付けた本発明によるブレーキ圧力調整器の第１実施例を示す縦 断面図、第３図は同じく第２実施例の縦断面図、第４図は第２，３図に示したブ レーキ圧力調整器で得られる特性曲線領域を示した線図、第５図は後車軸制動回 路中に取付けたブレーキ圧力調整器の第１実施例を示す縦断面図、第６図は同じ く第２実施例の縦断面図、第７図は同じく第３実施例の縦断面図、第８図は第５ −７図に示したブレーキ圧力調整器で得られる特性曲線領域を示した線図、第９ 図は第２，６図に示したブレーキ圧力調整器をもっ液圧式ブレーキの１例を示し た図、第１０図は同じく第５−７図に示したブレーキ圧力調整器をもつものの１ 例を示した図である。

本発明による液圧式ブレーキ圧力調整器は、第１圧力室２と第２圧力室４とをも つハウジング１から成り、これら画室は軸線方向に摺動自在の第１ピストン乙に より別れているっ第１圧力室２は圧力人口３を有し、ここから入力圧力ｐ、−例 えば自動車ブレーキのマスターシリンダからの−をもった圧媒体が導入される。

第２圧力室４に圧力出口５を設け、ここから入力圧力Ｐ１に対して減少した出力 圧力Ｐ２をもつ圧媒体が使用場所に例えばブレーキの特定のマスターシリンダに 供給される。

第１ピストン６から離れて第２ピストン８を設け、これは第１ピストンと関係な しに軸線方向に摺動でき、さらに第２圧力室４を軸線方向で制限する。第１ピス トン６に配置した調整弁７の、弁孔７２と共動する弁部材７１は、棒状の力伝達 部材９を介して第２ピストン８と結合される。調整弁７の開閉により、圧力媒体 に対しその人口５と出口５との圧力と流動の連通が生じたシ中断される。その場 合調整弁の開閉は第１・第２ピストン間の距離によって影響をうける。

２つのピストン６．８は、それぞれ非液圧のかつ互いに独立している反力をうけ る。これらの反力は、入力圧力Ｐ、によシ第１ピストン６に生じた力、出力圧力 Ｐ、により第２ピストン８に生じた力に反作用する方向に働き、その一方の反力 は線形の特性をもつ機械的ばね１０の形状の非液圧式第１作動部材により、まだ 他方の反力は逓増的特性をもつ空気式ばね１１の形状の、第１作動部材に影響さ れない非液圧式第２作動部材によシそれぞれ生じるっ第２作動部材の逓増的特性 は自動車のパラメータ特にその荷重の如何により変動するが、機械的ばね１ｏの 第１作動部材の線形の特性は変動し々い。

このように形成された液圧式ブレーキ圧力調整器は、パラメータに依存する放射 状の特性曲線領域（出力圧力は入力圧力の関数として）を有し、その個々の特性 放射状線は非線形で全く連続しており、したがってこのような圧力調整器を具え た自動車の実際の制動力分配をその理想的制動力分配に極めて近く適応させるこ とが可能である。

２つの異なる非液圧式作動部材のいづれが２つのピストン６．８の内いづれかと 共動するかにしたがい、前記特性曲線領域の非線形の特性線は逓減的かまたは逓 増的な過程を示す。逓減的特性曲線をもつブレーキ圧力調整器は、殆ど理想的の 制動力分配を得るのに通常マスターシリンダと自動車後車軸のホイールシリンダ との間に接続され、これは第１０図に示される。

逓増的特性曲線をもつ液圧式ブレーキ圧力調整器は、殆ど理憩的の制動力分配を 得るのに通常マスターシリンダと自動車前車軸のホイールシリンダとの間に接続 されなければならないっこれは第９図に示される。第１０図による配置は特に普 通乗用車に使用されるが、第９図によるものは特にトラックにとりつけられ、そ のトラックは全荷重と無荷重との差が特別大きいものである。

第２，５図に、ブレーキ圧力調整器の２つの実施例が示され、この場合逓増的に 経過する特性放射状線をもった特性曲線領域が得られる。

第４図に、このような逓増的な特性曲線領域が示され、出力圧力Ｐ２および入力 圧力Ｐ、は自動車の重量Ｇに関連し、全荷重と「無荷重＋運転者］の２つの限界 線のみが示される。

