WO2016010164A1 - 液圧制動装置 - Google Patents

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WO2016010164A1
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hydraulic
piston
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山口　智之
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株式会社アドヴィックス
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    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic braking device.
  • hydraulic pressure is such that the piston is moved by supplying or discharging hydraulic fluid (oil, water, fluid, etc.) to the liquid chamber, or the hydraulic fluid is pumped or discharged by moving the piston.
  • hydraulic fluid oil, water, fluid, etc.
  • Cylinders are known.
  • the impact what is called "oil hammer"
  • the technique for reducing the impact is proposed (for example, patent documents 1).
  • the boost piston of the hydraulic cylinder constituting the hydraulic booster moves by receiving the hydraulic pressure from the hydraulic fluid (brake fluid) flowing from the high-pressure supply source to assist the thrust of the master piston.
  • An “oil hammer” may occur even when the hydraulic booster is activated.
  • the conventional oil hammer reduction technique obtains an impact mitigation effect by restricting the flow of hydraulic fluid immediately before stopping the piston with respect to the moving piston. is there. Therefore, it cannot be applied to the reduction of “oil hammer” that occurs when the hydraulic booster in which the boost piston is stationary is activated. Accordingly, one of the objects of the present invention is to obtain a hydraulic braking device that can reduce, for example, oil hammer that occurs when assisting the thrust of a master cylinder.
  • the hydraulic braking device of the present invention includes, for example, a cylindrical cylinder and a fluid that is accommodated in the cylinder so as to be reciprocally movable, faces a fluid chamber formed in the cylinder, and flows into the fluid chamber from a supply source.
  • the assist piston that assists the master piston of the master cylinder that generates the hydraulic pressure for generating the braking force, and the elastic deformation that seals the fluid chamber A sealing member, and in a state where the assisting piston is in the position on the one side, the fluid chamber communicates with the first chamber through the throttle channel and the first chamber.
  • the second sealing chamber seals the second chamber.
  • the assisting piston is in the position on the one side, and the fluid from the first chamber to the second chamber via the throttle channel is caused by elastic deformation of the seal member.
  • the assisting piston is configured to start moving from the position on the one side to the other side in a state where a flow is generated.
  • the throttle channel may be configured such that the one end of the assisting piston and the one side of the cylinder facing the end in the state where the assisting piston is in the position on the one side. It is formed between the end surfaces of the.
  • the seal member has an annular shape, and is formed with a groove portion that opens in a side surface in contact with the fluid and extends in the circumferential direction.
  • the cylinder includes a cylindrical cylinder member and a plug at least a part of which is accommodated in a cylinder of the cylinder member. At least a part of the inner surface faces the second chamber, and the seal member seals a gap between the cylinder member and the plug.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a braking system including a hydraulic braking device according to an embodiment.
  • Drawing 2 is an explanatory view explaining the state of the hydraulic brake device before assistance by the hydraulic brake device concerning an embodiment.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram illustrating a state before the assist piston starts moving after the supply of fluid from the supply source to the hydraulic braking device according to the embodiment is started.
  • FIG. 4 is an explanatory view illustrating an example of a seal member applied to the hydraulic braking device according to the embodiment.
  • Drawing 5 is an explanatory view explaining other examples of a seal member applicable to a hydraulic braking device concerning an embodiment.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram for explaining a state after the assisting piston by the hydraulic braking device according to the embodiment starts moving.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a braking system including a hydraulic braking device according to an embodiment.
  • Drawing 2 is an explanatory view explaining the state of the hydraulic brake device before assistance by the hydraulic brake device concerning an embodiment.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram for explaining the transition of the fluid pressure in the fluid chamber of the fluid pressure braking device according to the embodiment and the transition of the fluid flow rate at that time.
  • FIG. 8 is a comparative example with respect to FIG. 7, and is an explanatory diagram for explaining the transition of the fluid pressure in the fluid chamber without compartments and the transition of the flow rate of the fluid at that time.
  • the hydraulic braking device shown in the present embodiment includes a hydraulic booster as an example, and supplies hydraulic fluid to a caliper that grips a wheel disk that rotates with a vehicle wheel, or supplies hydraulic fluid to a brake shoe that presses a brake drum. It assists the thrust of the master cylinder to be supplied.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a braking system including a hydraulic braking device of the present embodiment.
  • a braking system 10 shown in FIG. 1 mainly includes a master cylinder 12, a hydraulic booster 14, a reservoir tank 16, a hydraulic pressure source (supply source) 18, a brake device 20, a circulating flow pressure adjustment unit (hydraulic actuator) 22, and the like. It consists of
  • the braking system 10 includes a brake ECU (electronic control unit, not shown) that functions as a control unit that controls operations of control valves and motors described later.
  • a brake ECU electronic control unit, not shown
  • 1 is an example of an actuator that realizes an anti-lock brake system (ABS), and a simple configuration is shown among them.
  • ABS anti-lock brake system
  • the master cylinder 12 When the brake pedal 24 is depressed by the driver, the master cylinder 12 receives the assisting force from the hydraulic booster 14 and supplies hydraulic fluid (brake fluid, brake fluid, brake oil, fluid) to the wheel cylinder 26 of the brake device 20. Send out.
  • the master cylinder 12 includes a primary chamber 12a, a secondary chamber 12b, a primary piston 12c (first master piston), a secondary piston 12d (second master piston), and a spring 12e.
  • the brake device 20 shows a case where all the brake devices are disc brakes as an example, but in other embodiments, a drum brake may be used. Further, one of the front wheels and the rear wheels may be a disc brake and the other may be a drum brake.
  • the master cylinder 12 is a tandem type cylinder partitioned into a primary chamber 12a and a secondary chamber 12b by a primary piston 12c and a secondary piston 12d.
  • a booster rod 28 of a hydraulic pressure booster 14 is connected to the primary piston 12c. Details of the hydraulic booster 14 will be described later.
  • the booster rod 28 When the brake pedal 24 is depressed, the booster rod 28 is moved by the boost piston 30 that generates an assisting force corresponding to the depression force.
  • the primary piston 12c moves in the direction of arrow A in the figure by the movement of the booster rod 28.
  • the booster rod 28 can also be operated by the operation of the push rod 32 extending from the brake pedal 24, and moves in the arrow A direction also by the driver's stepping force transmitted through the push rod 32.
  • the primary piston 12c receives the elastic force of the spring 12e so as to return the booster rod 28 and the boost piston 30 to the initial position side (arrow B direction, one side in the reciprocating direction) when the brake pedal 24 is not depressed. Pressing.
  • the secondary piston 12d also receives the elastic force of the spring 12e and presses the booster rod 28 and the boost piston 30 toward the initial position via the primary piston 12c.
  • the push rod 32 receives the elastic force of the spring 32a and presses the brake pedal 24 toward the initial position (in the direction of arrow B) when the brake pedal 24 is not depressed.
  • the primary chamber 12a and the secondary chamber 12b are respectively provided with a passage 34 and a passage 36 that extend toward the circulating pressure regulating unit 22.
  • the master cylinder 12 is connected to a reservoir tank 16 that stores hydraulic fluid.
  • the reservoir tank 16 communicates with each of the primary chamber 12a and the secondary chamber 12b via the passage 38 when the brake pedal 24 is in the initial position, and supplies the hydraulic fluid into the master cylinder 12 or within the master cylinder 12. For example, excess hydraulic fluid is stored.
  • the recirculation pressure regulation unit 22 has a first piping system to which the passage 34 is connected and a second piping system to which the passage 36 is connected.
  • the recirculation pressure adjusting unit 22 includes a passage 40 that connects the primary chamber 12a of the master cylinder 12 to the wheel cylinder 26FL side and the wheel cylinder 26RR side.
  • the passage 42 which connects the secondary chamber 12b, the wheel cylinder 26FR side, and the wheel cylinder 26RL side is provided.
  • One end of the passage 40 is connected to the passage 34, and the other end of the passage 40 is connected to an individual passage 48a provided with a holding valve 46FL, an individual passage 48b provided with a holding valve 46RR, and an individual passage 48c provided with a pump 50a. It is connected.
  • one end of the passage 42 is connected to the passage 36, and the other end of the passage 42 is an individual passage 52a provided with a holding valve 46FR, an individual passage 52b provided with a holding valve 46RL, and an individual passage provided with a pump 50b. It is connected to the passage 52c.
  • the passage 40 has a master cut valve 44a in the middle.
  • the master cut valve 44a has a solenoid and a spring that are controlled to be turned on and off, and is maintained in a closed state by an electromagnetic force generated by the solenoid when supplied with a prescribed control current, so that the solenoid is in a non-energized state. It is a normally open type electromagnetic control valve that is opened by a biasing force of a spring in some cases.
  • the master cut valve 44 a that is in the open state can circulate hydraulic fluid in both directions between the passage 34 and the passage 40. When a prescribed control current is supplied to the solenoid and the master cut valve 44a is closed, the flow of hydraulic fluid in the passage 34 and the passage 40 is shut off.
  • the passage 42 has a master cut valve 44b in the middle.
  • the master cut valve 44b that has been opened can circulate hydraulic fluid between the passage 36 and the passage 42 in both directions.
  • a prescribed control current is supplied to the solenoid and the master cut valve 44b is closed, the flow of hydraulic fluid in the passage 36 and the passage 42 is blocked.
  • the holding valves 46FL, 46RR, 46FR, 46RL of the individual passages 48a, 48b, 52a, 52b have solenoids and springs that are ON / OFF controlled, respectively, and are opened when the solenoids are in a non-energized state. It is a normally open type electromagnetic control valve.
  • the holding valves 46FL, 46RR, 46FR, and 46RL that are in the opened state can cause the working fluid to flow in both directions. That is, the hydraulic fluid supplied from the primary chamber 12a can flow toward the wheel cylinders 26FL and 26RR via the passage 34. In addition, the hydraulic fluid supplied from the secondary chamber 12b can flow toward the wheel cylinders 26FR and 26RL via the passage 36.
  • the brake fluid can be returned from the wheel cylinders 26FL, 26RR to the primary chamber 12a, and the hydraulic fluid can be returned from the wheel cylinders 26FR, 26RL to the secondary chamber 12b.
  • check valves 54FL, 54RR, 54FR, and 54RL are provided in parallel with the holding valves 46FL, 46RR, 46FR, and 46RL, respectively.
  • the check valves 54FL and 54RR allow only the flow of hydraulic fluid from the wheel cylinders 26FL and 26RR toward the passage 34, respectively, and prevent the reverse flow.
  • the check valve 54FL or the check valve 54RR has a return flow path via the holding valve 46FL or the holding valve 46RR. Similarly, a return flow path is formed so that the working fluid can be quickly returned to the primary chamber 12a.
  • the check valves 54FR and 54RL allow only the flow of hydraulic fluid from the wheel cylinders 26FR and 26RL toward the passage 36, and prevent the reverse flow. Therefore, when returning the hydraulic fluid from the wheel cylinder 26FR side or the wheel cylinder 26RL side toward the secondary chamber 12b, the check valve 54FR or the check valve 54RL has a return flow path via the holding valve 46FR or the holding valve 46RL. Similarly, a return flow path is formed, and the working fluid can be quickly returned to the secondary chamber 12b.
  • a pressure reducing valve 56FL is provided in parallel with the wheel cylinder 26FL on the wheel cylinder 26FL side of the holding valve 46FL and the check valve 54FL in the individual passage 48a. Further, a pressure reducing valve 56RR is provided in parallel with the wheel cylinder 26RR on the wheel cylinder 26RR side of the holding valve 46RR and the check valve 54RR in the individual passage 48b. An individual passage 48d connected to the in-flow channel reservoir tank 58a is formed on the downstream side of the pressure reducing valves 56FL, 56RR. Similarly, a pressure reducing valve 56FR is provided in parallel with the wheel cylinder 26FR on the wheel cylinder 26FR side of the holding valve 46FR and the check valve 54FR in the individual passage 52a.
