WO2012005156A1 - 制動装置及び車両 - Google Patents

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WO2012005156A1
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WO
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chamber
hydraulic
hydraulic pressure
braking
piston
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PCT/JP2011/064953
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English (en)
French (fr)
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太郎 刑部
孝之 金子
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Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
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    • 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
    • B60T11/00—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator without power assistance or drive or where such assistance or drive is irrelevant
    • B60T11/10—Transmitting braking action from initiating means to ultimate brake actuator without power assistance or drive or where such assistance or drive is irrelevant transmitting by fluid means, e.g. hydraulic
    • B60T11/16—Master control, e.g. master cylinders
    • B60T11/20—Tandem, side-by-side, or other multiple master cylinder units
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D63/00—Motor vehicles or trailers not otherwise provided for
    • B62D63/02—Motor vehicles
    • B62D63/04—Component parts or accessories

Definitions

  • the present invention relates to a braking device and a vehicle that apply a braking force during deceleration.
  • a vehicle such as an automobile is provided with a braking device such as a brake in order to decelerate and stop while traveling.
  • the brake device decelerates and stops the vehicle by applying a load to the rotating tire, the axle, and the drive mechanism in a direction that suppresses rotation.
  • roll stiffness variable means for changing the roll stiffness of the vehicle
  • braking / driving force applying means for applying braking / driving force to the wheels
  • a control means for calculating a yaw moment necessary to counter the extra yaw moment acting on the vehicle and controlling a braking / driving force difference between the left and right wheels so as to apply the necessary yaw moment to the vehicle.
  • a vehicle running control device is described.
  • the device described in Patent Literature 1 can improve straight traveling performance by adjusting the braking force of the left and right wheels as necessary.
  • a device for adjusting the braking force there are ABS (Anti-lock Brake System) control and VCS (Vehicle Control System) control.
  • the vehicle may be deflected during braking.
  • the brake when the brake is applied, there may be a behavior that the vehicle stops while turning in one direction. Even in such a case, the deflection of the vehicle can be suppressed by controlling the braking force by the apparatus described in Patent Document 1, ABS control, or VCS control.
  • the present invention has been made in view of the above, and an object of the present invention is to provide a braking device and a vehicle that can effectively suppress the deflection of the vehicle body during braking.
  • the present invention is a drive device that applies a braking force to a first tire and a second tire that are rotatably arranged on a vehicle body, and supplies hydraulic pressure.
  • a master cylinder having a first hydraulic pressure chamber and a second hydraulic pressure chamber, a piston for applying an external force to the first hydraulic pressure chamber and the second hydraulic pressure chamber, and a first hydraulic pressure chamber are supplied from the first hydraulic pressure chamber.
  • a first hydraulic brake that applies a braking force to the first tire based on the hydraulic pressure
  • a second hydraulic brake that applies a braking force to the second tire based on the hydraulic pressure supplied from the second hydraulic chamber.
  • the stroke amount of the piston is increased, the difference in the ratio between the pressure of the first hydraulic pressure chamber and the pressure of the second hydraulic pressure chamber is determined by the stroke amount of the piston. It is characterized in that it is larger than the difference in pressure ratio when.
  • the pressure of the first hydraulic pressure chamber and the pressure of the second hydraulic pressure chamber be the same pressure when the stroke amount of the piston is smaller than a set value.
  • the pressure in the first hydraulic pressure chamber and the pressure in the second hydraulic pressure chamber are different from each other in the master cylinder.
  • the master cylinder has a return spring or a multistage spring having a non-linear spring characteristic in at least one of the first hydraulic pressure chamber and the second hydraulic pressure chamber.
  • the master cylinder has a sliding resistance generated in the first hydraulic chamber with respect to the movement of the piston and a sliding resistance generated in the second hydraulic chamber with respect to the movement of the piston. It is preferable to change according to the stroke amount of the piston.
  • the master cylinder is arranged such that the first hydraulic chamber is closer to the end of the external force input side than the second hydraulic chamber than the second hydraulic chamber, and the second hydraulic chamber is connected to the piston. It is preferable to provide a resistance element that makes it difficult for the volume of the hydraulic chamber to decrease as the stroke amount increases.
  • the present invention has a vehicle body and a braking device that applies a braking force to the vehicle body, and the braking device is in a state where a driver gets on the vehicle.
  • the braking force closer to the center of gravity is set to be larger than the braking force farther from the center of gravity in the direction perpendicular to the traveling direction of the vehicle body, and the braking device is closer to the center of gravity when the braking force increases.
  • the difference in the ratio between the braking force on the side and the braking force on the side far from the center of gravity is larger than the difference in the ratio between the braking force on the side near the center of gravity and the braking force on the side far from the center of gravity when the braking force is small. It is characterized by that.
  • the vehicle further includes a first tire that is rotatably disposed on a side near the center of gravity of the vehicle body, and a second tire that is rotatably disposed on a side far from the center of gravity of the vehicle body
  • the braking device includes: A master cylinder having a first hydraulic pressure chamber and a second hydraulic pressure chamber for supplying hydraulic pressure, and a first for applying a braking force to the first tire based on the hydraulic pressure supplied from the first hydraulic pressure chamber.
  • a hydraulic braking unit and a second hydraulic braking unit that applies a braking force to the second tire based on the hydraulic pressure supplied from the second hydraulic chamber, and when the braking force increases, the first The pressure in the hydraulic chamber is configured to be higher than the pressure in the second hydraulic chamber.
  • the master cylinder includes a first piston and a first cylinder constituting the first hydraulic pressure chamber, a first spring supporting the first piston, a second piston constituting the second hydraulic pressure chamber, and And a second spring that supports the second piston, and at least one of the first spring and the second spring has a non-linear spring characteristic, and when the braking force increases,
  • the two springs preferably have a larger spring constant than the first spring.
  • first tire and the second tire are forward in the traveling direction of the vehicle body.
  • the braking device and the vehicle according to the present invention have an effect of effectively suppressing the deflection of the vehicle body during braking.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a schematic configuration of a vehicle having a braking device.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a schematic configuration of a master cylinder of the braking device.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining the force acting on the vehicle body during braking.
  • FIG. 4 is a graph showing an example of the relationship between the load and stroke of the second spring.
  • FIG. 5 is a graph showing an example of the relationship between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure.
  • FIG. 6 is a graph showing another example of the relationship between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure.
  • FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the use frequency of the braking device and the braking force.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a schematic configuration of a vehicle having a braking device.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a schematic configuration of a master cylinder of the braking device.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining the force
  • FIG. 8 is a schematic diagram showing another example of the schematic configuration of the master cylinder of the braking device.
  • FIG. 9 is a schematic diagram showing another example of the schematic configuration of the master cylinder of the braking device.
  • FIG. 10 is a schematic diagram illustrating another example of the schematic configuration of the master cylinder of the braking device.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a schematic configuration of a vehicle having a braking device.
  • the vehicle 10 includes a vehicle body 11, a left front tire 12, a right front tire 14, a left rear tire 16, a right rear tire 18, and a braking device 20.
  • the vehicle 10 includes various configurations necessary for the vehicle, such as a drive source, a power transmission unit, an operation unit, and a seat.
  • the vehicle body 11 is a housing of the vehicle 10, a so-called body. Inside the vehicle body 11, a drive source, a power transmission unit, an operation unit, a seat, and the like are provided.
  • the left front tire 12, the right front tire 14, the left rear tire 16, and the right rear tire 18 are arranged on four sides of the vehicle body 11 and are in contact with the road surface.
  • the left front tire 12, the right front tire 14, the left rear tire 16, and the right rear tire 18 are rotated by a driving source and a power transmission unit, thereby transmitting driving force to the road surface and moving the vehicle body 11 with respect to the road surface.
  • the braking device 20 is doubled by a brake pedal 21 operated by the driver, a braking booster (brake booster) 22 that doubles the pedal depression force input to the brake pedal 21, and the braking booster 22.
  • a master cylinder 23 that converts pedal depression force into hydraulic pressure (hydraulic pressure) of brake fluid
  • a first hydraulic pipe 24 and a second hydraulic pipe 26 that distribute the hydraulic pressure supplied from the master cylinder 23
  • the hydraulic brake units 28 lf , 28 rf , 28 lr , and 28 rr are arranged and generate a braking force by the hydraulic pressure supplied from the first hydraulic pipe 24 and the second hydraulic pipe 26.
  • the first hydraulic pipe 24 is connected to the hydraulic braking unit 28 rf and the hydraulic braking unit 28 lr .
  • the second hydraulic pipe 26 is connected to a hydraulic braking unit 28 lf and a hydraulic braking unit 28 rr .
  • the hydraulic braking unit 28 lf applies a braking force to the left front tire 12
  • the hydraulic braking unit 28 rf applies a braking force to the right front tire 14
  • the hydraulic braking unit 28 lr applies to the left rear tire 16.
  • a braking force is applied
  • the hydraulic braking unit 28 rr applies a braking force to the right rear tire 18.
  • the hydraulic brake 28 lf is prevented from rotating with a wheel cylinder 30 lf supplied with hydraulic pressure from the master cylinder 23 via the second hydraulic pipe 26, and a brake rotor 32 lf rotating with the wheel (left front tire 12).
  • Hydraulic brake 28 lf is the above configuration, when the higher hydraulic from the master cylinder 23 (hydraulic pressure of braking) is supplied, the wheel cylinders 30 lf presses the brake pad 34 lf the brake rotor 32 lf Move in the direction. As a result, the brake pad 34lf and the brake rotor 32lf are brought into contact with each other, and a force in a direction in which the rotation is stopped is applied to the brake rotor 32lf . In this way, the hydraulic brake 28 lf applies the braking force to the tires arranged to face each other by the hydraulic pressure supplied from the master cylinder 23.
  • the hydraulic brake unit 28 rf, 28 lr, 28 rr, the arrangement positions (tire arranged corresponding) is only different, is basically the hydraulic braking unit 28 lf the same configuration.
  • the position of the wheel cylinder 30 rf is fluctuated by the hydraulic pressure supplied from the first hydraulic pipe 24, and the hydraulic brake unit 28 rf is supplied with high hydraulic pressure from the first hydraulic pipe 24 to the wheel cylinder 30 rf during braking.
  • a braking force is applied to the right front tire 14 by bringing the brake pad 34 rf and the brake rotor 32 rf into contact with each other.
  • the position of the wheel cylinder 30 lr is fluctuated by the hydraulic pressure supplied from the first hydraulic pipe 24, and the hydraulic brake unit 28 lr is supplied with high hydraulic pressure from the first hydraulic pipe 24 to the wheel cylinder 30 lr during braking, A braking force is applied to the left rear tire 16 by bringing the brake pad 34 lr into contact with the brake rotor 32 lr .
  • the hydraulic brake unit 28 rr changes the position of the wheel cylinder 30 rr by the hydraulic pressure supplied from the second hydraulic pipe 26, and a high hydraulic pressure is supplied from the second hydraulic pipe 26 to the wheel cylinder 30 rr during braking, A braking force is applied to the right rear tire 18 by bringing the brake pad 34 rr into contact with the brake rotor 32 rr .
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a schematic configuration of the master cylinder of the braking device.
  • the master cylinder 23 includes a cylinder 112, an input piston 113, a pressurizing piston 115, a first spring 138, a second spring 139, and a reservoir tank 146.
  • the cylinder 112 has a cylindrical shape with an open base end and a closed end, and an input piston 113 and a pressurizing piston 115 are coaxially arranged inside and are supported so as to be movable in the axial direction. .
  • the input piston 113 is movably supported on the inner peripheral surface of which the outer peripheral surface forms the cylindrical shape of the cylinder 112.
  • the input piston 113 has a braking booster 22 (see FIG. 1) connected to a base end (base end side of the cylinder 112).
  • the input piston 113 has a cylindrical portion whose outer peripheral surface is in contact with the cylinder 112 and a first piston 120 disposed inside the cylindrical portion on the distal end side.
  • the first piston 120 is provided with a disc having a diameter larger than that of the other part at the tip. That is, the first piston 120 has a shape in which one end of a rod-shaped member is connected to the base end of the input piston 113 and a disk is provided at the other end.
  • the pressurizing piston 115 is disposed on the tip end side of the input piston 113 in the cylinder 112, and an outer peripheral surface thereof is movably supported on the inner peripheral surface of the cylinder 112.
  • the pressurizing piston 115 is provided with a first cylinder 122 on the input piston 113 side.
  • the first cylinder 122 is a cylindrical member, and the tip of the first piston 120, that is, a disk is inserted.
  • the first cylinder 122 has a cylindrical inner diameter that is substantially the same as that of the disk of the first piston 120, and an end portion on the input piston 113 side is smaller in diameter than other portions. That is, the first cylinder 122 has a shape in which the distal end portion of the first piston 120 does not come off.
