液圧制御装置、減圧制御弁、増圧制御弁
【課題】増圧リニア制御弁、減圧リニア制御弁の制御によりブレーキシリンダの液圧が制御される場合において、ブレーキシリンダにおける液圧の脈動を抑制する。
【解決手段】増圧リニア制御弁の増圧シーティング弁部１４０ａの弁座１５６ａのシート角φａが、減圧リニア制御弁の減圧シーティング弁部１４０ｂの弁座１５６ｂのシート角φｂより小さくされる（φａ＜φｂ）。それにより、弁子１５８ａ，ｂに斜面と平行に作用する重力に起因する力Ｆａ，ｂが増圧シーティング弁部１４０ａにおける方が大きくなる（Ｆａ＞Ｆｂ）。その結果、増圧シーティング弁部１４０ａにおいて、開弁時に弁子１５８ａの移動速度が小さくなり、減圧シーティング弁部１４０ｂにおいて、閉弁時に弁子１５８ｂの移動速度が小さくなるため、増圧開始時、減圧終了時に、ブレーキシリンダに生じる脈動を抑制することができる。
【解決手段】増圧リニア制御弁の増圧シーティング弁部１４０ａの弁座１５６ａのシート角φａが、減圧リニア制御弁の減圧シーティング弁部１４０ｂの弁座１５６ｂのシート角φｂより小さくされる（φａ＜φｂ）。それにより、弁子１５８ａ，ｂに斜面と平行に作用する重力に起因する力Ｆａ，ｂが増圧シーティング弁部１４０ａにおける方が大きくなる（Ｆａ＞Ｆｂ）。その結果、増圧シーティング弁部１４０ａにおいて、開弁時に弁子１５８ａの移動速度が小さくなり、減圧シーティング弁部１４０ｂにおいて、閉弁時に弁子１５８ｂの移動速度が小さくなるため、増圧開始時、減圧終了時に、ブレーキシリンダに生じる脈動を抑制することができる。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、制御対象装置の液圧を制御する液圧制御装置、液圧制御装置に含まれる減圧制御弁、増圧制御弁に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１には、ブレーキシリンダの液圧を制御する液圧制御装置であって、開弁量を連続的に制御可能な電磁弁を含むものが記載されている。
特許文献２には、ブレーキシリンダの液圧を制御する液圧制御装置であって、ソレノイドへの供給電流の連続的な制御により、開度を連続的に制御可能な増圧リニア制御弁、減圧リニア制御弁を含むものが記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００１−２６０８４３号公報
【特許文献２】特開２００５−１４５１３６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の課題は、液圧制御装置、減圧制御弁、増圧制御弁の改良を図ることである。
【課題を解決するための手段および効果】
【０００５】
本発明に係る液圧制御装置においては、減圧制御弁と増圧制御弁とで、弁子および弁座を含むシーティング弁部の形状が互いに異なる。
減圧制御弁は、制御対象装置と低圧源との間に設けられ、制御対象装置の液圧を減圧する場合に作動させられる。増圧制御弁は、高圧源と制御対象装置との間に設けられ、制御対象装置の液圧を増圧する場合に作動させられる。このように、減圧制御弁と増圧制御弁とでは、配設される位置、作動時期、作動の目的等が異なり、要求される特性も異なる。
一方、従来、減圧制御弁と増圧制御弁とで、シーティング弁部の形状は同じであった。
そこで、本発明に係る液圧制御装置においては、減圧制御弁と増圧制御弁とで、シーティング弁の形状を互いに異ならせた。それにより、減圧制御弁、増圧制御弁の各々において、要求される特性を得ることができる。
【特許請求可能な発明】
【０００６】
以下に、本願において特許請求が可能と認識されている発明について説明する。
(１)低圧源および高圧源と、
前記高圧源と制御対象装置との間に設けられた増圧制御弁と、
前記低圧源と前記制御対象装置と間に設けられた減圧制御弁と
を含み、それら増圧制御弁および減圧制御弁を制御することにより前記制御対象装置の液圧を制御する液圧制御装置であって、
前記増圧制御弁と前記減圧制御弁とが、それぞれ、少なくとも、弁座と、その弁座に対して相対移動可能な弁子とを備えたシーティング弁部を含むとともに、前記増圧制御弁のシーティング弁部である増圧シーティング弁部と前記減圧制御弁のシーティング弁部である減圧シーティング弁部とが、互いに異なる形状を成したものであることを特徴とする液圧制御装置。
「形状が異なる」には、大きさが異なることも含まれる。