  • a pressure reducing valve 56RL is provided in parallel with the wheel cylinder 26RL on the wheel cylinder 26RL side from the holding valve 46RL and the check valve 54RL in the individual passage 52b.
  • An individual passage 52d connected to the in-flow path reservoir tank 58b is formed on the downstream side of the pressure reducing valves 56FR and 56RL.
  • the pressure reducing valves 56FL, 56RR, 56FR, and 56RL are solenoid valves that have solenoids and springs that are ON / OFF controlled, respectively, and are normally closed when the solenoids are in a non-energized state.
  • the pressure reducing valves 56FL and 56RR are closed, the flow of the working fluid toward the reservoir tank 58a in the flow path is blocked.
  • the solenoid is energized and the pressure reducing valves 56FL and 56RR are opened, the flow of the working fluid to the reservoir tank 58a in the flow path is allowed.
  • the pressure reducing valves 56FR and 56RL are closed, the flow of the working fluid toward the reservoir tank 58b in the flow path is blocked.
  • the in-passage reservoir tanks 58a and 58b are tanks that temporarily store the working fluid returned from the wheel cylinder 26 during the ABS control.
  • the individual passages 48c and 52c are connected to the in-passage reservoir tanks 58a and 58b, respectively.
  • the individual passage 48c is provided with a pump 50a and check valves (not shown) before and after the pump 50a.
  • the individual passage 52c is provided with a pump 50b and check valves (not shown) before and after the pump 50b.
  • the pumps 50a and 50b operate by driving the motor 60.
  • the pumps 50a and 50b pump the hydraulic fluid from the in-flow path reservoir tanks 58a and 58b. That is, when there is no flow of hydraulic fluid from the primary chamber 12a or the secondary chamber 12b toward the wheel cylinders 26FL, 26RR, 26FR, 26RL, etc., the hydraulic fluid is returned to the primary chamber 12a or the secondary chamber 12b. As a result, the necessary storage amount of the hydraulic fluid in the reservoir tank 16 is maintained.
  • the check valves provided before and after the pumps 50a and 50b prevent the working fluid from flowing back from the master cylinder 12 to the reservoir tanks 58a and 58b in the flow path.
  • the hydraulic booster 14 accommodates a boost piston (assisting piston, assist piston) 30 and a booster rod 28 that can reciprocate in the directions of arrows A and B inside the cylinder 62.
  • the boost piston 30 also functions as a pressure regulating mechanism (regulator) that regulates the hydraulic fluid supplied from the hydraulic pressure source 18 to a value corresponding to the operation amount of the brake pedal 24.
  • the end surface of the boost piston 30 and the inner wall surface of the cylinder 62 form a fluid chamber (assist chamber) 64 into which hydraulic fluid supplied from the hydraulic pressure source 18 flows. Due to the hydraulic pressure (boost pressure) of the hydraulic fluid in the fluid chamber 64, the boost piston 30 moves in the arrow A direction against the urging force of the spring 12e and the like.
  • an assisting force that assists the boost piston 30 in the direction of arrow A is generated in the boost piston 30 by the fluid pressure (pressure) in the fluid chamber 64.
  • the booster rod 28 that receives the assisting force and propels it in the direction of arrow A pushes the primary piston 12c of the master cylinder 12 in the direction of arrow A.
  • the primary piston 12c and the secondary piston 12d move by the input accompanied by the assisting force and push out the hydraulic fluid (generates hydraulic pressure).
  • the pushed-out hydraulic fluid flows into the brake device 20 through the circulating pressure regulating unit 22 (wheel cylinder 26), and the wheel cylinder 26 operates to generate a braking force.
  • the hydraulic pressure source 18 includes a pump 18a, a motor 18b, an accumulator 18c, a pressure sensor 18d, and the like.
  • the container constituting the accumulator 18c contains a pressure-accumulated gas (for example, nitrogen) sealed in a rubber film or the like. Then, after the hydraulic fluid discharged from the pump 18a is pumped into the accumulator 18c, the on-off valve (not shown) is closed to enclose the hydraulic fluid in the accumulator 18c and accumulate it as pressure energy of the enclosed gas. Then, the hydraulic fluid is released from the accumulator 18c by opening the on-off valve to provide the accumulator pressure.
  • a pressure-accumulated gas for example, nitrogen
  • the pump 18a has a motor 18b as a drive source, and its suction port is connected to the reservoir tank 16, while its discharge port is connected to the accumulator 18c.
  • the accumulator pressure is maintained within a set range to be maintained by the pump 18a.
  • the brake ECU Based on the measured value of the pressure sensor 18d, the brake ECU turns on the pump 18a when the accumulator pressure falls below the lower limit of the set range, pressurizes the accumulator pressure, and pumps when the accumulator pressure exceeds the upper limit of the set range. 18a is turned off to complete the pressurization.
  • the discharge port of the accumulator 18 c is connected to the high-pressure connection port 14 a of the hydraulic booster 14 so that high-pressure hydraulic fluid can be supplied to the hydraulic booster 14.
  • a high pressure introduction chamber 14 b is formed between the inner wall surface of the cylinder 62 and the outer wall surface of the boost piston 30 so as to surround the outer peripheral surface of the boost piston 30, and high pressure hydraulic fluid is received around the boost piston 30.
  • the boost piston 30 accommodates therein a spool 66 connected to the push rod 32 so as to be capable of reciprocating in the axial direction.
  • the boost piston 30 is formed with at least one high-pressure introduction passage 30a in the radial direction for introducing high-pressure hydraulic fluid from the outer peripheral surface side to the inner peripheral surface side in which the spool 66 is accommodated.
  • the axial length of the high pressure introduction chamber 14b is set to be longer than the reciprocating distance of the boost piston 30, and the high pressure introduction path 30a and the high pressure introduction chamber 14b can communicate with each other regardless of the position of the boost piston 30. It is like that.
  • the boost piston 30 has a booster ring passage 30b for circulating excess hydraulic fluid accompanying the volume reduction of the fluid chamber 64 to the reservoir tank 16 when the brake pedal 24 returns to the initial position. It is formed along the axial direction.
  • the spool 66 includes a large-diameter portion 66a and a small-diameter portion 66b that form a spool valve body.
  • the outer peripheral surface of the large-diameter portion 66a communicates with the booster ring passage 30b when the brake pedal 24 returns to the initial position, and when the brake pedal 24 is depressed, the communication with the booster ring passage 30b can be cut off and the high pressure
  • An annular groove 66c communicating with the introduction path 30a is formed.
  • the spool 66 first shuts off the communication between the booster ring passage 30b and the annular groove 66c, and then gradually increases the communication width between the high-pressure introduction passage 30a and the annular groove 66c.
  • the spool valve opening is widened to adjust the flow rate of the hydraulic fluid supplied from the accumulator 18c.
  • a spring 32a is disposed around the small diameter portion 66b, and an urging force is applied between the axial inner wall surface of the boost piston 30 and the large diameter portion 66a.
  • the boost piston 30 has an assisting communication passage 30c that allows the annular groove 66c and the fluid chamber 64 to communicate with each other at a position different from the booster ring passage 30b.
  • the assisting communication passage 30c can always communicate with the annular groove 66c.
  • the push rod 32 moves in the direction of arrow A and the spool 66 also moves in the direction of arrow A as shown in FIG. That is, the booster ring passage 30b and the annular groove 66c that were in communication with each other when the brake pedal 24 is in the initial position shift to a cut-off state, and communication between the annular groove 66c and the high-pressure introduction passage 30a is started.
  • the hydraulic fluid supplied from the accumulator 18c flows into the fluid chamber 64 via the high pressure introduction chamber 14b, the annular groove 66c, and the assisting communication passage 30c.
  • the fluid chamber 64 In a state where the boost piston 30 is stopped at the initial position side, the fluid chamber 64 is filled with the working fluid, but the seal member disposed to seal the fluid chamber 64 in a fluid-tight manner is elastically deformed. As a result, the volume of the fluid chamber 64 increases and the working fluid flows in. The inflow of the hydraulic fluid before the boost piston 30 starts to move continues until the elastic deformation of the elastic member stops. While the flow of the hydraulic fluid exists before the boost piston 30 starts to move, the pressure in the fluid chamber 64 changes gently, and after the flow stops, the pressure in the fluid chamber 64 suddenly increases.
  • the pressure rise in the fluid chamber 64 is suppressed until the amount of liquid consumed by the elastic deformation of the elastic member (the flow rate acceptable for the fluid chamber 64 and the amount of liquid consumed) is satisfied. Then, when the amount of liquid consumed by the elastic member is satisfied, the pressure in the fluid chamber 64 is increased, and the starting hydraulic pressure of the boost piston 30 (pressure that overcomes the biasing force in the direction of arrow B from the master cylinder 12 side) is reached.
  • the boost piston 30 starts moving in the arrow A direction.
  • the boost piston 30 starts to move, the end of the boost piston 30 is separated from the end surface 72a of the plug 72, so that the fluid chamber 64 is expanded in response to the movement of the boost piston 30 and the inflow of hydraulic fluid is resumed. .
  • the flow rate (throttle amount) of the hydraulic fluid when communicating with the high-pressure introduction path 30 a and the annular groove 66 c corresponds to the operation amount of the brake pedal 24. Accordingly, the greater the depression of the brake pedal 24, the greater the flow rate of the hydraulic fluid into the fluid chamber 64 after the boost piston 30 is activated, and the amount of movement of the boost piston 30 for assisting increases.
  • a disk 68 made of an elastic member such as rubber is disposed at the tip of the boost piston 30 on the primary piston 12c side, and is in contact with the booster rod 28. Therefore, when the boost piston 30 receives the assisting force generated in the fluid chamber 64 and moves in the arrow A direction, the booster rod 28 also moves in the arrow A direction. As a result, the booster rod 28 moves the primary piston 12c. As a result of the movement of the primary piston 12c, the hydraulic fluid in the primary chamber 12a is pushed out toward the brake device 20.
  • the secondary piston 12d is moved in the direction of arrow A due to the increase in the hydraulic pressure in the primary chamber 12a, and the hydraulic fluid in the secondary chamber 12b is pushed out toward the brake device 20 to generate a braking force in the brake device 20.
  • the push rod 32 and the spool 66 that move in the direction of arrow A by the depression operation of the brake pedal 24 come into contact with the disk 68, and then, when the brake pedal 24 is further depressed, the small diameter portion 66b of the spool 66 moves the booster rod 28. Press in the direction of arrow A. That is, the booster rod 28 moves in the direction of arrow A by the resultant force of the assisting force generated in the fluid chamber 64 and the depression force of the brake pedal 24 to apply an operating force to the master cylinder 12.
  • the spool 66 When the depressing force of the brake pedal 24 is released, the spool 66 is pushed back in the direction of the arrow B by the urging force of the spring 32a, and the communication between the annular groove 66c and the high-pressure introduction passage 30a is released (the spool valve is closed).
  • the groove 66c and the booster ring channel 30b communicate with each other.
  • the fluid chamber 64 is connected to the reservoir tank 16 via the assisting communication passage 30c, the annular groove 66c, and the booster ring passage 30b. Since the primary piston 12c and the secondary piston 12d are urged in the direction of arrow B by the spring 12e, when the depression of the brake pedal 24 is released, the booster rod 28 and the boost piston 30 are returned to the initial positions.
  • the brake pedal 24 is depressed, the spool 66 moves in the direction of arrow A, and the hydraulic fluid is discharged from the accumulator 18c. It flows into the fluid chamber 64.
  • an impact phenomenon may occur depending on the flow rate of hydraulic fluid that has flowed so far. This is a so-called “oil hammer”, which occurs, for example, when the liquid rapidly changes in speed (rapid change from a flow state to a stop state) and causes vibration and noise.
