WO1994001813A1 - Flow rate control valve and its control method - Google Patents

Flow rate control valve and its control method Download PDF

Info

Publication number
WO1994001813A1
WO1994001813A1 PCT/JP1993/000948 JP9300948W WO9401813A1 WO 1994001813 A1 WO1994001813 A1 WO 1994001813A1 JP 9300948 W JP9300948 W JP 9300948W WO 9401813 A1 WO9401813 A1 WO 9401813A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
valve
port
liquid chamber
control valve
flow control
Prior art date
Application number
PCT/JP1993/000948
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Koji Takata
Koichi Hashida
Original Assignee
Sumitomo Electric Industries, Ltd.
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Sumitomo Electric Industries, Ltd. filed Critical Sumitomo Electric Industries, Ltd.
Priority to EP19930914979 priority Critical patent/EP0607451B1/en
Priority to KR1019940700767A priority patent/KR100294370B1/ko
Priority to DE1993623616 priority patent/DE69323616T2/de
Priority to US08/196,108 priority patent/US5460199A/en
Publication of WO1994001813A1 publication Critical patent/WO1994001813A1/ja

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/321—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration deceleration
    • B60T8/3255—Systems in which the braking action is dependent on brake pedal data
    • B60T8/326—Hydraulic systems
    • B60T8/3265—Hydraulic systems with control of the booster
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T15/00—Construction arrangement, or operation of valves incorporated in power brake systems and not covered by groups B60T11/00 or B60T13/00
    • B60T15/02—Application and release valves
    • B60T15/025—Electrically controlled valves
    • B60T15/028—Electrically controlled valves in hydraulic systems
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/36—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition including a pilot valve responding to an electromagnetic force
    • B60T8/3615—Electromagnetic valves specially adapted for anti-lock brake and traction control systems
    • B60T8/3655—Continuously controlled electromagnetic valves
    • B60T8/366—Valve details
    • B60T8/3665—Sliding valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/36—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition including a pilot valve responding to an electromagnetic force
    • B60T8/3615—Electromagnetic valves specially adapted for anti-lock brake and traction control systems
    • B60T8/3655—Continuously controlled electromagnetic valves
    • B60T8/366—Valve details
    • B60T8/367—Seat valves, e.g. poppet valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/42—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition having expanding chambers for controlling pressure, i.e. closed systems
    • B60T8/4208—Debooster systems
    • B60T8/4225—Debooster systems having a fluid actuated expansion unit
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/44—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition co-operating with a power-assist booster means associated with a master cylinder for controlling the release and reapplication of brake pressure through an interaction with the power assist device, i.e. open systems
    • B60T8/441—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition co-operating with a power-assist booster means associated with a master cylinder for controlling the release and reapplication of brake pressure through an interaction with the power assist device, i.e. open systems using hydraulic boosters
    • G—PHYSICS
    • G05—CONTROLLING; REGULATING
    • G05D—SYSTEMS FOR CONTROLLING OR REGULATING NON-ELECTRIC VARIABLES
    • G05D7/00—Control of flow
    • G05D7/06—Control of flow characterised by the use of electric means
    • G05D7/0617—Control of flow characterised by the use of electric means specially adapted for fluid materials
    • G05D7/0629—Control of flow characterised by the use of electric means specially adapted for fluid materials characterised by the type of regulator means
    • G05D7/0635—Control of flow characterised by the use of electric means specially adapted for fluid materials characterised by the type of regulator means by action on throttling means
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/0318—Processes
    • Y10T137/0324—With control of flow by a condition or characteristic of a fluid
    • Y10T137/0357—For producing uniform flow
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7758—Pilot or servo controlled
    • Y10T137/7759—Responsive to change in rate of fluid flow
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7781—With separate connected fluid reactor surface
    • Y10T137/7784—Responsive to change in rate of fluid flow
    • Y10T137/7792—Movable deflector or choke