  • the proximal region of the first cylinder 122 and the space formed by the first piston 120 is the first chamber (first pressure chamber) R 1.
  • the first chamber R 1 is connected to the first hydraulic pipe 24 via a pipe not shown.
  • the shape of the pressure piston 115 on the front end side is substantially the same as that on the front end portion side of the input piston 113, and a cylindrical portion whose outer peripheral surface is in contact with the cylinder 112 and a second piston disposed inside the cylindrical portion. 124 is arranged.
  • the second piston 124 is also provided with a disk having a larger diameter than the other part at the tip.
  • a second cylinder 126 is provided at a base end portion of the cylinder 112 inside the cylinder 112, that is, at a portion facing the pressurizing piston 115.
  • the second cylinder 126 is a cylindrical member, and the tip of the second piston 124, that is, a disk is inserted.
  • the second cylinder 126 is fixed to the cylinder 112.
  • the second cylinder 126 also has an inner diameter of the cylinder substantially the same as that of the disk of the second piston 124, and an end portion on the pressure piston 115 side is smaller in diameter than other portions. That is, the second cylinder 126 has such a shape that the tip of the second piston 124 does not come off.
  • area and space formed by the second piston 124 on the base end side of the second cylinder 126 is a second chamber (second pressure chamber) R 2.
  • the opening area A 2 is a opening area A 1 and the same area.
  • the second chamber R 2 is connected to the second hydraulic pipe 26 via a pipe not shown.
  • the first spring 138 is disposed between the input piston 113 and the pressurizing piston 115. Specifically, it is disposed on the inner periphery of the cylindrical portion of the input piston 113 and the outer periphery of the first cylinder 122 of the pressurizing piston 115.
  • the first spring 138 is a return spring, and applies an urging force in a direction in which the input piston 113 and the pressure piston 115 are separated in the axial direction.
  • the first spring 138 is a spring having non-linear spring characteristics. The spring characteristics of the first spring 138 will be described later.
  • the second spring 139 is disposed between the pressure piston 115 and the base end portion of the cylinder 112. Specifically, it is disposed on the inner periphery of the cylindrical portion of the pressurizing piston 115 and the outer periphery of the second cylinder 126 of the cylinder 112.
  • the second spring 139 is also a return spring, and applies an urging force in a direction in which the pressurizing piston 115 and the base end portion of the cylinder 112 are separated in the axial direction.
  • the reservoir tank 146 is a tank that stores hydraulic oil.
  • a relief pipe 155 and a relief pipe 159 are formed in the cylinder 112.
  • the relief pipe 155 connects the reservoir tank 146 with a space between the input piston 113 and the pressurizing piston 115 (a space where the first spring 138 is disposed).
  • the relief pipe 159 connects the reservoir tank 146 with a space between the pressurizing piston 115 and the cylinder 112 (a space where the second spring 139 is disposed).
  • hydraulic oil is supplied to the two spaces inside the cylinder 112.
  • two seal members 163 are arranged in the contact portion between the input piston 113 and the cylinder 112 so that the portion in which the relief pipe 155 supplies the hydraulic oil to the space described above is sandwiched in the axial direction.
  • the seal member 163 suppresses the hydraulic oil from leaking between the input piston 113 and the cylinder 112.
  • Two seal members 162 are arranged at the contact portion between the pressurizing piston 115 and the cylinder 112 so as to sandwich a portion where the relief pipe 159 supplies the hydraulic oil to the space described above in the axial direction.
  • the seal member 162 suppresses leakage of hydraulic oil from between the pressure piston 115 and the cylinder 112.
  • the master cylinder 23 is configured as described above.
  • the operating force (stepping force) is transmitted to the brake booster 22, and the operating force is boosted and transmitted to the master cylinder 23. Is done.
  • the input piston 113 when advanced against the urging force of the first spring 138, the first chamber R 1 is pressurized. Then, the hydraulic pressure in the first chamber R 1 is discharged to the first hydraulic pipe 24.
  • the input piston 113 moves forward, the input piston 113 presses the pressure piston 115 via the first spring 138 and the first chamber R 1, the pressure piston 115 against the biasing force of the second spring 139 And move forward. Then, the second chamber R 2 is pressurized, and the hydraulic pressure in the second chamber R 2 is discharged to the second hydraulic pipe 26.
  • the vehicle 10 is configured as described above, and when the occupant steps on the brake pedal 21, hydraulic pressure is discharged from the master cylinder 23 to the first hydraulic pipe 24 and the second hydraulic pipe 26.
  • the first chamber oil pressure discharged from R 1 in the master cylinder 23 via the first hydraulic pipe 24, is supplied to the hydraulic brake unit 28 rf and the hydraulic brake unit 28 lr.
  • Second chamber oil pressure discharged from R 2 of the master cylinder 23 via the second hydraulic pipe 26, is supplied to the hydraulic brake unit 28 lf and the hydraulic brake unit 28 rr.
  • the hydraulic pressure is discharged from the master cylinder 23 to each hydraulic braking unit, so that the brake pad comes into contact with the brake rotor of each hydraulic braking unit and applies a braking force to the tire.
  • the vehicle 10 is decelerated and stopped.
  • the braking force is applied to each tire by the braking device 20 in the vehicle 10. That is, as shown in FIG. 3, the left front tire 12 is given a braking force Fxlf by the hydraulic braking portion 28 lf , and the right front tire 14 is given a braking force Fxrf by the hydraulic braking portion 28 rf. the is the braking force Fxlr is imparted by the hydraulic brake unit 28 lr, braking force Fxrr is applied by the hydraulic brake unit 28 rr and the right rear tire 18.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining the force acting on the vehicle body during braking. During braking, a larger braking force is applied to the front wheels.
  • the braking force Fxlf and the braking force Fxrrf are larger than the braking force Fxlr and the braking force Fxrr.
  • the vehicle 10 has a center of gravity g shifted from the center (center) to the right side (right tire side) in the direction orthogonal to the traveling direction in a state where the driver (driver) is in the vehicle. Position. Therefore, the distance between the left tire (left front tire 12 and left rear tire 16) and the center of gravity g in the direction orthogonal to the traveling direction is Lwl, and the right tire (right front tire 14 and right rear tire 18) and center of gravity g The distance from is Lwr.
  • the relationship between the distance Lwl and the distance Lwr is Lwr ⁇ Lwl.
  • the vehicle 10 of the present embodiment changes the rotation moment by setting the hydraulic pressure generated in the first chamber R 1 and the hydraulic pressure generated in the second chamber R 2 to be different during braking.
  • the generation of Mz is suppressed, and the vehicle 10 is prevented from being deflected during braking.
  • the braking device 20 of the vehicle 10 will be described with reference to FIGS. 4 to 7.
  • FIG. 4 is a graph showing an example of the relationship between the load and stroke of the second spring.
  • the horizontal axis is the stroke and the vertical axis is the load.
  • the stroke is a contraction amount of the second spring 139. 4
  • the line segment 200 showing the same spring characteristics as the first spring 138 and the first spring 138 are less likely to be deformed ( A line segment 202 indicating the spring characteristic is also shown.
  • the second spring 139 is a spring having a non-linear spring characteristic as indicated by a line segment 204 shown in FIG. As shown by the line 204 in FIG. 4, the second spring 139 has a smaller stroke amount with respect to the load when the stroke exceeds a certain value. That is, when the second spring 139 is contracted by a certain distance or more, it is difficult to contract further.
  • the amount of contraction of the second spring 139 is the amount of movement of the second piston 124 relative to the second cylinder 126, that is, the amount of relative movement between the second cylinder 126 and the second piston 124. .
  • the master cylinder 23 an external force is applied from the input piston 113, a first piston 120, a pressure piston 115, and the second piston 124 is relatively moved, the first chamber R 1 and the second chamber R 2 volume is reduced, when the volume of the second chamber R 2 becomes equal to or less than a predetermined volume, is less likely to shrink the second spring 139.
  • the less likely shrinkage second spring 139 the amount of decrease in the second chamber volume R 2 is reduced to forces input thereto.
  • the amount of decrease in the volume of the second chamber R 2 is relatively smaller than the amount of decrease in the volume of the first chamber R 1 , so that the hydraulic pressure discharged from the second chamber R 2 is reduced to the first chamber R 1. It becomes lower than the hydraulic pressure discharged from.
  • FIG. 5 is a graph showing an example of the relationship between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure.
  • the horizontal axis is the hydraulic pressure (hydraulic pressure) [MPa] of the first chamber
  • the vertical axis is the hydraulic pressure (hydraulic pressure) [MPa] of the second chamber.
  • a region 210 shown in FIG. 5 is a region where the amount of depression of the brake pedal is small, that is, a region where the external force from the input piston 113 of the master cylinder 23 is small
  • a region 212 is a region where the amount of depression of the brake pedal is large.
  • both the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure are low, and in the region 212, both the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure are higher than those in the region 210.
  • a thick line 214 shown in FIG. 5 shows an example of a pressure change when the brake pedal 21 is actually depressed and then released.
  • a dotted line 216 shown in FIG. 5 is a line showing a relationship in which the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure change on a one-to-one basis, and a straight line 218 indicates the rate of change of the first chamber hydraulic pressure. It is a line which shows the relationship higher than the rate of change of the two-chamber hydraulic pressure by a certain percentage.
  • the master cylinder 23 indicates that the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure are a pair indicated by a dotted line 216 as indicated by a thick line 214 in the region 210 of FIG. The value is close to 1. Thereafter, when the depression amount of the brake pedal 21 becomes large and the stroke amount (contraction amount) of the second spring 139 exceeds a certain value, the second spring 139 turns the first spring 139 into the first spring. Compared to 138, the amount of contraction with respect to the received force is reduced. Therefore, in the master cylinder 23, when the depression of the brake pedal 21 exceeds a certain level, the first chamber hydraulic pressure becomes larger than the second chamber hydraulic pressure as indicated by a thick line 214 in the region 212 of FIG.
  • the change rate of the first chamber hydraulic pressure is larger than the change rate of the second chamber hydraulic pressure.
  • the difference in the ratio between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure in the region 212 is larger than the difference in the ratio between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure in the region 210,
  • the relationship is closer to the straight line 218 than to the dotted line 216.
  • the pressure in the first chamber is higher than the pressure in the second chamber.
  • the second chamber R 2 is towards the first chamber R 1 has set a supplying higher fluid pressure. More specifically, when the depression amount becomes a certain level or more, the difference in the ratio between the first chamber fluid pressure and the second chamber fluid pressure is such that the first chamber fluid pressure and the second chamber fluid when the depression amount is less than a certain amount. It becomes larger than the difference in the ratio to the pressure.
  • FIG. 6 is a graph showing another example of the relationship between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure.
  • the horizontal axis is the hydraulic pressure (hydraulic pressure) [MPa] of the first chamber
  • the vertical axis is the hydraulic pressure (hydraulic pressure) [MPa] of the second chamber.
  • the graph shown in FIG. 6 is an example when a spring satisfying the relationship of the line segment 202 shown in FIG. 4 is used as the second spring. That is, the graph shown in FIG.
  • the hydraulic pressure generated in the first chamber R 1 and the second chamber R 2 is a graph showing the relationship between the hydraulic pressure discharged to the second hydraulic pipe 26.
  • a thick line 220 also shows an example of a pressure change when the brake pedal 21 is actually depressed and then released.
  • FIG. 6 is a line showing a relationship in which the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure change on a one-to-one basis, and a straight line 218 indicates the rate of change in the first chamber hydraulic pressure. It is a line which shows the relationship higher than the rate of change of the two-chamber hydraulic pressure by a certain percentage. Note the thick line 220, about the relations of the straight line 218, i.e. the relationship between the first chamber of the R 1 fluid pressure and a second chamber of the R 2 hydraulic based on the ratio of the linear 218 is changed. As shown in FIG. 6, when the spring characteristic of the first spring is linear as shown by the line segment 202 shown in FIG. 4, the first chamber R 1 has a higher hydraulic pressure than the second chamber R 2. Can be supplied.
  • the braking device 20 and the vehicle 10 having the braking device 20 generate the hydraulic pressure by the master cylinder 23, thereby generating the braking force Fxrf and the braking force Fxlr from the braking force Fxlf and the braking force Fxrr.
  • the component of (Fxrf + Fxrr) ⁇ Lwr can be further increased and the component of (Fxlf + Fxrr) ⁇ Lwl can be further decreased, so that the generated rotation moment Mz can be reduced.
  • the rotational moment Mz can be made smaller and ideally zero.
  • the braking device 20 and the vehicle 10 with it by putting a difference in hydraulic pressure generated in the first chamber R 1 and the second chamber R 2, is possible to reduce the rotational moment Mz generated during braking This can suppress the deflection of the vehicle 10 during braking.
  • the vehicle 10 and the braking device 20 generate a difference in the braking force generated by a mechanical structure (that is, as a reference setting and an initial setting). For this reason, when adjusting the braking force using a sensor or the like, the time zone during which control is not possible, that is, the initial stage of braking (between the start of calculation at the start of braking and the start of braking force control) The rotational moment Mz can be reduced.
  • deflection at the time of braking is likely to occur. it can.
  • the second spring 139 has the characteristic shown by the line 204 in FIG. 4, and the thick line 214 in FIG. 5 with respect to the depression amount of the brake pedal.
  • the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure are generated according to the relationship shown in FIG. Thereby, when the depression amount of the brake pedal is small, that is, when the braking force is small, the difference (ratio of the ratio) between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure is reduced, and when the braking force is large.
  • the difference (ratio difference) between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure can be increased.
  • FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the use frequency of the braking device and the braking force.
  • the horizontal axis is the braking force (braking G), and the vertical axis is the frequency.
  • the braking device 20 frequently performs a braking operation with a small braking force, that is, a braking operation that generates a hydraulic pressure in the region 210 shown in FIG. 5.
  • the braking device 20 performs the braking operation with a large braking force, that is, the braking operation for generating the hydraulic pressure in the region 212 shown in FIG. 5 only a certain number of times.
  • the braking operation with a small braking force is often a smooth stopping operation or a stopping / decelerating operation performed in an expected state during stable traveling.
  • a braking operation with a large braking force is often an emergency operation such as a sudden braking.
  • a braking operation with a large braking force becomes a braking stability influence region 230 that has a large influence on the braking stability.
  • the braking operation with a small braking force has a large influence on the wear of the braking device, mainly tires, brake pads, etc., because it is used many times. For this reason, a braking operation with a small braking force is a wear-affected area that has a large influence on wear. The braking operation with a large braking force has a small influence on the wear because it is used less frequently.
  • the braking device 20 of the present embodiment and the vehicle 10 having the same make the spring characteristics of the second spring 139 non-linear, and in the wear-affected area 232, that is, the area 210 of FIG.
  • the ratio to the chamber hydraulic pressure By setting the ratio to the chamber hydraulic pressure to a state close to 1: 1, it is possible to suppress uneven wear of the left and right corresponding parts of the braking device. That is, it is possible to suppress the occurrence of uneven wear, in which only one of the left and right corresponding parts is greatly worn.
  • the difference (ratio in the ratio) between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure is large in the braking stability influence region, that is, in the region 212.
  • the braking device 20 according to the present embodiment and the vehicle 10 having the braking device can increase the braking stability and generate uneven wear when the braking force is large and high braking stability is required. Can be suppressed. That is, braking stability and suppression of occurrence of uneven wear (improvement of device durability) can be realized in an appropriate balance according to the state of use.
  • the second spring as a non-linear spring, the difference in the ratio between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure in the wear affected zone 232 and the braking stability affected zone 230 is increased.
  • the present invention is not limited to this.
  • the difference in the ratio between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure varies between the wear affected area 232 and the braking stability affected area 230, that is, between one brake section and the other brake section.
  • Various configurations in which the difference in the ratio of the braking force to be generated can be used.
  • FIGS. 8 to 10 are schematic views showing other examples of the schematic configuration of the master cylinder of the braking device. Further, the master cylinder shown in FIGS. 8 to 10 is the same as the master cylinder shown in FIG. 2 except that a configuration replacing the second spring as a non-linear spring is added. Therefore, in the following, a configuration unique to the master cylinder in each figure will be described.
  • the second springs 139 of the master cylinder shown in FIGS. 8 to 10 are all linear springs.
  • the eighth has a third spring 310 inside the second cylinder 126.
  • the third spring 310 is a hollow spring, and is disposed along the second cylinder 126 inside the second cylinder 126.
  • the third spring 310 is a member that is shorter than the length of the second cylinder 126 in the axial direction, and one end is disposed on the second piston 124 side, and the other end is the input piston 113 of the cylinder 112. It is arrange
  • the master cylinder 302 when an external force is applied from the input piston 113, that is, when the brake pedal 21 is depressed, the first piston 120 and the first cylinder 122 move relatively.
  • the volume of the second chamber R 2 is moved from the maximum state to decrease direction.
  • the third spring 310 even if the volume of the second chamber R 2 is reduced to a volume of the second chamber R 2 becomes constant volume, in a state where the moving direction does not exert a force of the second piston 124, a second cylinder 126 is disposed between the second piston 124 and the cylinder 112 in 126.
  • the master cylinder 302 while decreasing the second chamber volume of R 2, the first chamber volume of R 1 also reduces. As a result, the predetermined hydraulic pressure is discharged as described above.
  • the master spring 302 comes into contact with the second piston 124 and the cylinder 112 at both ends, respectively. Thereafter, when an external force is further applied from the input piston 113, that is, when the brake pedal 21 is depressed, the third spring 310 gradually contracts. At this time, the third spring 310 serves as a resistance against relative movement between the second piston 124 and the second cylinder 126.
  • the master cylinder 302 the volume of the second chamber R 2 becomes less than a certain volume, relative to the amount of decrease in the second chamber volume R 2, possible to increase the amount of decrease in the first chamber volume R 1 Can do.
  • the third pedal 310 is provided as in the master cylinder 302, that is, the spring is provided in multiple stages, the amount of depression of the brake pedal 21 is equal to or larger than a certain level as described above. That is, when the braking force becomes a certain level or more, the difference in the hydraulic pressure ratio can be further increased. That is, the difference in braking force can be increased.
  • the second cylinder 326 determines the surface roughness (surface roughness) of the area 324 on the cylinder 112 side (the opposite side to the second piston 124 side) of the inner surface of the input piston 113 (first piston).
  • the surface roughness of the area on the 1 piston 120) side is rougher.
  • the master cylinder 320 when an external force is applied from the input piston 113, that is, when the brake pedal 21 is depressed, the second piston 124 and the second cylinder 326 move relatively.
  • the first chamber volume R 1 is moved from the maximum state to decrease direction.
  • the master cylinder 320 moves relative to the second chamber R while the second piston 124 and the second cylinder 326 slide.
  • the volume of 2 decreases.
  • the master cylinder 320 while decreasing the second chamber volume of R 2, the first chamber volume of R 1 also reduces. Thereby, the predetermined hydraulic pressure is discharged as described above.
  • the master cylinder 320 the volume of the second chamber R 2 becomes less than a certain volume, the tip of the second piston 124 is in contact with the region 324 of the second cylinder 326. Thereafter, when an external force is further applied from the input piston 113, that is, when the brake pedal 21 is depressed, the tip of the second piston 124 moves while contacting the region 324 of the second cylinder 326. At this time, since the area 324 has a rougher surface than the other areas, it is a resistance against the relative movement of the second piston 124 and the second cylinder 326. Thus, the master cylinder 320, the volume of the second chamber R 2 becomes less than a certain volume, relative to the amount of decrease in the second chamber volume R 2, possible to increase the amount of decrease in the first chamber volume R 1 Can do.
  • the amount of depression of the brake pedal is not less than a certain value, as described above.
  • the difference in the hydraulic pressure ratio can be further increased. That is, the difference in braking force can be increased.
  • the master cylinder 340 shown in FIG. 10 has a configuration in which the second cylinder 342 is provided with a protrusion 344 having a shorter diameter on the cylinder 112 side than the input piston 113 (second piston 124) side.
  • the protrusion 344 has a deformable shape and serves as resistance for passage of the second piston 124, but does not make the second piston 124 immovable. That is, the second piston 124 can move toward the cylinder 112 with respect to the second cylinder 342 while contacting the protrusion 344.
  • the master cylinder 340 when an external force is applied from the input piston 113, that is, when the brake pedal 21 is depressed, the second piston 124 and the second cylinder 342 move relatively.
  • the volume of the second chamber R 2 is moved from the maximum state to decrease direction.
  • the master cylinder 340 moves relative to the second chamber while the second piston 124 and the second cylinder 342 slide.
  • volume of R 2 is reduced.
  • the master cylinder 340 while decreasing the second chamber volume of R 2, the first chamber volume of R 1 also reduces. As a result, the predetermined hydraulic pressure is discharged as described above.
  • the master cylinder 340 the volume of the second chamber R 2 becomes less than a certain volume, the tip of the second piston 124 is in contact with the protrusions 344 of the second cylinder 342. Thereafter, when an external force is further applied from the input piston 113, that is, when the brake pedal is depressed, the tip of the second piston 124 moves while contacting the protrusion 344 of the second cylinder 342. At this time, the protrusion 344 has a resistance to relative movement between the second piston 124 and the second cylinder 342 because the diameter of the second cylinder 342 is smaller than that of the other region.
  • the master cylinder 340 the volume of the second chamber R 2 becomes less than a certain volume, relative to the amount of decrease in the second chamber volume R 2, possible to increase the amount of decrease in the first chamber volume R 1 Can do.
  • the difference in hydraulic pressure ratio can be further increased. That is, the difference in braking force can be increased.
  • the shape of the protrusion is not particularly limited. Also, the shape is not particularly limited.
  • the rotational moment Mz is calculated from the braking force of the four wheels constituting the vehicle, and the hydraulic pressure difference that suppresses the rotational moment Mz that occurs when the driver is on the vehicle is calculated.
  • the hydraulic pressure difference that suppresses the rotational moment Mz may be calculated only with the front wheel that becomes larger.
  • the braking device does not generate a hydraulic pressure difference between the first chamber and the second chamber in the wear-affected area (the area where the braking force and the hydraulic pressure are low), that is, between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure. It is preferable to set the relationship to be one-to-one. Thus, in the wear-affected area, the occurrence of uneven wear can be more reliably suppressed by setting the relationship between the first chamber hydraulic pressure and the second chamber hydraulic pressure to 1: 1.
  • the hydraulic chamber on the input piston side is a hydraulic chamber that generates a higher hydraulic pressure, as in the above embodiment. That is, it is preferable to arrange the hydraulic chamber that needs to generate higher hydraulic pressure on the side closer to the input piston. As a result, the hydraulic chamber on the side where the hydraulic pressure is likely to increase due to the structure can be made into a hydraulic chamber that generates a higher hydraulic pressure. Pressure can be generated.
  • the hydraulic chamber that generates a higher hydraulic pressure is basically a hydraulic chamber that supplies a hydraulic pressure that causes a braking force to act on a tire closer to the center of gravity of the front wheels of the vehicle.
  • the relationship between the hydraulic pressure chamber that supplies the hydraulic pressure and the tire is preferably as in this embodiment, but the reverse is also possible. Good.
  • the braking device may be provided with a configuration (nonlinear spring, multistage spring, resistance) in which the volume of the hydraulic chamber is less likely to decrease in the hydraulic chamber where the hydraulic pressure is relatively lower. preferable.
  • the hydraulic pressure can be changed with a simple configuration.
  • this embodiment is not limited to this,
  • the volume of a hydraulic pressure chamber becomes easy to reduce to the hydraulic pressure chamber where a hydraulic pressure becomes comparatively high. That is, it is good also as a structure where resistance of movement of a piston becomes small. For example, it is good also as a structure that sliding resistance becomes small if a piston moves.
  • the braking device is set so that a hydraulic pressure difference between the first chamber and the second chamber, that is, a braking force difference is always generated, and when the braking force exceeds a certain level, the hydraulic pressure difference between the first chamber and the second chamber is increased.
  • the difference in the ratio between the first chamber fluid pressure and the second chamber fluid pressure may be larger.
  • the opening area A 1 of the first cylinder 122 has an opening area A 2 of the second cylinder 126 to the same area, by two opening area, it is possible to adjust the hydraulic pressure difference .
  • a hydraulic pressure is generated in the first chamber R 1 in the master cylinder 23, a method to different hydraulic fluid pressure is generated in the second chamber R 2 may use various methods to this.
  • the braking force difference since it is easy to control and the influence on the vehicle balance can be reduced, it is preferable to provide the braking force difference by the difference between the hydraulic pressure and hydraulic pressure supplied from the master cylinder, but the braking force difference is always generated.
  • the setting to be made is not limited to this.
  • the braking force difference can be generated by setting various conditions that affect the braking force to be different on the left and right (in the direction orthogonal to the traveling direction, closer to the center of gravity and farther from the center of gravity). Specifically, the braking force difference can be generated by setting the pressure receiving area of the brake pad, the rotor diameter, the friction coefficient, and the tire diameter to different values on the left and right. Note that if the tire diameter is a different tire diameter, the traveling performance is lowered, and therefore it is preferable to adjust the target other than the tire diameter.
  • the first chamber and the second chamber The hydraulic pressure difference to be generated, that is, the difference between the braking force generated by the tire on the right side of the vehicle and the braking force generated by the tire on the left side of the vehicle (also referred to as “braking force difference”) was determined. Is preferably calculated assuming various barycentric positions. Thus, by setting the braking force difference on the assumption of various positions of the center of gravity, that is, various usage states, the generated rotational moment Mz can be reduced in any usage state.
  • the rotational moment Mz generated during braking can be set within a certain range (substantially the same). Thereby, it can drive
  • the vehicle 10 is set to have a braking force difference in which the rotational moment Mz is substantially the same (or the same) in the case of a single passenger and the case of two passengers.
  • a braking force difference in which the rotational moment Mz is substantially the same (or the same) in the case of a single passenger and the case of two passengers.
  • the braking device and the vehicle according to the present invention are useful for decelerating the traveling vehicle.