  • the hydraulic booster 14 (hydraulic braking device) of the present embodiment has a structure for reducing oil hammer.
  • the fluid chamber 64 is divided into a first chamber 64 a and a second chamber 64 b before the boost piston 30 starts to move in the direction of arrow A, and the first chamber 64 b is divided into the first chamber 64 a and the first chamber 64 b.
  • the chamber 64a and the second chamber 64b are communicated with each other through a throttle channel 64c.
  • the second chamber 64b is positioned so as to surround the first chamber 64a, that is, on the outer side (outer peripheral side) in the radial direction of the central axis of the cylinder 62 with respect to the first chamber 64a.
  • at least a part of the cylindrical inner surface 62b (inner peripheral surface) of the cylinder member 62a which is a part of the cylinder 62 faces the second chamber 64b.
  • oil hammer when starting up the boost piston 30 can be reduced.
  • an elastic member for example, a seal member that determines the flow rate of the working fluid in the fluid chamber 64 is provided on the first chamber 64a side.
  • the timing at which the elastic deformation of the seal members 70 and 74 facing the second chamber 64b stops can be delayed from the timing at which the elastic deformation of the seal member 74 facing the first chamber 64a stops.
  • the seal member 70 facing the second chamber 64b is disposed between the cylinder 62 and the plug 72, and the seal member 74 is disposed between the boost piston 30 and the cylinder 62. Further, the seal member 74 facing the first chamber 64 a is disposed between the piston small diameter portion 30 d and the plug 72. That is, the hydraulic fluid flows in the fluid chamber 64 until the elastic deformation of the seal members 70 and 74 facing the second chamber 64b is stopped.
  • the boost piston 30 when the pressure in the first chamber 64a rises, the boost piston 30 reaches the starting hydraulic pressure, and the boost piston 30 starts moving, the hydraulic fluid is generated in the fluid chamber 64. A flowing state can be realized. Thereby, the oil hammer which arises in the fluid chamber 64 (1st chamber 64a) can be reduced. Further, the amount of liquid consumed by the seal member 74 facing the first chamber 64a where the oil hammer may occur (the volume at which the seal member 74 is crushed) becomes smaller, so that the oil hammer energy becomes smaller. Note that according to the present embodiment, the boost piston 30 starts moving before the elastic deformation of the seal members 70 and 74 facing the second chamber 64b stops, so that the oil hammer hardly occurs in the second chamber 64b. The boost piston that operates in this way by appropriately setting the shape and characteristics of the sealing members 74, 70, 74 as elastic members, the amount of restriction of the restriction channel 64c, and the volume of the first chamber 64a and the second chamber 64b. 30 can be obtained.
  • the sealing member 70 that ensures the liquid consumption while ensuring the liquid tightness of the second chamber 64 b is an annular plug 72 that is a part of the cylinder 62 that seals the end surface opening of the cylinder 62.
  • a male screw is formed on the outer surface 72 b of the plug 72, and a female screw is formed on the cylindrical inner surface 62 b (inner peripheral surface) of the cylinder member 62 a that is a part of the cylinder 62.
  • the plug 72 is integrated with the cylinder member 62a by the coupling of the male screw and the female screw.
  • the plug 72 is accommodated in the cylinder of the cylinder member 62a (cylinder 62).
  • the seal member 70 is elastically deformed between the inner surface 62b of the cylinder member 62a and the outer surface 72b of the plug 72, thereby sealing the gap g between the inner surface 62b and the outer surface 72b.
  • the second chamber 64b (fluid chamber 64) is liquid-tight, and further elastically deformed by the hydraulic fluid flowing into the second chamber 64b, thereby temporarily expanding the volume of the second chamber 64b and consuming it. It is configured to increase the liquid volume.
  • the plug 72 may be integrated with the cylinder member 62a by caulking, press fitting, or the like.
  • FIG. 4 shows a cross-sectional shape and an elastic deformation mode of the seal member 70.
  • the seal member 70 is an annular seal member that can be accommodated in a seal groove formed on the outer peripheral surface of the plug 72, and opens along the side surface in contact with the hydraulic fluid and extends along the circumferential direction.
  • the thing in which the groove part 70a is formed is applicable.
  • the seal member 70 is excellent in oil resistance and wear resistance, and can be an elastomer having a predetermined elastic force. As shown in FIG.
  • the seal member 70 has a substantially C-shaped cross section, and when the spool 66 is in a closed state (when the brake pedal 24 is not depressed), as shown by a broken line, the cylinder 62 And the plug 72 are crushed to ensure liquid tightness.
  • the spool 66 shifts to the valve open state and high-pressure hydraulic fluid flows into the second chamber 64b via the throttle channel 64c, the volume of the second chamber 64b is expanded (for example, in the direction of arrow C). ) Is elastically deformed. Even in the process of this elastic deformation, the seal member 70 causes the working fluid to flow in the second chamber 64b while maintaining a liquid-tight state. The flow of the hydraulic fluid continues until the elastic deformation of the seal member 70 stops.
  • the seal member 70 returns to the initial shape indicated by the broken line in FIG. 4, and the volume of the second chamber 64b is in the initial state. Return to. That is, when the working fluid flows into the second chamber 64b next time, it returns so that the amount of consumed liquid can be increased.
  • FIG. 5 shows a seal member 74 applicable between the plug 72 and the piston small diameter portion 30d on the first chamber 64a side.
  • the cross-sectional shape of the seal member 74 is, for example, a circle or an ellipse.
  • the seal member 74 is excellent in oil resistance and wear resistance, and can be an elastomer having a predetermined elastic force.
  • the seal member 74 can be formed of nitrile rubber, silicon rubber, or the like.
  • the seal member 74 has a shape that reduces the amount of elastic deformation compared to the seal member 70. Further, the amount of elastic deformation may be reduced by changing the material.
  • the seal member 74 is disposed between the boost piston 30 and the cylinder 62 on the second chamber 64b side, the seal is made so that the groove 70a faces the second chamber 64b side.
  • the member 70 may be disposed.
  • the seal member 74 that is used on the portion other than the fluid chamber 64 of the hydraulic booster 14 or on the master cylinder 12 side can be a seal member 74 that consumes a relatively small amount of liquid. In this case, a decrease in responsiveness due to the amount of liquid consumed can be suppressed.
  • the throttle channel 64c includes, as an example, an end 30 e of the boost piston 30 and an inner wall surface of the cylinder facing the end 30 e (in this embodiment, a plug 72 that is a part of the cylinder 62. It is formed between the end face 72a).
  • the throttle channel 64c is provided in the end 30e of the boost piston 30 and has an annular wall 30f (partition) that partitions the first chamber 64a and the second chamber 64b. , Opening).
  • the throttle amount of the throttle channel 64c can be adjusted by adjusting the number of grooves, the cross-sectional area, the depth, the length, and the like.
  • the boost piston 30 starts moving in the arrow A direction as shown in FIG.
  • the end 30e of the boost piston 30 and the end surface 72a of the plug 72 (cylinder 62) are separated from each other, the throttle of the throttle channel 64c is expanded, and the throttle effect disappears. Therefore, the inflow of hydraulic fluid becomes easy.
  • the boost piston 30 moves the booster rod 28 in the direction of arrow A, and further moves the primary piston 12c in the direction of arrow A to cause the brake device 20 to generate a braking force in the master cylinder 12. To generate hydraulic pressure.
  • the flow rate of the hydraulic fluid supplied from the accumulator 18c is determined by the spool 66 that moves according to the amount of depression of the brake pedal 24. Therefore, the amount of hydraulic fluid flowing into the fluid chamber 64 (the first chamber 64a and the second chamber 64b) is also determined according to the amount of depression of the brake pedal 24 (the braking required amount of the driver). As a result, the boost piston 30 generates an assisting force corresponding to the depression amount of the brake pedal 24 and assists the generation of hydraulic pressure in the master cylinder 12.
  • FIG. 7 shows a specific example of the behavior of the hydraulic fluid in the fluid chamber 64 of the hydraulic booster 14 configured as described above and the transition of the hydraulic pressure, and generation of assisting force when the hydraulic fluid flows from the accumulator 18c side.
  • FIG. 8 shows a change in hydraulic pressure when the fluid chamber is not divided into the first chamber and the second chamber.
  • the solid line represents the transition of the hydraulic pressure in the first chamber 64 a
  • the broken line represents the transition of the hydraulic pressure in the second chamber 64 b
  • the lower stage represents the transition of the flow rate of the working fluid flowing into the fluid chamber 64.
  • the upper stage shows the transition of the fluid pressure in the fluid chamber (no compartment)
  • the lower stage shows the transition of the flow rate of the working fluid flowing into the fluid chamber (no compartment).
  • the boost piston 30 actually starts to move in the direction of arrow A is the starting hydraulic pressure P, but the rapidly increased hydraulic pressure overshoots to the hydraulic pressure PS. As shown in the lower part of FIG. 7, this overshoot occurs in correspondence to the flow rate (supply fluid amount) of the hydraulic fluid that has flowed into the first chamber 64 a before the boost piston 30 is activated. After that, the throttle of the throttle channel 64c disappears due to the activation of the boost piston 30, the hydraulic pressure in the first chamber 64a decreases, the hydraulic pressure in the second chamber 64b increases, and is necessary for stable movement after startup.
  • the operating pressure P0 (determined by the urging force of the spring 12e of the master cylinder 12). Note that FIG. 7 is exaggerated in order to clarify the difference in fluid pressure fluctuation in the first chamber 64a and the second chamber 64b.
  • the oil hammer when starting up the boost piston 30 is caused by a rapid speed change (for example, flow stop) of the hydraulic fluid.
  • a rapid speed change for example, flow stop
  • the fluid pressure in the fluid chamber rises and reaches the starting fluid pressure P.
  • the area where the hydraulic pressure acts on the non-compartment fluid chamber is larger than the first chamber 64a.
  • the startup hydraulic pressure P of the boost piston 30 is lower than the startup hydraulic pressure P of the partitioned first chamber 64a, as shown in FIG. 7, and the operating fluid required when the boost piston 30 moves stably after startup. It is about the same as or slightly larger than the pressure P0.
  • the starting hydraulic pressure P overshoots to the hydraulic pressure PS.
  • the flow rate (supply liquid amount) of the working fluid flowing before the boost piston 30 is started is larger than that in the partitioned first chamber 64a. This is because the amount of liquid consumed due to the seal member is greater in the non-compartment case than in the first chamber 64a.
  • the oil hammer increases and the overshoot increases.
  • the time until the boost piston 30 settles down to the operating hydraulic pressure P0 after starting becomes longer and the hydraulic pressure fluctuation (vibration) also increases. As a result, vibrations and abnormal noise associated with the oil hammer increase.
  • the fluid chamber 64 is divided into a first chamber 64a and a second chamber 64b via a throttle channel 64c, and the amount of liquid consumption is relatively large on the second chamber 64b side.
  • the seal member 70 By disposing the seal member 70, the flow rate until the boost piston 30 is started can be reduced as shown in the lower part of FIG. Further, the startup hydraulic pressure of the boost piston 30 can be reached in a state where the flow of hydraulic fluid is occurring. Therefore, generation
  • the throttle opening area of the throttle channel 64c in the present embodiment is such that the hydraulic pressure in the first chamber 64a is boost piston before the consumed liquid amount due to elastic deformation of the seal members 70 and 74 in the second chamber 64b is satisfied. It can be determined by experiments or the like so that the starting hydraulic pressure can be increased to 30.
  • the example in which the seal member 70 that consumes a relatively large amount of liquid with respect to the seal member 74 is disposed on the second chamber 64b side.
  • Both of the sealing members disposed on the 64b side may be the sealing member 74.