第２，３図による２つの圧力調整器の場合、機械式ばね１０と称される線形特性 の第一作動部材は第１ピストン６と共動し、その際このばねは圧縮ばねとして形 成されかつ一端で図に示されない止め輪にまた他端で第１ピストンの底部に支持 される。

逓増的特性をもつ非液圧式第２作動部材である空気式ばね１１は第２ピストン８ と共動する。このばねは、圧縮自在の気体で充満されかつノくラメし夕例えば自 動車の荷重の如何により変わる圧縮室を有する。この例では、空気式ばね１１の 圧縮室は、調整器ハウジング１と一体を成す円筒状室として形成され、さらに、 軸線方向に摺動自在の第１のシリンダ底部１２と同じく第２のシリンダ底部とを 有し、第１シリンダ底部の軸線方向位置は例えば自動車の荷重如何により変えら れ、第２シリンダ底部は２つのピストンの内の１つと作動自在に連結される。こ の例では、第２シリンダ底部は第２ピストン８により形成される。

空気式ばね１１の圧縮室の大きさを変えることによって、このばねの有効ばね特 性は変えられる。第２図で、この可能性は棒１８により示され、この棒により第 １シリンダ底部１２は軸線方向にさらに左へまたは右へ摺動でき、その際どのよ うな摺動力が用いられるかは基本的に重要ではない。例えば、機械的または電気 的に行われ、特に、スピンドルを介した反作用なしの駆動で行われる。

圧縮室の第１シリンダ底部１２は、機械的にまた電気−機械的にの代りに空気式 にまだは液圧式に摺動自在であり、例えば第３，５および６図に示される。これ らの場合、圧力調整器はさらに別の圧力入口である調整人口１９を有し、圧縮室 の拡大または縮小のだめ即ち第１シリンダ底部１２の軸線方向の摺動のため、該 底部に直接または間接に作用する圧力媒体を前記入口１９から導入することがで きる。

第５図において、調整人口１９から供給された圧力媒体はピストン棒２８を介し て第１シリンダ底部１２に作用し、その際該底部に係合する引張ばね２９の力に 抗して作用する。

ブレーキ圧力調整器に所望の、パラメータに依存する、放射状線の特性曲線領域 を与えるため、圧縮室の大きさ、即ち該室を端側で制限するシリンダ底部相互間 の間隔１゜を、「無荷重＋運転者」の場合に一定の低い値になりまだ全荷重の場 合に一定の最大値になるように、変える必要がある。

第３図において、第１シリンダ底部１２の軸線方向位置を変えるのに、自動車の 重量に即ち荷重に逆比例する圧力をもつ媒体が使用され、したがってピストン２ ８の端面Ｆ５に作用する摺動力は全荷重の場合に無荷重＋運転者の場合よシも７ ４％である。

第２，５図に示された液圧式ブレーキ圧力調整器は本質的に一致する。単に構成 上の差異の可能性を示すため、第５図の例では第２図と異って、第１ピストン６ が段付きピストンとして形成され、また第１シリンダ底部１２はその軸線方向位 置を機械的にでなく液圧式に変えられる。

ブレーキが作動してないとき即ちブレーキ系に圧力がないとき、ピストン６．８ および第１シリンダ底部１２は図示された位置にある。線形の特性をもち、圧縮 ばねとして形成された機械的ばね１０は負荷をうけていない。第２ピストン８は 、圧縮室１１に通ずる平衡通路２ｏを開くように位置している。

圧縮自在の気体として空気を使用するので、平衡通路２０を外部に通じさせてこ の時点で圧縮室内の初期圧力Ｐ。を大気圧に一致させる仁とができる。

他の圧縮自在の気体を使用するとき、平衡通路を、一定の初期圧力をもつ適当な ガス貯室に通じさせる必要がある。

第１シリンダ底部１２の軸線方向の位置は、自動車荷重に応じ例えば後部−の高 さに応じて位置決めきれ、既述のように、第２ピストン８と第１シリンダ底部１ ２との間に形成された圧縮室１１が高い荷重の場合に大で低い荷重の場合に小で あるように行われる。