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Abstract

　本発明は、制動時の車体の偏向を効果的に抑制することができる制動装置を提供することを目的とする。　本発明の制動装置は、車体に回転自在に配置された第１タイヤと第２タイヤに制動力を付与する駆動装置であって、液圧を供給する第１液圧室と第２液圧室とを備えたマスタシリンダと、第１液圧室と第２液圧室とに外力を付与するピストンと、第１液圧室から供給された液圧に基づいて第１タイヤに制動力を作用させる第１油圧制動部と、第２液圧室から供給された液圧に基づいて第２タイヤに制動力を作用させる第２油圧制動部と、を有する。マスタシリンダは、ピストンのストローク量が大きくなると、第２液圧室の圧力と第１液圧室の圧力との比の差が、ピストンのストローク量が小さい場合の圧力の比の差よりも大きくなる。

Description

制動装置及び車両
　本発明は、減速時に制動力を作用させる制動装置及び車両に関する。
　自動車等の車両には、走行中に減速、停止するために、ブレーキ等の制動装置が設けられている。制動装置は、回転するタイヤや、車軸、駆動機構に回転を抑制する方向に負荷を加えることで、車両を減速させ、停止させる。
　ここで、制動装置の制動力を制御する装置としては、例えば、特許文献１に、車輌のロール剛性を変更するロール剛性可変手段と、車輪に制駆動力を付与する制駆動力付与手段とを有する車輌用操舵制御装置に於いて、車輌のロール方向によって車輌のロール剛性が異なる固着異常が前記ロール剛性可変手段に発生しているときには、車輌のロール方向に対する車輌のロール剛性のずれ量に基づいて車輌に作用する余分なヨーモーメントに対抗するに必要なヨーモーメントを演算し、前記必要なヨーモーメントを車輌に付与するよう左右輪の制駆動力差を制御する制御手段を有することを特徴とする車輌の走行制御装置が記載されている。特許文献１に記載の装置は、必要に応じて、左右輪の制動力を調整することで、直進走行性を向上させることができる。また、制動力を調整する装置としては、ＡＢＳ（Anti-lock　Brake　System）制御や、ＶＣＳ（Vehicle　Control　System）制御もある。
特開２００７－１６８６９４号公報
　ここで、車両は、制動時に偏向することがある。つまり、ブレーキをかけると、一方向に曲がりながら止まる挙動を示す場合がある。このような場合も、特許文献１に記載の装置や、ＡＢＳ制御や、ＶＣＳ制御により制動力を制御することで、車両の偏向を抑制することができる。
　しかしながら、特許文献１に記載の制御装置は、検出値に基づいて制御を行うため、制御開始前は、左右の車輪に同じ制動力がかかる。ここで、左右車輪と重心位置との距離が、左右で異なる距離となる。そのため、左右の車輪に同じ制動力がかかると回転モーメントが発生し、車体の偏向が発生する。
　本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、制動時の車体の偏向を効果的に抑制することができる制動装置及び車両を提供することを目的とする。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、車体に回転自在に配置された第１タイヤと第２タイヤに制動力を付与する駆動装置であって、液圧を供給する第１液圧室と第２液圧室とを備えたマスタシリンダと、前記第１液圧室と前記第２液圧室とに外力を付与するピストンと、前記第１液圧室から供給された液圧に基づいて第１タイヤに制動力を作用させる第１油圧制動部と、前記第２液圧室から供給された液圧に基づいて第２タイヤに制動力を作用させる第２油圧制動部と、を有し、前記マスタシリンダは、前記ピストンのストローク量が大きくなると、前記第１液圧室の圧力と前記第２液圧室の圧力との比の差が、前記ピストンのストローク量が小さい場合の圧力の比の差よりも大きくなることを特徴とする。
　また、前記マスタシリンダは、前記ピストンのストローク量が設定された値よりも小さい状態では、前記第１液圧室の圧力と前記第２液圧室の圧力が同じ圧力となることが好ましい。
　また、前記マスタシリンダは、前記ピストンから外力が付与されると、前記第１液圧室の圧力と前記第２液圧室との圧力が異なる圧力となることが好ましい。
　また、前記マスタシリンダは、前記第１液圧室及び前記第２液圧室の少なくとも一方に、非線形のバネ特性を備えるリターンスプリング、または、多段バネを有することが好ましい。
　また、前記マスタシリンダは、前記ピストンの移動に対して前記第１液圧室内で発生する摺動抵抗と、前記ピストンの移動に対して前記第２液圧室内で発生する摺動抵抗とが、前記ピストンのストローク量によって変化することが好ましい。
　また、前記マスタシリンダは、前記第１液圧室が前記第２液圧室よりも前記ピストンから外力の入力側の端部により近い側に配置され、前記第２液圧室は、前記ピストンのストローク量が大きくなると、液圧室の体積が減少しにくくなる抵抗要素が設けられていることが好ましい。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、車体と、前記車体に制動力を作用させる制動装置と、を有し、前記制動装置は、運転手が乗車した状態で、前記車体の進行方向に直交する方向において、重心に近い側の制動力が、重心に遠い側の制動力よりも大きくなる設定であり、前記制動装置は、前記制動力が大きくなると、重心に近い側の制動力と重心に遠い側の制動力との比の差が、前記制動力が小さい場合の重心に近い側の制動力と重心に遠い側の制動力との比の差よりも大きくなることを特徴とする。
　ここで、前記車体の重心に近い側に回転自在に配置された第１タイヤと、前記車体の重心に遠い側に回転自在に配置された第２タイヤとをさらに有し、前記制動装置は、液圧を供給する第１液圧室と第２液圧室とを備えたマスタシリンダと、前記第１液圧室から供給された液圧に基づいて第１タイヤに制動力を作用させる第１油圧制動部と、前記第２液圧室から供給された液圧に基づいて第２タイヤに制動力を作用させる第２油圧制動部と、を有し、前記制動力が大きくなると、前記第１液圧室の圧力が前記第２液圧室の圧力よりも高くなるように構成されていることを特徴とする。
　また、前記マスタシリンダは、前記第１液圧室を構成する第１ピストン及び第１シリンダと、前記第１ピストンを支持する第１スプリングと、前記第２液圧室を構成する第２ピストン及び第２シリンダと、前記第２ピストンを支持する第２スプリングとを有し、前記第１スプリング及び前記第２スプリングの少なくとも一方が非線形のバネ特性を有し、前記制動力が大きくなると、前記第２スプリングが前記第１スプリングよりもバネ定数が大きくなることが好ましい。
　また、前記第１タイヤ及び前記第２タイヤは、前記車体の進行方向において、前方にあることが好ましい。
　本発明にかかる制動装置及び車両は、制動時の車体の偏向を効果的に抑制することができるという効果を奏する。
図１は、制動装置を有する車両の概略構成を示す模式図である。 図２は、制動装置のマスタシリンダの概略構成を示す模式図である。 図３は、制動時に車体に作用する力を説明するための説明図である。 図４は、第２スプリングの荷重とストロークとの関係の一例を示すグラフである。 図５は、第１室液圧と第２室液圧との関係の一例を示すグラフである。 図６は、第１室液圧と第２室液圧との関係の他の例を示すグラフである。 図７は、制動装置の使用頻度と制動力との関係の一例を示すグラフである。 図８は、制動装置のマスタシリンダの概略構成の他の例を示す模式図である。 図９は、制動装置のマスタシリンダの概略構成の他の例を示す模式図である。 図１０は、制動装置のマスタシリンダの概略構成の他の例を示す模式図である。
　以下、本発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、下記の発明を実施するための形態（以下、実施形態という）により本発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。さらに、下記実施形態で開示した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。以下に、本発明にかかる車両の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。
［実施形態］
　図１は、制動装置を有する車両の概略構成を示す模式図である。図１に示すように車両１０は、車体１１と、左フロントタイヤ１２と、右フロントタイヤ１４と、左リヤタイヤ１６と、右リヤタイヤ１８と、制動装置２０と、を有する。なお、図示は省略したが、車両１０は、上記構成以外にも、駆動源、動力伝達部、操作部、座席等、車両として必要な各種構成を備えている。
　車体１１は、車両１０の筐体、いわゆるボディーである。車体１１の内部には、駆動源、動力伝達部、操作部、座席等が設けられている。
　左フロントタイヤ１２と、右フロントタイヤ１４と、左リヤタイヤ１６と、右リヤタイヤ１８は、車体１１の四方に配置され、路面に接地している。左フロントタイヤ１２と、右フロントタイヤ１４と、左リヤタイヤ１６と、右リヤタイヤ１８は、駆動源及び動力伝達部により回転されることで、駆動力を路面に伝え、車体１１を路面に対して移動させる。
　制動装置２０は、運転者が操作するブレーキペダル２１と、ブレーキペダル２１に入力されたペダル踏力を倍化させる制動倍力装置（ブレーキブースタ）２２と、この制動倍力装置２２により倍化されたペダル踏力をブレーキ液の液圧（油圧）へと変換するマスタシリンダ２３と、マスタシリンダ２３から供給される油圧を流通させる第１油圧配管２４及び第２油圧配管２６と、各タイヤに対応して配置されており、第１油圧配管２４及び第２油圧配管２６から供給される油圧により制動力を発生させる油圧制動部２８ｌｆ、２８ｒｆ、２８ｌｒ、２８ｒｒと、を有する。なお、第１油圧配管２４は、油圧制動部２８ｒｆ及び油圧制動部２８ｌｒと接続されている。また第２油圧配管２６は、油圧制動部２８ｌｆ及び油圧制動部２８ｒｒと接続されている。
　ここで、油圧制動部２８ｌｆは、左フロントタイヤ１２に制動力を付与し、油圧制動部２８ｒｆは、右フロントタイヤ１４に制動力を付与し、油圧制動部２８ｌｒは、左リヤタイヤ１６に制動力を付与し、油圧制動部２８ｒｒは、右リヤタイヤ１８に制動力を付与する。油圧制動部２８ｌｆは、第２油圧配管２６を介してマスタシリンダ２３から油圧が供給されるホイールシリンダ３０ｌｆと、車輪（左フロントタイヤ１２）とともに回転するブレーキロータ３２ｌｆと、回転しないように車体１１に支持され、ホイールシリンダ３０ｌｆにより位置が変化され制動時にブレーキロータ３２ｌｆと接触するブレーキパッド３４ｌｆと、を有する。油圧制動部２８ｌｆは、以上のような構成であり、マスタシリンダ２３からより高い油圧（制動時の油圧）が供給されると、ホイールシリンダ３０ｌｆがブレーキパッド３４ｌｆをブレーキロータ３２ｌｆに押し付ける方向に移動させる。これにより、ブレーキパッド３４ｌｆとブレーキロータ３２ｌｆが接触し、ブレーキロータ３２ｌｆに対して回転が停止する方向の力を付与する。油圧制動部２８ｌｆは、このようにして、マスタシリンダ２３から供給される油圧により、制動力を対向して配置されたタイヤに付与する。