増圧シーティング弁部と減圧シーティング弁部とで、弁子と弁座との少なくとも一方の形状が異なるのであり、例えば、弁座の形状が異なる場合、弁子の形状が異なる場合、弁座と弁子との両方の形状が異なる場合等が該当する。
高圧源は、電力の供給により液圧を発生可能な動力液圧源としたり、オペレータの操作により液圧を発生可能なマニュアル液圧源としたりすることができる。
低圧源は、作動液をほぼ大気圧で収容するものであっても、大気圧より高く、制御対象装置の液圧より低い液圧で収容するものであってもよい。
(２)前記増圧シーティング弁と前記減圧シーティング弁とが、それぞれ、前記弁子に付勢力を加えるスプリングを含む。
スプリングは、弁子を弁座から離間させる向きに付勢力を付与するものであっても、弁子を弁座に着座させる向きに付勢力を付与するものであってもよい。換言すれば、増圧制御弁、減圧制御弁は、それぞれ、常閉弁であっても、常開弁であってもよいのである。
(３)前記増圧制御弁と前記減圧制御弁とが、それぞれ、コイルと、そのコイルに電流が供給されることにより生じる電磁駆動力により作動可能であって、その電磁駆動力を前記弁子に付与するプランジャとを備えたソレノイドを含み、当該液圧制御装置が、前記増圧制御弁のコイルと前記減圧制御弁のコイルとへの供給電流を制御する電流制御部を含む。
シーティング弁部において、弁子には、シーティング弁部の前後の差圧（高圧側と低圧側との液圧差）に応じた差圧作用力Ｆｐと、スプリングの付勢力Ｆｓと、電磁駆動力Ｆｄとが作用する。弁子の弁座に対する相対位置は、これら差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄによって決まる。
また、コイルへの供給電流の大きさが連続的に制御されれば、電磁駆動力Ｆｄの大きさを連続的に制御することができ、制御対象装置の液圧を連続的に制御することができる。
以上のことから、増圧制御弁、減圧制御弁は、それぞれ、電磁弁と称したり、リニア制御弁と称したり、電磁リニア制御弁と称したりすること等ができる。
(４)前記増圧制御弁および減圧制御弁が、それぞれ、高圧側と低圧側との液圧差に応じた差圧作用力が前記シーティング弁部に作用する姿勢で配設され、前記増圧制御弁の前記低圧側に前記制御対象装置が接続され、前記減圧制御弁の前記高圧側に前記制御対象装置が接続された。
増圧制御弁において、低圧側に制御対象装置が接続される。増圧シーティング弁部が閉状態から開状態に切り換えられると、制御対象装置への液圧の供給が開始され、増圧が開始される。増圧開始時には、低圧側に接続された制御対象装置に油撃が伝達され易く、制御対象装置において大きな脈動が生じ易い。また、高圧側と低圧側との液圧差が大きいことによっても、制御対象装置に大きな脈動が生じ易くなる。それに対して、増圧シーティング弁部が開状態から閉状態に切り換えられると、制御対象装置への液圧の供給が阻止され、増圧が終了させられる。制御対象装置は低圧側に接続されているため、油撃が伝達され難く、大きな脈動は生じ難い。以上の事情から、増圧制御弁において、増圧シーティング弁部が閉状態から開状態に切り換えられる際の弁子の移動速度（弁子の着座位置から離間位置への移動速度であり、離間速度と称することもできる）が小さい特性が要求される。
減圧制御弁において、高圧側に制御対象装置が接続される。減圧シーティング弁部が閉状態から開状態に切り換えられると、制御対象装置からの液圧の流出が開始され、減圧が開始される。減圧開始時には、高圧側に接続された制御対象装置に油撃は伝達され難く、大きな脈動は生じ難い。また、減圧開始時には、高圧側と低圧側との差圧が小さいことが多く、それによっても脈動が生じ難くなる。それに対して、減圧シーティング弁部が開状態から閉状態に切り換えられると、制御対象装置からの液圧の流出が阻止され、減圧が終了される。高圧側に接続された制御対象装置には油撃が伝達され易くなるため、大きな脈動が生じ易い。以上の事情から、減圧制御弁においては、減圧シーティング弁部が開状態から閉状態に切り換えられる際の弁子の移動速度（弁子の離間位置から着座位置への移動速度であり、接近速度と称することができる）を小さい特性が要求される。
なお、着座位置とは、シーティング弁部の閉状態における弁子の弁座に対する相対位置であり、弁子のシーティング弁部の開口部を閉塞する相対位置である。離間位置とは、シーティング弁部の開状態における弁子の弁座に対する相対位置であり、開口部の少なくとも一部が開放される相対位置である。