  • more sealing members are disposed than the sealing member disposed on the first chamber 64a side, and the relative amount of liquid consumption is greater in the second chamber 64b than in the first chamber 64a.
  • the same effect as when the member 70 is used can be obtained.
  • since the seal member can be shared, it is possible to contribute to cost reduction and to improve design freedom.
  • the throttled state of the throttle channel 64c is a differential pressure that increases the hydraulic pressure on the first chamber 64a side to the starting hydraulic pressure of the boost piston 30 before the amount of liquid consumed on the second chamber 64b side is provided. It should be set as follows. Therefore, the oil hammer can be reduced while ensuring the degree of freedom in selecting the seal member to be used.
  • the fluid chamber 64 by dividing the fluid chamber 64 into the first chamber 64a and the second chamber 64b via the throttle channel 64c, it is possible to reduce oil hammer, and thus vibration and vibration associated with the oil hammer. Generation of abnormal noise can be reduced. Further, there is no need to separately provide an additional structure for reducing the oil hammer or to greatly change the structure of the hydraulic booster 14, and the hydraulic booster 14 can be installed while suppressing an increase in manufacturing cost and design cost. The size reduction and performance improvement of the braking system 10 including it is realizable.
  • the hydraulic braking device of the present embodiment faces the cylindrical cylinder 62 and the fluid chamber 64 that is accommodated in the cylinder 62 so as to be reciprocally movable, and is formed in the cylinder 62.
  • the hydraulic pressure for generating a braking force is generated by moving from one position in the reciprocating direction to the other side by hydraulic fluid (brake fluid, fluid) flowing into the fluid chamber 64 from the pressure source 18 (supply source).
  • a boost piston 30 (assist piston) that assists the generated primary piston 12c (master piston) of the master cylinder 12 and an elastically deformable seal member 74 that seals the fluid chamber 64 are provided.
  • the fluid chamber 64 has a first chamber 64a communicating with the hydraulic pressure source 18, and a second chamber communicating with the first chamber 64a via the throttle channel 64c.
  • the seal member 74 is partitioned into the chamber 64b and seals the second chamber 64b.
  • the hydraulic pressure in the first chamber 64a can be raised faster than the hydraulic pressure in the second chamber 64b due to the throttle effect of the throttle channel 64c.
  • the hydraulic pressure on the first chamber 64a side can be increased to the starting hydraulic pressure of the boost piston 30 at an early stage before the amount of liquid consumed due to the elastic deformation of the seal member 74 disposed in the second chamber 64b is satisfied. As a result, oil hammer when starting up the boost piston 30 can be reduced.
  • the boost piston 30 is located on one side, and from the first chamber 64a due to elastic deformation of the seal member 70 to the second chamber 64b via the throttle channel 64c.
  • the boost piston 30 is configured to start moving from the position on one side to the other side in a state in which the fluid flow is generated. According to this configuration, as an example, before the boost piston 30 is activated, it is possible to suppress a rapid change in the flow rate of the hydraulic fluid that causes oil hammering (for example, the stop of the flow of the hydraulic fluid). As a result, the oil hammer when starting up the boost piston 30 can be reduced.
  • the throttle passage 64c includes a plug that faces the end 30e of the boost piston 30 and the end 30e in a state where the boost piston 30 is located on one side. 72 (cylinder 62) and the end surface 72a. According to this configuration, as an example, the throttle channel 64c can be easily formed.
  • the seal member 70 has an annular shape, and is formed with a groove portion 70a that opens in the side surface in contact with the hydraulic fluid and extends in the circumferential direction.
  • the amount of liquid consumed on the second chamber 64b side can be increased by increasing the amount of elastic deformation of the seal member 70. That is, before the boost piston 30 is activated, it is possible to prevent the amount of liquid consumed from being filled on the second chamber 64b side and the flow rate of the hydraulic fluid to change suddenly (for example, stop). As a result, oil hammer resulting from a rapid change in the flow rate of the hydraulic fluid can be reduced.
  • the sealing member 70 that secures the liquid tightness of the second chamber 64b (fluid chamber 64) by sealing the gap g can be used to reduce oil hammer. it can.
  • the throttle channel 64c may be formed by providing a communication path (for example, a through hole) in a partition wall that partitions the first chamber 64a and the second chamber 64b. In this case, it becomes easier to set the aperture opening area, that is, the aperture effect.
  • the throttle channel 64c is formed by the end 30e of the boost piston 30 and the inner wall surface (end surface 72a of the plug 72) of the cylinder facing the end 30e.
  • the throttle channel 64c is more easily formed.
  • at least a part of the first chamber, the second chamber, the throttle channel, and the like provided in a state where the boost piston 30 is in contact with the plug 72 may be provided in the cylinder 62 (plug 72).