Definitions

  • the present invention relates to a flow control valve and a control method therefor, and more particularly, is suitably used for a vehicle-mounted hydraulic device such as a steering wheel and a suspension, and particularly, a brake hydraulic pressure control device such as an anti-lock hydraulic pressure control device.
  • the flow control valve enables continuous control of the flow rate while preventing leakage of hydraulic fluid when the valve is closed.
  • FIG. 8 shows an example of a flow control valve described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-90462.
  • a piston 2 is slidably disposed within a housing 1, and a first liquid chamber A and a second liquid chamber B are provided between both ends of the piston 2 and the housing 1, respectively.
  • a liquid passage 2B having an orifice 2A is provided in the axial direction, and a surface passage 2C communicating with the liquid passage 2B is provided on the peripheral surface.
  • the piston 2 is urged in the axial direction by a spring 3 and an electromagnet 4.
  • the housing 1 is provided with an inlet port 1A communicating with the liquid passage 2B via the surface passage 2C, and is provided with an outlet port 1B communicating with the second liquid chamber B.
  • the flow rate of the orifice 2A is determined by the pressure difference between the two sides of the orifice 2A communicating with the first liquid chamber A and the second liquid chamber B. And the biasing force on the piston 2 by the electromagnet 4.
  • an on-off valve is formed to communicate and shut off the inlet port 1A and the surface passage 2C.
  • both sides of the orifice 2A are opened and closed. Is maintained. Therefore, in this flow control valve, the flow rate of the hydraulic fluid flowing from the inlet port 1A to the outlet port 1B is continuously adjusted by adjusting the current applied to the electromagnet 4 to change the urging force on the piston 2. Can be adjusted.
  • the hydraulic pressure at the outlet port 1B acts in the axial direction of the piston 2, but the hydraulic pressure at the inlet port 1A is applied to the circumferential surface of the inlet port 1A and the piston 12. Since it acts via the on-off valve composed of the formed surface passage 2C, no axial force acts on the piston 2. Therefore, if the pressure in the first liquid chamber A is Pa, the pressure Pb in the second liquid chamber B, the biasing force of the spring is ⁇ , the biasing force of the electromagnet is F, and the cross-sectional area of the piston is A, The following equation (1) holds for the differential pressure Pa-Pb across the orifice 2A maintained by the operation of the valve.
  • the differential pressure Pa—Pb on both sides of the orifice 2A is independent of the fluid pressure at the inlet port 1A and the outlet port 1b.
  • the flow rate which is determined only by the biasing forces i and F and the cross-sectional area ⁇ , is proportional to the square root of this differential pressure and passes through the orifice 2A. That is, the flow control valve has an operation (pressure compensation operation) that enables the flow rate to be controlled independently of the input hydraulic pressure and the output hydraulic pressure.
  • 1 C in 8 is a discharge port, and when the urging force F of the electromagnet 4 is set to be large, this discharge port 1 C constitutes a surface passage 2 C and an on-off valve, and from the inlet port 1 A Hydraulic fluid with a flow rate corresponding to the urging force F flows to the discharge port 1C.
  • the on-off valve is constituted by the surface passage 2C of the piston 2 and the inlet port 1A of the housing 1 in order to obtain a pressure compensation action.
  • the inlet port 1A and the outlet port are connected via the sliding surface of the piston 2 as shown by X in FIG.
  • a so-called on / off type electromagnetic switching valve which performs only a fully open / fully closed operation is provided.
  • This solenoid-operated directional control valve does not cause the problem of hydraulic fluid leakage when the valve is closed.However, since only full-open and fully-closed operations are performed, there is a limit to smooth and continuous control of the flow rate and precise control. .
  • the present invention has been made to solve the problems in the conventional flow control valve as described above, and does not cause leakage of the hydraulic fluid in a closed state, and continuously controls the flow rate.
  • the purpose of the present invention is to provide a flow control valve that can perform the control.
  • the present invention provides a housing provided with at least a first port and a second port, a biston accommodated in the housing slidably in an axial direction,
  • a first liquid chamber formed between one end of the biston and the housing
  • a second liquid chamber communicating between the second port formed between the other end of the biston and the housing; A liquid passage communicating the first liquid chamber and the second liquid chamber,
  • Biasing means for biasing the piston in the axial direction
  • a valve seat portion provided between the first port and the first liquid chamber and opening to the first liquid chamber facing one end of the biston;
  • a first on-off valve that has a valve body that sits on and separates from the valve seat, communicates and shuts off the first port and the first liquid chamber,
  • the liquid pressure acting on the biston due to the pressure difference between the first liquid chamber and the second liquid chamber generated by the liquid flow passing through the orifice causes the valve element of the first on-off valve to be seated on a seat. It is intended to provide a flow control valve configured to act on the flow control valve.
  • the first on-off valve is preferably a port valve including a spherical valve element and a seating spring that elastically biases the valve element in a direction in which the valve element is seated on the valve seat.
  • a third port is provided in the casing, and when the first on-off valve is closed, the third port is opened and closed in conjunction with the axial displacement of the biston, and the third port is connected to the first liquid.
  • a second on-off valve for communicating and shutting off the chamber may be provided.
  • a bypass fluid passage communicating the first fluid chamber and the second fluid chamber is provided in parallel with the fluid passage, and a differential pressure between the first fluid chamber and the second fluid chamber is provided in the bypass fluid passage.
  • a relief valve that opens when the pressure exceeds a predetermined set value may be provided.
  • the urging means can adjust at least one of an urging force on the piston and the orifice can adjust at least one of a flow rate cross-sectional area.
  • the present invention further provides, in the above flow control valve, a differential pressure means for detecting a differential pressure between the first port and the second port;
  • a control method of a flow control valve for controlling at least one of an urging force of the urging means and a flow cross-sectional area of an orifice based on a control amount obtained as a function of a differential pressure and a desired flow rate. It is.
  • the first opening / closing valve that communicates and shuts off the first port and the first liquid chamber is seated on the valve seat in conjunction with the axial displacement of the piston.
  • valve body is provided with a detachable valve body, it is possible to prevent the hydraulic fluid from leaking when the first on-off valve is closed, and to adjust the flow cross-sectional area of the biasing force orifice against the piston by the biasing means.
  • the flow rate of the hydraulic fluid between the first port and the second port can be continuously controlled.
  • the first port is provided. It can control the flow rate between the third port and the first or second boat while controlling the flow rate between the third port and the second port, and can be used as a so-called dual-effect flow control valve. Can be.
  • bypass fluid passage and the relief valve when the pressure difference between the first fluid chamber and the second fluid chamber becomes larger than a set value, the hydraulic fluid does not pass through the orifice and the bypass fluid flows through the bypass passage. Flow through, so the flow rate can be increased
  • FIG. 1 is a side sectional view showing a flow control valve according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a side sectional view showing a flow control valve according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a schematic diagram of an anti-lock brake system using the flow control valve of the present invention.
  • FIG. 4 is a schematic diagram of an electronically controlled brake booster using the flow control valve of the present invention.
  • FIG. 5 is a side sectional view showing a dual-effect hydraulic pressure control device according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a side sectional view showing a modification of the third embodiment.
  • FIG. 7 is a side sectional view showing a flow control valve according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a side sectional view showing an example of a conventional flow control valve.
  • a flow control valve 10-1 according to the first embodiment of the present invention shown in FIG. 1 is a casing 11 provided with a first port 13 constituting an input port and a second port 16 constituting an output port.
  • a biston 12 which is slidable in the axial direction in a substantially liquid-tight state is accommodated inside.
  • a first liquid chamber A is formed between one end of the piston 12 and the housing 11, and a second liquid chamber A is formed between the other end of the piston 12 and the housing 11.
  • a second liquid chamber B communicating with the port 16 is formed.
  • the biston 12 is provided with a liquid passageway 12A for communicating the first and second liquid chambers A and B with each other via an orifice 15 in the axial direction.
  • a push rod portion 12B for opening an on-off valve 14 to be described later is projected.
  • a piston 12C is projected from an end of the piston 12 on the second liquid chamber B side.
  • an initial position holding spring 18 for urging the piston 12 rightward in the axial direction in the figure is contracted.
  • an electromagnet 20 constituting an urging means is arranged on the second liquid chamber B side of the housing 11.
  • the above-mentioned biston driver 12C is inserted into this electromagnetic stone 20, and when a current is applied, the biston 12 is urged leftward in the axial direction in the figure according to the current.
  • the biasing force of the spring 18 reduces the output of the electromagnet 20
  • the biasing force is set to a minimum biasing force necessary to hold the piston 8 at the initial position when the electromagnet 20 is not operated. Is preferred.
  • the first on-off valve 14 includes a seating spring 14 A, a valve body 14 B made of a spherical body, and a valve seat portion that opens to the first liquid chamber A facing an end of the piston 12. It is a port valve with 14 C.
  • the valve element 14B is elastically pressed by the seating spring 14A from the left side to the right side of the figure toward the valve seat section 14C, and in this closed state, the first port 13 and the first fluid 13C. It is shut off from room A. Also, when the piston 12 is displaced leftward in the drawing, the valve body 14B is pushed by the push rod portion 12B and moves to the left in the drawing against the urging force of the seating spring 14A. And the first port 13 communicates with the first liquid chamber A.
  • the housing 11 is provided with a bypass fluid passage 31 that connects the first fluid chamber A and the second fluid chamber B to each other in parallel with the fluid passage 12 A.
  • a relief valve 33 is provided on the way.
  • the relief valve 33 elastically urges a valve body 33 B made of a sphere to the left in the drawing with respect to a valve seat 33 C by a seating spring 33 A.
  • the valve body 33B moves from the valve seat 33C against the urging force of the seating spring 33A. Open apart.
  • the effective sectional area of the seal portion of the first on-off valve 14 is a
  • the sectional area of the piston 12 is A
  • the hydraulic pressure of the first port 13 is Pi.
  • the amount of the hydraulic fluid flowing into the first fluid chamber A and the amount of the hydraulic fluid flowing out of the first fluid chamber A become equal.
  • the flow rate becomes stable. Therefore, by adjusting the magnitude of the urging force F of the electromagnet 20 and setting the right side (F ⁇ f ⁇ (Pi ⁇ Pb) xa) / (A ⁇ a) of the equation (3) to a certain value,
  • the value is the differential pressure (PaPb) on the left side of equation (3), and a flow rate proportional to the square root of the differential pressure (Pa-Pb) flows from the first port 13 to the second port 16.
  • the flow control valve 10-1 of the first embodiment is a normally closed type in which the first on-off valve 14 is normally closed when the electromagnet 20 is not energized.
  • the first on-off valve 14 is a port valve that closes by pressing the valve element 14B against the seat 14C as described above, so that the hydraulic fluid leaks from the first port 13. Flow to the second port-16.
  • the differential pressure (P a — Pb) increases accordingly, and the flow rate of the hydraulic fluid flowing from the first port 13 to the second port 16 increases. Therefore, in the first embodiment, the flow rate of the working fluid can be continuously controlled by adjusting the current applied to the electromagnet 20.
  • the pressure difference (Pa-Pb) reaches a predetermined set value as the urging force F increases, the relief valve 33 opens, and the hydraulic fluid flowing in from the first port 13 flows through the bypass passage 31. Flows to the output port 16 and the flow rate of the flow control valve 10-1 increases at a time.
  • ⁇ , A, and a are values determined at the time of design and are constant, but Pb and Pi are devices connected to the first port 13 and the second port 16 Depends on Therefore, the urging force F corresponding to the desired flow rate, that is, the differential pressure Pa-Pb is a function of the differential pressure between the first port 13 and the second port 16.
  • FIG. 2 Next, a second embodiment of the present invention shown in FIG. 2 will be described.
  • the electromagnet 20 is of a retractable type, and when energized, acts on the piston 12 in a rightward direction in the axial direction.
  • a spring 18 for holding the initial position is arranged and is arranged in the second liquid chamber B, and the piston 18 is urged leftward in the axial direction by the spring 18. .
  • the condition for opening the on-off valve 14 is given by the following equation (4) corresponding to the equation (3) in the first embodiment.
  • the inflow and outflow into the first liquid chamber A is performed by opening and closing the on-off valve 14, as in the first embodiment.
  • the flows become equal, and the flow rate becomes stable when the inequality sign in the above equation (4) becomes equal.
  • the flow rate through the orifice 15 is proportional to the square root of the differential pressure (Pa-Pb) between the first liquid chamber A and the second liquid chamber B. Therefore, if the urging force F of the electromagnet 20 ′ is increased, the differential pressure (P. A — P b) decreases accordingly, and the flow rate of the hydraulic fluid flowing from the first port 13 to the second port 16 Decrease.
  • the flow rate control valve 10-2 of the second embodiment can also continuously control the passing flow rate by adjusting the current applied to the electromagnet 20.
  • the first on-off valve 14 presses the spherical valve element 14 B against the valve seat portion 14 C. With this configuration, the hydraulic fluid does not leak from the first port 13 to the second port 16.
  • Fig. 3 shows a known volume expansion type antilock system, in which the flow control valve 10-2 according to the second embodiment is used as a pressurizing valve and the flow control according to the first embodiment is used as a discharge valve.
  • a deboost piston 42 is slidably housed in a control room 41, and the control room 41 is moved by the deboost piston 42 into a first part 41A and a second part 41. 1 B liquid-tight partition.
  • the master cylinder 43 and the wheel brake 44 are connected to the first part 41B.
  • a shut-off valve 45 that shuts off the air is provided.
  • the shutoff valve 45 is opened and closed by a push rod 42 A provided at the tip of the deboost bistone 42.
  • an actuator 48 for storing the high-pressure hydraulic fluid discharged from the pump 47 is provided with the normally-open type flow control valve 10-2 according to the second embodiment.
  • a pressurizing valve consisting of Further, a pressure reducing valve composed of the normally closed flow control valve 10-1 according to the first embodiment is connected to the second part 41B.
  • the flow control valve 10-2 constituting the above-described pressurizing valve has the first port 13 connected to the accumulator 48 and the second port 16 connected to the second part 41 B.
  • the flow control valve 10-1 constituting the pressure reducing valve has the first port 13 connected to the second portion 41B and the second port 16 connected to the reservoir 49.
  • the working fluid in one cylinder 49 is pressurized by a pump 47 and sent to an accumulator 48.
  • this anti-lock system is provided with an electronic control unit (not shown) for detecting a sign of wheel lock, and based on a command from the electronic control unit, each of the flow control valves 10-1 and 10-0. The current is adjusted for the two electromagnets 20.
  • the hydraulic pressure of the first port 13 is determined. It is necessary to know the differential pressure between the hydraulic pressure Pb of Pi, the second liquid chamber B and the second port 16.
  • the flow control valve 10-1 that constitutes the pressurizing valve connects the first port 13 to the accumulator 48, where the pressure is almost constant.
  • the hydraulic pressure Pi is a constant pressure substantially equal to the hydraulic pressure of the accumulator 48.
  • the flow control valves 10 and 12 constituting the pressure reducing valve connect the second port 16 to the reservoir 49 where the pressure is substantially 0. Therefore, the hydraulic pressure Pb is almost always 0.