さらに、シーティング弁部が開状態と閉状態との間で切り換えられる場合には電磁駆動力Ｆｄが漸変させられるのでが普通であり、弁子は弁座に沿って、すなわち、弁座に一部が接した状態で移動させられるのが普通である。
(５)前記増圧シーティング弁部の弁座のシート角が、前記減圧シーティング弁部の弁座のシート角より小さくされた。
図１に示すように、シート角φ（φａ、φｂ）が小さい場合は大きい場合より、弁子に作用するシート面Ｓ（Ｓａ，Ｓｂ）と平行な力Ｆ（着座させる向きの力であり、重力と傾斜面の傾きとで決まる力：Ｆａ，Ｆｂ）が大きくなる。
シート角φ（φａ、φｂ）が小さい場合は大きい場合より、弁座の傾斜角度θ（θａ＝９０°−φａ／２、θｂ＝９０°−φｂ／２）は大きくなる。そのため、弁子が弁座に沿って移動させられる場合に、弁子に重力に起因して作用する斜面と平行な力（Ｆａ，Ｆｂ）が大きくなるのであり、条件が同じである（例えば、差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄが同じである）場合に、弁子は斜面に沿って昇り難くなる。それに対して、シート角φ（φａ、φｂ）が大きい場合は小さい場合より、傾斜角度θ（θａ、θｂ）が小さくなるため、弁子に重力に起因して作用する斜面と平行な力が小さくなる。それにより、条件が同じである場合に、弁子は斜面に沿ってゆっくり下降する。
以上の事情から、増圧シーティング弁部のシート角φａを減圧シーティング弁部のシート角φｂより小さくすれば、増圧制御弁においても、減圧制御弁においても、所望の特性を得ることができる。
(６)前記弁座が、開口部に設けられた円錐面の一部を含む形状を成し、前記弁子が、その円錐面に接する球の一部を有する形状を成し、前記円錐面によって想定される円錐の底面に対する垂線と母線との成す角度の２倍が前記シート角とされた。
(７)前記減圧制御弁、増圧制御弁の軸線を含む断面において、前記弁座を規定する一対の線の間の角度が前記シート角とされた。
図１に示すように、減圧制御弁、増圧制御弁の軸線（Ｌａ，Ｌｂ）とは、減圧制御弁、増圧制御弁の長手方向と平行な線であり、差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄが作用する向きと平行な線である。
弁座は、概してすり鉢状を成し、底部に開口部Ｈａ，Ｈｂが形成されるのであり、すり鉢の内周面が円錐面の一部に対応する。そのため、円錐面Ｓａ，Ｓｂの一部に基づいて円錐を想定した場合に、頂点Ｏａ，Ｏｂは仮想上の点（仮想頂点）となり、母線Ｃａ，Ｃｂは仮想頂点Ｏａ，Ｏｂと円錐面の周縁とを結ぶ直線となる。
そして、軸線を含む断面において、断面と弁座との交線（母線に対応する）同士は、交差しないが、交線の延長線同士が交差する（仮想頂点Ｏａ，Ｏｂにおいて交差する）。
以上のことから、位相が１８０°（π）隔たった一対の母線の成す角度がシート角φａ，ｂであり、軸線Ｌａ，Ｌｂと母線Ｃａ，Ｃｂとの成す角度の２倍が、それぞれ、シート角φａ，ｂである。
(８)前記減圧シーティング弁部における前記弁子の半径が、前記増圧シーティング弁部の弁子の半径より大きくされた。
図１において、弁子の半径をＲａ，Ｒｂ、シート角φａ，φｂとした場合に、シール径Ｒｓａ，Ｒｓｂは、式
Ｒｓａ＝Ｒａ・cos（φａ／２）
Ｒｓｂ＝Ｒｂ・cos（φｂ／２）
で表される長さとなる。角度φａ／２，φｂ／２は０〜９０°の間の大きさとなるため、cos（φａ／２）＞cos（φｂ／２）となる。それに対して、弁子の半径Ｒを、シート角φが小さい場合に大きい場合より小さくすれば、シート角φが小さい場合と大きい場合とで、シール径の差を小さくすることができる。換言すれば、シート角φが大きい場合と小さい場合とでシール径Ｒｓをほぼ同じにすることができるのである。
弁子のシール径で決まる面は差圧作用力を受ける受圧面となる。そのため、シール径が大きく、受圧面の面積が大きくなると、高圧側と低圧側との液圧差（前後の差圧）が同じであっても、差圧作用力が大きくなる。一方、スプリングは、差圧作用力の最大値に基づいて設計されるのであり、差圧作用力の最大値が大きい場合は付勢力が大きいものとされるのが普通である。また、スプリングの付勢力を大きくすると、スプリング自体が大きくなり、制御弁全体が大形になる。