  • the sealing function can be maintained, and the hydraulic fluid is generated on the second chamber 64b side when the boost piston 30 is started.
  • the number of arrangements may be changed as long as the amount of consumed liquid that can maintain the flow can be secured.
  • FIG. 1 and the like an example in which only the seal member 70 is arranged on the outer peripheral surface of the plug 72 has been shown.
  • the seal is provided on the back surface (open end side of the cylinder 62) of the seal member 70. You may arrange
  • the amount of elastic deformation of the seal member 70 can be increased, and the amount of liquid consumption can be adjusted.
  • FIG. 1 a form in which the hydraulic booster 14 is additionally connected to the master cylinder 12 is shown.
  • the configuration of the fluid chamber 64 and the configuration of the seal member 70 described above may be applied to the configuration in which the master cylinder and the hydraulic pressure booster are integrated, and in that case, the same effect can be obtained. it can.

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Abstract

液圧制動装置は、筒状のシリンダと、シリンダに往復移動可能に収容され、シリンダ内に形成された流体室に面し、供給源から流体室内に流入する流体によって往復移動方向の一方側の位置から他方側へ動くことにより、制動力を発生させるための液圧を発生するマスタシリンダのマスタピストンを助勢する助勢ピストンと、流体室をシールする弾性変形可能なシール部材と、を備え、助勢ピストンが一方側の位置にある状態で、流体室は、供給源と連通する第１室と、当該第１室と絞り流路を介して連通する第２室とに区画され、シール部材は第２室をシールする。

Description

液圧制動装置
　本発明は、液圧制動装置に関する。
　従来、作動液（油、水、フルード等）を液室に対して供給または排出することによりピストンを移動させる構造、またはピストンを移動させることにより作動液を汲み上げたり吐出したりする構造の液圧シリンダが知られている。そして、液圧シリンダにおいては、作動液の挙動に起因する衝撃（いわゆる「油撃」）が生じる場合があり、その衝撃を低減させるための技術が提案されている（例えば特許文献１）。
特開２００６−３８０３６号公報
　ところで、液圧シリンダの使用例として、自動車の制動装置におけるマスタシリンダの推力を助勢する液圧ブースタがある。この場合、液圧ブースタを構成する液圧シリンダのブーストピストンは高圧の供給源から流入する作動液（ブレーキフルード）による液圧を受けて移動して、マスタピストンの推力助勢を行う。そして、この液圧ブースタの起動時にも「油撃」が発生する場合がある。しかしながら、従来の油撃低減技術は、特許文献１に開示されるように、移動しているピストンに対して、当該ピストンの停止直前に作動液の流動を絞ることで衝撃緩和効果を得るものである。したがって、ブーストピストンが静止状態である液圧ブースタの起動時に発生する「油撃」の低減には適用できない。そこで、本発明の課題の一つは、例えば、マスタシリンダの推力を助勢する場合に生じる油撃の低減が可能な液圧制動装置を得ることである。
　本発明の液圧制動装置は、例えば、筒状のシリンダと、前記シリンダに往復移動可能に収容され、前記シリンダ内に形成された流体室に面し、供給源から前記流体室内に流入する流体によって往復移動方向の一方側の位置から他方側へ動くことにより、制動力を発生させるための液圧を発生するマスタシリンダのマスタピストンを助勢する助勢ピストンと、前記流体室をシールする弾性変形可能なシール部材と、を備え、前記助勢ピストンが前記一方側の位置にある状態で、前記流体室は、前記供給源と連通する第１室と、当該第１室と絞り流路を介して連通する第２室とに区画され、前記シール部材は前記第２室をシールする。
　また、前記液圧制動装置では、例えば、前記助勢ピストンが前記一方側の位置にあり、前記シール部材の弾性変形による前記第１室から前記絞り流路を介した前記第２室への流体の流れが生じている状態で、前記助勢ピストンが前記一方側の位置から前記他方側への移動を開始するよう構成されている。
　また、前記液圧制動装置では、例えば、前記絞り流路は、前記助勢ピストンが前記一方側の位置にある状態で、前記助勢ピストンの端部と当該端部に対向する前記シリンダの前記一方側の端面との間に形成されている。
　また、前記液圧制動装置では、例えば、前記シール部材は、環形状であり、前記流体と接触する側面側に開口して周方向に延在する溝部が形成されている。
　また、前記液圧制動装置では、例えば、前記シリンダは、筒状のシリンダ部材と、少なくとも一部が当該シリンダ部材の筒内に収容されたプラグと、を有し、前記シリンダ部材の筒状の内面の少なくとも一部は前記第２室に面し、前記シール部材は、前記シリンダ部材と前記プラグとの間の隙間をシールする。
図１は、実施形態に係る液圧制動装置を含む制動システムの概略構成図である。 図２は、実施形態に係る液圧制動装置による助勢前の液圧制動装置の状態を説明する説明図である。 図３は、実施形態に係る液圧制動装置に対して供給源から流体の供給が開始された後、助勢ピストンが移動を開始する前の状態を説明する説明図である。 図４は、実施形態に係る液圧制動装置に適用されるシール部材の一例を説明する説明図である。 図５は、実施形態に係る液圧制動装置に適用可能なシール部材の他の例を説明する説明図である。 図６は、実施形態に係る液圧制動装置による助勢ピストンが移動を開始した後の状態を説明する説明図である。 図７は、実施形態に係る液圧制動装置の流体室の液圧の推移と、そのときの流体の流量の推移を説明する説明図である。 図８は、図７に対する比較例であり、区画なしの流体室の液圧の推移と、そのときの流体の流量の推移を説明する説明図である。
　以下、本発明の例示的な実施形態が開示される。以下に示される実施形態の構成、ならびに当該構成によってもたらされる作用および結果（効果）は、一例である。本発明は、以下の実施形態に開示される構成以外によっても実現可能である。また、本発明によれば、構成によって得られる種々の効果（派生的な効果も含む）のうち少なくとも一つを得ることが可能である。
　本実施形態で示す液圧制動装置は、一例として液圧ブースタを含み、車両の車輪と共に回転するホイールディスクを把持するキャリパに作動液を供給したり、ブレーキドラムを押圧するブレーキシューに作動液を供給したりするマスタシリンダの推力を助勢する。
　図１は、本実施形態の液圧制動装置を含む制動システムの概略構成図である。図１に示す制動システム１０は、主としてマスタシリンダ１２、液圧ブースタ１４、リザーバタンク１６、液圧源（供給源）１８、ブレーキ装置２０、環流式調圧ユニット（液圧アクチュエータ）２２等を含んで構成されている。なお、制動システム１０は、後述する各制御弁やモータ等の動作を制御する制御部として機能するブレーキＥＣＵ（ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ　ｃｏｎｔｒｏｌ　ｕｎｉｔ、図示省略）を備えている。また、図１に示す環流式調圧ユニット２２は、アンチロックブレーキシステム（ＡＢＳ）を実現するアクチュエータの一例であり、その中でもシンプルな構成のものを示している。
　マスタシリンダ１２は、ドライバによりブレーキペダル２４が踏み込み操作されると液圧ブースタ１４による助勢力を受けつつ、作動液（ブレーキフルード、ブレーキ液、ブレーキオイル、流体）をブレーキ装置２０のホイールシリンダ２６に向けて送出する。マスタシリンダ１２は、プライマリ室１２ａと、セカンダリ室１２ｂと、プライマリピストン１２ｃ（第１のマスタピストン）と、セカンダリピストン１２ｄ（第２のマスタピストン）と、スプリング１２ｅとを備える。なお、図１の場合、ブレーキ装置２０は一例として、全てのブレーキ装置がディスクブレーキである場合を示すが、他の実施例では、ドラムブレーキでもよい。また、前輪または後輪の一方をディスクブレーキとして他方をドラムブレーキとしてもよい。
　マスタシリンダ１２は、プライマリピストン１２ｃおよびセカンダリピストン１２ｄによってプライマリ室１２ａとセカンダリ室１２ｂとに区画されたタンデムタイプのシリンダである。プライマリピストン１２ｃには、液圧ブースタ１４のブースタロッド２８が接続されている。なお、液圧ブースタ１４の詳細は後述する。ブースタロッド２８は、ブレーキペダル２４が踏み込まれることによって、その踏力に対応した助勢力を発生するブーストピストン３０によって移動する。その結果、ブースタロッド２８の移動によりプライマリピストン１２ｃが図中矢印Ａ方向に移動する。なお、ブースタロッド２８は、ブレーキペダル２４から延びるプッシュロッド３２の動作によっても動作可能であり、プッシュロッド３２を介して伝達されるドライバの踏力によっても矢印Ａ方向に移動する。
　プライマリピストン１２ｃは、スプリング１２ｅの弾性力を受けてブレーキペダル２４が踏み込まれていないときにブースタロッド２８及びブーストピストン３０を初期位置側（矢印Ｂ方向、往復移動方向の一方側）に戻すように押圧している。セカンダリピストン１２ｄもまた、スプリング１２ｅの弾性力を受けてプライマリピストン１２ｃを介してブースタロッド２８及びブーストピストン３０を初期位置側に押圧している。なお、プッシュロッド３２は、スプリング３２ａの弾性力を受けて、ブレーキペダル２４が踏み込まれていないときに、当該ブレーキペダル２４を初期位置側（矢印Ｂ方向）に押圧している。
　ドライバによってブレーキペダル２４が踏み込まれると、液圧ブースタ１４による助勢力が発生してブースタロッド２８が矢印Ａ方向に移動して、プライマリピストン１２ｃおよびセカンダリピストン１２ｄが動作位置側（矢印Ａ方向、往復運動方向の他方側）に押圧される。これにより、プライマリ室１２ａおよびセカンダリ室１２ｂから作動液が押し出される（マスタシリンダ圧が発生する）。
　プライマリ室１２ａとセカンダリ室１２ｂには、それぞれ環流式調圧ユニット２２に向けて延びる通路３４、通路３６が設けられている。また、マスタシリンダ１２は、作動液を貯留するリザーバタンク１６に接続されている。リザーバタンク１６は、ブレーキペダル２４が初期位置にあるときにプライマリ室１２ａおよびセカンダリ室１２ｂのそれぞれと通路３８を介して連通され、マスタシリンダ１２内に作動液を供給したり、マスタシリンダ１２内の余剰作動液を貯留したりする。
　環流式調圧ユニット２２は、通路３４が接続される第１配管系統と、通路３６が接続される第２配管系統を有する。環流式調圧ユニット２２は、マスタシリンダ１２のプライマリ室１２ａとホイールシリンダ２６ＦＬ側およびホイールシリンダ２６ＲＲ側を接続する通路４０を備える。また、セカンダリ室１２ｂとホイールシリンダ２６ＦＲ側およびホイールシリンダ２６ＲＬ側を接続する通路４２を備える。通路４０の一端は通路３４に連結され、通路４０の他端は保持弁４６ＦＬが設けられた個別通路４８ａ、保持弁４６ＲＲが設けられた個別通路４８ｂ、及びポンプ５０ａが設けられた個別通路４８ｃに接続されている。同様に、通路４２の一端は通路３６に連結され、通路４２の他端は保持弁４６ＦＲが設けられた個別通路５２ａ、保持弁４６ＲＬが設けられた個別通路５２ｂ、及びポンプ５０ｂが設けられた個別通路５２ｃに接続されている。