この場合、調整弁の弁部材７１は弁座に隙間なく係合し、しだがって弁孔７２は 閉ざされている。

ブレーキペダルを作動させると、マスターシリンダに圧力が生じ、これは圧力調 整器の入口に入力圧力Ｐ１として現われ、第１ピストン６の第１圧力室２に向い たピストン面積Ｆ、に働き、これによシピストンは右へＸ方向にそれる。棒状の 力伝達部材９を介して第２ピストン８と連結された弁部材７１は、第１ピストン の動きによって弁座から離され、したがって圧力媒体は弁孔７２を経て第２圧力 室４に流入しここに圧力Ｐｇが構成される。

この圧力Ｐ２は同時に第１ピストン６にさらに第２ピストン８に働き、こうして 一方では第１ピストン６は少しＸ方向に後退し他方では第２ピストン８はＸ方向 に動かされる。その際弁部材７１は再び弁座に係合し、かつ、平衡通路２０の圧 縮室１１に通ずる孔は第２ピストンにより閉鎖され、したがって圧縮室は逓増的 特性をもつ空気式ばねとして作動できる。

基本的に互いに独立して移動する２つのピストン６．８の動きは、両ピストンが 同じ力関係になるまで行われ、この状態になると調整弁７は閉鎖され、両ピスト ンは同じ行程だけ戻る。この状態は２つのピストンに働く圧力とばね力によシキ められる。

ブレーキ圧力調整器の靜つシ合い状態の際、次式％式％： Ｐｌ・・・ブレーキ圧力調整器の入力圧力アヨ・・同じく出力圧力 Ｐｌ−・気体媒体圧扁における圧縮室１．の圧力？１・・第１ピストン６の、第 １圧力室２に向いた有効ピストン面積 Ｆ２・・同じく第２圧力室４に向いた有効ピストン面積 Ｆ３・・第２ピストン８の、第２圧力室に向いた有効ピストン面積 Ｆ４・・同じく圧縮室１１に向いだ有効ピストン面積 Ｋ・・機械的ばね１０のばね定数 Ｘ・・第１ピストン６の摺動変位。

平衡通路２０の、圧縮室に通ずる孔が第２ピストン８により閉鎖されると、圧縮 室中の気体媒体は第２ピストン８の一層の動きにより圧縮される。この圧縮を転 向的状態変化と考えると、圧縮は次式によＰｏ・・圧縮前の圧縮室の初期圧力、 特に大気圧力ｖ０・・圧縮室の初期容積 Ｖｌ・・圧縮後の圧縮室１１の容積 １゜・・圧縮室の軸線方向の初期長さく第２ピストン８＃第１シリンダ底部１２ 間の間隔） ｎ・・転向指数。

上記の式（１）　、　＋２１からＰ、に対する式を用いて、次式が得られる： この式から１゜をパラメータとして、第２，３図に示されるブレーキ圧力調整器 に対する特性曲線領域が得られ、その傾向は第４図に示される。Ｆ、乃至ア４の いろいろなピストン面積（例えば段つきピストンと段つきシリンダ）を対応的に 、場合によりまた別々に測定し、機械的ばね１０のばね定数Ｋを測定し、そして 初期圧力Ｐ。＞Ｐ大気　を用いて一結局ばね予張力と結合して一パラメータ１゜ をもつ、すべての可能な図示された彎曲傾向の特性曲線ならびにすべての可能な 殆ど線形の特性曲線が得られる。