それに対して、シート角が小さい場合に大きい場合より弁子の球の半径を小さくすれば、シート角が小さくてもシート角が大きい場合と、シール径をほぼ同じとすることが可能となり、シート角が小さい場合に、スプリングを大形にする必要性を低くすることができる。また、増圧制御弁と減圧制御弁とで、スプリングの設計を別個に行う必要性を低くすることができる。
なお、弁子の半径とは、弁子の形状（球の一部を有する）に基づいて球全体を想定した場合の、その球の半径である。図１においては、弁子を、その球の一部に基づいて決まる球体として表した。
(９)前記制御対象装置が、車両の車輪の回転を抑制する液圧ブレーキのブレーキシリンダとされた液圧制御装置。
液圧制御装置は、ブレーキシリンダ液圧制御装置とすることができ、ブレーキ装置に搭載することができる。
ブレーキシリンダに液圧の脈動が生じると、制動力が変化し、車輪が振動する。それにより、車輪が振動したり、騒音が生じたりする。それに対して、液圧の脈動を抑制すれば、車体の振動を抑制したり、騒音を低減したりすることができる。
【０００７】
(１０)弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より小さくされたことを特徴とする電磁弁。
例えば、電磁弁の低圧側に制御対象装置が接続された場合には、シーティング弁部の開閉により制御対象装置の流体圧を増圧制御することが可能となり、その意味において電磁弁を増圧制御弁と称することができる。なお、電磁弁の高圧側に制御対象装置を接続して用いることも可能である。シート角を１１０°（０．６１π）より小さくすれば、制御開始時の弁子の移動速度を小さくすることができる。
(１１)前記シート角は、望ましくは、１０５°（０．５８π）以下７５°（０．４１π）以上の間の角度とすることができる。
特に、１００°（０．５５π）以下、９５°（０．５３π）以下、９０°（０．５π）以下、８５°（０．４７π）以下とすることが望ましく、８０°（０．４４π）以上、８５°以上、９０°以上、９５°以上とすることができる。シート角は、９０°以下（鋭角）としたり、９０°近傍としたりすることが望ましい。
(１２)弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より大きくされたことを特徴とする電磁弁。
例えば、電磁弁の高圧側に制御対象装置が接続された場合には、シーティング弁部の開閉により、制御対象装置の流体圧を減圧制御することが可能となり、その意味において電磁弁を減圧制御弁と称することができる。なお、電磁弁の低圧側に制御対象装置を接続して用いることもできる。シート角を１１０°より大きくすれば、制御終了時の弁子の移動速度を小さくすることができる。また、(10)項の電磁弁と、(12)項の電磁弁とのいずれか一方のシート角は１１０°とすることもできる。
(１３)前記シート角は、１１５°（０．６４π）以上１４０°（０．７８π）以下の間の角度とすることが望ましい。
特に、１２０°（０．６７π）以上、１２５°（０．６９π）以上、１３０°（０．７２π）以上とすることが望ましく、１３５°（０．７５π）以下、１３０°以下、１２５°以下とすることが望ましい。特に、１２０°から１２５°の間の角度とすることが望ましい。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本発明の一実施例である増圧制御弁、減圧制御弁の要部を概念的に示す断面図（一部断面図）である。
【図２】上記増圧制御弁、減圧制御弁を備えた液圧制御装置を含む液圧ブレーキシステムを示す図である。
【図３】上記増圧制御弁、減圧制御弁の断面図である。
【図４】上記液圧制御装置における液圧制御を概念的に示す図である。
【図５】従来の液圧ブレーキシステムにおけるブレーキシリンダ液圧の変化状態を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の一実施形態である液圧制御装置を備えた液圧ブレーキシステムについて図面に基づいて詳細に説明する。液圧制御装置には、本発明の一実施形態である減圧制御弁、増圧制御弁が含まれる。