　通路４０は、中途にマスタカット弁４４ａを有する。マスタカット弁４４ａは、ＯＮ／ＯＦＦ制御されるソレノイドおよびスプリングを有しており、規定の制御電流の供給を受けてソレノイドが発生させる電磁力により閉弁状態が維持され、ソレノイドが非通電状態にある場合にスプリングの付勢力により開弁状態とされる常開型電磁制御弁である。開弁状態とされたマスタカット弁４４ａは、通路３４と通路４０との間で作動液を双方向に流通させることができる。ソレノイドに規定の制御電流が通電されてマスタカット弁４４ａが閉弁されると、通路３４と通路４０における作動液の流通は遮断される。同様に、通路４２は、中途にマスタカット弁４４ｂを有する。開弁状態とされたマスタカット弁４４ｂは、通路３６と通路４２との間で作動液を双方向に流通させることができる。ソレノイドに規定の制御電流が通電されてマスタカット弁４４ｂが閉弁されると、通路３６と通路４２における作動液の流通は遮断される。
　個別通路４８ａ，４８ｂ，５２ａ，５２ｂの保持弁４６ＦＬ，４６ＲＲ，４６ＦＲ，４６ＲＬは、ＯＮ／ＯＦＦ制御されるソレノイドおよびスプリングをそれぞれ有しており、ソレノイドが非通電状態にある場合に開弁される常開型電磁制御弁である。開弁状態とされた保持弁４６ＦＬ，４６ＲＲ，４６ＦＲ，４６ＲＬは、作動液を双方向に流通させることができる。つまり、プライマリ室１２ａから供給される作動液を通路３４を介してホイールシリンダ２６ＦＬ，２６ＲＲに向けて流すことができる。また、セカンダリ室１２ｂから供給される作動液を通路３６を介してホイールシリンダ２６ＦＲ，２６ＲＬに向けて流すことができる。逆にホイールシリンダ２６ＦＬ，２６ＲＲからプライマリ室１２ａへブレーキ液を戻し、ホイールシリンダ２６ＦＲ，２６ＲＬからセカンダリ室１２ｂへ作動液を戻すことができる。
　ソレノイドが通電されて保持弁４６ＦＬ，４６ＲＲが閉弁されると、プライマリ室１２ａとホイールシリンダ２６ＦＬ，２６ＲＲにおける作動液の流通は遮断される。また、ソレノイドが通電されて保持弁４６ＦＲ，４６ＲＬが閉弁されると、セカンダリ室１２ｂとホイールシリンダ２６ＦＲ，２６ＲＬにおける作動液の流通は遮断される。なお、保持弁４６ＦＬ，４６ＲＲ，４６ＦＲ，４６ＲＬと並列にそれぞれ逆止弁５４ＦＬ，５４ＲＲ，５４ＦＲ，５４ＲＬが設けられている。逆止弁５４ＦＬ，５４ＲＲは、ホイールシリンダ２６ＦＬ，２６ＲＲからそれぞれ通路３４に向かう作動液の流れのみ許容し、その逆の流れを防止する。したがって、ホイールシリンダ２６ＦＬ側またはホイールシリンダ２６ＲＲ側から作動液をプライマリ室１２ａに向かって戻す場合に、逆止弁５４ＦＬまたは逆止弁５４ＲＲは、保持弁４６ＦＬまたは保持弁４６ＲＲを介した戻り流路と同様に戻り流路を形成して、迅速に作動液をプライマリ室１２ａに戻すことを可能にする。また、逆止弁５４ＦＲ，５４ＲＬは、ホイールシリンダ２６ＦＲ，２６ＲＬからそれぞれ通路３６に向かう作動液の流れのみ許容し、その逆の流れを防止する。したがって、ホイールシリンダ２６ＦＲ側またはホイールシリンダ２６ＲＬ側から作動液をセカンダリ室１２ｂに向かって戻す場合に、逆止弁５４ＦＲまたは逆止弁５４ＲＬは、保持弁４６ＦＲまたは保持弁４６ＲＬを介した戻り流路と同様に戻り流路を形成して、迅速に作動液をセカンダリ室１２ｂに戻すことを可能にする。
　個別通路４８ａの保持弁４６ＦＬおよび逆止弁５４ＦＬよりホイールシリンダ２６ＦＬ側には、ホイールシリンダ２６ＦＬと並列に減圧弁５６ＦＬが設けられている。また、個別通路４８ｂの保持弁４６ＲＲおよび逆止弁５４ＲＲよりホイールシリンダ２６ＲＲ側には、ホイールシリンダ２６ＲＲと並列に減圧弁５６ＲＲが設けられている。そして、減圧弁５６ＦＬ，５６ＲＲの下流側には流路内リザーバタンク５８ａに接続された個別通路４８ｄが形成されている。同様に、個別通路５２ａの保持弁４６ＦＲおよび逆止弁５４ＦＲよりホイールシリンダ２６ＦＲ側には、ホイールシリンダ２６ＦＲと並列に減圧弁５６ＦＲが設けられている。また、個別通路５２ｂの保持弁４６ＲＬおよび逆止弁５４ＲＬよりホイールシリンダ２６ＲＬ側には、ホイールシリンダ２６ＲＬと並列に減圧弁５６ＲＬが設けられている。そして、減圧弁５６ＦＲ，５６ＲＬの下流側には流路内リザーバタンク５８ｂに接続された個別通路５２ｄが形成されている。
　減圧弁５６ＦＬ，５６ＲＲ，５６ＦＲ，５６ＲＬは、それぞれＯＮ／ＯＦＦ制御されるソレノイドおよびスプリングを有しており、ソレノイドが非通電状態にある場合に閉弁とされる常閉型電磁制御弁である。減圧弁５６ＦＬ，５６ＲＲが閉弁状態であるときには、流路内リザーバタンク５８ａへ向かう作動液の流通は遮断される。ソレノイドに通電されて減圧弁５６ＦＬ，５６ＲＲが開弁されると、流路内リザーバタンク５８ａへの作動液の流通が許容される。減圧弁５６ＦＲ，５６ＲＬが閉弁状態であるときには、流路内リザーバタンク５８ｂへ向かう作動液の流通は遮断される。ソレノイドに通電されて減圧弁５６ＦＲ，５６ＲＬが開弁されると、流路内リザーバタンク５８ｂへの作動液の流通が許容される。流路内リザーバタンク５８ａ，５８ｂは、ＡＢＳ制御時にホイールシリンダ２６から戻られる作動液を一時的に貯留しておくタンクである。そして、流路内リザーバタンク５８ａ，５８ｂには、それぞれ個別通路４８ｃ，５２ｃが接続されている。個別通路４８ｃには、ポンプ５０ａと、このポンプ５０ａの前後に逆止弁（不図示）が設けられている。個別通路５２ｃには、ポンプ５０ｂと、このポンプ５０ｂの前後に逆止弁（不図示）が設けられている。ポンプ５０ａ，５０ｂは、モータ６０の駆動により動作し、例えばブレーキペダル２４が踏み込まれていないときに作動液を流路内リザーバタンク５８ａ，５８ｂから汲み上げる。つまり、プライマリ室１２ａやセカンダリ室１２ｂからホイールシリンダ２６ＦＬ，２６ＲＲ，２６ＦＲ，２６ＲＬ等に向かう作動液の流れがないときに、作動液をプライマリ室１２ａやセカンダリ室１２ｂに戻す。その結果、リザーバタンク１６の作動液の必要貯留量を維持する。なお、ポンプ５０ａ，５０ｂの前後に設けられた逆止弁は、マスタシリンダ１２から流路内リザーバタンク５８ａ，５８ｂ側へ作動液が逆流するのを防止している。
　次に、液圧ブースタ１４の詳細を図１に加え、液圧ブースタ１４を拡大した図２を用いて説明する。
　液圧ブースタ１４は、シリンダ６２の内部に矢印Ａ，Ｂ方向に往復移動可能なブーストピストン（助勢ピストン、アシストピストン）３０と、ブースタロッド２８を収容している。ブーストピストン３０は、液圧源１８側から供給される作動液をブレーキペダル２４の操作量に応じた値に調圧する調圧機構（レギュレータ）としても機能する。また、ブーストピストン３０の端面とシリンダ６２の内壁面とは、液圧源１８から供給される作動液が流入する流体室（アシスト室）６４を形成する。流体室６４における作動液の液圧（ブースト圧）により、ブーストピストン３０は、スプリング１２ｅ等の付勢力に抗して矢印Ａ方向に移動する。つまり、流体室６４の液圧（圧力）によって、ブーストピストン３０にブースタロッド２８の矢印Ａ方向への推進を助勢する助勢力が生じる。助勢力を受けて矢印Ａ方向に推進するブースタロッド２８は、マスタシリンダ１２のプライマリピストン１２ｃを矢印Ａ方向に押す。その結果、プライマリピストン１２ｃ及びセカンダリピストン１２ｄは、助勢力を伴う入力により移動して作動液を押し出す（液圧を発生する）。押し出された作動液は、環流式調圧ユニット２２（ホイールシリンダ２６）を介してブレーキ装置２０に流入して、ホイールシリンダ２６が動作して制動力が発生する。
　液圧源１８は、ポンプ１８ａ、モータ１８ｂ、アキュムレータ１８ｃ、圧力センサ１８ｄ等を含む。アキュムレータ１８ｃを構成する容器には、ゴム膜等に封入した蓄圧気体（例えば、窒素）が収納されている。そして、ポンプ１８ａから吐出された作動液をアキュムレータ１８ｃ内に圧送した後、開閉弁（不図示）を閉弁することで作動液をアキュムレータ１８ｃ内に封じ込めて、封入ガスの圧力エネルギとして蓄積する。そして、開閉弁を開弁することで作動液をアキュムレータ１８ｃから解放して、アキュムレータ圧を提供する。ポンプ１８ａは、駆動源としてモータ１８ｂを有し、その吸込口がリザーバタンク１６に接続される一方、その吐出口がアキュムレータ１８ｃに接続される。ポンプ１８ａにより、アキュムレータ圧は維持されるべき設定範囲に保たれる。ブレーキＥＣＵは、圧力センサ１８ｄの測定値に基づいて、アキュムレータ圧が設定範囲の下限を下回った場合にポンプ１８ａをオンとしてアキュムレータ圧を加圧し、アキュムレータ圧が設定範囲の上限を超えた場合にポンプ１８ａをオフとして加圧を終了する。
　アキュムレータ１８ｃの吐出口は、液圧ブースタ１４の高圧接続口１４ａに接続され、液圧ブースタ１４に対して高圧の作動液を供給可能になっている。シリンダ６２の内壁面とブーストピストン３０の外壁面との間には、ブーストピストン３０の外周面を取り巻くように高圧導入室１４ｂが形成され、ブーストピストン３０の周囲に高圧の作動液を受け入れている。ブーストピストン３０は、内部にプッシュロッド３２と連結されたスプール６６を軸方向に往復移動可能に収容している。ブーストピストン３０には、外周面側からスプール６６が収容されている内周面側に高圧の作動液を導入するための高圧導入路３０ａが半径方向に少なくとも１個形成されている。なお、高圧導入室１４ｂの軸方向の長さは、ブーストピストン３０の往復移動距離以上に設定され、ブーストピストン３０がいずれの位置にあっても高圧導入路３０ａと高圧導入室１４ｂとが連通できるようになっている。また、ブーストピストン３０には、ブレーキペダル２４が初期位置に戻った場合に、流体室６４の容積縮小に伴う余剰の作動液をリザーバタンク１６に環流させるためのブースタ環流路３０ｂがブーストピストン３０の軸方向に沿って形成されている。
　スプール６６は、スプール弁体を形成する大径部６６ａと小径部６６ｂとで構成されている。大径部６６ａの外周面には、ブレーキペダル２４が初期位置に戻った場合にブースタ環流路３０ｂと連通し、ブレーキペダル２４が踏み込まれた場合にブースタ環流路３０ｂとの連通が遮断できると共に高圧導入路３０ａと連通する環状溝部６６ｃが形成されている。スプール６６は矢印Ａ方向への移動により、まずブースタ環流路３０ｂと環状溝部６６ｃとの連通を遮断し、それに続いて、高圧導入路３０ａと環状溝部６６ｃとの連通幅を徐々に拡大する。つまり、ブレーキペダル２４の踏み込み操作に応じて、スプール弁開度を広げてアキュムレータ１８ｃから供給される作動液の流量の調整を実現する。なお、小径部６６ｂの周囲にはスプリング３２ａが配置され、ブーストピストン３０の軸方向の内壁面と大径部６６ａとの間に付勢力を付与している。その結果、ブレーキペダル２４が踏み込み操作が解除された場合、スプール６６と共にプッシュロッド３２を矢印Ｂ方向に押し戻し、ブレーキペダル２４を初期位置に復帰させる。またこのとき、スプール６６の移動により、環状溝部６６ｃとブースタ環流路３０ｂとを連通させて、前述したように作動液をリザーバタンク１６に環流可能とする。
　ブーストピストン３０は、ブースタ環流路３０ｂと異なる位置に、環状溝部６６ｃと流体室６４とを連通させる助勢連通路３０ｃを有している。助勢連通路３０ｃは、常時環状溝部６６ｃと連通可能である。環状溝部６６ｃが高圧導入路３０ａと連通した場合は、アキュムレータ１８ｃからの作動液が流体室６４に流入し、液圧が上昇する。また環状溝部６６ｃがブースタ環流路３０ｂと連通した場合には、作動液は流体室６４からリザーバタンク１６へ向けて環流する。
　このように構成される液圧ブースタ１４の基本的動作を説明する。
　ブレーキペダル２４が踏み込まれると、図３に示すように、プッシュロッド３２が矢印Ａ方向に移動すると共にスプール６６も矢印Ａ方向に移動する。つまり、ブレーキペダル２４が初期位置にあったときに連通していたブースタ環流路３０ｂと環状溝部６６ｃが遮断状態に移行すると共に、環状溝部６６ｃと高圧導入路３０ａとの連通が開始される。その結果、アキュムレータ１８ｃから供給される作動液は、高圧導入室１４ｂ、環状溝部６６ｃ、助勢連通路３０ｃを介して流体室６４に流入する。ブーストピストン３０が初期位置側に停止している状態において、流体室６４内には作動液が満たされているが、流体室６４を液密にシールするために配置されたシール部材が弾性変形することで、流体室６４の容積が増加して作動液が流入する。ブーストピストン３０の移動開始前の作動液の流入は、弾性部材の弾性変形が停止するまで継続する。ブーストピストン３０の移動開始前で作動液の流れが存在している間は、流体室６４内の圧力は緩やかに変化し、流れが停止した後、流体室６４内の圧力が急に上昇する。つまり、弾性部材の弾性変形によって消費される液量（流体室６４に受け入れが許容される流量、消費液量）が満たされるまでは、流体室６４内の圧力上昇が抑制される。そして、弾性部材の消費液量が満たされ、流体室６４内の圧力を上昇し、ブーストピストン３０の起動液圧（マスタシリンダ１２側からの矢印Ｂ方向への付勢力に打ち勝つ圧力）に達すると、当該ブーストピストン３０が矢印Ａ方向に移動を開始する。ブーストピストン３０が移動を開始すると、ブーストピストン３０の端部がプラグ７２の端面７２ａから離間するので、ブーストピストン３０の移動に対応して流体室６４は拡張され、作動液の流入が再開される。前述したように、高圧導入路３０ａと環状溝部６６ｃと連通時における作動液の流量（絞り量）は、ブレーキペダル２４の操作量に対応する。したがって、ブレーキペダル２４の踏み込みが大きいほど、ブーストピストン３０起動後の流体室６４への作動液の流量は増え、助勢のためのブーストピストン３０の移動量が増加する。