　次に、油圧制動部２８ｒｆ、２８ｌｒ、２８ｒｒは、配置位置（対応して配置されるタイヤ）が異なるのみで、基本的に油圧制動部２８ｌｆと同様の構成である。油圧制動部２８ｒｆは、第１油圧配管２４から供給される油圧によりホイールシリンダ３０ｒｆの位置が変動され、制動時は、第１油圧配管２４から、ホイールシリンダ３０ｒｆに高い油圧が供給され、ブレーキパッド３４ｒｆとブレーキロータ３２ｒｆとを接触させることで、右フロントタイヤ１４に制動力を付与する。油圧制動部２８ｌｒは、第１油圧配管２４から供給される油圧によりホイールシリンダ３０ｌｒの位置が変動され、制動時は、第１油圧配管２４から、ホイールシリンダ３０ｌｒに高い油圧が供給され、ブレーキパッド３４ｌｒとブレーキロータ３２ｌｒとを接触させることで、左リヤタイヤ１６に制動力を付与する。油圧制動部２８ｒｒは、第２油圧配管２６から供給される油圧によりホイールシリンダ３０ｒｒの位置が変動され、制動時は、第２油圧配管２６から、ホイールシリンダ３０ｒｒに高い油圧が供給され、ブレーキパッド３４ｒｒとブレーキロータ３２ｒｒとを接触させることで、右リヤタイヤ１８に制動力を付与する。
　次に、図２を用いてマスタシリンダ２３について説明する。ここで、図２は、制動装置のマスタシリンダの概略構成を示す模式図である。図２に示すようにマスタシリンダ２３は、シリンダ１１２、入力ピストン１１３と、加圧ピストン１１５と、第１スプリング１３８と、第２スプリング１３９と、リザーバタンク１４６とを有する。
　シリンダ１１２は、基端部が開口して先端部が閉塞した円筒形状をなし、内部に入力ピストン１１３と加圧ピストン１１５が同軸上に配置されて軸方向に沿って移動自在に支持されている。
　入力ピストン１１３は、外周面がシリンダ１１２の円筒形状をなす内周面に移動自在に支持されている。入力ピストン１１３は、基端部（シリンダ１１２の基端部側）に制動倍力装置２２（図１参照）が連結されている。また、入力ピストン１１３は、先端側に、外周面がシリンダ１１２と接する円筒部と、円筒部の内部に配置された第１ピストン１２０が配置されている。第１ピストン１２０は、先端に他の部分よりも径が大きい円板が設けられている。つまり、第１ピストン１２０は、棒状の部材の一方の端部が入力ピストン１１３の基端部に連結され、他方の端部に円板が設けられた形状である。
　加圧ピストン１１５は、シリンダ１１２内にて、入力ピストン１１３の先端部側に配置されており、外周面がシリンダ１１２の内周面に移動自在に支持されている。この加圧ピストン１１５は、入力ピストン１１３側に、第１シリンダ１２２が設けられている。第１シリンダ１２２は、円筒状の部材であり、第１ピストン１２０の先端部、つまり円板が挿入されている。また、第１シリンダ１２２は、円筒の内径が第１ピストン１２０の円板と略同一径であり、また、入力ピストン１１３側の端部が、他の部分よりも径が小さくなっている。つまり、第１シリンダ１２２は、第１ピストン１２０の先端部が、抜けない形状となっている。このように、第１シリンダ１２２の基端側の領域と第１ピストン１２０とで形成された空間が第１室（第１液圧室）Ｒ１となる。なお、第１室Ｒ１の軸に直交する方向の面積、つまり、第１シリンダ１２２の開口面積は、開口面積Ａ１となる。また、第１室Ｒ１は、図示しない配管を介して第１油圧配管２４と接続している。
　次に、加圧ピストン１１５の先端側の形状は、入力ピストン１１３の先端部側と略同一形状であり、外周面がシリンダ１１２と接する円筒部と、円筒部の内部に配置された第２ピストン１２４が配置されている。第２ピストン１２４も、先端に他の部分よりも径が大きい円板が設けられている。
　次に、シリンダ１１２の円筒形状の内部の基端部、つまり、加圧ピストン１１５に向かい合う部分には、第２シリンダ１２６が設けられている。第２シリンダ１２６は、円筒状の部材であり、第２ピストン１２４の先端部、つまり円板が挿入されている。なお、第２シリンダ１２６は、シリンダ１１２に固定されている。また、第２シリンダ１２６も、円筒の内径が第２ピストン１２４の円板と略同一径であり、また、加圧ピストン１１５側の端部が、他の部分よりも径が小さくなっている。つまり、第２シリンダ１２６は、第２ピストン１２４の先端部が、抜けない形状となっている。このように、第２シリンダ１２６の基端側の領域と第２ピストン１２４とで形成された空間が第２室（第２液圧室）Ｒ２となる。なお、第２室Ｒ２の軸に直交する方向の面積、つまり、第２シリンダ１２６の開口の面積は、Ａ２となる。なお、本実施形態では、開口面積Ａ２は、開口面積Ａ１と同一面積となる。また、第２室Ｒ２は、図示しない配管を介して第２油圧配管２６と接続している。
　第１スプリング１３８は、入力ピストン１１３と加圧ピストン１１５との間に配置されている。具体的には、入力ピストン１１３の円筒部の内周と、加圧ピストン１１５の第１シリンダ１２２の外周に配置されている。第１スプリング１３８は、リターンスプリングであり、軸方向において、入力ピストン１１３と加圧ピストン１１５が離れる方向に付勢力を付与する。なお、第１スプリング１３８は、非線形のバネ特性を有するバネである。第１スプリング１３８のバネ特性については、後述する。
　第２スプリング１３９は、加圧ピストン１１５とシリンダ１１２の基端部との間に配置されている。具体的には、加圧ピストン１１５の円筒部の内周と、シリンダ１１２の第２シリンダ１２６の外周に配置されている。第２スプリング１３９も、リターンスプリングであり、軸方向において、加圧ピストン１１５とシリンダ１１２の基端部とが離れる方向に付勢力を付与する。
　リザーバタンク１４６は、作動油を貯留するタンクである。また、シリンダ１１２には、リリーフ配管１５５と、リリーフ配管１５９とが形成されている。リリーフ配管１５５は、入力ピストン１１３と加圧ピストン１１５との間の空間（第１スプリング１３８が配置されている空間）と、リザーバタンク１４６とを連結させている。また、リリーフ配管１５９は、加圧ピストン１１５とシリンダ１１２との間の空間（第２スプリング１３９が配置されている空間）と、リザーバタンク１４６とを連結させている。これにより、シリンダ１１２の内部の２つの空間には作動油が供給される。
　また、入力ピストン１１３とシリンダ１１２との接触部には、軸方向において、リリーフ配管１５５が作動油を上述した空間に供給する部分を挟むように、２つのシール部材１６３が配置されている。シール部材１６３は、入力ピストン１１３とシリンダ１１２との間から作動油が漏れることを抑制する。加圧ピストン１１５とシリンダ１１２との接触部には、軸方向において、リリーフ配管１５９が作動油を上述した空間に供給する部分を挟むように、２つのシール部材１６２が配置されている。シール部材１６２は、加圧ピストン１１５とシリンダ１１２との間から作動油が漏れることを抑制する。
　マスタシリンダ２３は、以上のような構成であり、乗員がブレーキペダル２１を踏むと、その操作力（踏力）が制動倍力装置２２に伝達され、操作力が倍力されてマスタシリンダ２３に伝達される。マスタシリンダ２３では、入力ピストン１１３が第１スプリング１３８の付勢力に抗して前進すると、第１室Ｒ１が加圧される。すると、第１室Ｒ１の油圧が第１油圧配管２４に吐出される。
　また、入力ピストン１１３が前進すると、入力ピストン１１３は、第１スプリング１３８及び第１室Ｒ１を介して加圧ピストン１１５を押圧し、加圧ピストン１１５が第２スプリング１３９の付勢力に抗して前進する。すると、第２室Ｒ２が加圧され、第２室Ｒ２の油圧が第２油圧配管２６に吐出される。
　車両１０は、以上のような構成であり、乗員がブレーキペダル２１を踏むとマスタシリンダ２３から第１油圧配管２４及び第２油圧配管２６に油圧が吐出される。これにより、マスタシリンダ２３の第１室Ｒ１から吐出された油圧は、第１油圧配管２４を介して、油圧制動部２８ｒｆと油圧制動部２８ｌｒに供給される。マスタシリンダ２３の第２室Ｒ２から吐出された油圧は、第２油圧配管２６を介して、油圧制動部２８ｌｆと油圧制動部２８ｒｒに供給される。このようにマスタシリンダ２３から各油圧制動部に油圧が吐出されることで、各油圧制動部のブレーキロータにブレーキパッドが接触し、タイヤに制動力を付与する。これにより、車両１０は、減速され、停止される。
　このように、車両１０は、制動装置２０により各タイヤに制動力が付与される。つまり、図３に示すように、左フロントタイヤ１２には油圧制動部２８ｌｆにより制動力Ｆｘｌｆが付与され、右フロントタイヤ１４には油圧制動部２８ｒｆにより制動力Ｆｘｒｆが付与され、左リヤタイヤ１６には油圧制動部２８ｌｒにより制動力Ｆｘｌｒが付与され、右リヤタイヤ１８には油圧制動部２８ｒｒにより制動力Ｆｘｒｒが付与される。ここで、図３は、制動時に車体に作用する力を説明するための説明図である。なお、制動時は、前輪により大きい制動力が付与される。つまり、制動力Ｆｘｌｆと制動力Ｆｘｒｆの方が、制動力Ｆｘｌｒと制動力Ｆｘｒｒよりも大きい力となる。ここで、制動力Ｆは、ブレーキパッドの受圧面積、ロータ径（ブレーキロータの径）、摩擦係数（ブレーキパッドとブレーキロータの摩擦係数、μ）、油圧の大きさ、タイヤ径に基づいて算出することができる。具体的には、Ｆ＝（（ブレーキパッドの受圧面積）×（ロータ径）×（摩擦係数）×（油圧）×２）／（タイヤ径）で算出することができる。
　車両１０は、図３に示すように、運転手（ドライバ）が乗車した状態で、走行方向に直交する方向において、重心ｇは、中心（中央）よりも、右側（右タイヤ側）にずれた位置となる。このため、走行方向に直交する方向における、左側のタイヤ（左フロントタイヤ１２と左リヤタイヤ１６）と重心ｇとの距離はＬｗｌとなり、右側のタイヤ（右フロントタイヤ１４と右リヤタイヤ１８）と重心ｇとの距離はＬｗｒとなる。ここで、距離Ｌｗｌと距離Ｌｗｒとの関係は、Ｌｗｒ＜Ｌｗｌとなる。
　ここで、図３に示すように、重心ｇが中心にない車両１０、つまり、一方向にずれている車両１０が、ブレーキをかけると、回転モーメントＭｚが発生する。ここで、回転モーメントＭｚは、Ｍｚ＝（Ｆｘｌｆ＋Ｆｘｌｒ）×Ｌｗｌ－（Ｆｘｒｆ＋Ｆｘｒｒ）×Ｌｗｒとなる。ここで、（Ｆｘｌｆ＋Ｆｘｌｒ）＝（Ｆｘｒｆ＋Ｆｘｒｒ）となるため、距離が長い（Ｆｘｌｆ＋Ｆｘｌｒ）×Ｌｗｌの成分がより大きくなり、モーメントが発生する。なお、重心ｇのずれの距離が大きくなるほど発生するモーメントは大きくなる。このようにモーメントが発生するのに対して、第１室Ｒ１で発生する液圧と、第２室Ｒ２で発生する液圧とが、略同一の圧力となる液圧をマスタシリンダ２３から出力させると、（Ｆｘｌｆ＋Ｆｘｌｒ）と、（Ｆｘｒｆ＋Ｆｘｒｒ）とが同じ値となるため、重心ｇが中心からずれている分、制動力が不均一となる。そのため、回転モーメントＭｚが発生するし、車両１０が偏向してしまう。つまり曲がってしまう。
　これに対して、本実施形態の車両１０は、制動時に、第１室Ｒ１で発生させる液圧と、第２室Ｒ２で発生させる液圧とを異なる液圧とすることで、回転モーメントＭｚの発生を抑制し、制動時に車両１０が偏向することを抑制する。以下、図４から図７を用いて、車両１０の制動装置２０について、説明する。
　まず、図４を用いて、第２スプリング１３９について説明する。ここで、図４は、第２スプリングの荷重とストロークとの関係の一例を示すグラフである。なお、図４に示すグラフは、横軸をストロークとし、縦軸を荷重とした。また、ストロークとは、第２スプリング１３９の縮み量である。また、図４には、比較のため、第２スプリング１３９の荷重とストロークとの関係に加え、第１スプリング１３８と同じバネ特性を示す線分２００と、第１スプリング１３８よりも変形しにくい（縮みにくい）バネ特性を示す線分２０２もあわせて示す。
　第２スプリング１３９は、図４に示す線分２０４のように、非線形のバネ特性を有するバネである。第２スプリング１３９は、図４の線分２０４に示すように、ストロークが一定以上となると、荷重に対するストローク量が小さくなる。つまり、第２スプリング１３９は、一定距離以上縮むと、それ以上は縮みにくくなる。ここで、本実施形態において、第２スプリング１３９の縮み量は、第２シリンダ１２６に対する第２ピストン１２４の移動量、つまり、第２シリンダ１２６と第２ピストン１２４との相対的な移動量となる。