本液圧ブレーキシステムにおいては、実際のブレーキシリンダ液圧が、要求制動トルクに基づいて決定される目標液圧に近づくように増圧制御弁、減圧制御弁の制御が行われる。要求制動トルクは、運転者のブレーキ操作部材の操作量等に基づいて決定される場合、車両の走行状態（例えば、スリップ状態）に基づいて決定される場合、先行車両、周辺物体との相対位置関係に基づいて決定される場合等がある。本液圧ブレーキシステムは、ハイブリッド車両に搭載したり、プラグインハイブリッド車両、電気自動車、燃料電池車両、内燃駆動車両に搭載したりすることができる。ハイブリッド車両、プラグインハイブリッド車両、電気自動車、燃料電池車両に搭載された場合において、回生協調制御が行われる場合には、回生制動トルクと液圧制動トルクとの和が要求制動トルクとなるように、液圧制動トルクの目標値が決定され、ブレーキシリンダの目標液圧が決定される。内燃駆動車両に搭載された場合には、回生協調制御が行われることはないため、回生制動トルクが考慮されることなく、要求制動トルクに応じたブレーキシリンダの目標液圧が決定される。
以下、液圧ブレーキシステムについて説明するが、ブレーキシリンダ、液圧ブレーキ、後述する種々の電磁弁等を、前後左右の車輪の位置に対応して区別する必要がある場合には、車輪位置を表す符号（ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲ）を付して記載し、代表して、あるいは、区別する必要がない場合には、符号を付さないで記載する。
【実施例】
【００１０】
液圧ブレーキシステムに含まれる液圧ブレーキ回路は、図２に示すように、左右前輪１０ＦＬ，１０ＦＲに設けられた液圧ブレーキ１２ＦＬ，１２ＦＲ、左右後輪１４ＲＬ，１４ＲＲに設けられた液圧ブレーキ１６ＲＬ，１６ＲＲ、動力液圧源３０，マニュアル液圧源としてのハイドロブースタ付きマスタシリンダ３２等を含む。
液圧ブレーキ１２ＦＬ，ＦＲ，１６ＲＬ，ＲＲは、それぞれ、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲを備え、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲの液圧により摩擦部材を車輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲとともに回転するブレーキ回転体に押し付けることにより、車輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲの回転を抑制するものである。
動力液圧源３０は、ポンプ４６およびポンプモータ４８を含むポンプ装置５０、アキュムレータ５２等を含む。ポンプ４６は、リザーバ（マスタリザーバ）５４の作動液を汲み上げて加圧するものであり、高圧側の液圧が設定圧以上になるとリリーフ弁５６を経て低圧側に戻される。ポンプ４６から吐出された作動液はアキュムレータ５２に加圧された状態で蓄えられるが、ポンプモータ４８は、アキュムレータ圧が設定範囲内にあるように制御される。リザーバ５４には、作動液が大気圧で蓄えられる。
【００１１】
ハイドロブースタ付きマスタシリンダ３２は、液圧ブースタ６０と、マスタシリンダ６２とを含む。
マスタシリンダ６２は、ハウジングと、そのハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合された加圧ピストン６４とを含むものであり、加圧ピストン６４の前進に伴って前方の加圧室６６の液圧が増圧される。
液圧ブースタ６０は、ブレーキ操作力を倍力し、その倍力した大きさに応じた液圧を発生させる液圧調節部６８と、ブレーキ操作部材としてのブレーキペダル７０に連携させられたパワーピストン７２を含む入力部７４とを含む。パワーピストン７２の後方がブースタ室７６とされる。液圧調節部６８は、図示しないスプールバルブ、調圧室等を含み、動力液圧源３０，リザーバ５４が接続される。加圧ピストン６４の移動に伴うスプール(可動部）の移動により、調圧室にこれらが選択的に連通させられ、それにより、調圧室の液圧がブレーキ操作力に応じた大きさに調整される。この調圧室の作動液（液圧調節部６８によって調節された作動液）がブースタ室７６に供給され、それによって、パワーピストン７２に前進方向の力が加えられ、ブレーキ操作力が助勢される。
ブレーキペダル７０が踏み込まれると、パワーピストン７２，加圧ピストン６４が前進させられる。ブースタ室７６には、ブレーキ操作力に応じた大きさに調節された液圧が供給される。加圧ピストン６４は、ブレーキ操作力と助勢力（ブースタ室７６の液圧に応じた力）とによって前進させられ、加圧室６６に液圧が発生させられる。
【００１２】