　ブーストピストン３０のプライマリピストン１２ｃ側の先端部には、例えばゴム等の弾性部材からなるディスク６８が配置され、ブースタロッド２８と接触している。したがって、ブーストピストン３０が流体室６４で発生した助勢力を受けて矢印Ａ方向に移動すると、ブースタロッド２８も矢印Ａ方向に移動する。その結果、ブースタロッド２８がプライマリピストン１２ｃを移動させる。プライマリピストン１２ｃの移動の結果、プライマリ室１２ａ内の作動液がブレーキ装置２０に向けて押し出される。さらに、プライマリ室１２ａ内の液圧上昇によりセカンダリピストン１２ｄが矢印Ａ方向に移動させられて、セカンダリ室１２ｂ内の作動液がブレーキ装置２０に向けて押し出されて、ブレーキ装置２０において制動力が発生する。なお、ブレーキペダル２４の踏み込み操作によって矢印Ａ方向に移動するプッシュロッド３２及びスプール６６は、ディスク６８に接触した後、さらにブレーキペダル２４が踏み込まれれば、スプール６６の小径部６６ｂがブースタロッド２８を矢印Ａ方向に押す。つまり、ブースタロッド２８は、流体室６４で発生した助勢力及びブレーキペダル２４の踏み込み踏力の合力によって矢印Ａ方向に移動してマスタシリンダ１２に作動力を付与する。
　ブレーキペダル２４の踏力が解除されると、スプリング３２ａの付勢力によりスプール６６が矢印Ｂ方向に押し戻され、環状溝部６６ｃと高圧導入路３０ａとの連通が解除（スプール弁が閉弁）され、環状溝部６６ｃとブースタ環流路３０ｂとが連通する。つまり、流体室６４が、助勢連通路３０ｃ、環状溝部６６ｃ及びブースタ環流路３０ｂを介してリザーバタンク１６に接続される。プライマリピストン１２ｃ及びセカンダリピストン１２ｄは、スプリング１２ｅによって矢印Ｂ方向に付勢されているので、ブレーキペダル２４の踏み込みが解除されると、ブースタロッド２８及びブーストピストン３０を初期位置に復帰させる。その結果、流体室６４の容積が小さくなるので流体室６４内の作動液は、リザーバタンク１６に環流する。このとき、スプール６６もスプリング３２ａによって矢印Ｂ方向に付勢され初期位置に復帰しているので、ブレーキペダル２４も初期位置に復帰する。
　前述したように、ブーストピストン３０の起動前（矢印Ａ方向への移動開始直前）の状態で、ブレーキペダル２４が踏み込まれて、スプール６６が矢印Ａ方向に移動して、アキュムレータ１８ｃから作動液が流体室６４に流入する。そして、流体室６４の消費液量が満たされて作動液の流動が停止すると、それまでに流れた作動液の流量に応じた衝撃現象が生じる場合がある。これは、いわゆる「油撃」といわれるもので、例えば液体の急激な速度変化（流動状態から停止状態への急速な変化）の際に発生し、振動や異音の発生の原因にもなる。
　そこで、本実施形態の液圧ブースタ１４（液圧制動装置）は、油撃を低減させるための構造を有する。具体的には、図２に示すように、ブーストピストン３０の矢印Ａ方向への移動開始前の状態で、流体室６４を第１室６４ａと第２室６４ｂとが区画されると共に、第１室６４ａと第２室６４ｂとが絞り流路６４ｃを介して連通されている。第２室６４ｂは、第１室６４ａを取り囲むように、すなわち、第１室６４ａよりもシリンダ６２の中心軸の径方向の外側（外周側）に位置されている。また、シリンダ６２の一部品であるシリンダ部材６２ａの筒状の内面６２ｂ（内周面）の少なくとも一部は、第２室６４ｂに面している。
　本実施形態の構造によれば、ブーストピストン３０の起動時の油撃を低減することができる。まず、絞り流路６４ｃにより第１室６４ａから第２室６４ｂに流れる作動液の流量を絞ることで、絞り流路６４ｃの上流側の第１室６４ａ内の圧力の上昇は、絞り流路６４ｃの下流側の第２室６４ｂ内の圧力の上昇よりも速くなる。これにより、第１室６４ａ内の圧力がより早期に起動液圧に到達でき、ブーストピストン３０がより早期に移動を開始できる。また、絞り流路６４ｃを介して第１室６４ａと第２室６４ｂを区画することで、流体室６４での作動液の流量を決めている弾性部材（例えばシール部材）を第１室６４ａ側（シール部材７４）と第２室６４ｂ側（シール部材７０，７４）とに分けているということができる。これにより、第１室６４ａ側の消費液量（シール部材７４が潰れる容積）をより小さく設定することができ、第１室６４ａに臨むシール部材７４の弾性変形がより早期に停止され、第１室６４ａ内の圧力がより早期に高まり、ブーストピストン３０がより早期に移動を開始しやすくなる。一方、第１室６４ａと第２室６４ｂとが絞り流路６４ｃを介して区画されたことにより、第２室６４ｂ内の圧力の上昇は、第１室６４ａの圧力の上昇よりも遅くなる。このため、第２室６４ｂに臨むシール部材７０，７４の弾性変形が停止するタイミングを、第１室６４ａに臨むシール部材７４の弾性変形が停止するタイミングよりも遅らせることができる。なお、第２室６４ｂに臨むシール部材７０はシリンダ６２とプラグ７２との間に配置され、シール部材７４はブーストピストン３０とシリンダ６２との間に配置される。また、第１室６４ａに臨むシール部材７４は、ピストン細径部３０ｄとプラグ７２との間に配置される。つまり、第２室６４ｂに臨むシール部材７０，７４の弾性変形が停止するまでの間は、流体室６４内では作動液が流れる。よって、本実施形態によれば、第１室６４ａ内の圧力が上昇してブーストピストン３０が起動液圧に到達し、ブーストピストン３０が移動を開始した時点で、流体室６４内で作動液が流れている状態を実現することができる。これにより、流体室６４（第１室６４ａ）で生じる油撃を低減することができる。また、油撃が生じる可能性がある第１室６４ａに臨むシール部材７４の消費液量（シール部材７４が潰れる容積）がより小さくなることにより、油撃エネルギがより小さくなる。なお、本実施形態によれば、第２室６４ｂに臨むシール部材７０，７４の弾性変形が停止する前にブーストピストン３０は移動を開始するため、第２室６４ｂでは油撃は生じ難い。弾性部材としてのシール部材７４，７０，７４の形状や特性、絞り流路６４ｃの絞り量、第１室６４ａ、第２室６４ｂの容積を適宜に設定することにより、このように動作するブーストピストン３０を得ることができる。
　本実施形態の場合、第２室６４ｂの液密を確保しつつ消費液量を確保するシール部材７０は、シリンダ６２の端面開口部を封止する当該シリンダ６２の一部である環状のプラグ７２の外面７２ｂ（外周面）に装着可能である。プラグ７２の外面７２ｂには雄ネジが形成され、シリンダ６２の一部であるシリンダ部材６２ａの筒状の内面６２ｂ（内周面）には雌ネジが形成されている。雄ネジと雌ネジとの結合により、プラグ７２はシリンダ部材６２ａに一体化される。すなわち、プラグ７２の少なくとも一部は、シリンダ部材６２ａ（シリンダ６２）の筒内に収容される。シール部材７０は、図４にも示されるように、シリンダ部材６２ａの内面６２ｂとプラグ７２の外面７２ｂとの間で弾性変形することで、当該内面６２ｂと外面７２ｂとの間の隙間ｇをシールし、第２室６４ｂ（流体室６４）の液密を確保すると共に、さらに第２室６４ｂに流入する作動液により弾性変形することで、第２室６４ｂの容積を一時的に拡張させて消費液量を増加するように構成されている。なお、プラグ７２は、かしめや圧入等によってシリンダ部材６２ａに一体化されてもよい。
　図４には、シール部材７０の断面形状と弾性変形態様が示されている。シール部材７０は、一例として、プラグ７２の外周面に形成されたシール溝に収納可能な環形状のシール部材であり、作動液と接触する側面側に開口して周方向に沿って延在する溝部７０ａが形成されているものが適用できる。シール部材７０は、耐油性、耐摩耗性に優れ、所定の弾性力を有するエラストマとすることが可能である。シール部材７０は、図４に示すように、断面が略Ｃ字形状であり、スプール６６が閉弁状態の場合（ブレーキペダル２４が踏み込まれていない場合）は、破線で示すように、シリンダ６２とプラグ７２との間で押しつぶされることにより液密を確保する。一方、スプール６６が開弁状態に移行して絞り流路６４ｃを介して第２室６４ｂに高圧の作動液が流入した場合には、第２室６４ｂの容積を拡張させる方向（例えば矢印Ｃ方向）に弾性変形させられる。この弾性変形の過程においてもシール部材７０は液密状態を維持しつつ、作動液の第２室６４ｂ内での流動を生じさせる。作動液の流れは、シール部材７０の弾性変形が停止するまで継続する。なお、ブレーキペダル２４の踏み込みが解消されて、第２室６４ｂ内の液圧が低下するとシール部材７０は、図４において破線で示す初期形状に復帰して、第２室６４ｂの容積を初期状態に戻す。つまり、次回第２室６４ｂに作動液が流入する際に消費液量を増加させられるように復帰する。
　図５には、第１室６４ａ側でプラグ７２とピストン細径部３０ｄとの間に適用可能なシール部材７４が示されている。シール部材７４は、断面形状が例えば円形または楕円形である。シール部材７４は、シール部材７０と同様に、耐油性、耐摩耗性に優れ、所定の弾性力を有するエラストマとすることが可能で、例えば、ニトリルゴムやシリコンゴム等で形成することができる。シール部材７４は、シール部材７０に比べて、弾性変形量が少なくなるような形状としている。また、材質の変更により弾性変形量が少なくなるようにしてもよい。なお、図２において、第２室６４ｂ側でブーストピストン３０とシリンダ６２との間には、シール部材７４を配置する例を示しているが、溝部７０ａが第２室６４ｂ側に向くようにシール部材７０を配置してもよい。なお、液圧ブースタ１４の流体室６４以外の部分やマスタシリンダ１２側で利用するシール部材７６は、消費液量が相対的に少ないシール部材７４を用いることができる。この場合、消費液量による応答性の低下を抑制することができる。
　次に絞り流路６４ｃについて説明する。図３に示すように、絞り流路６４ｃは、一例としてブーストピストン３０の端部３０ｅと当該端部３０ｅに対向するシリンダの内壁面（本実施形態では、シリンダ６２の一部であるプラグ７２の端面７２ａ）との間に形成されている。具体的には、絞り流路６４ｃは、ブーストピストン３０の端部３０ｅに設けられて第１室６４ａと第２室６４ｂとを区画する環状の壁部３０ｆ（隔壁）に、溝部（スリット、切欠、開口部）として形成されている。この例では、溝部の数、断面積、深さ、長さ等を調整することにより、絞り流路６４ｃの絞り量を調整することができる。
　そして、第１室６４ａに導入された作動液の液圧がブーストピストン３０の起動液圧に到達すると、図６に示すようにブーストピストン３０は矢印Ａ方向に移動を開始する。その結果、ブーストピストン３０の端部３０ｅとプラグ７２（シリンダ６２）の端面７２ａとが離間して、絞り流路６４ｃの絞りが拡張されて絞り効果が消失する。そのため、作動液の流入が容易になる。そして、前述したように、ブーストピストン３０がブースタロッド２８を矢印Ａ方向に移動させ、さらに、プライマリピストン１２ｃを矢印Ａ方向に移動させて、マスタシリンダ１２においてブレーキ装置２０に制動力を発生させるために液圧を発生させる。なお、アキュムレータ１８ｃから供給される作動液の流量は、ブレーキペダル２４の踏み込み量に応じて移動するスプール６６によって決定される。そのため、流体室６４（第１室６４ａ、第２室６４ｂ）に流入する作動液の液量もブレーキペダル２４の踏み込み量（ドライバの制動要求量）に応じて決定される。その結果、ブーストピストン３０は、ブレーキペダル２４の踏み込み量に応じた助勢力を発生して、マスタシリンダ１２における液圧発生を助勢する。
　このように構成される液圧ブースタ１４の流体室６４における作動液の挙動及び液圧推移の具体的な一例を図７に示すと共に、アキュムレータ１８ｃ側から作動液が流入した場合の助勢力の発生態様について説明する。なお、比較例として流体室が第１室と第２室に区画されていない場合の液圧推移を図８に示す。図７の上段において、実線が第１室６４ａの液圧の推移、破線が第２室６４ｂの液圧の推移であり、下段が流体室６４に流入する作動液の流量の推移を示している。また、図８において、上段が流体室（区画なし）の液圧の推移であり、下段が流体室（区画なし）に流入する作動液の流量の推移を示している。