　したがって、マスタシリンダ２３は、入力ピストン１１３から外力が加わり、第１ピストン１２０と、加圧ピストン１１５と、第２ピストン１２４とが相対的に移動し、第１室Ｒ１と第２室Ｒ２の体積が減少し、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となったら、第２スプリング１３９が縮みにくくなる。このように、第２スプリング１３９が縮みにくくなると、入力される力に対する第２室Ｒ２の体積の減少量が少なくなる。これにより、相対的に、第２室Ｒ２の体積の減少量が第１室Ｒ１の体積の減少量よりも少なくなるため、第２室Ｒ２から排出される油圧が第１室Ｒ１から排出される油圧よりも低くなる。
　以上より、本実施形態の車両１０は、図５に示す液圧を供給する。ここで、図５は、第１室液圧と第２室液圧との関係の一例を示すグラフである。なお、図５に示すグラフは、横軸を第１室の液圧（油圧）[ＭＰａ]とし、縦軸を第２室の液圧（油圧）[ＭＰａ]とした。ここで、図５に示す領域２１０は、ブレーキペダルの踏み込み量が少ない、つまり、マスタシリンダ２３の入力ピストン１１３から係る外力が小さい領域であり、領域２１２は、ブレーキペダルの踏み込み量が多い、つまり、マスタシリンダ２３の入力ピストン１１３から係る外力が大きい領域である。領域２１０では、第１室液圧、第２室液圧が共に低圧となり、領域２１２では、第１室液圧、第２室液圧が共に領域２１０よりも高圧となる。また、図５に示す太線２１４は、実際にブレーキペダル２１を踏みこみその後、開放した場合の圧力変化の一例を示している。また、図５に示す点線２１６は、第１室液圧と第２室液圧とが１対１で変化する関係を示す線であり、直線２１８は、第１室液圧の変化率が第２室液圧の変化率よりも一定割合高い関係を示す線である。
　マスタシリンダ２３は、ブレーキペダル２１の踏みこみが少ない状態では、図５の領域２１０に太線２１４で示すように、第１室液圧と、第２室液圧とは、点線２１６で示す１対１に近い値となる。その後、マスタシリンダ２３は、ブレーキペダル２１の踏みこみが大きくなり、一定以上の踏み込み量、つまり、第２スプリング１３９のストローク量（縮み量）が一定以上となると、第２スプリング１３９が第１スプリング１３８に対して、受ける力に対する縮み量が少なくなる。このため、マスタシリンダ２３は、ブレーキペダル２１の踏みこみが一定以上となると、図５の領域２１２に太線２１４で示すように、第２室液圧よりも第１室液圧の方が大きくなる。つまり、第２室液圧の変化率よりも第１室液圧の変化率の方が大きくなる。これにより、領域２１２での第１室液圧と第２室液圧との比の差は、領域２１０での第１室液圧と第２室液圧との比の差よりも大きくなり、点線２１６よりも直線２１８に近い関係となる。なお、本実施形態では、第１室の圧力の方が第２室の圧力よりも高くなる。
　制動装置２０及びそれを有する車両１０は、図５に示すように、ブレーキペダル２１の踏み込み量が一定以上（つまり、入力ピストン１１３の移動量が一定以上、すなわち、制動力が一定以上）となると、第２室Ｒ２よりも第１室Ｒ１の方がより高い液圧を供給する設定となっている。より具体的には、踏み込み量が一定以上となると、第１室液圧と第２室液圧との比の差が、踏み込み量が一定未満の場合の第１室液圧と第２室液圧との比の差よりも大きくなる。
　次に、図６は、第１室液圧と第２室液圧との関係の他の例を示すグラフである。なお、図６に示すグラフも、横軸を第１室の液圧（油圧）[ＭＰａ]とし、縦軸を第２室の液圧（油圧）[ＭＰａ]とした。図６に示すグラフは、第２スプリングとして、バネ特性が図４に示す線分２０２の関係を満たすバネを用いた場合の例である。つまり、図６に示すグラフは、入力に対して、第２室Ｒ２で発生する液圧よりも第１室Ｒ１で発生する液圧の方がより高い液圧となり、かつ、第１室Ｒ１の液圧と第２室Ｒ２の液圧との比が一定となる設定の場合に、第１室Ｒ１と第２室Ｒ２とで発生する液圧、つまり第１油圧配管２４と第２油圧配管２６に吐出される油圧の関係を示すグラフである。また、太線２２０も、実際にブレーキペダル２１を踏みこみその後、開放した場合の圧力変化の一例を示している。また、図６に示す点線２１６は、第１室液圧と第２室液圧とが１対１で変化する関係を示す線であり、直線２１８は、第１室液圧の変化率が第２室液圧の変化率よりも一定割合高い関係を示す線である。なお太線２２０は、直線２１８の関係を中心として、つまり直線２１８の比を基準として第１室Ｒ１の液圧と第２室Ｒ２の液圧との関係が変化する。図６に示すように、第１スプリングのバネ特性が図４に示す線分２０２に示すような線形の場合は、第２室Ｒ２よりも第１室Ｒ１の方がより高い液圧を供給することができる。
　制動装置２０及びそれを有する車両１０は、図５及び図６に示すように、マスタシリンダ２３で油圧を発生させることで、制動力Ｆｘｒｆと制動力Ｆｘｌｒとを、制動力Ｆｘｌｆと制動力Ｆｘｒｒよりも相対的に大きくすることができる。これにより、（Ｆｘｒｆ＋Ｆｘｒｒ）×Ｌｗｒの成分をより大きくし、（Ｆｘｌｆ＋Ｆｘｌｒ）×Ｌｗｌの成分をより小さくすることができるため、発生する回転モーメントＭｚを小さくすることができる。また、（Ｆｘｒｆ＋Ｆｘｒｒ）×Ｌｗｒ＝（Ｆｘｌｆ＋Ｆｘｌｒ）×Ｌｗｌとなる液圧差にすることで、回転モーメントＭｚをより小さく、理想的には０にすることができる。
　このように、制動装置２０及びそれを有する車両１０は、第１室Ｒ１と第２室Ｒ２で発生させる液圧に差をつけることで、制動時に発生する回転モーメントＭｚを小さくすることができ、制動時に車両１０が偏向することを抑制することができる。また、車両１０及び制動装置２０は、機械的な構造（つまり、基準の設定、初期設定として）で発生させる制動力に差を発生させている。このため、センサ等を用いて制動力を調整する場合では、制御することができない時間帯、つまり、制動初期（制動開始時に演算開始してから制動力の制御を開始するまでの間）も、回転モーメントＭｚを小さくすることができる。特に、軽い車両やホイールベースが短い車両の場合は、制動時の偏向が発生しやすくなるが、本実施形態のように、制動力に差を発生させることで、制動安定性を高くすることができる。
　さらに、本実施形態の制動装置２０及びそれを有する車両１０は、第２スプリング１３９が、図４の線分２０４に示す特性を有し、ブレーキペダルの踏み込み量に対して、図５の太線２１４に示す関係で第１室液圧、第２室液圧を発生させ、各油圧制動部に油圧を供給する。これにより、ブレーキペダルの踏み込み量が小さいとき、つまり、制動力が小さい場合は、第１室液圧と第２室液圧との差（比の差）を小さくし、制動力が大きい場合は、第１室液圧と第２室液圧との差（比の差）を大きくすることができる。
　ここで、図７は、制動装置の使用頻度と制動力との関係の一例を示すグラフである。なお、図７に示すグラフは、横軸を制動力（制動Ｇ）とし、縦軸を頻度とした。制動装置２０は、図７に示すように、制動力が小さい制動動作、つまり、図５に示す領域２１０の範囲の液圧を発生させる制動動作は、頻繁に行う。また、制動装置２０は、制動力が大きい制動動作、つまり、図５に示す領域２１２の範囲の液圧を発生させる制動動作は、一定の回数しか行われない。ここで、制動力が小さい制動動作は、スムーズな停止動作や、安定した走行時に予期した状態で行われる停止、減速動作であることが多い。これに対して、制動力が大きい制動動作は、急ブレーキ等の緊急時の動作であることが多い。このように、緊急時の動作であることが多く、急減速が伴うため、車両の挙動をより安定して制御する必要がある。このため、制動力が大きい制動動作は、制動安定性に対する影響が大きい制動安定性影響域２３０となる。
　また、制動力が小さい制動動作は、使用される回数が大きいため、制動装置、主にタイヤ、ブレーキパッド等の磨耗に対する影響が大きい。このため、制動力が小さい制動動作は、磨耗に対する影響が大きい磨耗影響域となる。なお、制動力が大きい制動動作は、使用される回数が少ないため、磨耗に対する影響は小さい。
　これにより、本実施形態の制動装置２０及びそれを有する車両１０は、第２スプリング１３９のバネ特性を非線形とし、磨耗影響域２３２、つまり図５の領域２１０では、第１室液圧と第２室液圧との比を１対１に近い状態とすることで、制動装置の左右の対応する部品が不均一に磨耗することを抑制することができる。つまり、左右の対応する部品うち一方の部品のみが大きく磨耗する偏磨耗の発生を抑制することができる。また、本実施形態の制動装置２０及びそれを有する車両１０は、制動安定性影響域、つまり、領域２１２では、第１室液圧と第２室液圧との差（比の差）を大きくすることで、大きな制動力が発生させる場合に、左右で適切な制動力の差を発生させることができ、上述したように、制動時に発生する回転モーメントを小さくすることができる。これにより、制動動作を安定させることができる。
　以上より、本実施形態の制動装置２０及びそれを有する車両１０は、制動力が大きく、高い制動安定性が必要な状態では、制動安定性を高くすることができ、かつ、偏磨耗の発生も抑制することができる。つまり、制動安定性と偏磨耗の発生の抑制（装置耐久性の向上）を使用状態に合わせて、適正なバランスで実現することができる。
　ここで、上記実施形態では、第２スプリングを非線形バネとすることで、磨耗影響域２３２と制動安定性影響域２３０とで、第１室液圧と第２室液圧との比の差が変化する設定としたが、本発明はこれに限定されない。制動装置は、磨耗影響域２３２と制動安定性影響域２３０とで、第１室液圧と第２室液圧との比の差が変化する、つまり、一方の制動部と他方の制動部で発生させる制動力の比の差が変化する、種々の構成を用いることができる。以下、図８から図１０を用いて、制動装置に用いるマスタシリンダの他の例を説明する。図８から図１０は、それぞれ制動装置のマスタシリンダの概略構成の他の例を示す模式図である。また、図８から図１０に示すマスタシリンダは、第２スプリングを非線形バネとすることに代わる構成を加えた点を除いて他の構成は、図２に示すマスタシリンダと同様の構成である。したがって、以下では、各図のマスタシリンダに特有の構成について説明する。なお、図８から図１０に示すマスタシリンダの、第２スプリング１３９は、いずれも線形バネである。
　図８に示すマスタシリンダ３０２は、第２シリンダ１２６の内部に第３スプリング３１０を有する。第３スプリング３１０は、ホロースプリングであり、第２シリンダ１２６の内部に、第２シリンダ１２６に沿って配置されている。また、第３スプリング３１０は、第２シリンダ１２６と軸方向の長さよりも短い部材であり、一方の端部が第２ピストン１２４側に配置され、他方の端部が、シリンダ１１２の入力ピストン１１３側とは反対側の端部側に配置されている。
　マスタシリンダ３０２は、入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダル２１が踏み込まれると、第１ピストン１２０と第１シリンダ１２２とが相対的に移動する。以下、第２室Ｒ２の体積が最大の状態から小さくなる方向に移動する場合として説明する。第３スプリング３１０は、第２室Ｒ２の体積が減少しても第２室Ｒ２の体積が一定体積となるまで、第２ピストン１２４の移動方向に力を作用させない状態で、第２シリンダ１２６内の第２ピストン１２４とシリンダ１１２との間に配置されている。なお、マスタシリンダ３０２は、第２室Ｒ２の体積を減少させると共に、第１室Ｒ１の体積も減少させる。これにより、上述したように所定の液圧を排出する。