  • the pressure at point C in the figure is directly measured by a pressure sensor (not shown) constituting the differential pressure detecting means, and the above electronic control unit transmits the measured value to the flow control valve 10.
  • a pressure sensor not shown
  • the above electronic control unit transmits the measured value to the flow control valve 10.
  • the flow control valve 10-2 constituting the pressurizing valve is open, the flow control valve 10-1 constituting the pressure reducing valve is closed, and the pressure of the accumulator 48 is controlled by the control chamber 41.
  • the second part of 4 1 B is acting. Therefore, the deboost piston 42 is in the upper position in the figure and the shut-off valve 45 is open, and hydraulic fluid is supplied from the master cylinder 43 to the wheel brakes 44 according to the amount of depression of the brake pedal 50. Is done.
  • the first opening / closing valve 14 has a structure in which the valve element 14B is pressed against the seat portion 14C to close the valve, so that there is no leakage of hydraulic fluid, and the brake pedal 50 can be reliably pressed by the depression of the brake pedal 50. Wheel brake 4 4 Fluid pressure rises.
  • the flow control valve 10 .— 2 that constitutes the pressurizing valve is closed, while the pressure reducing valve 10 — 1 is opened, and the second part 4 1 B of the control chamber 41 operates. Drain the liquid.
  • the de-spiston piston 42 moves downward in the figure to close the shut-off valve 45, and when the deboost biston 42 moves downward, the first piston 41 moves downward.
  • the volume of the part 41 A is expanded, and the hydraulic pressure of the wheel brake 44 is reduced.
  • the discharge valve is the flow control valve 10-1 according to the first embodiment
  • the flow can be continuously controlled to a desired flow by adjusting the urging force F of the electromagnet 20. Can be. Therefore, in the anti-lock system shown in FIG. 3, the hydraulic pressure of the wheel brakes 44 during the anti-lock control is more smoothly controlled as compared with the case where an on / off type electromagnetic switching valve is employed as the discharge valve. be able to.
  • the hydraulic pressure of the second part 41 B of the control room 41 can be obtained from the hydraulic pressure of the first part 41 A and the amount of depression of the brake pedal 51. Therefore, a pressure sensor is provided at point D in the figure to indirectly control the fluid pressure at point C, which corresponds to the fluid pressure Pb of the flow control valve 10-1 and the fluid pressure Pi of the flow control valve 10-2. It may be configured to measure. Also, the hydraulic pressure at point C may be estimated from the occurrence state of the wheel lock sign or the operation history of the flow control valves 10-1 and 10-2 brake pedal without using the pressure sensor.
  • the normally closed flow control valve 10-1 according to the first embodiment is used as the pressurizing valve of the brake booster, and the normally open flow control valve 10-2 according to the second embodiment is used as the discharge valve.
  • An example is shown in an extremely schematic manner. This type of brake booth is disclosed in Japanese Patent Application No. 2-735557 filed by the present applicant.
  • a partition wall 51 A is provided at the right end in the drawing of the piston 55 slidably fitted to the mass cylinder 43, and this partition wall 51 A is the master cylinder.
  • the inside of the booster section 52 provided continuously with 43 is the first section 52 A and the second section
  • piston 5 1 has piston 5 1 A passage 52B is provided so that the first portion 52A of the booster section 52 and the master cylinder 43 communicate with each other when the is in the initial position shown in the figure.
  • a fluid reservoir 54 storing fluid is connected to the first portion 52A of the booster 52.
  • the second port 16 of the normally closed flow control valve 10-1 constituting the pressurizing valve is connected to the second portion 52B of the booster section 52, and the normally open valve constituting the discharge valve is connected.
  • the first port 13 of the flow control valve 10-2 is connected.
  • the first port 13 of the flow control valve 10-1 is connected to an accumulator 48. Further, the second port 16 of the flow control valve 10-2 is connected to the reservoir 49, and the working fluid in the reservoir 49 is sent to the accumulator 48 by the pump 47.
  • the pressure at point C in the figure is measured by a pressure sensor (not shown), and the measured value is the hydraulic pressure P b of the flow control valve 10-1, the flow control valve 10 — Based on the above equations (3) and (4) as the hydraulic pressure P i of 2, the urging force by the electromagnet 20 is adjusted so that each of the flow control valves 10-1 and 10-2 has a desired flow rate. Adjust F.
  • the flow control valve 10-1 constituting the pressurizing valve is normally closed, and the flow control valve 10-2 constituting the pressure reducing valve is normally open.
  • the hydraulic pressure does not act on the second part 5 2 B of the piston, and in response to the depression of the brake pedal 50, the biston 51 moves leftward in the figure, and the wheel brake 4 4 Supply hydraulic fluid to
  • the flow control valve 10-1 that constitutes the above-described pressurizing valve has a force acting on the high-pressure hydraulic fluid of the accumulator 48.
  • the first opening / closing valve 14 of the flow control valve 10-1 is The valve 14B is pressed against the seat 14C to close the valve, so there is no leakage of hydraulic fluid, and the piston 51 is displaced even if the brake pedal 50 is not depressed. I won't.
  • the flow rate control valve 10-1 constituting the pressurizing valve can continuously control the flow rate by adjusting the biasing force F by the electromagnet 20, the pressurizing valve is turned on and off.
  • the pressurization of the wheel cylinder 3 can be performed more smoothly than in the case of using a solenoid valve.
  • the flow control valve 10-2 can continuously control the flow rate by adjusting the urging force F of the electromagnet 20 as in the case of the boosting described above. Can be performed smoothly. .
  • the flow control valve 10-3 according to the third embodiment shown in FIG. 5 is a double-effect type in which the flow control valves 10-1 and 10-2 of the first and second embodiments are integrated. Flow of It is a quantity control valve.
  • the flow control valve 10-3 has basically the same configuration as the flow control valve 10-1 shown in FIG. 1 described above, and communicates with the first liquid chamber A in the housing 11 to form a discharge port.
  • a three-port 17 is provided, and the piston 12 is a second on-off valve including a spool valve for opening and closing the third port 17.
  • the first opening / closing valve 14 is closed, while the third port 17 is open, and the third port 17 and the first liquid chamber A are communicated. I have. Further, when the piston 12 moves to the left side in the figure by the first distance L1, the third port 17 is closed to shut off the communication with the first liquid chamber A, and when the piston 12 further moves to the second distance L2.
  • the on-off valve 14 is opened to connect the first port 13 with the first liquid chamber A.
  • a second bypass passage 32 is provided in parallel with the bypass passage 31 provided with the relief valve 33.
  • the relief valve 34 provided in the bypass passage 32 opens when the hydraulic pressure Pb of the second hydraulic chamber B becomes higher than the hydraulic pressure Pa of the first hydraulic chamber A by a predetermined value or more.
  • the third port 17 communicates with the first fluid chamber ⁇ , and the hydraulic pressure Pa decreases.
  • Expression (5) is not established, the communication between the two is cut off.
  • a flow rate that is almost proportional to the square root of the differential pressure (Pb-Pa) flows from the second liquid chamber B to the first liquid chamber A through the fixed orifice 15, and the inequality of equation (5) is obtained. Equilibrate with equal sign.
  • the third port 17 communicates with the first liquid chamber A by the axial displacement of the piston 12 and is shut off.
  • the flow rate (discharge flow rate) of the hydraulic fluid flowing from the second port 16 to the third port 17 can be controlled irrespective of the fluid pressures of the second port 16 and the third port 17.
  • a pressure compensation action can be obtained.
  • the first on-off valve 14 has a valve body 14B formed of a spherical body and a valve seat portion. Since the valve is closed by pressing it to 14 C, the hydraulic fluid leaks from the first port 13 when the first on-off valve 14 closes, and the second port 16 and the third port 17 Does not flow to
  • the third port 17 is maintained in a closed state, while the first on-off valve 14 is 1
  • the opening and closing operation is performed according to the above equation (3), and the hydraulic fluid having a flow rate corresponding to the urging force F flows from the first port 13 to the second port 16 to adjust the urging force F.
  • the flow control valve 10-3 of the third embodiment can be replaced with the flow control valves 10-1, 10-2 in the brake booster shown in FIG.
  • the first port 1 of the flow control valve 10-3 is connected to the accumulator 48
  • the second port 16 is connected to the second portion 52B of the booster section 52
  • a flow control valve 10-4 shown in FIG. 6 is a modified example of the flow control valve 10-3 of the third embodiment.
  • a groove 11A for fitting a seal member is provided on the first liquid chamber A side of the housing 11, and an elastic body for preventing leakage is provided in the groove 11A. Ring members 26 are accommodated.
  • the second opening / closing valve for opening / closing the third port 17 is formed by the third port 17 and the peripheral surface of the piston 12. Therefore, in the state from when the third port 17 is closed to when the first on-off valve 14 is opened, there is a possibility that hydraulic fluid may leak from the sliding surface X of the piston.
  • FIG. 7 Next, a fourth embodiment of the present invention shown in FIG. 7 will be described.
  • a flow control valve 10-5 according to a fifth embodiment of the present invention shown in FIG. 7 is a first port that communicates with the first liquid chamber A in a housing 11 that slidably accommodates a bistone 55. 13, a second port 16 communicating with the second liquid chamber B and a third boat 17 communicating with the outer periphery of the piston 55 are provided.
  • the piston 55 has a cylindrical liquid chamber 55A whose left end in the figure is hollowed out, a surface passage 55B is provided on the outer peripheral surface, and the surface passage 55B is provided. It communicates with the liquid chamber 55A through 5C.
  • a valve element 57 of a first on-off valve ⁇ 6 for opening and closing the first port 13 is slidably disposed.
  • the valve body 57 includes a main body 57 a that slides in the liquid chamber 55 A in the axial direction, and a protruding portion 5 protruding from the main body 57 a. 7b, and a sphere 57c is attached to the tip of the ball to close the first port 13.
  • a spring 58 is contracted between the main body 57a and the end of the liquid chamber 55A, and the spring 58 biases the valve 57 elastically leftward in the axial direction in the figure. ing.
  • a locking portion 55D for locking the valve body 57 against the urging force of the spring 58 protrudes in the radial direction. are doing.
  • the body 57 a of the valve body 57 is provided with a through hole 57 d
  • the surface passage 55 B is provided with a passage 55 C, a liquid chamber 55 A and a through hole 57 d. Is always in communication with the first port 13 via
  • the surface passage 55B communicates with and blocks the third port 17 due to displacement in the axial direction of the piston 55, and the piston 55 connects the third port 13 and the first liquid chamber A. Functions as a second on-off valve that opens and closes communication.
  • the housing 11 is provided with a liquid passage 59 communicating from the first liquid chamber A to the second liquid chamber B, and the liquid passage 59 is provided with a variable orifice 60.
  • the variable orifice 60 includes a movable member 61 slidably disposed in a liquid chamber provided in the middle of the liquid passage 59, and a spring 6 2 for elastically biasing the movable member 61 rightward in the drawing. And an electromagnet 63 for urging the mover 61 leftward in the figure.
  • the position of the mover 61 is changed by adjusting the current applied to the electromagnet 63, and thus the cross-sectional area (flow cross-sectional area) of the portion indicated by S in the figure is changed. be able to.
  • An electromagnet 20 into which a biston driver 55E is inserted is arranged at the right end in the drawing of the above-mentioned biston 55 as in the first to fourth embodiments.
  • the flow control valve 10-5 of the fourth embodiment differs from the first embodiment to the third embodiment in that the first port 13 is an outlet, the third port 16 is an input port, and the second port Use port 17 as an output port.
  • the valve element 5 of the first on-off valve 5 6 7 is pressed by the valve seat 56a by the urging force of the spring 58, and the first on-off valve 56 is in a closed state.
  • the third port 17 communicates with the first liquid chamber A via the surface passage 55B,
  • the piston 12 moves rightward in the axial direction in the figure, and the communication between them is interrupted. At this time, the hydraulic fluid flows from the first fluid chamber A to the second fluid chamber B at a flow rate corresponding to the differential pressure (P a-Pb), and the pressure in the first fluid chamber A decreases.
  • P a-Pb differential pressure
  • the flow rate at this time can be continuously controlled by changing the flow cross-sectional area S of the variable orifice 60.
  • the biston 12 moves rightward in the axial direction in the figure, and the third port 13 is shut off from the first liquid chamber A. Further, when the piston 55 moves rightward, the valve body 57 is locked by the locking portion 55B and moves rightward in the figure together with the piston 55, and the first on-off valve 14 is opened.
  • the conditions for opening the first on-off valve 14 are, as in the first to third embodiments described above, Pb-Pa-F- ⁇ (PbPi) / (A-a)-(7)
  • Pb-Pa-F- ⁇ (PbPi) / (A-a)-(7) When this equation (7) holds, the hydraulic fluid flows from the second port 16 to the first port 13 via the variable orifice 60, and the hydraulic pressure Pa of the first fluid chamber A decreases. Then, the first on-off valve 14 is shut off. Then, when the fluid pressure in the first fluid chamber A rises, the first opening / closing valve 14 opens and closes again according to the equation (7).
  • the opening and closing operation of the first on-off valve 14 stabilizes the flow rate of the hydraulic fluid flowing from the second port 16 to the first port 13 when the inequality in the above equation (7) becomes equal. Therefore, in the flow control valve of the fourth embodiment, similarly to the flow control valves of the first to third embodiments, if the hydraulic pressures Pb and Pi are known, the urging force F by the electromagnet 20 is obtained. By adjusting the flow rate, the flow rate from the second port 16 to the first port 13 can be set to a desired flow rate.
  • variable orifice 60 since the variable orifice 60 is provided as described above, the flow rate of the hydraulic fluid is changed by changing the flow area S of the variable orifice 60 while keeping the urging force F of the electromagnet 20 constant. It can also be adjusted.
  • the flow control valves 10-5 of the fourth embodiment can be replaced with the flow control valves 10-1 and 10-2 in the anti-open brake system shown in FIG.
  • the first port 13 of the flow control valve 10-5 is connected to the reservoir 49
  • the second port 16 is connected to the accumulator 48
  • the third port 17 is connected to the control room. It may be connected to the second part 4 1 B of 4 1.
  • valve is normally closed or normally open, whether the first port is an input port or a discharge port, whether a third port is provided, whether the biasing force on the piston is variable, Whether or not the flow cross-sectional area of the orifice is variable, whether to provide a bypass flow passage and a relief valve, etc. depends on the application of the device using the flow control valve, the properties of the hydraulic fluid, the range of the flow rate to be continuously controlled Select freely according to the combination I can make it.
  • the biasing force on the bisund and the flow cross-sectional area of the orifice are controlled steplessly.
  • multi-stage switching such as two-stage or three-stage switching may be used.
  • the flow control valve slidably accommodates a biston urged by the urging means in a housing provided with at least the first and second ports.
  • First and second liquid chambers are formed at both ends of the piston.
  • the second liquid chamber communicates with the second port, and between the first port and the first liquid chamber, a biston is provided.
  • a first on-off valve having a valve seat that opens to the first liquid chamber in opposition to one end of the valve, and a valve body that sits on and separates from the valve seat in conjunction with the axial displacement of the piston. I have.
  • an orifice is provided in a liquid passage connecting the first liquid chamber and the second liquid chamber.
  • the hydraulic fluid is prevented from leaking when the first on-off valve is closed, and the flow rate of the hydraulic fluid is continuously adjusted by adjusting the urging force of the urging force by the urging means.
  • Control can be realized simultaneously with a simple and inexpensive configuration. Therefore, the flow control valve of the present invention needs to measure the load hydraulic pressure (at least one of the output hydraulic pressure and the input hydraulic pressure of the hydraulic control device depending on the system configuration) in order to obtain a desired flow rate. In particular, it has excellent practical value in systems where measurement of the load hydraulic pressure is indispensable due to the need for system control.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Electromagnetism (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Magnetically Actuated Valves (AREA)
  • Flow Control (AREA)
  • Control Of Fluid Pressure (AREA)