明らかに、調整器特性は転向指数のｎ、即ち圧縮できる気体媒体の種類如何によ っても影響される。圧縮室１１により形成される空気式ばねの逓増的特性のため 、第２ピストンの行程の変動は出力圧力Ｐ２と一次関係でない。この結果として 、出力圧力Ｐ２は入力圧力Ｐ、の一次関数では々い。圧縮室１１の初期容積ｖ０ 　ないしは軸線方向の初期長さ１゜の大きさに応じて、かつ第１ピストン６と第 ２ピストン８との固く結合された動きのために、機械的ばね１０（第１ピストン ６に作用する）の線形的に変動するばね力に−Ｘと、空気式ばね１１の逓増的に 変動する圧力Ｐ１・Ｆ４との関係は変わるので、１゜は第４図に）示される特性 曲線領域中出力圧力Ｐ２の初期こう配に対する決定的な量である。既述のように 、圧縮室１１の初期長さ１゜ないしは初期容積■。が自動車荷重の如何により変 化するとき、この荷重をパラメータとする連続の非線形の特性放射状線をもつ放 射状の特性曲線領域が得られる。特性放射状線の彎曲は各種の調整器ピストンや ばねの測定によシ決められるので、ブレーキ圧力調整器の特性曲線領域を理想的 制動力分配に正しく接近させることができる。

Ｐｏ捷たは１゜の値を変えるため第１シリンダ底部１２を臂Ｂ線方向に摺動させ ることは、ブレーキ非作動の際、即ち出力圧力Ｐ！；０で、第２ピストン８は図 示される初期位１（ｘ＝ｏ）を占め、圧縮室１１に開いている平衡通路２０の孔 は閉ざされているときに行われるのが有利である。その際圧縮室１１と室３０と の圧力は連通していることにより、第１シリンダ底部１２の反作用なしの変位が 可能である。

ブレーキ作動中（Ｘ＞０）第１シリンダ底部１２を変位させることは勿論可能で ある。然しこれは高い力の使用に結びつくので、第１シリンダ底部１２への伝達 は自動ロック式にするのが有利である。

逓増的特性をもつ空気式ばね１１を使用した結果入力圧力Ｐ、と出力圧力Ｐ、と の間に連続の非線形の相互関係が生じることを明らかにするため、上掲の式（１ ）〜（４）は−次的に示された。然しこれらの式は一次的の近似においてのみ適 用されるものであシ、何故ならば例えば調整弁の有効面積は考慮されてないから である。精密な計算に示されるように、ブレーキ圧力調整器の機能発揮のために は次のこと、即ち第２ピストン８の有効面積Ｆｓ　（別の実施例では対応するも の）を調整弁７の有効弁面積より大にして該弁が開いた後再び閉鎖できるように することが必要である。

第５−７図に、ブレーキ圧力調整器の３つの実施例が示され、これにより逓減的 に経過する特性放射状線をもつ特性曲線領域が生じ、特に第７図に示される。

この逓減的特性曲線領域は第８図に示され、ここで実線は全荷重の場合に適用さ れる特性曲線を示し、また破線は「無荷重＋運転者」の場合に適用されるものを 示し、これらに挾まれた一点鎖線は全荷重と無荷重との間の自動車荷重の場合に 適用される特性曲線を示す。

これら３つの実施例の場合−第２，３図によるものと異って一非液圧式の第１作 動部材で線形特性をもつもの、即ち機械的ばね１０は第１ピストン乙にではなく 第２ピストン８に係合し、これに対応して、逓□増的特性をもつ非液圧式第２作 動部材即ち・空気式ばね１１は第２ピストンの代シに第１ピストン６Ｖｃ作用す る。

この外の点ではこれらのブレーキ圧力調整器はその構成−おいても機能において も本質的に第２，３図のものと一致する。

それ故、同じ部品は同じ番号をもつ。第２，３図による実施例との基本的差異は 、機械的ばね１ｏが第２ピストン８Ｋまだ電気式ばね１１が第１ピストン６に作 用することにある。この場合も、空気式ばねの圧縮室１１１は軸線方向に摺動で きる第１シリンダ底部１２をもつシリンダ室として構成され、該底部の軸線方向 の位置はパラメータにより特に自動車の荷重に依存して変位するっ第２，３図に よる実施例と違って、前記シリンダ室は第１シリンダ底部１２と軸線上で対立し ている側で第２ピストン８によってではなく軸線方向に摺動できる第２シリンダ 底部１６によって制限され、この底部１６は第１ピストン６と作動自在に連結さ れる。この目的のため第２シリンダ底部１３は圧縮室１１と反対側に円筒状の突 出部１４を有し、この突出部は第１ピストンの自由端と係合して誘導シリンダ１ ５を形成し、との中に第２ピストン８が軸線方向に摺動自在に支承される。突出 部１４の円筒状壁に貫通孔１６を設け、これを介して第２圧力宰４と、圧力通路 ５との不断の連通が保証される。