　その後、マスタシリンダ３０２は、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となると、第３スプリング３１０が、両端がそれぞれ第２ピストン１２４とシリンダ１１２とに接触する。その後、さらに入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダル２１が踏み込まれると、第３スプリング３１０は、徐々に縮む。なお、この時、第３スプリング３１０は、第２ピストン１２４と第２シリンダ１２６との相対的な移動に対する抵抗となる。これにより、マスタシリンダ３０２は、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となると、第２室Ｒ２の体積の減少量に対して、第１室Ｒ１の体積の減少量を多くすることができる。
　このように、マスタシリンダ３０２のように、第３スプリング３１０を設けることでも、つまり、バネを多段で設ける構成とすることでも、上述と同様に、ブレーキペダル２１の踏み込み量が一定以上となったら、つまり、制動力が一定以上となったら、液圧の比の差をより大きくすることができる。つまり、制動力の差を大きくすることができる。
　図９に示すマスタシリンダ３２０は、第２シリンダ３２６が、内面のシリンダ１１２側（第２ピストン１２４側とは反対側）の領域３２４の面粗さ（面粗度）を、入力ピストン１１３（第１ピストン１２０）側の領域の面粗さよりも粗い構成となっている。
　マスタシリンダ３２０は、入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダル２１が踏み込まれると、第２ピストン１２４と第２シリンダ３２６とが相対的に移動する。以下、第１室Ｒ１の体積が最大の状態から小さくなる方向に移動する場合として説明する。マスタシリンダ３２０は、入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダルが踏み込まれると、第２ピストン１２４と第２シリンダ３２６とが摺動しながら、相対的に移動し、第２室Ｒ２の体積が減少する。なお、マスタシリンダ３２０は、第２室Ｒ２の体積を減少させると共に、第１室Ｒ１の体積も減少させる。これにより、上述したように所定の液圧を排出する。
　その後、マスタシリンダ３２０は、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となると、第２ピストン１２４の先端が、第２シリンダ３２６の領域３２４と接触する。その後、さらに入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダル２１が踏み込まれると、第２ピストン１２４の先端が、第２シリンダ３２６の領域３２４と接触しながら、移動する。この時、領域３２４は、他の領域よりも面粗さが粗いため、第２ピストン１２４と第２シリンダ３２６との相対的な移動に対する抵抗となる。これにより、マスタシリンダ３２０は、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となると、第２室Ｒ２の体積の減少量に対して、第１室Ｒ１の体積の減少量を多くすることができる。
　このように、マスタシリンダ３２０のように、第２シリンダ３２６の第２ピストン１２４との接触面の面粗さを領域毎に変えることでも、上述と同様に、ブレーキペダルの踏み込み量が一定以上となったら、つまり、制動力が一定以上となったら、液圧の比の差をより大きくすることができる。つまり、制動力の差を大きくすることができる。
　図１０に示すマスタシリンダ３４０は、第２シリンダ３４２が、シリンダ１１２側に、入力ピストン１１３（第２ピストン１２４）側よりも径が短くなる突起３４４を設ける構成となっている。なお、突起３４４は、変形可能な形状であり、第２ピストン１２４の通過の抵抗となるが、第２ピストン１２４を移動不可能にはしない。つまり、第２ピストン１２４は、突起３４４と接触しつつ、第２シリンダ３４２に対してシリンダ１１２側に移動することができる。
　マスタシリンダ３４０は、入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダル２１が踏み込まれると、第２ピストン１２４と第２シリンダ３４２とが相対的に移動する。以下、第２室Ｒ２の体積が最大の状態から小さくなる方向に移動する場合として説明する。マスタシリンダ３４０は、入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダル２１が踏み込まれると、第２ピストン１２４と第２シリンダ３４２とが摺動しながら、相対的に移動し、第２室Ｒ２の体積が減少する。なお、マスタシリンダ３４０は、第２室Ｒ２の体積を減少させると共に、第１室Ｒ１の体積も減少させる。これにより、上述したように所定の液圧を排出する。
　その後、マスタシリンダ３４０は、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となると、第２ピストン１２４の先端が、第２シリンダ３４２の突起３４４と接触する。その後、さらに入力ピストン１１３から外力が作用されると、つまりブレーキペダルが踏み込まれると、第２ピストン１２４の先端が、第２シリンダ３４２の突起３４４と接触しながら、移動する。この時、突起３４４は、他の領域よりも第２シリンダ３４２の径を小さくしているため、第２ピストン１２４と第２シリンダ３４２との相対的な移動に対する抵抗となる。これにより、マスタシリンダ３４０は、第２室Ｒ２の体積が一定体積以下となると、第２室Ｒ２の体積の減少量に対して、第１室Ｒ１の体積の減少量を多くすることができる。
　このように、マスタシリンダ３４０のように、第２シリンダ３４２の第２ピストン１２４との接触面に突起部を設けることでも、上述と同様に、ブレーキペダル２１の踏み込み量が一定以上となったら、つまり、制動力が一定以上となったら、液圧の比の差をより大きくすることができる。つまり、制動力の差を大きくすることができる。なお、突起部の形状は特に限定されない。また形状も特に限定されない。
　なお、上記実施形態では、車両を構成する４つの車輪の制動力から回転モーメントＭｚを算出し、ドライバが乗車している場合に発生する回転モーメントＭｚを抑制する液圧差を算出したが、制動力がより大きくなる前輪のみで回転モーメントＭｚを抑制する液圧差を算出してもよい。つまり、式、Ｍｚ＝Ｆｘｌｆ×Ｌｗｌ－Ｆｘｒｆ×Ｌｗｒを用いて、Ｆｘｌｆ×Ｌｗｌ＝Ｆｘｒｆ×Ｌｗｒとなる、制動力の関係を算出し、その関係に基づいて液圧差を設定してもよい。
　また、制動装置は、磨耗影響域（制動力、液圧が低い領域）では、第１室と第２室の液圧差が発生しない、つまり、第１室液圧と第２室液圧との関係が１対１となる設定とすることが好ましい。このように、磨耗影響域では、第１室液圧と第２室液圧との関係を１対１とすることで、偏磨耗の発生をより確実に抑制することができる。
　また、制動装置は、上記実施形態のように、入力ピストン側の液圧室（本実施形態では第１室Ｒ１）をより高い液圧を発生させる液圧室とすることが好ましい。つまり、より高い液圧を発生させる必要がある液圧室を、入力ピストンに近い側に配置することが好ましい。これにより、構造上、液圧が高くなりやすい側の液圧室を、より高い液圧を発生させる液圧室とすることができるため、より簡単な構成で、該当する液圧室で高い液圧を発生させることができる。なお、より高い液圧を発生させる液圧室は、基本的に、車両の前輪のうち、重心に近い側のタイヤに制動力を作用させる液圧を供給する液圧室である。なお、上述したような効果を得ることができるため、液圧を供給する液圧室とタイヤ（油圧制動部）との関係は、本実施形態のようにすることが好ましいが、逆にしてもよい。
　また、制動装置は、上記実施形態のように、液圧が相対的により低くなる液圧室に、液圧室の体積が減少しにくくなる構成（非線形バネ、多段バネ、抵抗）を設けることが好ましい。これにより、簡単な構成で液圧を変化させることができる。なお、本実施形態はこれに限定されず、液圧が相対的に高くなる液圧室に液圧室の体積が減少しやすくなる。つまり、ピストンの移動の抵抗が小さくなる構成としてもよい。例えば、ピストンが移動したら、摺動抵抗が小さくなるような構成としてもよい。
　また、制動装置は、第１室と第２室の液圧差、つまり制動力差が常に発生する設定とし、かつ、制動力が一定以上となったら、第１室と第２室の液圧差がより大きく、つまり、第１室液圧と第２室液圧との比の差がより大きくなるようにしてもよい。このように、常に液圧差が発生する設定とした場合は、磨耗影響域での制動安定性を高くすることができる。なお、この場合も液圧差（または液圧の比の差）を小さくすることで、偏磨耗の発生を抑制することができる。
　なお、第１室と第２室の液圧差を常に発生させる場合、液圧差（つまり制動力差）は、第１スプリング１３８のスプリング荷重をＧ１、第２スプリング１３９のスプリング荷重をＧ２、加圧ピストン１１５とシリンダ１１２との摺動抵抗をＮ２、第１シリンダ１２２と第２シリンダ１２６の面積をＡとしたら、液圧差（（第１室の液圧）－（第２室の液圧））＝（Ｇ２－Ｇ１＋Ｎ２）／Ａで算出することができる。つまり、液圧差は、第１スプリング１３８、第２スプリング１３９のスプリング荷重と、加圧ピストン１１５とシリンダ１１２との摺動抵抗とにより調整することができる。
　また、上記実施形態では、第１シリンダ１２２の開口面積Ａ１と、第２シリンダ１２６の開口面積Ａ２とを同一面積としたが、２つの開口面積によっても、液圧差を調整することができる。なお、マスタシリンダ２３の第１室Ｒ１で発生させる液圧と、第２室Ｒ２で発生させる液圧を異なる液圧とする方法は、これにも種々の方法を用いることができる。
　また、上記実施形態では、制御がしやすく、車両バランスへの影響を少なくできるため、マスタシリンダから供給する液圧差、油圧の差で制動力差を設けることが好ましいが、制動力差を常に発生させる設定は、これに限定されない。制動力差は、制動力に影響がある各種条件を左右（走行方向に直交する方向において、重心から近い方と、遠い方）で異なる設定とすることで、発生させることができる。具体的には、ブレーキパッドの受圧面積、ロータ径、摩擦係数、タイヤ径を左右で異なる値とすることで、制動力差を発生させることができる。なお、タイヤ径は、異なるタイヤ径とすると、走行性が低下するため、タイヤ径以外の対象を調整することが好ましい。
　ここで、上記実施形態では、運転手（ドライバ）のみが車両に乗車している状態、つまり、１名のみが車両に乗車している状態を想定して、第１室と第２室とで発生させる液圧差、つまり、車両の右側のタイヤで発生させる制動力と、車両の左側のタイヤで発生させる制動力との差（「制動力差」ともいう。）を決定したが、制動力差は、種々の重心位置を想定して算出することが好ましい。このように、種々の重心位置、つまり種々の使用状態を想定して、制動力差を設定することで、いずれの使用状態でも、発生する回転モーメントＭｚを小さくすることができる。ここで、種々の重心位置を想定して制動力差を算出する場合は、発生する回転モーメントＭｚが設定された範囲内となるように制動力差を設定することが好ましい。これにより、いずれの場合でも制動時に発生する回転モーメントＭｚを一定範囲内（略同じ）とすることができる。これにより使用状態によらず、同様の条件で走行を行うことができる。
　また、車両１０は、１名乗車の場合と２名乗車との場合で、回転モーメントＭｚが略同じ（または同一）となる制動力差に設定することが好ましい。このように、１名乗車と２名乗車との場合を加味することで、車両の右側と左側とで、乗車人数が同じ場合と、一名違う場合とを想定することができる。これにより、３名乗車、４名乗車の場合も重心バランスは略同じとなり、回転モーメントＭｚが大きく発生する使用状態の発生を抑制することができる。
　以上のように、本発明にかかる制動装置及び車両は、走行中の車両を減速させるのに有用である。
　１０　車両
　１１　車体
　２０　制動装置
　２３　マスタシリンダ
　２４　第１油圧配管
　２６　第２油圧配管
　２８ｌｆ、２８ｒｆ、２８ｌｒ、２８ｒｒ　油圧制動部