Description

明 細 書
流量制御弁及びその制御方法
産業上の利用分野
本発明は、 流量制御弁及びその制御方法に関するものであり、 詳しくは、 ステアリング、 サスペンション等の車載の液圧機器、 特に、 アンチロック 液圧制御装置等のブレーキ液圧制御装置に好適に用いられる流量制御弁に おいて、 閉弁時における作動液の洩れを防止しつつ流量の連続的制御を可 能にするものである。
関連技俯
従来よりブレーキ液圧制御装置等の液圧機器に適した種々の流量制御弁 が提供されており、 例えば、 本出願人は、 特開平 3— 9 0 4 6 2号、 特開 平 3— 2 2 3 5 7 8号及び特開平 3— 2 3 4 9 8 7号において、 この種の 流量制御弁を提案している。
図 8は、 上記特開平 3— 9 0 4 6 2号に記載された流量制御弁の一例を 示している。
この流量制御弁では、 筐体 1内にピストン 2を摺動自在に配置し、 この ピストン 2の両端部と筐体 1との間にそれぞれ第 1液室 Aと第 2液室 Bを 設けている。ノピストン 2には、 オリフィス 2 Aを有する液通路 2 Bを軸方 向に設けると共に、 この液通路 2 Bと連通する表面通路 2 Cを周面に設け ている。 また、 ピストン 2は、 スプリング 3及び電磁石 4により軸方向に 付勢している。 さらに、 上記筐体 1には表面通路 2 Cを介して上記液通路 2 Bと連通する入口ポート 1 Aを設けると共に、 上記第 2液室 Bと連通す る出口ポート 1 Bを設けている。
上記オリフィス 2 Aの通過流量は、 第 1液室 A、 第 2液室 Bと連通する オリフィス 2 Aの両側の差圧により定まり、 この差圧は上記スプリング 3 及び電磁石 4によるビストン 2に対する付勢力により定まる。 一方、 ビス トン 2が筐体 1内を摺動することにより、 上記入口ポート 1 Aと表面通路 2 Cとが連通、 遮断する開閉弁が形成され、 この開閉弁の開閉により上記 オリフィス 2 A両側の差圧が維持される。 よって、 この流量制御弁では、 上記電磁石 4に印加する電流を調整してピス トン 2に対する付勢力を変化 させることにより入口ポート 1 Aから出口ポート 1 Bに流れる作動液の流 量を連続的に調整することができる。
また、 この流量制御弁では、 出口ポート 1 Bの液圧はピストン 2の軸方 向に作用するが、 上記入口ポート 1 Aの液圧は、 入口ポート 1 Aとピスト ン 1 2の周面に形成した表面通路 2 Cからなる開閉弁を介して作用するた め、 ピス トン 2に対して軸方向の力を作用しない。 よって、 第 1液室 Aの 圧力を P a、 第 2液室 Bの圧力 P b、 スプリングの付勢力を ί、 電磁石に よる付勢力を F、 ピス トンの断面積を Aとすると、 上記開閉弁の作動によ り維持されるオリフィス 2 A両側の差圧 P a— P bについて下記の式 （1 ) が成立する。
P a - P b = ( f - F ) /h - ( 1 )
この式 （1 ) に示すように、 上記の流量制御弁では、 オリフィス 2 A両 側の差圧 P a— P bは、 入口ポート 1 A及び出口ポート 1 bの液圧とは無 関係に、 付勢力 i , Fと断面積 Αのみにより定まり、 この差圧の平方根に 比例する流量がオリフィス 2 Aを通過する。 すなわち、 この流量制街弁は、 入力液圧及び出力液圧とは無関係に流量を制御可能とする作用 （圧力捕償 作用） を有する。
なお、 図中 8中 1 Cは排出ポートであり、 上記電磁石 4の付勢力 Fを大 きく設定した場合、 この排出ポート 1 Cが表面通路 2 Cと開閉弁を構成し、 入口ポート 1 Aから排出ポート 1 Cへ付勢力 Fに応じた流量の作動液が流 1
れる。
しかしながら、 上記従来の流量制御弁では、 圧力補償作用を得るために ピストン 2の表面通路 2 Cと筐体 1の入口ポ一ト 1 Aにより開閉弁を構成 しているため、 上記開閉弁を閉弁した状態 （入口ポート 1 Aと表面通路 2 Cが連通しない状態。 ） であっても、 図 8中 Xで示すようにピス トン 2の 摺動面を介して上記入口ポート 1 Aと出口ポート 1 Bを連通する洩れ流路 が存在し、 ごく僅かであるが作動液の洩れを避けることができない。
このような作動液の洩れがあると、 アンチ口ックブレーキシステムにお ける排出弁等のように、 閉弁時におけるわずかな作動液の洩れも防ぎたい 用途には適用が困難である。
—方、 上記圧力補償作用を有する流量制御弁の他に、 全開/全閉作動の みを行ういわゆるオン オフ型の電磁切替弁が提供されている。 この電磁 切替弁では閉弁時における作動液の洩れの問題は生じないが、 全開ノ全閉 作動のみを行うため、 流量を滑らかに連続的に制御し、 精緻な制御を行う には限界がある。
発明の要旨
本発明は上記のように従来の流量制御弁における問題を解決するために なされたものであって、 閉弁状態における作動液の洩れが生じることがな く、 かつ、 流量を連続的に制御することができる流量制御弁を提供するこ とを目的としてなされたものである。
従って、 本発明は、 少なくとも第 1ポートと第 2ポートを設けた筐体と、 軸方向に摺動可能に上記筐体に収容したビストンと、
ビストンの一方の端部と筐体との間に形成した第 1液室と、
ビストンの他方の端部と筐体との間に形成した上記第 2ポートと連通す る第 2液室と、 上記第 1液室と第 2液室とを連通する液通路と、
該液通路中に設けたォリフィスと、
ピストンを軸方向に付勢する付勢手段と、
上記第 1ポー卜と第 1液室の間に設けられ、 上記ビス トンの一端部と対 向して第 1液室に開口する弁座部と、 ビストンの軸方向の変位と連動して 該弁座部に着座、 離脱する弁体とを有し、 第 1ポートと第 1液室を連通、 遮断する第 1開閉弁とを備え、
上記オリフィスを通過する液流によって発生する第 1液室と第 2液室と の間の差圧により上記ビストンに作用する液圧力が、 上記第 1開閉弁の弁 体を着座部に着座させる方向に作用するように構成した流量制御弁を提供 するものである。
上記第 1開閉弁は、 球状の弁体と、 該弁体を上記弁座部に着座する方向 に弾性的に付勢する着座用スプリングとを備えるポぺッ ト弁とすることが 好ましい。
また、 上記筐体に第 3ポー トを設け、 上記第 1開閉弁が閉弁していると きに、 上記ビス トンの軸方向の変位と連動して開閉し、 第 3ポートと第 1 液室を連通、 遮断する第 2開閉弁を設けてもよい。
さらに、 上記第 1液室と第 2液室を連通するバイパス液通路を上記通液 路と並列に設けると共に、 該バイパス液通路に上記第 1液室と第 2液室と の間の差圧が所定の設定値以上となると開弁するリリーフ弁を設けてもよ い。
さらに、 上記付勢手段はピストンに対する付勢力と、 上記オリフィスは 流量断面積の少なくとも一方を調整可能とすることが好ましい。
本発明は、 さらに、 上記の流量制御弁において、 上記第 1ポートと第 2 ポートとの間の差圧を検出する差圧手段を設け、 この差圧検出手段の検出 した差圧と所望の流量の関数として求められる制御量に基づいて上記付勢 手段のビストンに対する付勢力又はオリフィスの流量断面積の少なくとも いずれか一方を制御する流量制御弁の制御方法を提供するものである。 上記構成からなる本発明に係る流量制御弁では、 第 1ポートと第 1液室 を連通、 遮断する第 1開閉弁は、 ピス トンの軸方向の変位と連動して該弁 座部に着座、 離脱する弁体とを備えているため、 この第 1開閉弁の閉弁時 における作動液の洩れ防止できると共に、 上記付勢手段によるビストンに 対する付勢力ゃォリフィスの流量断面積を調整することによる第 1ポート と第 2ポート間の作動液の流量を連続的に制御することができる。
また、 筐体に第 3ポー トを設ける共に、 ピス トンの変位と連動して第 3 ポートと第 1液室を連通、 遮断する第 2開閉弁を設けた場合には、 上記第 1ポー卜と第 2ポー卜の間の流量を制御する共に、 この第 3ポー卜と第 1 又は第 2ボートの間の流量を制御することができ、 いわゆる両効き型の流 量制御弁として使用することができる。
さらに、 バイパス液通路とリ リーフ弁を設けた場合には、 第 1液室と第 2液室の差圧が設定値以上大きくなつた場合には、 作動液がォリフィスを 介さずにバイパス流路を通って流れるため、 流量を増大させることができ る
図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1実施例に係る流量制御弁を示す側断面図である。 図 2は、 本発明の第 2実施例に係る流量制御弁を示す側断面図である。 図 3は、 本発明の流量制御弁を用いたアンチ口ックブレーキシステムの 概略図である。
図 4は、 本発明の流量制御弁を用いた電子制御ブレーキブースターの概 略図である。 図 5は、 本発明の第 3実施例に係る両効き型の液圧制御装置を示す側断 面図である。
図 6は、 第 3実施例の変形例を示す側断面図である。
図 7は、 本発明の第 4実施例に係る流量制御弁を示す側断面図である。 図 8は、 従来の流量制御弁の一例を示す側断面図である。
発明の好ましい態様
以下、 図面に示す実施例に基づいて、 本発明について詳細に説明する力^ 本発明はこれら実施例のみに限定されるものではない。
第 1実施例
図 1に示す本発明の第 1実施例に係る流量制御弁 1 0—1は、 入力口を 構成する第 1ポート 1 3及び出力口を構成する第 2ポート 1 6を設けた筐 体 1 1の内部に、 ほぼ液密状態で軸方向に摺動可能なビス トン 1 2を収容 している。 また、 ピス トン 1 2の一方の端部と筐体 1 1との間に第 1液室 Aを形成すると共に、 ピストン 1 2の他方の端部と筐体 1 1との間に、 第 2ポート 1 6と連通する第 2液室 Bを形成している。
上記ビストン 1 2には、 オリフィス 1 5を介して上記第 1及び第 2液室 A， Bを相互に連通させる液通路 1 2 Aを軸方向に貫通して設けている。 また、 ピス トン 1 2の第 1液室 A側の端部には、 後述する開閉弁 1 4を開 弁するための押し棒部 1 2 Bを突設している。 さらに、 ピストン 1 2の第 2液室 B側の端部には、 ビストン駆動子 1 2 Cを突設している。
上記第 1液室 Aには、 上記ピストン 1 2を図中軸方向右向きに付勢する 初期位置保持用のスプリング 1 8を縮装している。 一方、 筐体 1 1の第 2 液室 B側には、 付勢手段を構成する電磁石 2 0を配置している。 この電磁 石 2 0には、 上記ビストン駆動子 1 2 Cを挿入しており、 電流が印加され るとその電流に応じてビストン 1 2を図中軸方向左向きに付勢する。 電磁 石 2 0に印加する電流が 0であり、 電磁石 2 0が.ピストン 1 2に対して付 勢力を作用しないときは、 ピストン 1 2は上記スプリング 1 8の付勢力に より、 図 1に示す初期位置に保持される。
なお、 上記スプリング 1 8の付勢力は電磁石 2 0の出力を減殺するので、 上記電磁石 2 0の非作動時にビストン 1 2を初期位置に保持するために必 要な最小限の付勢力に設定することが好ましい。
上記第 1ポート 1 3と第 1液室 Aの間には、 この第 1ポート 1 3と第 1 液室 Aを連通、 遮断する第 1開閉弁 1 4を介設している。 この第 1開閉弁 1 4は、 着座用スプリング 1 4 A、 球状体からなる弁体 1 4 B、 及び、 ピ ストン 1 2の端部と対向して第 1液室 Aに開口する弁座部 1 4 C備えたポ ぺッ ト弁である。
上記弁体 1 4 Bは着座用スプリング 1 4 Aにより図中左側から右側向け て弁座部 1 4 Cに弾性的に押圧されており、 この閉弁状態では第 1ポート 1 3と第 1液室 Aとの間は遮断される。 また、 弁体 1 4 Bは、 ピストン 1 2が図中左方向に変位すると、 押し棒部 1 2 Bに押されて着座用スプリン グ 1 4 Aの付勢力に抗して図中左側に移動して開弁し、 第 1ポート 1 3と 第 1液室 Aが連通する。
筐体 1 1には、 上記液通路 1 2 Aと並列に第 1液室 Aと第 2液室 Bを相 互に連通させるバイパス通液路 3 1を設け、 このバイパス通液路 3 1の途 中にリ リーフ弁 3 3を設けている。