また、動力液圧源３０，液圧ブースタ６０のブースタ室７６，マスタシリンダ６２の加圧室６６には、それぞれ、制御圧通路９０，ブースタ通路９２，マスタ通路９４が接続される。これら制御圧通路９０，ブースタ通路９２，マスタ通路９４は、共通通路１００に接続されるとともに、共通通路１００には、各車輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲに設けられたブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに接続された個別通路１０２ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲが接続される。
【００１３】
加圧室６６に接続されたマスタ通路９４には、ストロークシミュレータ装置１１０が設けられる。ストロークシミュレータ装置１１０は、ストロークシミュレータ１１２とシミュレータ制御弁１１４とを含む。シミュレータ制御弁１１４は、ソレノイドに電流が供給されない間閉状態にある常閉の電磁開閉弁である。
また、ブースタ通路９２，マスタ通路９４には、それぞれ、レギュレータ遮断弁１２０，マニュアル遮断弁１２２が設けられる。レギュレータ遮断弁１２０，マニュアル遮断弁１２２は、それぞれ、ソレノイドに電流が供給されない間開状態にある常開の電磁開閉弁である。
さらに、個別通路１０２ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲには、それぞれ、保持弁１２４ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲが設けられ、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲとリザーバ５４との間には、それぞれ、減圧弁１２６ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲが設けられる。保持弁１２４ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲは、ソレノイドに電流が供給されない場合に開状態にある常開の電磁開閉弁であり、減圧弁１２６ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲは、ソレノイドに電流が供給されない場合に閉状態にある常閉の電磁開閉弁である。
【００１４】
また、制御圧通路９０には、増圧リニア制御弁１３０が設けられ、共通通路１００とリザーバ５４との間には減圧リニア制御弁１３２が設けられる。これら増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２によって、動力液圧源３０の出力液圧を制御する出力液圧制御装置１３４が構成される。
増圧リニア制御弁１３０、減圧リニア制御弁１３２は、いずれも常閉の電磁開閉弁であり、増圧リニア制御弁１３０と減圧リニア制御弁１３２とで、おおよその構造は同じであるが、シーティング弁部の形状等が異なる。
先に、図３に基づいて、増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２の全体の概要を説明し、次に、図１（ａ），（ｂ）に基づいてシーティング弁部の形状について説明する。
【００１５】
図３に示すように、増圧リニア制御弁１３０、減圧リニア制御弁１３２は、いずれも、長手方向に延びたハウジング１３８と、シーティング弁部１４０（増圧シーティング弁部１４０ａ，減圧シーティング弁部１４０ｂ）と、ソレノイド１４２とを含む。
増圧リニア制御弁１３０において、ハウジング１３８は軸線Ｌａに沿って延びたものであり、ハウジング１３８の軸線Ｌａ方向に離間した部分に高圧側通路１５２ａと低圧側通路１５４ａとが形成されるとともに、これら高圧側通路１５２ａおよび低圧側通路１５４ａに対向する弁室１５５ａが形成される。
増圧シーティング弁部１４０ａは、(i)高圧側通路１５２ａの弁室１５５側の開口部に設けられた弁座１５６ａと、(ii)弁室１５５に配設され、弁座１５６ａに対して相対移動可能な弁子１５８ａと、(iii)弁子１５８ａを弁座１５６ａに着座させる向きに付勢力を加えるスプリング１６０とを含む。