ブレーキペダルを作動させると、自動車のマスターシリンダから生じて圧力調整 器の第１圧力室２に入る入力圧力Ｐ１は第１ピストン乙に作用し、これにより第 １ピストンは右の方へ動く。しだがって調整弁７の弁部材７１は弁座から離れる ので、弁孔７２は自由になり圧力媒体は第２圧力室４に流入し、と１とで出力圧 力Ｐ２が構成される。第１ピストンの右方・の動きにより同時に、突出部１４を 介して係合している第２シリンダ底部１３も同じ動程だけ右へ移され、これによ り、圧縮室１１に開いている平衡通路２０の孔は閉ざされる。第２シリンダ底部 １３の変位に応じて、圧縮室１１の容積は（１ｏ−χ）だけ減じ、したがって該 室内圧力は転向つり合いにしたがって初期圧力Ｐ。から次の圧力になる：第２シ リンダ底部１５の動きで逓増的に上昇する圧力は該底部に逓増的に上昇する反力 Ｐｌ−Ｆ４を及ぼし、ここでＦ４は該底部の有効面積である。第２，３図の実施 例と違って、第１ピストン６に作用するのは、ばねによる線形の反力ではなくば ねによる逓増的な反力である。

第１ピストン６内の弁部材７１は、棒状の力伝達部材９を介して第２ピストン８ と固く連結され、第２ピストンは誘導シリンダ１５の中に誘導される。

第２ピストン８はこれに作用する押圧力Ｐ２・Ｆ３を受けて機械的ばね１ｏのカ に抗して右方向に動くので、弁孔７２は再び弁部材７１にょシ閉鎖される。

平衡の状態で２つのピストン６．８は同じ動程だけ動き調整弁７は閉じている。

これらピストンに対して次の力関係の式が適用され、先づピストン６に対しては 、 （５１Ｆ＋−Ｆ’＋−Ｐ２・Ｆｚ−Ｐ＝０　＋ここで近似的に Ｐ−ＰＩＩＩ′Ｆ４−ＰｏＩＩＦ４つ 圧縮寥１１における転向的状態変イヒの際、であることを考えると次の式が得ら れる；同じようにして第２ピストン８に対しては：（７）　Ｐｚ’Ｆ３−ＫｓＸ −Ｐｏ・Ｆ３　＝Ｑ　。

両ピストンは平衡状態で同じ動きであるので、上式＋６）　、　（７）中の動程 Ｘは同量である。したがって入力圧力Ｐ１と出力圧力Ｐ２との関係は次式で示さ れる：上式（８）に示されるブレーキ圧力調整器は、小括弧中圧力を示す分母が 正であるときだけ技術的に意味があるので、この圧力調整器の最大出力圧力とし て次の値が得られる： 上式（５）乃至（８）も−次的近似でのみ適用され、二三の簡略化を加えるから である。特に、誘導シリンダ１５中に生ずる初期圧力Ｐ０　は第２ピストン８が 当っても存在し大気圧に等しいとされた。機械的ばね１０が大きいばね定数Ｋを 有するとき、上記の仮定を有効とみることができる。然しばね定数Ｋが比較的／ Ｊ％さくそれ故に−Ｘが常にＰｌ・Ｆ４よシ大きくない場合、誘導シリンダ１５ が外部と連通ずるようにまたは調整器特性が少し変わるようにしなければならな い。このような連通が存在しない場合、第５，６図に示されるように、第２シリ ンダ底部１６に逆止弁２１を設けこれを介して、ブレーキ非作動の際、誘導シリ ンダ１５中にあろ過圧を圧縮室１１に向けて解放することが有利である。