このリ リーフ弁 3 3は、 着座用スプリング 3 3 Aにより球体からなる弁 体 3 3 Bを弁座部 3 3 Cに対して図中左向きに弾性的に付勢してなり、 第 1液室 Aの液圧が第 2液室 Bの液圧よりも所定の設定値以上大きくなると、 上記弁体 3 3 Bが着座用スプリング 3 3 Aの付勢力に抗して弁座部 3 3 C から離れて開弁する。 上記第 1実施例の流量制御弁において、 第 1開閉弁 14のシール部分の 有効断面積を a、 ピス トン 12の断面積を A、 第 1ポート 13の液圧を P i 第 1液室 Aの液圧を P a、 第 2液室 B及び第 2ポート 16の液圧を P b、 スプリング 18の付勢力を 、 電磁石 20の付勢力を Fとすると（逆 止弁 14の弁体を保持するための着座用スプリング 14 Aによる微弱な付 勢力は無視する）、 ピストン 12が軸方向左向きに変位して開閉弁 14が 開弁するのは、 ピストン 12に作用する軸方向右向きの力が軸方向左向き の力よりも大きいときである。 よって、 開閉弁 14が開閉するのは下記の 式 （2) が成立する場合である。
F-f +PbxA-Pax(A-a)>Pix a -(2)
さらに、 この式 （2) を変形すると
(Pa-PbX(F-f -(P i -Pb)x a)Z(A - a) ·'·(3) となる。
上記式 （3) が成立すると、 ビストン 12が図中左向きに変位し、 押し 棒部 12 Βの押動により第 1開閉弁 14が開弁する。 そして、 第 1開閉弁 14の開弁により、 作動液がオリフィス 15を介して第 1ポート 13から 第 1液室 Αへ流れる。 この第 1開閉弁 14を通過する液流により、 第 1液 室 Aの液圧 P aが上昇し、 ピス トン 12には第 1液室 Aと第 2液室 Bとの 間の差圧により、 図中右方向 （弁体 14 Bを着座させる方向） の液圧力が 作用する。
液圧 Paが高くなると、 上記式（3)が成立しなくなり、 ピス トン 12が 軸方向右向きへ変位して第 1開閉弁 14が閉弁し、 第 1ポート 13からの 作動液の流入を遮断する。 し力、し、 第 1液室 Aと第 2液室 Bとはオリフィ ス 15を介して相互に連通しているため、 第 1液室 Aに流入した作動液は、 オリフィス 15の流量断面積に応じて（Pa— Pb)の平方根に比例して第 2 液室 Bへ流出し、 第 1液室 Aの液圧 Paが低下する。 よって、 再び式（3) が成立して第 1開閉弁 14が開弁し、 再度第 Ίポート 13から第 1液室 A へ作動液が流入する。
上記のような第 1開閉弁 14の開閉動作により、 第 1液室 Aへの作動液 の流入量と第 1液室 Aからの作動液の流出量とが等しくなり、 式（3)の不 等号が等号となったところで流量が安定する。 よって、 電磁石 20の付勢 力 Fの大きさを調整して、 式（3)の右辺（F— f -(Pi-Pb)x a)/(A — a)をある値に設定すれば、 その値が式（3)の左辺の差圧（P a-P b) となり、 この差圧 （P a-Pb) の平方根に比例する流量が第 1ポート 1 3から第 2ポート 16へ流れることになる。
まず、 F = 0、 即ち、 非通電時には、 上記式 （3) の右辺は負になり、 第 1開閉弁 14を開弁する力は発生せず、 Pa=Pb、 流量 0の状態を維持 する。 すなわち、 この第 1実施例の流量制御弁 10— 1は電磁石 20の非 通電時には、 第 1開閉弁 14が常時閉状態となる常閉型である。
この閉弁時には、 上記のように第 1開閉弁 14を弁体 14 Bを着座部 1 4 Cに押圧して閉弁するポぺッ ト弁としているため、 作動液が第 1ポート 13から洩れて第 2ポート— 16に流れてしまうことがない。
次に、 F = 0から Fを大きくすると、 それに伴って差圧 （P a— Pb) が大きくなり、 第 1ポート 13から第 2ポート 16に流れる作動液の流量 が増加する。 よって、 第 1実施例では、 電磁石 20に対する印加電流を調 整することにより作動液の通過流量を連続的に制御することができる。 付勢力 Fの増加に伴い上記差圧 （Pa— Pb) が所定の設定値に達する と、 上記リ リーフ弁 33が開弁し、 第 1ポート 13から流入する作動液は、 バイパス通路 31を介して出力口 16に流れ、 流量制御弁 10— 1の流量 は一時に増大する。 上記式（3)の右辺のパラメータのうち、 ί、 A、 aは設計時に決まる値 であって一定であるが、 P b及び P iは第 1 一ト 13、 第 2ポート 16 に接続する機器により異なる。 よって、 上記所望の流量、 即ち差圧 Pa— Pbに対応する付勢力 Fは、 第 1ポート 13と第 2ポート 16の間の差圧 に対する関数となる。
例えば、 液圧 P iが一定の場合には、 液圧 P bが測定されれば所望の流 量を得るための付勢力 Fが決まり、 逆に、 液圧 P bが一定の場合には、 液 圧 P iが測定されれば所望の流量を得るための付勢力 Fが決まる。
よって、 この流量制御弁 10— 1で所望の流量とするためには、 上記液 圧 P b, ？ iを測定し、 これに基づいて付勢力 Fを設定しなければならな い。
第 2実施例
次に、 図 2に示す本発明の第 2実施例について説明する。
図 2の示す流量制御弁 10— 2では、 電磁石 20は、 引き込み型であつ て、 通電時には、 ピス トン 12に対して軸方向右向きの付勢力を作用する。 また、 第 2実施例では、 初期位置保持用のスプリング 18を配置してお り、 第 2液室 B内に配置じており、 スプリング 18により、 ピストン 12 を軸線方向左向きに付勢している。
そのため、 第 2実施例において、 開閉弁 14が開弁する条件は、 第 1実 施例における式（ 3 )に対応する下記の式（ 4 )で与えられる。
(Pa-Pb)<(-F+ f -(P i -Pb)x a)/(A— a) -(4) この流量制御弁 10— 2では、 上記スプリング 18の付勢力 f を P i X aより大きく設定した場合、 電磁石 20を非通電として F = 0とすると、 式（ 4 )が常時成立して開閉弁 14が開弁状態となり、 第 1液室 Aの液圧 P aが P a = P iとなるまで昇圧すると共に、 第 2液室 Bの液圧 P bも P b = P a = P i となるまで昇圧する。 このように第 2実施例の流量制御弁 1 0— 2は、 電磁石 2 0の非通電時には、 開閉弁 1 4が常時開状態となる常 閉型である。
—方、 上記電磁石 2 0に適電してビストン 1 2に付勢力 Fを加えると、 第 1実施例と同様に開閉弁 1 4の開閉により、 第 1液室 Aへの流入量と流 出量が等しくなり、 上記式 （4 ) の不等号が等号となったところで流量が 安定する。 また、 このときのオリフィス 1 5の通過流量は、 第 1液室 Aと 第 2液室 Bの差圧 （P a— P b ) の平方根に比例する。 よって、 電磁石 2 0 ' の付勢力 Fを大きくすれば、 それに伴って差圧 （P .a — P b ) が小さ くなり、 第 1ポート 1 3から第 2ポート 1 6に流れる作動液の流量が減少 する。 よって、 この第 2実施例の流量制御弁 1 0— 2も電磁石 2 0に付加 する電流を調整することにより通過流量を連続的に制御することができる。 また、 上記付勢力 Fを大きく設定して第 1開閉弁 1 4を閉弁状態とした ときには、 この第 1開閉弁 1 4は球状の弁体 1 4 Bを弁座部 1 4 Cに押圧 する構成としているため、 作動液が第 1ポート 1 3から第 2ポート 1 6に 洩れることがない。
第 2実施例のその他構成及び作用は上記第 1実施例と同一であるので説 明を省略する。
図 3は、 周知の容積拡張型のアンチロックシステムにお.いて、 加圧弁と して第 2実施例に係る流量制御弁 1 0— 2を用い、 排出弁として第 1実施 例に係る流量制御弁 1 0— 1を用いた例を極度に模式化したものである。 このアンチロックシステムでは、 制御室 4 1に、 デブーストピストン 4 2を摺動自在に収容しており、 このデブーストピストン 4 2により制御室 4 1を第 1部分 4 1 Aと第 2部分 4 1 Bに液密に仕切る構成としている。 上記第 1部分 4 1 Bには、 マスタシリンダ 4 3と車輪ブレーキ 4 4を連 通、 遮断する遮断弁 4 5を設けている。 この遮断弁 4 5はデブーストビス トン 4 2の先端に設けた押し棒部 4 2 Aにより開閉される。
—方、 第 2部分 4 1 Bには、 ポンプ 4 7から吐出される高圧の作動液を 貯液するァクチユエータ 4 8を、 上記第 2実施例に係る常開型の流量制御 弁 1 0— 2からなる加圧弁を介して接続している。 また、 第 2部分 4 1 B には、 上記第 1実施例に係る常閉型の流量制御弁 1 0— 1からなる減圧弁 を接続している。
上記加圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 2は、 第 1ポート 1 3をアキュ ムレータ 4 8に接続すると共に、 第 2ポート 1 6を第 2部分 4 1 Bに接続 している。 また、 減圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 1は第 1ポート 1 3 を第 2部分 4 1 Bと接続すると共に、 第 2ポート 1 6をリザーバ 4 9と接 続しており、 このリザ一バ 4 9の作動液をポンプ 4 7で加圧してアキュム レータ 4 8に送るようにしている。
さらに、 このアンチロックシステムでは、 車輪のロック兆候を検出する 電子制御装置 （図示せず） を備えており、 この電子制御装置の指令に基づ いて各流量制御弁 1 0— 1 , 1 0— 2の電磁石 2 0に対して電流を調整す る構成としている。
上記したように流量制御弁 1 0— 1及び流量制御弁 1 0— 2では、 所望 の流量に対応する電磁石 2 0の付勢力を決めるためには、 それぞれ第 1ポ 一ト 1 3の液圧 P i、 第 2液室 B及び第 2ポート 1 6の液圧 P bの差圧を 知る必要がある。 し力、し、 この図 3のシステムでは、 加圧弁を構成する流 量制御弁 1 0— 1は、 第 1ポート 1 3を圧力がほぼ一定であるアキュムレ 一夕 4 8に接続しているため、 液圧 P iはこのアキュムレータ 4 8の液圧 とほぼ等しい一定の圧力となる。 また、 減圧弁を構成する流量制御弁 1 0 一 2は、 第 2ポート 1 6を圧力が実質的に 0であるリザーバ 4 9に接続し ているため、 液圧 P bはほぼ常時 0となる。 よって、 各流量制御弁 1 0— 1 , 1 0— 2の所望の流量に対する電磁石の 2 0の付勢力 Fを決めるため には、 流量制御弁 1 0— 1についての液圧 P b及び流量制御弁 1 0— 2に ついての液圧 P iが分かればよい。
そのため、 図 3のシステムでは、 図中点 C点における圧力を差圧検出手 段を構成する圧力センサー （図示せず） により直接測定し、 上記電子制御 装置がこの測定値を流量制御弁 1 0—1の液圧 P b、 流量制御弁 1 0— 2 の液圧 P i として上記式 （3 ) ， （4 ) に基づいて、 各流量制御弁 1 0— 1 , 1 0— 2に対して所望の流量に対応する付勢力を生じるように電磁石 2 0に電流を印加する構成としている。
次に、 図 3のアンチロックシステムの作動について説明する。
まず、 通常時には、 加圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 2が開弁、 減圧 弁を構成する流量制御弁 1 0— 1が閉弁であって、 アキュムレータ 4 8の 圧力が制御室 4 1の第 2部分 4 1 Bに作用している。 そのため、 デブース トピストン 4 2は図中上方位置にあって遮断弁 4 5が開弁しており、 ブレ ーキペダル 5 0の踏み込み量に応じて、 マスタシリンダ 4 3から作動液が 車輪ブレーキ 4 4に供給される。
上記通常時には、 閉弁状態にある流量制御弁 1 0—1にアキュムレータ 4 8及び制御室 4 1の第 2部分 4 1 bの高圧な作動液が作用するが、 この 流量制御弁 1 0— 1の第 1開閉弁 1 4は弁体 1 4 Bを着座部 1 4 Cに押圧 して閉弁する構成としているため、 作動液の洩れが生じることがなく、 ブ レーキペダル 5 0の踏み込みにより確実に車輪ブレーキ 4 4の液圧が上昇 する。