また、増圧リニア制御弁１３０において、高圧側通路１５２ａに動力液圧源３０が接続され、低圧側通路１５６ａに共通通路１００、すなわち、ブレーキシリンダ４０（キャリパ）が接続される。そのため、増圧シーティング弁部１４０ａの前後の差圧に応じた差圧作用力Ｆｐが、弁子１５８ａを弁座１５６ａから離間させる向きに作用する。増圧シーティング弁部１４０ａの前後の差圧は、高圧側の液圧（高圧側通路１５２ａに接続された動力液圧源３０の液圧に対応するのが普通である）から低圧側の液圧（低圧側通路１５４ａに接続されたブレーキシリンダ４０の液圧に対応するのが普通である）を引いた大きさである。
ソレノイド１４２は、コイル１６４と、コイル１６４に電流が供給されることにより生じる電磁駆動力により作動可能なプランジャ１６６とを含む。コイル１６４に電流が供給されると、プランジャ１６６に電磁駆動力Ｆｄが作用し、弁子１５８ａに弁座１５６ａから離間させる向きの力が加えられる。
【００１６】
減圧リニア制御弁１３２において、ハウジング１３８は軸線Ｌｂに沿って延び、そのハウジング１３８に形成された高圧側通路１５２ｂに共通通路１００，すなわち、ブレーキシリンダ４０が接続され、低圧側通路１５４ｂにリザーバ５４が接続される。また、前後の差圧は、ブレーキシリンダ４０の液圧の液圧からリザーバ５４の液圧を引いた大きさであり、ほぼブレーキシリンダ４０の液圧に等しいと考えることができる。このブレーキシリンダ４０の液圧に応じた差圧作用力が、弁子１５８ｂを弁座１５６ｂから離間させる向きに作用する。
【００１７】
増圧リニア制御弁１３０は、ブレーキシリンダ４０の液圧を増圧する要求がある場合に作動させられ、減圧リニア制御弁１３２は、ブレーキシリンダ４０の液圧を減圧する要求がある場合に作動させられる。しかし、増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２の作動時に、ブレーキシリンダ４０に脈動が生じて制動力が変化すると、車輪が振動することがある。それにより、車輪が振動したり、騒音が発生させられたりする。
【００１８】
図５(a)、(b)に、増圧制御、減圧制御が行われた場合におけるブレーキシリンダ液圧の変化の状態を示す。実線は、脈動が生じないと仮定した場合のブレーキシリンダ液圧の変化を示し、破線、一点鎖線は、脈動が生じた場合のブレーキシリンダ液圧の変化を示す。
増圧リニア制御弁１３０において、増圧要求に応じて（増圧モードが設定されると）、コイル１６４への供給電流の制御により、増圧シーティング弁１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０への液圧の供給が開始される。増圧開始時には、増圧シーティング弁１４０ａの前後の液圧差、換言すれば、動力式液圧源３０の液圧とブレーキシリンダ４０液圧との差が比較的大きい。また、油撃がブレーキシリンダ４０に伝達され易い。そのため、図５(a)の一点鎖線が示すように、ブレーキシリンダ４０に大きな脈動が生じることがある。
それに対して、増圧要求がなくなると（例えば、増圧モードから保持モードに切り換えられると）、コイル１６４への供給電流の制御により、増圧シーティング弁部１４０ａが開状態から閉状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０への液圧の供給が停止させられる。ブレーキシリンダ４０は増圧シーティング弁１４０ａの低圧側に接続されているため、ブレーキシリンダ４０に油撃が伝達され難く、図５(a)の破線が示すように、ブレーキシリンダ４０において大きな脈動は生じ難い。
以上の事情から、増圧リニア制御弁１３０においては、増圧シーティング弁部１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられる場合に、弁子１５８ａがゆっくり移動する（弁子１５８ａと弁座１５６ａとの間の隙間である開口面積の増加速度が小さい）特性が要求される。
【００１９】
減圧リニア制御弁１３２において、減圧要求に応じて（減圧モードが設定されると）、減圧シーティング弁部１４０ｂが閉状態から開状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０からの液圧の流出が開始される。減圧シーティング弁部１４０ｂの高圧側にブレーキシリンダ４０が接続されているため、ブレーキシリンダ４０には油撃が伝達され難い。そのため、図５(b)の破線が示すように、大きな脈動は生じ難い。