各種の調整器パラメータをそれぞれ測定することによって、ブレーキ圧力調整器 の特性曲線領域は広いものに確定し、その場合第８図で比較的太い曲った放射状 線は限界の状態で準線形である。それ故、第１図による理想的な制動力分配に極 めて近い特性曲線領域が本発明によるブレーキ圧力調整器で簡単に得られる。

第２，３図による実施例の場合のように、圧縮室１１の大きさは可変で、特に自 動車の荷重に左右される。この室の軸線方向の初期長さ１゜は第１シリンダ底部 １２の軸線方向の変位により決められ、この底部は本例では連結棒２３を介して 補助シリンダ６１中の補助ピストン２２に連結される。補助ピストン２２は補助 シリンダ３１の内部で、調整人口１９から送られた圧力媒体の作用をうけかっば ね２４の作用に抗して軸線方向に摺動する。補助シリンダ３１中の圧力が自動車 の荷重に比例しているとき、第１シリンダ底部１２は１゜の値が自動車の荷重に 比例しているように軸線方向に摺動する。

第２乃至６図から判るように、調整過程はその都度圧力流体の体積増大を収容す る空間に連なっている。この体積変化は ΔＶ＝Ｘ−Ｆ３ であり、摺動行程Ｘまたは第２ピストン８の有効面積Ｆ３が小であれば、小さい 。一般に、摺動行程又は、有効面積Ｆ３が７１％でかつ機械的ばね１０のはね定 数Ｋが大にされるにつれてｌトになる。また一般に、最高出力圧力Ｐ２は、ばね 定数Ｋが犬にかつ有効面積Ｆ３が小になるにしたがって大になる。それ故、ばね 定数Ｋを大にしかつ有効面積Ｆ３を小にしこれによりブレーキ圧力調整器が小型 化４されて制動回路中に存する弾性に対して［有害な液圧空間１ｘ−ｙ３　が実 際上もはや認められないようにすることが有利である。

このように構成されたブレーキ圧力調整器は第７図に示され、この場合誘導シリ ンダ１５の内径は第２ピストン８が支承されている範囲では、第１ピストン６を 収容する第１圧力室２の直径より明らかに７１％さい。したがって前記の「有害 な液圧空間」ΔＶ　＝　Ｘ　＠　Ｆ３　は比較的小さい。

最適のブレーキ圧力調整器において圧縮室１１に開口している平衡通路２０の孔 が確実に閉鎖されえない程に摺動行程Ｘが小さいとき、この通路内に例えば電磁 弁を設けることが有利であシ、これは第６図に２５で示される。このような弁は 例えば普通の遮光接点を閉じてまたは制動回路中の一定の比較的低い圧力を超す ことによって作動させることができる。完全を期すため第７図の例では、さらに 平衡通路２７を設けておシ、これにより誘導シリンダ１５は外部大気圧と通じ、 したがって第５，６図に示されるような第２シリンダ底部１３中の特別の逆止め 弁は不要である。さらに、圧力通路６と圧力出口５との間に逆止め弁２６を設け 、これによって圧力出口５における圧力が圧力人口３のそれよシ大にならないこ とが保証される。

第６図による実施例に示されるように、密封されるべきピストン、ピストン棒、 シリンダ底部などを軸線方向に弾力性のある膜１７中に吊して支持するとき、原 則としてすべてのパツキンを省くこともできる。このブレーキ圧力調整器の機能 は第５図に示したものと同じである。また本実施例では、電磁弁２５はどんな場 合にも必要である。