アンチロック制御時には、 加圧弁を構成する流量制御弁 1 0.— 2を閉弁 する一方、 減圧弁 1 0— 1を開弁し、 制御室 4 1の第 2部分 4 1 Bの作動 液を排出する。 第 2部分 4 1 Bが減圧されると、 デブ一ス トピス トン 4 2 が図中下方に移動して遮断弁 4 5が閉弁し、 さらにデブーストビストン 4 2が下方に移動すると、 第 1部分 4 1 Aの容積が拡張し、 これにより車輪 ブレーキ 4 4の液圧が減圧される。
このとき、 排出弁を第 1実施例に係る流量制御弁 1 0— 1としているた め、 電磁石 2 0の付勢力 Fを調整することにより、 所望の通過に流量に連 続的に制御することができる。 よって、 この図 3のアンチロックシステム では、 排出弁としてオン/オフ型の電磁切替弁を採用した場合と比較して、 アンチ口ック制御時の車輪ブレーキ 4 4の液圧を滑らかに制御することが できる。
なお、 この図 3のシステムでは、 制御室 4 1の第 2部分 4 1 Bの液圧は、 第 1部分 4 1 Aの液圧とブレーキペダル 5 1の踏み込み量から求めること ができる。 よって、 図中 D点に圧力センサ一を設け、 流量制御弁 1 0— 1 の液圧 P b、 流量制御弁 1 0— 2の液圧 P iに相当する C点の液圧を間接 的に測定する構成としてもよい。 また、 圧力センサーを用いることなく、 車輪ロック兆候の発生状況あるいは流量制御弁 1 0— 1 , 1 0— 2ブレー キペダルの作動履歴から C点の液圧を推定してもよい。
図 4はブレーキブースタの加圧弁に第 1実施例に係る常閉の流量制御弁 1 0— 1を用い、 排出弁に第 2実施例に係る常開の流量制御弁 1 0— 2を 用いた例を極度に模式化して示したものである。 この種のブレーキブース 夕については本出願人による特願平 2— 7 3 5 5 7号に開示されている。 マス夕シリンダ 4 3に摺動自在に嵌合したビストン 5 1の図中右端部に は、 仕切壁部 5 1 Aを設けており、 この仕切壁部 5 1 Aがマスタシリンダ
4 3と連続して設けたブースタ部 5 2の内部を第 1部分 5 2 Aと第 2部分
5 2 Bとに液密に仕切っている。 また、 ピストン 5 1には、 ピストン 5 1 が図示の初期位置にあるときに、 ブースタ部 5 2の第 1部分 5 2 Aとマス 夕シリンダ 4 3とを連通するように通路 5 2 Bを設けている。
上記ブースタ部 5 2の第 1部分 5 2 Aには、 作動液を貯液した液溜部 5 4を接続している。 一方、 ブースタ部 5 2の第 2部分 5 2 Bには、 加圧弁 を構成する常閉の流量制御弁 1 0— 1の第 2ポート 1 6を接続する共に、 排出弁を構成する常開の流量制御弁 1 0— 2の第 1ポート 1 3を接続して いる。
また、 上記流量制御弁 1 0— 1の第 1ポート 1 3はアキュムレータ 4 8 に接続している。 さらに、 流量制御弁 1 0— 2の第 2ポート 1 6をリザー バ 4 9に接続しており、 このリザーバ 4 9内の作動液をポンプ 4 7により アキュムレータ 4 8に送る構成としている。
この図 4の構成では、 上記図 3のアンチロックシステムの場合と同様に、 加圧弁を構成する常閉の流量制御弁 1 0— 1の第 1ポート 1 3の液圧 P i は、 この第 1ポート 1 3をアキュムレータ 4 8に接続しているためほぼ一 定であり、 また、 減圧弁を構成する常閉の流量制御弁 1 0— 2の第 2ポー ト 1 6の液圧 P bは、 この第 2ポート 1 3をリザーバ 4 9に接続している ためほぼ一定である。 よって、 この図 4の構成では、 図中点 C点における 圧力を圧力センサー （図示せず） により測定し、 この測定値を流量制御弁 1 0— 1の液圧 P b、 流量制御弁 1 0— 2の液圧 P i として上記式 （3 ) ， ( 4 ) に基づいて、 各流量制御弁 1 0— 1， 1 0— 2に対して所望の流量 となるように電磁石 2 0による付勢力 Fを調整する。
この図 4の構成では、 通常時には、 加圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 1が閉弁、 減圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 2が開弁状態であり、 ブー スト部 5 2の第 2部分 5 2 Bには液圧が作用せず、 ブレーキペダル 5 0の 踏み込みに応じてビストン 5 1が図中左向きに移動し、 車輪ブレーキ 4 4 に作動液を供給する。
この通常時では、 上記加圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 1には、 アキュ ムレータ 4 8の高圧な作動液が作用する力 この流量制御弁 1 0— 1の第 1開閉弁 1 4は弁体 1 4 Bを着座部 1 4 Cに押圧して閉弁する構成として いるため、 作動液の洩れが生じることがなく、 ブレーキペダル 5 0を踏み 込まないにもかかわらずビストン 5 1が変位してしまうことがない。
—方、 ブースト時には、 加圧弁を構成する流量制御弁 1 0 — 1を開弁す る一方、 減圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 2を閉弁し、 アキュムレータ 4 8の高圧の作動液をブースタ部 5 2の第 2部分 5 2 Bに供給し加圧し、 ブレーキペダル 5 0の踏み込みとは無関係にビストン 5 1を左側に変位さ せてホイルシリンダ 4 3を加圧する。
このとき、 加圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 1は電磁石 2 0による付 勢力 Fを調整することにより通過流量を連続的に制御することができるた め、 加圧弁をオン Zオフ型の電磁弁とした場合と比較してホイルシリンダ 3に対する加圧を滑らかに行うことができる。
ブースト終了時には、 加圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 1を閉弁する —方、 減圧弁を構成する流量制御弁 1 0— 2を開弁し、 ブースタ 5 2の第 2部分 5 2 Bの作動液をリザーバ 4 9に排出する。 この際、 上記ブースト 時と同様に、 流量制御弁 1 0— 2は電磁石 2 0の付勢力 Fを調整すること により流量を連続的に制御することができるため、 第 2部分 5 2 Bの減圧 を滑らかに行うことができる。 .
第 3実施例
次に、 本発明の第 3実施例について説明する。
図 5に示す第 3実施例に係る流量制御弁 1 0— 3は、 上記第 1実施例及 び第 2実施例の流量制御弁 1 0— 1 , 1 0— 2を一体化した両効き型の流 量制御弁である。 この流量制御弁 10— 3は、 基本的には上記図 1に示す 流量制御弁 10—1と同様の構成としており、 筐体 11に第 1液室 Aと連 通し、 排出口を構成する第 3ポート 17を設け、 ピストン 12を第 3ポー ト 17を開閉するスプール弁からなる第 2開閉弁としている。
すなわち、 ピストン 12が図 5に示す初期位置にある時には、 第 1開閉 弁 14が閉弁する一方、 第 3ポート 17は開放しており、 第 3ポート 17 と第 1液室 Aを連通させている。 また、 ピストン 12は図中左側へ、 第 1 の距離 L 1だけ移動すると、 第 3ポート 17を閉鎖して第 1液室 Aとの連 通を遮断し、 更に第 2の距離 L 2移動すると開閉弁 14を開弁して第 1ポ ート 13と第 1液室 Aを連通させる。
また、 第 3実施例では、 リ リーフ弁 33を備えたバイパス通路 31と並 列に、 第 2のバイパス通路 32を設けている。 このバイパス通路 32に設 けたリ リーフ弁 34は第 2液室 Bの液圧 P bが第 1液室 Aの液圧 P aより も所定の設定値以上大きくなると開弁する。
この第 3実施例の流量制御弁 10— 3では、 F< f の時は、 第 1開閉弁 14が閉弁している。 そのため、 前記した特開平 3— 90462号と同じ 、
(Pb-P a)<(f -F)/A ·'·(5)
が成立する時、 第 3ポート 17が第 1液室 Αと連通して液圧 P aが低下し、 式 （5) が成立しなくなると両者の連通が遮断される。 この過程で固定ォ リフィス 15を通過して第 2液室 Bから第 1液室 Aに向かってほぼ差圧 （ P b— Pa) の平方根に比例した流量が流れ、 式 （5) の不等号が等号となつ た状態で平衡する。 このように第 3実施例では、 第 1開閉弁 14が閉弁し ているときに、 ピストン 12の軸方向の変位により第 3ポート 17と第 1 液室 Aとを連通、 遮断する構成としており、 付勢力 Fを変化させることに より、 第 2ポート 1 6及び第 3ポート 1 7の液圧とは無関係に第 2ポート 1 6から第 3ポー ト 1 7に流れる作動液の流量 （排出流量） を制御するこ とができ、 圧力補償作用を得ることができる。
付勢力 Fを大きく していくと、 F〉 iから F > i + ( P i— P b ) x a が成立するまでの間は、 ピストン 1 2は、 図示の初期位置から第 1の距離 L 1からさらに図中左側に変位し、 第 1開閉弁 1 4が閉弁状態となる共に、 ピストン 1 2が第 3ポート 1 7を閉鎖する。
この第 3実施例の流量制御弁 1 0— 3では、 上記した第 1実施例及び第 2実施例と同様に、 第 1開閉弁 1 4は球状体からなる弁体 1 4 Bを弁座部 1 4 Cに押圧することにより閉弁する構成としているため、 上記第 1開閉 弁 1 4の閉弁時に第 1ポート 1 3から作動液が洩れて第 2ポート 1 6や第 3ポー ト 1 7に流れることがない。
付勢力 Fをさらに大きく して、 F〉 i + ( P i— P b ) x aとなると、 上記第 3ポート 1 7は閉鎖状態で維持される一方、 第 1開閉弁 1 4は、 上 記第 1実施例の場合と同様に、 上記した式 （3 ) に従って開閉作動し、 付 勢力 Fに応じた流量の作動液が第 1ポート 1 3から第 2ポート 1 6に流れ、 付勢力 Fを調整することにより流量を連続的に制御することができる。 この第 3実施例の流量制御弁 1 0— 3は、 上記図 4に示したブレーキブ —スタにおいて、 流量制御弁 1 0— 1， 1 0— 2と置き換えることができ る。 この場合、 この流量制御弁 1 0— 3の第 1ポート 1をアキュムレータ 4 8に、 第 2ポート 1 6をブースタ部 5 2の第 2部分 5 2 Bに接続し、 さ らに、 第 3ポー トを 1 7をリザーバ 4 9に接続すればよい。
図 6に示す流量制御弁 1 0— 4は、 第 3実施例の流量制御弁 1 0— 3の 変形例である。 この流量制御弁 1 0— 4では、 筐体 1 1の第 1液室 A側に シール部材嵌合用の溝 1 1 Aを設け、 この溝 1 1 Aに漏れ防止用の弾性体 のリ ング部材 2 6を収容している。
上記図 6の流量制御弁 1 0— 3では、 第 3 ート 1 7を開閉する第 2開 閉弁を、 この第 3ポー ト 1 7とピス トン 1 2の周面により形成しているた め、 第 3ポート 1 7が閉鎖されてから第 1開閉弁 1 4が開弁する迄の状態 では、 ビストンの摺動面 Xから作動液の洩れが生じるおそれがある。
これに対して、 図 6の流量制御弁で 1 0— 4では、 上記ビストン 1 2が 図示の初期位置から軸方向左向きに移動すると、 ピス トン 1 2の外周が上 記リング部材 2 6に密着することにより、 第 3ポート 1 7を第 1液室 Aか ら遮断する。 そのため、 第 3ポート 1 7と第 1開閉弁 1 4の両方が閉鎖し ているときの第 3ポート 1 7からの作動液の洩れをオリフィス 1 5の通過 流量に対し実質的に無視できる程度に抑制することができる。
なお、 上記弾性リング部材に関しては本出願人による特願平 2— 3 1 1 9 8号、 特願平 2— 2 9 8 2 8号に記載されている。
第 4実施例
次に、 図 7に示す本発明の第 4実施例について説明する。
図 7に示す本発明の第 5実施例に係る流量制御弁 1 0— 5は、 ビス トン 5 5を摺動自在に収容した筐体 1 1に、 第 1液室 Aと連通する第 1ポート 1 3、 第 2液室 Bと連通する第 2ポート 1 6及びピス トン 5 5の外周と連 通する第 3ボート 1 7を設けている。
上記ピス トン 5 5は、 図中左側端部を円筒状のく り抜いた液室 5 5 Aを 設けると共に、 外周面に表面通路 5 5 Bを設け、 この表面通路 5 5 Bを通 路 5 5 Cを介して液室 5 5 Aに連通させている。