Claims (10)

  1. 　車体に回転自在に配置された第１タイヤと第２タイヤに制動力を付与する駆動装置であって、
    　液圧を供給する第１液圧室と第２液圧室とを備えたマスタシリンダと、
    　前記第１液圧室と前記第２液圧室とに外力を付与するピストンと、
    　前記第１液圧室から供給された液圧に基づいて第１タイヤに制動力を作用させる第１油圧制動部と、
    　前記第２液圧室から供給された液圧に基づいて第２タイヤに制動力を作用させる第２油圧制動部と、を有し、
    　前記マスタシリンダは、前記ピストンのストローク量が大きくなると、前記第１液圧室の圧力と前記第２液圧室の圧力との比の差が、前記ピストンのストローク量が小さい場合の圧力の比の差よりも大きくなることを特徴とする制動装置。
  2. 　前記マスタシリンダは、前記ピストンのストローク量が設定された値よりも小さい状態では、前記第１液圧室の圧力と前記第２液圧室の圧力が同じ圧力となることを特徴とする請求項１に記載の制動装置。
  3. 　前記マスタシリンダは、前記ピストンから外力が付与されると、前記第１液圧室の圧力と前記第２液圧室との圧力が異なる圧力となることを特徴とする請求項１に記載の制動装置。
  4. 　前記マスタシリンダは、前記第１液圧室及び前記第２液圧室の少なくとも一方に、非線形のバネ特性を備えるリターンスプリング、または、多段バネを有することを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の制動装置。
  5. 　前記マスタシリンダは、前記ピストンの移動に対して前記第１液圧室内で発生する摺動抵抗と、前記ピストンの移動に対して前記第２液圧室内で発生する摺動抵抗とが、前記ピストンのストローク量によって変化することを特徴とする請求項２から４のいずれか１項に記載の制動装置。
  6. 　前記マスタシリンダは、前記第１液圧室が前記第２液圧室よりも前記ピストンから外力の入力側の端部により近い側に配置され、
    　前記第２液圧室は、前記ピストンのストローク量が大きくなると、液圧室の体積が減少しにくくなる抵抗要素が設けられていることを特徴とする請求項１から５のいずれか１項に記載の制動装置。
  7. 　車体と、
    　前記車体に制動力を作用させる制動装置と、を有し、
    　前記制動装置は、運転手が乗車した状態で、前記車体の進行方向に直交する方向において、重心に近い側の制動力が、重心に遠い側の制動力よりも大きくなる設定であり、
    　前記制動装置は、前記制動力が大きくなると、重心に近い側の制動力と重心に遠い側の制動力との比の差が、前記制動力が小さい場合の重心に近い側の制動力と重心に遠い側の制動力との比の差よりも大きくなることを特徴とする車両。
  8. 　前記車体の重心に近い側に回転自在に配置された第１タイヤと、前記車体の重心に遠い側に回転自在に配置された第２タイヤとをさらに有し、
    　前記制動装置は、液圧を供給する第１液圧室と第２液圧室とを備えたマスタシリンダと、
    　前記第１液圧室から供給された液圧に基づいて第１タイヤに制動力を作用させる第１油圧制動部と、
    　前記第２液圧室から供給された液圧に基づいて第２タイヤに制動力を作用させる第２油圧制動部と、を有し、
    　前記制動力が大きくなると、前記第１液圧室の圧力が前記第２液圧室の圧力よりも高くなるように構成されていることを特徴とする請求項７に記載の車両。
  9. 　前記マスタシリンダは、前記第１液圧室を構成する第１ピストン及び第１シリンダと、前記第１ピストンを支持する第１スプリングと、前記第２液圧室を構成する第２ピストン及び第２シリンダと、前記第２ピストンを支持する第２スプリングとを有し、
    　前記第１スプリング及び前記第２スプリングの少なくとも一方が非線形のバネ特性を有し、前記制動力が大きくなると、前記第２スプリングが前記第１スプリングよりもバネ定数が大きくなることを特徴とする請求項８に記載の車両。
  10. 　前記第１タイヤ及び前記第２タイヤは、前記車体の進行方向において、前方にあることを特徴とする請求項８または９に記載の車両。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US12161380B2 (en) 2016-06-15 2024-12-10 Arrinex, Inc. Devices and methods for treating a lateral surface of a nasal cavity

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR3008054B1 (fr) * 2013-07-02 2019-05-10 Robert Bosch Gmbh Piston primaire de maitre-cylindre
JP6371268B2 (ja) * 2015-11-24 2018-08-08 株式会社アドヴィックス 車両用制動装置
JP2017144949A (ja) * 2016-02-19 2017-08-24 本田技研工業株式会社 電気自動車の制動装置
JP7167723B2 (ja) * 2019-01-11 2022-11-09 株式会社アドヴィックス マスタシリンダ

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5330092U (ja) * 1977-08-18 1978-03-15
JPS6364862A (ja) * 1986-09-04 1988-03-23 Toyota Motor Corp 液圧ブ−スタ付液圧ブレ−キ装置
JP2008037259A (ja) * 2006-08-07 2008-02-21 Toyota Motor Corp 車両の直進制動時の運転制御装置及び運転制御方法

Family Cites Families (28)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3589131A (en) * 1969-03-24 1971-06-29 Bendix Corp Vehicle braking system
US3559406A (en) * 1969-05-02 1971-02-02 Bendix Corp Vehicle braking system
US3910643A (en) * 1972-03-02 1975-10-07 Aisin Seiki Anti-skid brake control system for a wheeled vehicle
FR2253653A1 (en) 1973-12-07 1975-07-04 Peugeot & Renault Tandem master cylinder for dual circuit vehicle brake - piston controls ball valve in direct line to rear brakes
JPS5330092A (en) 1976-08-31 1978-03-20 Mitsubishi Electric Corp Apparatus for forming outward shape of sheet roll
CA1107793A (en) 1977-05-06 1981-08-25 Kelsey-Hayes Company Brake proportioning apparatus
JPS5442882U (ja) 1977-08-31 1979-03-23
AU5207079A (en) * 1978-11-02 1980-05-08 Lucas Industries Limited Failsafe proportioning valve indual hydraulic system
JPS5650845A (en) * 1979-10-03 1981-05-08 Toyota Motor Corp Brake master cylinder device
JPH0613287B2 (ja) 1984-05-21 1994-02-23 日産自動車株式会社 車両用制動力制御装置
US4924755A (en) 1985-04-29 1990-05-15 General Motors Corporation Hydraulic power booster
FR2632023A1 (fr) 1988-05-31 1989-12-01 Bendix France Dispositif emetteur de pression hydraulique en tandem
US5236257A (en) * 1990-03-20 1993-08-17 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Brake pressure generator having means for controlling pressure independent of operation of brake operating member
GB2291945B (en) 1994-08-02 1999-01-20 Monroe Auto Equipment Co Control system for load levelling applications
JPH10167037A (ja) 1996-12-10 1998-06-23 Unisia Jecs Corp 車両運動制御装置
DE19903014B4 (de) 1999-01-26 2005-10-13 Lucas Industries P.L.C., Solihull Hauptzylinder für eine hydraulische Fahrzeugbremsanlage mit verbesserter Rückstellfederfesselung
US6467267B2 (en) * 1999-07-14 2002-10-22 Bosch Braking Systems Co., Ltd. Fluid pressure boosting device and brake system employing the same
JP4544381B2 (ja) * 2000-06-30 2010-09-15 株式会社アドヴィックス 車両の液圧ブレーキ装置
US6829524B2 (en) 2001-08-20 2004-12-07 Wisys Technology Foundation, Inc. Method and apparatus for estimating yaw rate in a wheeled vehicle and stability system
JP2004155236A (ja) * 2002-11-05 2004-06-03 Advics:Kk 車両用液圧ブレーキ装置
US7159696B2 (en) * 2003-11-21 2007-01-09 Advics Co., Ltd. Hydraulic braking pressure generating apparatus for vehicles
JP3955015B2 (ja) * 2003-12-05 2007-08-08 日信工業株式会社 車両用ブレーキ装置
JP2006335171A (ja) 2005-06-01 2006-12-14 Toyota Motor Corp 車輌の制駆動力制御装置
JP2007168694A (ja) 2005-12-26 2007-07-05 Toyota Motor Corp 車輌の走行制御装置
FR2923198B1 (fr) * 2007-11-06 2010-03-12 Bosch Gmbh Robert Maitre-cylindre d'un vehicule relie a un dispositif de freinage annexe.
US8297416B2 (en) 2008-11-07 2012-10-30 Kitchell Edward W Rotor device and method of making same
US8924120B2 (en) 2009-06-06 2014-12-30 Ford Global Technologies, Llc Regenerative brake control system and method
JP5375685B2 (ja) 2010-03-12 2013-12-25 トヨタ自動車株式会社 車両

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5330092U (ja) * 1977-08-18 1978-03-15
JPS6364862A (ja) * 1986-09-04 1988-03-23 Toyota Motor Corp 液圧ブ−スタ付液圧ブレ−キ装置
JP2008037259A (ja) * 2006-08-07 2008-02-21 Toyota Motor Corp 車両の直進制動時の運転制御装置及び運転制御方法

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US12161380B2 (en) 2016-06-15 2024-12-10 Arrinex, Inc. Devices and methods for treating a lateral surface of a nasal cavity

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