個々の図に示されていないが、圧縮室１１の初期圧力Ｐ。を一定値より低下させ ずこれによってブレーキ圧力調整器の調整特性が極めて安定になるようにするこ ともできる。

特表昭５５９−５０１０５５（８ ）Ｆｉ、５ 国際調査報告

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １．　パラメータに影響される放射状の特性曲線領域（出力圧力は入力圧力の関 数として）をもつ、自動車液圧式ブレーキ用の液圧式ブレーキ圧力調整器におい て、個々の特性曲線が非線形でかつ連続していることを特徴とする液圧式ブレー キ圧力調整器。 ２　特性曲線が逓減的でかつ連続している請求の範囲第１項記載の圧力調整器。 五　特性曲線が逓増的でかつ連続している請求の範囲第１項記載の圧力調整器。 ４　人力圧力を有する第１圧力室と出力圧力を有する第２圧力室とを有し、画室 は軸線方向に摺動する第１ピストンで連結され、第１ピストンは調整弁をもち、 この弁の開閉により前記第１および第２の圧力室の間に圧力流体の圧縮および流 動用の連結が生じかつ再び中断される液圧式ブレーキ圧力調整器において、第２ 圧力室（４）を軸線方向に制限しかつ第１ピストン（６）と別に軸線方向に摺動 する第２ピストン（８）を有し、第２ピストンは力伝達部材（９）を介して調整 弁（７）の弁部材（７１）と、該調整弁の開閉が両ピストン（６，８）相互の距 離によシ左右されるように、結合され、さらに、線形の特性をもつ非液圧式の第 １作動部材（機械的ばね１０）と、これに影響されない非液圧式の第２作動部材 （圧縮室１１をもつ空気式ばね）でパラメータに影響される逓増的可変特性をも つものとを有し、これら両部材の内一方は入力圧力（Ｐｌ）に反対する向きで第 １ピストン（６）Ｋ係合しまたその他方は同じ方向で第２ピストン（８）に係合 する請求の範囲第１項乃至第６項のいづれか１項記載の圧力ｉ整器。 ５　マスターシリンダと後車軸のホイールシリンダとの連結のために、非液圧式 の第１作動部材（１ｏ）が第２ピストン（８）に係合しまた非液圧式の第２作動 部材（１１）が第１ピストン（６）に係合す器。 ＆　マスターシリンダと前車輪のホイールシリンダとの連結のために、非液圧式 の第１作動部材（１０）が第１ピストン（６）に係合しまた非液圧式の第２作動 部材（１１）が第２ピストン（８）に係合する請求の範囲第３項および第４項記 載の圧力調整器。 ２　非液圧式の第２作動部材が空気式ばねとして形成され、このばねは圧縮でき るガス媒体を満たしかつパラメータに影響されて変化しうる圧縮室（１１）をも っている請求の範囲第４項乃至第６項のいづれか１項記載の圧力調整器。 ＆　空気式ばねの圧縮室（１１）の大きさが自動車積載荷重に影響されて荷重の ない場合は最、Ｊ−値にまた全荷重の場合は最大値に変えることができる請求の 範囲第７項記載の圧力調整器。 ９　圧縮室（１１）がシリンダとして形成され、このシリンダの第１の底部（１ ２）および第２の底部（１６）はそれぞれ軸線方向に摺動自在であり、第１底部 の軸線方向の位置はパラメータにより変えられ、第２底部は２つのピストン（６ ，８）の内１つと作動的に連結される請求の範囲第７項または第８項記載の圧力 調整器。 １０、軸線方向に摺動自在のシリンダ底部（１３）が圧縮室（１１）と反対側に 伸びる円筒状の突出部（１４）をもち、との突出部は前端で第１ピストン（６） に係合しかつ第２ピストン（８）の誘導シリンダ（１５）となり、その場合前記 突出部の壁に貫通孔（１６）を設けてこれにより第２圧力室（４）と圧力通路（ ５）との不断の連通が確実にされる請求の範囲第５項および第９項記載の圧力調 整器。 １１、誘導シリンダ（１５）の内径が少なくとも第２ピストン（８）支承領域で 、第１ピストン（６）収容の第１圧力室（２）の直径より明らかに小である請求 の範囲第１０項記載の圧力調整器。 １２−　軸線方向に摺動自在の第２シリンダ底部が第２ピストン（８）自身によ り形成される請求の範囲第６項および第９項記載の圧力調整器。 １３、軸線方向に摺動自在のピストン、ピストン棒およびシリンダ底部の少なく とも１部が軸線方向に弾力性の膜（１７）に支えられ、この膜は前記の支承の外 に同時に密封作用ないしは分離作用も行う請求の範囲第４項乃至第１２項のいづ れか１項記載の圧力調整器。