また、 上記液室 5 5 Aには、 上記第 1ポート 1 3を開閉する第 1開閉弁 δ 6の弁体 5 7を摺動自在に配置している。 この弁体 5 7は、 液室 5 5 A を軸方向に摺動する本体 5 7 aと、 この本体 5 7 aから突出する突出部 5 7 bを備え、 その先端に第 1ポート 1 3を閉鎖するため球体 5 7 cを取付 けている。 本体 5 7 aと液室 5 5 Aの端部との間には、 スプリング 5 8を 縮装しており、 このスプリング 5 8により弁体 5 7を図中軸方向左向きに 弾性的に付勢している。 ピストン 5 5の液室 5 5 Aが開口する部分には、 上記スプリング 5 8の付勢力に抗して上記弁体 5 7を係止するための係止 部 5 5 Dを径方向に突設している。 また、 上記弁体 5 7の本体 5 7 aには、 通孔 5 7 dを設けており、 上記表面通路 5 5 Bは、 通路 5 5 C、 液室 5 5 A及び通孔 5 7 dを介して第 1ポート 1 3と常時連通している。
上記表面通路 5 5 Bは、 ピス トン 5 5の軸方向に変位により上記第 3ポ ート 1 7と連通、 遮断し、 ピス トン 5 5は第 3ポート 1 3と第 1液室 Aと を連通、 遮断する第 2開閉弁として機能する。
筐体 1 1には上記第 1液室 Aから第 2液室 Bに連通する液通路 5 9を設 け、 この液通路 5 9に可変オリフィス 6 0を設けている。 この可変オリフィ ス 6 0は、 液通路 5 9の途中に設けた液室内に摺動自在に配置した可動子 6 1、 この可動子 6 1を図中右向きに弾性的に付勢するスプリング 6 2、 及び、 可動子 6 1に対して図中左向きに付勢する電磁石 6 3を備えている。 この可変オリフィス 6 0では、 上記電磁石 6 3に印加する電流を調整する ことにより、 可動子 6 1の位置を変化させ、 よって、 図中 Sで示す部分の 断面積 （流量断面積） を変化させることができる。
上記ビストン 5 5の図中右側端部には、 第 1実施例から第 4実施例と同 様にビストン駆動子 5 5 Eを挿入する電磁石 2 0を配置している。
この第 4実施例の流量制御弁 1 0— 5は、 上記第 1実施例から第 3実施 例と異なり、 第 1ポート 1 3を排出口、 第 3ポート 1 6を入力口、 第 2ポ 一ト 1 7を出力口として使用する。
電磁石 2 0を非通電として、 F = 0とすると、 第 1開閉弁 5 6の弁体 5 7はスプリング 58の付勢力により弁座部 56 aに押圧され、 第 1開閉弁 56は閉弁状態にある。 一方、 第 3ポート 17は表面通路 55 Bを介して 第 1液室 Aと連通するが、
P a - Pb> f /A … （6)
が成立すると、 ピス トン 12が図中軸方向右向きに移動して両者の連通が 遮断される。 このとき第 1液室 Aから第 2液室 Bに向かって差圧 （P a— Pb) の応じた流量の作動液が流れ第 1液室 Aの圧力が低下し、 再び式 （6 ) が成立する。 このピストン 12による第 3ポート 17の開閉により、 可 変オリフィス 60の両側の差圧は上記式 （6) が等式となった状態で平行 する。 よって、 第 4実施例の流量制御弁 10— 5は、 F=0のときには、 第 3ポート 17を高圧側、 第 2ポート 16を高圧側とする圧力補償弁とし て機能する。 また、 このときの流量は、 可変オリフィス 60の流量断面積 Sを変えることにより連続的に制御することができる。
上記電磁石 20の付勢力 Fをスプリング 18の付勢力 ίと釣り合うよう に設定すると、 第 1開閉弁 14が閉弁する共に、 第 3ポート 17もピスト ン 55の周面により閉鎖される。
電磁石 20の付勢力 Fをスプリング 18の付勢力 ίよりも大きくすると、 ビストン 12は図中軸方向右向きに移動し、 第 3ポート 13は第 1液室 A から遮断された状態となる。 また、 ピス トン 55が右方向に移動すること により、 弁体 57は係止部 55 Bに係止されてビストン 55と共に図中右 向きに移動し、 第 1開閉弁 14が開弁する。
第 1開閉弁 14が開弁する条件は、 上記第 1実施例から第 3実施例と同 様に、 Pb— P aく F— ί (P b-P i ) / (A- a) - (7) であり、 この式 （7) が成立すると第 2ポート 16から可変オリフィス 6 0を介して第 1ポート 13に作動液が流れ、 第 1液室 Aの液圧 P aが低下 すると第 1開閉弁 1 4が遮断される。 そして、 第 1液室 Aの液圧が上昇す ると再び式 （7 ) 力城立して第 1開閉弁 1 4が開閉する。
上記第 1開閉弁 1 4の開閉作動により、 上記式 （7 ) の不等号が等号と なったところで第 2ポー卜 1 6から第 1ポート 1 3に流れる作動液の流量 が安定する。 よって、 この第 4実施例の流量制御弁においても、 上記第 1 実施例から第 3実施例の流量制御弁と同様に、 液圧 P b , P iが分かれば、 電磁石 2 0による付勢力 Fを調整することにより第 2ポー卜 1 6から第 1 ポート 1 3への流量を所望の流量に設定することができる。
2
また、 本実施例では、 上記のように可変オリフィス 6 0を備えるため、 上記電磁石 2 0の付勢力 Fを一定としたまま可変ォリフィス 6 0の流量面 積 Sを変えることにより作動液の流量を調整することもできる。
この第 4実施例の流量制御弁 1 0— 5は、 上記図 3に示したアンチ口ッ クブレーキシステムにおいて、 流量制御弁 1 0— 1 , 1 0— 2と置き換え ることができる。 この場合、 流量制御弁 1 0— 5の第 1ポート 1 3をリザ ーバ 4 9に接続すると共に、 第 2ポート 1 6をアキュムレータ 4 8と接続 し、 さらに、 第 3ポート 1 7を制御室 4 1の第 2部分 4 1 Bに接続すれば よい。
その他の変形例
なお、 本発明は、 上記実施例に限定されるものではなく、 種々の変形が 可能である。
また、 常閉弁とするか常開弁とするか第 1ポートを入力口とするか排出 口とする力、、 第 3ポートを設ける否か、 ピストンに対する付勢力を可変と するか否か、 オリフィスの流量断面積を可変とするか否か、 バイパス流路 及びリ リーフ弁を設けるか否か等は、 流量制御弁を使用する装置の用途、 作動液の性状、 連続制御する流量の範囲等に応じて自由に選択し、 組み合 わせることができる。
また、 上記実施例では、 ビスントに対する付勢力及びオリフィスの流量 断面積を無段階で制御する構成としているが、 2段、 3段切替のような多 段階切替としてもよい。
発明の効果
以上の説明から明らかなように、 本発明に係る流量制御弁は、 少なくと も第 1及び第 2ポートを設けた筐体に付勢手段により付勢されるビストン を摺動可能に収容し、 このピス トン両端部に第 1及び第 2液室を形成して おり、 第 2液室を上記第 2ポー卜と連通させると共に、 上記第 1ポー卜と 第 1液室の間に、 ビス トンの一端部と対向して第 1液室に開口する弁座部 と、 ピストンの軸方向の変位と連動して該弁座部に着座、 離脱する弁体と を有する第 1開閉弁を設けている。 また、 上記第 1液室と第 2液室を連通 する通液路には、 オリフィスを設けている。 よって、 本発明に係る流量制 御弁では、 第 1開閉弁の閉弁時における作動液の洩れ防止と、 上記付勢手 段によるビストンに対する付勢力を調整することによる作動液の流量を連 続的制御を、 簡易かつ安価な構成で同時に実現することができる。 よって、 本発明の流量制御弁は、 所望の流量とするために負荷液圧（システム構成 により液圧制御装置の出力液圧または入力液圧の少なくともいずれかとな る）を計測する必要があるものの、 特に、 システム制御上の必要から負荷 液圧の計測が不可欠なシステムにおいて優れた実用価値を有する。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 少なくとも第 1ポートと第 2ポートを設けた筐体と、
軸方向に摺動可能に上記筐体に収容したビストンと、
ビストンの一方の端部と筐体との間に形成した第 1液室と、
ビストンの他方の端部と筐体との間に形成した上記第 2ポー卜と連通す る第 2液室と、
上記第 1液室と第 2液室とを連通する液通路と、
該液通路中に設けたォリフィスと、
ビストンを軸方向に付勢する付勢手段と、
上記第 1ポー卜と第 1液室の間に設けられ、 上記ビス トンの一端部と対 向して第 1液室に開口する弁座部と、 ビス トンの軸方向の変位と連動して 該弁座部に着座、 離脱する弁体とを有し、 第 1ポートと第 1液室を連通、 遮断する第 1開閉弁とを備え、
上記オリフィスを通過する液流によって発生する第 1液室と第 2液室と の間の差圧により上記ビストンに作用する液圧力が、 上記第 1開閉弁の弁 体を着座部に着座させる方向に作用するように構成した流量制御弁。
2. 上記第 1開閉弁は、 球状の弁体と、 該弁体を上記弁座部に着座する方 向に弾性的に付勢する着座用スプリングとを備えるポぺッ 卜弁であること を特徴とする請求項 1に記載の流量制御弁。
3. 上記筐体に第 3ポートを設け、
上記第 1開閉弁が閉弁しているときに、 上記ビストンの軸方向の変位と 連動して開閉し、 第 3ポートと第 1液室を連通、 遮断する第 2開閉弁を設 けていることを特徴とする請求項 1又は請求項 2に記載の流量制御弁。
4 . 上記第 1液室と第 2液室を連通するバイパス液通路を上記液通路と並 列に設けると共に、 該バイパス液通路に上記第 1液室と第 2液室との間の 差圧が所定の設定値以上となると開弁するリ リーフ弁を設けていることを 特徴とする請求項 1から請求項 3に記載の流量制御弁。
5. 上記付勢手段はビス トンに対する付勢力を調整可能であることを特徴 とする請求項 1から請求項 4に記載の流量制御弁。
6. 上記オリフィスは流量断面積を調整可能であることを特徴とする請求 項 1から請求項 5に記載の流量制御弁。
7. 少なくとも第 1ポートと第 2ポートを設けた筐体と、
軸方向に摺動可能に上記筐体に収容したビストンと、
ビストンの一方の端部と筐体との間に形成した第 1液室と、
ビストンの他方の端部と筐体との間に形成した上記第 2ポー卜と連通す る第 2液室と、
上記第 1液室と第 2液室とを連通する液通路と、
該液通路中に設けたォリフィスと、
ビストンを軸方向に付勢する付勢手段と、
上記第 1ポー卜と第 1液室の間に設けられ、 上記ビス トンの一端部と対 向して第 1液室に開口する弁座部と、 ビストンの軸方向の変位と連動して 該弁座部に着座、 離脱する弁体とを有し、 第 1ポー卜と第 1液室を連逼、 遮断する第 1開閉弁とを備え、
上記オリフィスを通過する液流によって発生する第 1液室と第 2液室と の間の差圧により上記ビストンに作用する液圧力が、 上記第 1開閉弁の弁 体を着座部に着座させる方向に作用するように構成した流量制御弁の制御 方法であって、
上記第 1ポー卜と第 2ポー卜との間の差圧を検出する差圧検出手段を設 け、 この差圧検出手段の検出した差圧と所望の流量の関数として求められ る制御量に基づいて上記付勢手段のビス卜ンに対する付勢力又はォリフィ スの流量断面積の少なくともいずれか一方を制御することを特徴とする流 量制御弁の制御方法。
PCT/JP1993/000948 1992-07-13 1993-07-09 Flow rate control valve and its control method WO1994001813A1 (en)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP19930914979 EP0607451B1 (en) 1992-07-13 1993-07-09 Flow rate control valve and its control method
KR1019940700767A KR100294370B1 (ko) 1992-07-13 1993-07-09 유량제어밸브및그제어방법
DE1993623616 DE69323616T2 (de) 1992-07-13 1993-07-09 Durchflussregelventil und steuerverfahren dafür
US08/196,108 US5460199A (en) 1992-07-13 1993-07-09 Flow control valve and control method therefor