　ブレーキペダル２４が踏み込まれ、プッシュロッド３２及びスプール６６が矢印Ａ方向に移動すると、高圧導入路３０ａと環状溝部６６ｃとが連通して、作動液が３０ｃに流入する。図７及び図８に示されるように、ブーストピストン３０の起動前の状態で、作動液の流入から第１室６４ａの液圧上昇（図７の実線Ｍ）は、第１室６４ａと第２室６４ｂとが非区画の場合の液圧上昇（図８の実線Ｍ０）より早い。このとき、第２室６４ｂにも作動液が流入するが、絞り流路６４ｃを通過するため、その絞り効果により、図７上段の破線Ｎで示すように、第１室６４ａにおける液圧上昇より第２室６４ｂにおける液圧上昇が遅れる。つまり、第２室６４ｂ側で作動液の流れが生じている状態で、第１室６４ａ側の液圧を第２室６４ｂ側より早く上昇させて、ブーストピストン３０の起動液圧Ｐに到達させることができる。また、第２室６４ｂでは、作動液の流入により弾性変形可能なシール部材７０，７４により第２室６４ｂの容積拡張が生じて、第１室６４ａにおける液圧上昇中においても第２室６４ｂへの作動液の流入が継続して生じる。ブーストピストン３０が実際に矢印Ａ方向に移動を開始するのは、起動液圧Ｐであるが、急速に上昇した液圧は液圧ＰＳまでオーバーシュートする。このオーバーシュートは、図７の下段に示すように、ブーストピストン３０の起動までに第１室６４ａに流入した作動液の流量（供給液量）に対応して生じる。その後、ブーストピストン３０の起動により絞り流路６４ｃの絞りが消失し、第１室６４ａの液圧が低下すると共に、第２室６４ｂの液圧が上昇して、起動後に安定移動する際に必要な動作液圧Ｐ０（マスタシリンダ１２のスプリング１２ｅの付勢力等で定める）に落ち着く。なお、図７は、第１室６４ａ及び第２室６４ｂにおける液圧の変動の違いを明確にするために誇張表現している。
　前述したように、ブーストピストン３０の起動時の油撃は、作動液の急激な速度変化（例えば流動停止）によって生じる。比較例である図８に示すように、流体室が区画されていない単一室の場合、流体室の液圧が上昇し起動液圧Ｐに到達する。なお、この場合、非区画の流体室に液圧が作用する面積が第１室６４ａより大きい。その結果、ブーストピストン３０の起動液圧Ｐは、図７に示すように、区画された第１室６４ａの起動液圧Ｐより低く、ブーストピストン３０が起動後に安定移動する際に必要な動作液圧Ｐ０とほぼ同じか僅かに大きい程度となる。そして、非区画の流体室を有する液圧ブースタの場合も、起動液圧Ｐが液圧ＰＳまでオーバーシュートする。この場合、ブーストピストン３０の起動の直前に作動液の流れは実質的に停止するので、このときに油撃が生じる。また、図８の下段に示すように、ブーストピストン３０の起動前に流入する作動液の流量（供給液量）は、区画された第１室６４ａの場合に比べて多い。これは、シール部材に起因する消費液量が、第１室６４ａに比べて非区画の場合の方が多いからである。そして、ブーストピストン３０の起動までに流入する作動液の液量が多い分、油撃が大きくなると共に、オーバーシュートが大きくなる。また、ブーストピストン３０が起動後に動作液圧Ｐ０に落ち着くまでの時間が長くなると共に液圧変動（振動）も大きくなる。そのため、油撃に伴う振動や異音も大きくなる。
　一方、本実施形態のように、流体室６４を絞り流路６４ｃを介して第１室６４ａと第２室６４ｂに区画した構成とし、さらに第２室６４ｂ側に消費液量が相対的に大きなシール部材７０を配置することにより、図７の下段に示すように、ブーストピストン３０の起動までの流量を低減することができる。また、作動液の流れが生じている状態でブーストピストン３０の起動液圧に到達させることができる。そのため、ブーストピストン３０の起動時の作動液の急激な速度変化の発生を緩和して油撃の発生を低減できる。また、ブーストピストン３０の起動時までの作動液の流量に起因するオーバーシュートも低減されて、ブーストピストン３０の起動時の振動や異音の発生を低減することができる。
　なお、本実施形態における絞り流路６４ｃの絞り開口面積は、第２室６４ｂにおけるシール部材７０，７４の弾性変形による消費液量が満たされる前に、第１室６４ａ内の液圧がブーストピストン３０の起動液圧に上昇できるように実験等により決定することができる。
　なお、上述の実施形態では、第２室６４ｂ側に、シール部材７４に対して消費液量が相対的に大きなシール部材７０を配置する例を示したが、他の実施例では、第２室６４ｂ側に配置するシール部材を両方ともシール部材７４としてもよい。この場合でも、第１室６４ａ側に配置するシール部材より多くのシール部材を配置することになり、相対的な消費液量は、第１室６４ａより第２室６４ｂの方が多くなり、シール部材７０を用いる場合と同様の効果を得ることができる。この場合、シール部材の共通化ができるので、コスト低減に寄与できると共に、設計自由の向上にも寄与できる。なお、絞り流路６４ｃの絞り状態は、第２室６４ｂ側の消費液量が持たされる前に、第１室６４ａ側の液圧をブーストピストン３０の起動液圧まで昇圧する差圧となるように設定すればよい。そのため、使用するシール部材の選択自由度を確保しつつ、油撃低減ができる。
　このように、上述した実施形態では、流体室６４を絞り流路６４ｃを介して第１室６４ａと第２室６４ｂとに区画することで、油撃を低減でき、ひいては油撃に伴う振動や異音の発生を低減できる。また、油撃低減のための付加的構造を別途設けたり、液圧ブースタ１４の構造を大きく変更したりする必要がなく、製造コストや設計コスト等の増加を抑制しつつ、液圧ブースタ１４を含む制動システム１０の小型化や性能向上を実現できる。
　上述したように、本実施形態の液圧制動装置は、一例として、筒状のシリンダ６２と、シリンダ６２に往復移動可能に収容され、シリンダ６２内に形成された流体室６４に面し、液圧源１８（供給源）から流体室６４内に流入する作動液（ブレーキフルード、流体）によって往復移動方向の一方側の位置から他方側へ動くことにより、制動力を発生させるための液圧を発生するマスタシリンダ１２のプライマリピストン１２ｃ（マスタピストン）を助勢するブーストピストン３０（助勢ピストン）と、流体室６４をシールする弾性変形可能なシール部材７４と、を備える。そして、ブーストピストン３０が一方側の位置にある状態で、流体室６４は、液圧源１８と連通する第１室６４ａと、当該第１室６４ａと絞り流路６４ｃを介して連通する第２室６４ｂとに区画され、シール部材７４は第２室６４ｂをシールする。この構成によれば、一例として、絞り流路６４ｃの絞り効果により第１室６４ａの液圧を第２室６４ｂの液圧より早く上昇できる。また、第２室６４ｂに配置されたシール部材７４の弾性変形による消費液量が満たされる前に、第１室６４ａ側の液圧をブーストピストン３０の起動液圧まで早期に上昇できる。その結果、ブーストピストン３０の起動時の油撃を低減できる。
　また、本実施形態の液圧制動装置では、一例として、ブーストピストン３０が一方側の位置にあり、シール部材７０の弾性変形による第１室６４ａから絞り流路６４ｃを介した第２室６４ｂへの流体の流れが生じている状態で、ブーストピストン３０が一方側の位置から他方側への移動を開始するよう構成されている。この構成によれば、一例として、ブーストピストン３０が起動する前に、油撃の原因となる作動液の急激な流速変化（一例として、作動液の流れの停止）が抑制できる。その結果、ブーストピストン３０の起動時の油撃の低減ができる。
　また、本実施形態の液圧制動装置では、一例として、絞り流路６４ｃは、ブーストピストン３０が一方側の位置にある状態で、ブーストピストン３０の端部３０ｅと当該端部３０ｅに対向するプラグ７２（シリンダ６２）の端面７２ａとの間に形成される。この構成によれば、一例として、絞り流路６４ｃの形成が容易にできる。
　また、本実施形態の液圧制動装置では、一例として、シール部材７０は、環形状であり、作動液と接触する側面側に開口して周方向に延在する溝部７０ａが形成されている。この構成によれば、一例として、シール部材７０の弾性変形量を増加させて、第２室６４ｂ側の消費液量の増加ができる。つまり、ブーストピストン３０が起動する前に、第２室６４ｂ側で消費液量が満たされて作動液の流速が急激に変化（例えば停止）することが抑制できる。その結果、作動液の流速の急激な変化に起因する油撃が低減できる。
　また、本実施形態の液圧制動装置では、一例として、シリンダ部材６２ａの筒状の内面６２ｂの少なくとも一部は第２室６４ｂに面し、シール部材７０は、シリンダ部材６２ａとプラグ７２との間の隙間ｇをシールする。よって、本実施形態によれば、一例として、隙間ｇをシールすることにより第２室６４ｂ（流体室６４）の液密を確保するシール部材７０を、油撃を低減するのに利用することができる。
　なお、上述した実施形態では、絞り流路６４ｃをブーストピストン３０の端部３０ｅと当該端部３０ｅに対向するシリンダ６２の内壁面（プラグ７２の端面７２ａ）とで形成する例を示した。別の実施例では、第１室６４ａと第２室６４ｂとを区画する隔壁中に連通路（例えば貫通孔）を設けることによって絞り流路６４ｃを形成してもよい。この場合、絞り開口面積の設定、つまり絞り効果の設定がより容易になる。一方、絞り流路６４ｃをブーストピストン３０の端部３０ｅと当該端部３０ｅに対向するシリンダの内壁面（プラグ７２の端面７２ａ）とで形成する場合は、絞り流路６４ｃの形成がより容易になる。また、ブーストピストン３０がプラグ７２と接触した状態で設けられる第１室や、第２室、絞り流路等の少なくとも一部は、シリンダ６２（プラグ７２）に設けられてもよい。
　また、上述した実施形態では、第２室６４ｂに対してシール部材７０を２つ設ける例を示したが、シール機能が維持できて、ブーストピストン３０の起動時に第２室６４ｂ側で作動液の流れが維持できる消費液量が確保できれば、配置数を変更してもよい。また、図１等に示すように、プラグ７２の外周面にシール部材７０のみを配置する例を示したが、別の実施例では、シール部材７０の背面（シリンダ６２の開放端側）にシール機能のみを有するシール部材７６を配置してもよい。この場合、シール部材７０の弾性変形量を増やすことが可能になり、消費液量の調整が可能になる。その結果、第１室６４ａと第２室６４ｂの区画の仕方や絞り流路６４ｃの大きさ等の設定の自由度向上に寄与できる。
　また、上述した実施形態では、図１に示すように、マスタシリンダ１２に液圧ブースタ１４を付加的に接続した形態を示した。別の実施形態においては、マスタシリンダと液圧ブースタとを一体化して構成に、上述した流体室６４の構成やシール部材７０の構成を適用してもよく、その場合も同様の効果を得ることできる。
　以上、本発明の実施形態が例示されたが、上記実施形態はあくまで一例であって、発明の範囲を限定することは意図していない。上記実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、組み合わせ、変更を行うことができる。また、各構成や、形状、等のスペック（構造や、種類、方向、形状、大きさ、長さ、幅、厚さ、高さ、数、配置、位置、材質等）は、適宜に変更して実施することができる。また、複数の実施形態間で、構成を部分的に入れ替えて実施することができる。
　１０…制動システム、１２…マスタシリンダ、１２ｃ…プライマリピストン（マスタピストン）、１２ｄ…セカンダリピストン（マスタピストン）、１４…液圧ブースタ、１８…液圧源（供給源）、１８ｃ…アキュムレータ、２０…ブレーキ装置、２２…環流式調圧ユニット、２４…ブレーキペダル、２６…ホイールシリンダ、２８…ブースタロッド、３０…ブーストピストン（助勢ピストン）、３０ａ…高圧導入路、３０ｅ…端部、３２…プッシュロッド、６２…シリンダ、６２ａ…シリンダ部材、６２ｂ…内面、６４…流体室、６４ａ…第１室、６４ｂ…第２室、６４ｃ…絞り流路、６６…スプール、６６ｃ…環状溝部（溝部）、７０…シール部材、７２…プラグ、７２ａ…端面。

Claims (5)

  1. 　筒状のシリンダと、
    　前記シリンダに往復移動可能に収容され、前記シリンダ内に形成された流体室に面し、供給源から前記流体室内に流入する流体によって往復移動方向の一方側の位置から他方側へ動くことにより、制動力を発生させるための液圧を発生するマスタシリンダのマスタピストンを助勢する助勢ピストンと、
    　前記流体室をシールする弾性変形可能なシール部材と、
    　を備え、
    　前記助勢ピストンが前記一方側の位置にある状態で、
    　前記流体室は、前記供給源と連通する第１室と、当該第１室と絞り流路を介して連通する第２室とに区画され、
    　前記シール部材は前記第２室をシールする液圧制動装置。
  2. 　前記助勢ピストンが前記一方側の位置にあり、前記シール部材の弾性変形による前記第１室から前記絞り流路を介した前記第２室への流体の流れが生じている状態で、前記助勢ピストンが前記一方側の位置から前記他方側への移動を開始するよう構成された請求項１に記載の液圧制動装置。
  3. 　前記絞り流路は、前記助勢ピストンが前記一方側の位置にある状態で、前記助勢ピストンの端部と当該端部に対向する前記シリンダの前記一方側の端面との間に形成された請求項１または２に記載の液圧制動装置。
  4. 　前記シール部材は、環形状であり、前記流体と接触する側面側に開口して周方向に延在する溝部が形成されている請求項１から３のいずれか１項に記載の液圧制動装置。
  5. 　前記シリンダは、筒状のシリンダ部材と、少なくとも一部が当該シリンダ部材の筒内に収容されたプラグと、を有し、
    　前記シリンダ部材の筒状の内面の少なくとも一部は前記第２室に面し、
    　前記シール部材は、前記シリンダ部材と前記プラグとの間の隙間をシールする、請求項１~４のいずれか一つに記載の液圧制動装置。
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