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP18504392 1992-07-13
JP4/185043 1992-07-13
JP13593893A JPH0683457A (ja) 1992-07-13 1993-06-07 流量制御弁及びその制御方法
JP5/135938 1993-06-07

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO1994001813A1 true WO1994001813A1 (en) 1994-01-20

Family

ID=26469660

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP1993/000948 WO1994001813A1 (en) 1992-07-13 1993-07-09 Flow rate control valve and its control method

Country Status (6)

Country Link
US (2) US5460199A (ja)
EP (1) EP0607451B1 (ja)
JP (1) JPH0683457A (ja)
KR (1) KR100294370B1 (ja)
DE (1) DE69323616T2 (ja)
WO (1) WO1994001813A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103118913A (zh) * 2010-09-29 2013-05-22 罗伯特·博世有限公司 用于车辆的助力制动系统以及用于控制所述助力制动系统的方法

Families Citing this family (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3428181B2 (ja) * 1994-11-16 2003-07-22 住友電気工業株式会社 アンチスキッド制御装置
DE19710862A1 (de) * 1997-03-15 1998-09-17 Itt Mfg Enterprises Inc Hydraulische, mit Fremdkraft betätigbare Bremsanlage
JPH10301634A (ja) 1997-04-28 1998-11-13 Sumitomo Electric Ind Ltd 流量制御弁
US6110427A (en) * 1998-08-14 2000-08-29 Becton, Dickinson And Company Flow regulator to maintain controllable volumetric flow rate
JP2001065514A (ja) 1999-08-31 2001-03-16 Sumitomo Electric Ind Ltd 比例圧力制御弁
DE10002001B4 (de) * 2000-01-19 2007-06-14 Robert Bosch Gmbh Dosiereinheit, deren Verwendung und Verfahren zur Dosierung flüssiger oder gasförmiger Edukte für ein Brennstoffzellensystem
JP4288854B2 (ja) 2000-08-16 2009-07-01 トヨタ自動車株式会社 ブレーキ装置
US20060091724A1 (en) * 2002-11-16 2006-05-04 Erhard Beck Method for operating a hydraulic vehicle-braking system
US7258058B2 (en) * 2005-08-31 2007-08-21 Caterpillar Inc Metering valve with integral relief and makeup function
KR100794393B1 (ko) * 2006-12-26 2008-01-15 한국지역난방공사 차압 유량 조절 밸브의 배관 설치 구조
CN101393086B (zh) * 2008-11-03 2010-12-01 北京安控科技股份有限公司 一种计量阀
JP2014185751A (ja) * 2013-03-25 2014-10-02 Jatco Ltd 無段変速機の制御装置及び制御方法
US9404593B2 (en) 2013-05-21 2016-08-02 Hamilton Sundstrand Corporation Vent valve
US9004614B1 (en) * 2013-09-25 2015-04-14 Bell Helicopter Textron Inc. Dual pressure control for a rotor brake actuator for vertical lift aircraft
KR101763121B1 (ko) 2016-02-29 2017-08-16 주식회사 나래나노텍 개선된 약액 가압 장치, 및 이를 구비한 약액 공급 장치
EP3244705B1 (en) * 2016-05-11 2019-07-03 ETH Zürich Method and light source for providing uv or x-ray light

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS55114647A (en) * 1979-02-23 1980-09-04 Akebono Brake Ind Co Ltd Hydraulic pressure controlling circuit for antiskid device
JPS6071360A (ja) * 1983-09-27 1985-04-23 Toyota Motor Corp 自動車用液圧ブレ−キ装置
JPH0324459U (ja) * 1989-07-17 1991-03-13

Family Cites Families (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE650404C (de) * 1931-06-12 1937-09-22 Harry Franklin Vickers Vorrichtung zur Steuerung der Bewegung eines durch Fluessigkeit beeinflussten Teiles
GB972771A (en) * 1959-08-10 1964-10-14 Dowty Hydraulic Units Ltd Improvements in or relating to hydrostatic bearing systems
SE331590B (ja) * 1967-04-04 1971-01-04 Elema Schoenander Ab
US3729018A (en) * 1971-07-06 1973-04-24 Spraying Systems Co Unloader valve for spray guns
US4206781A (en) * 1978-06-07 1980-06-10 Salter Jack N Self-actuated flow control valve
JPS5829020A (ja) * 1981-08-13 1983-02-21 Miyawakishiki Steam Toratsupu Seisakusho:Kk 圧力調整弁
DE3412351A1 (de) * 1984-04-03 1985-10-10 Mannesmann Rexroth GmbH, 8770 Lohr Magnetventil zum regeln des bremsdruckes in einem bremszylinder eines kraftfahrzeuges
AU610722B2 (en) * 1988-05-31 1991-05-23 Sumitomo Electric Industries, Ltd. Antilock mechanism
DE68927150T2 (de) * 1988-11-14 1997-04-10 Sumitomo Electric Industries Fluiddruckregler
JPH0775965B2 (ja) * 1988-11-14 1995-08-16 住友電気工業株式会社 液圧制御装置及び同装置を用いたブレーキ装置
JPH0775964B2 (ja) * 1989-04-03 1995-08-16 住友電気工業株式会社 ブレーキ装置
JPH0324459A (ja) * 1989-06-22 1991-02-01 Fuji Photo Film Co Ltd 被検査液収容装置
JP2836163B2 (ja) * 1989-12-21 1998-12-14 住友電気工業株式会社 流量制御弁
US5181534A (en) * 1989-12-21 1993-01-26 Sumitomo Electric Industries, Ltd. Flow control valve
JP2853237B2 (ja) * 1990-02-09 1999-02-03 住友電気工業株式会社 液圧制御装置
JPH03274502A (ja) * 1990-03-26 1991-12-05 Toppan Printing Co Ltd カラーフィルタ
JP3111461B2 (ja) * 1990-07-03 2000-11-20 株式会社デンソー 車両用ブレーキ圧力制御装置
US5137339A (en) * 1990-08-17 1992-08-11 Allied-Signal Inc. Regulator supply valve for adaptive braking and traction control systems
JP2628807B2 (ja) * 1991-07-30 1997-07-09 住友電気工業株式会社 アンチロック制御装置
JPH0565387A (ja) * 1991-09-09 1993-03-19 Asahi Chem Ind Co Ltd 柔軟性に優れる樹脂組成物
US5190068A (en) * 1992-07-02 1993-03-02 Brian Philbin Control apparatus and method for controlling fluid flows and pressures

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS55114647A (en) * 1979-02-23 1980-09-04 Akebono Brake Ind Co Ltd Hydraulic pressure controlling circuit for antiskid device
JPS6071360A (ja) * 1983-09-27 1985-04-23 Toyota Motor Corp 自動車用液圧ブレ−キ装置
JPH0324459U (ja) * 1989-07-17 1991-03-13

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP0607451A4 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103118913A (zh) * 2010-09-29 2013-05-22 罗伯特·博世有限公司 用于车辆的助力制动系统以及用于控制所述助力制动系统的方法
US9505389B2 (en) 2010-09-29 2016-11-29 Robert Bosch Gmbh Power-assisted braking system for a vehicle and method for controlling the power-assisted braking system

Also Published As

Publication number Publication date
US5460199A (en) 1995-10-24
US5524659A (en) 1996-06-11
JPH0683457A (ja) 1994-03-25
DE69323616T2 (de) 1999-07-22
EP0607451A1 (en) 1994-07-27
KR100294370B1 (ko) 2001-09-17
DE69323616D1 (de) 1999-04-01
EP0607451B1 (en) 1999-02-24
EP0607451A4 (en) 1995-05-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO1994001813A1 (en) Flow rate control valve and its control method
US6328275B1 (en) Bidirectional pilot operated control valve
CA2307406C (en) Pilot solenoid control valve with pressure responsive diaphragm
JP3710836B2 (ja) フィードバックポッペト弁
JP3837672B2 (ja) 電気油圧比例減圧−リリーフ弁
JPH10301634A (ja) 流量制御弁
JPH0544626Y2 (ja)
JPH01218950A (ja) 自動液圧制御機能を有するブレーキ装置
JP3875327B2 (ja) ２段式電気油圧圧力制御バルブ
JPH0324386A (ja) 流体放出弁組立体
EP0693408B1 (en) Hydraulic booster
WO1996000351A1 (fr) Distributeur muni d&#39;une soupape de compensation de pression
JP3536243B2 (ja) 油圧供給装置
US5238018A (en) Proportional pressure control valve
JP2017071312A (ja) 車両用制動装置
JP2003525399A (ja) 制御装置
US5193345A (en) Distributor of a fluid under pressure
JP2001003905A (ja) 流体圧アクチュエータの制御装置
JPH07144629A (ja) ３位置型電磁弁
JPH0828506A (ja) 圧力補償弁
WO1993024756A1 (en) Pressure compensation valve
JPS62147184A (ja) 油圧開閉弁
JPH0359307B2 (ja)
JPH0656010A (ja) ブレーキ制御装置
JP3839101B2 (ja) 流量制御弁

Legal Events

Date Code Title Description
AK Designated states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): KR US

AL Designated countries for regional patents

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH DE DK ES FR GB GR IE IT LU MC NL PT SE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 08196108

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1993914979

Country of ref document: EP

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 1993914979

Country of ref document: EP

WWG Wipo information: grant in national office

Ref document number: 1993914979

Country of ref document: EP