それに対して、減圧要求がなくなり（例えば、減圧モードから保持モードに切り換えられ）、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換えられると、ブレーキシリンダ４０の液圧の流出が終了させられる。ブレーキシリンダ４０が高圧側に接続されているため、油撃がブレーキシリンダ４０に伝達され易い。そのため、図５(b)の一点鎖線が示すように、ブレーキシリンダ４０の液圧が増加した後に減少するのであり、大きな脈動が生じ易い。
以上の事情から、減圧リニア制御弁１３２においては、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換わる場合に、弁子１５８ｂがゆっくり移動する（開口面積の減少速度が小さい）特性が要求される。
【００２０】
そこで、本実施例においては、増圧リニア制御弁１３０について要求される特性と減圧リニア制御弁１３２について要求される特性とが得られるように、シーティング弁部１４０ａ，ｂが設計されるのであり、増圧シーティング弁部１３０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとが互いに異なる形状を成したものとされる。なお、増圧シーティング弁部１４０ａにおいて、構成要素、形状を表す物理量にはａを付し、減圧シーティング弁部１４０ｂにおいて、構成要素、形状を表す物理量にはｂを付して区別するが、これらを区別する必要がないにはａ，ｂを付さないで用いる。
【００２１】
図１(a)、(b)に示すように、増圧シーティング弁部１４０ａ，減圧シーティング弁部１４０ｂの各々において、弁座１５６ａ，ｂは概してすり鉢状を成したものであり、弁子１５８ａ，ｂは、その弁座１５６ａ，ｂに当接可能な球の一部を有する形状を成したものである（なお、図１(a)、(b)においては、便宜上、弁子１５８ａ，ｂを球状を成したものとして記載した）。
そして、増圧シーティング弁部１４０ａの弁座１５６ａのシート角φａが、減圧シーティング弁部１４０ｂの弁座１５６ｂのシート角φｂより小さくされる（φａ＜φｂ）。
シート角φとは、増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２の軸線Ｌａ，Ｌｂを含む断面において、弁座１５６ａ，ｂを表す一対の線（シート面Ｓａ，Ｓｂを表す線）の成す角度である。換言すれば、弁座１５６ａ，ｂは、頂部に開口部Ｈａ，ｂが形成された円錐面によって構成されるが、位相が１８０°（π）隔たった一対の母線Ｃａ，Ｃｂの成す角度がシート角φａ，φｂである。母線Ｃａ，Ｃｂは円錐の頂点（開口部Ｈａ，ｂが形成されるため、実際には存在しないため、仮想頂点Ｏａ，Ｏｂと称する）と弁座１５６ａ，ｂの周縁とを結ぶ直線である。
一方、シーティング弁部１４０ａ，ｂが開状態と閉状態との間で切り換えられる時には、弁子１５８ａ，ｂは弁座１５６ａ，ｂに沿って移動させられる。そして、シート角φが小さい場合は大きい場合より、傾斜角度θ（π／２−φ／２）が大きくなる。そして、傾斜角度θが大きい場合は小さい場合より、シート面Ｓと平行な、重力に起因して弁子１５８に作用する力Ｆが大きくなる。
上述の、重力に起因して、弁子１５８ａ，ｂに作用するシート面Ｓａ，ｂと平行な下向きの力Ｆａ，ｂは、それぞれ、式
Ｆａ＝ｍａ・ｇ・sin θａ＝ｍａ・ｇ・cos（φａ／２）
Ｆｂ＝ｍｂ・ｇ・sin θｂ＝ｍｂ・ｇ・cos（φｂ／２）
で表される大きさとなる。ｍａ，ｍｂは、それぞれ、弁子１５８ａ，ｂの質量である。上式において、sinθａ＞sinθｂとなるため、弁子１５０ａ，ｂの質量ｍａ，ｍｂがほぼ同じである場合に、増圧シーティング弁部１４０ａにおける方が、下向きの力が大きくなる（Ｆａ＞Ｆｂ）。
【００２２】
その結果、シート角φが小さく、傾斜角度θが大きい場合は、シート角φが大きく、傾斜角度θが小さい場合に比較して、同じ条件（例えば、差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄが同じ）である場合において、弁子１５８は弁座１５６に沿って昇り難くなるため（斜面に沿って重力に起因して作用する力が抵抗になるため）、シーティング弁部１４０において閉状態から開状態に切り換えられる場合の、弁子１５８の移動速度が小さくなり、開口面積の増加速度が小さくなる。すなわち、増圧シーティング弁部１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられる際に、ゆっくり開くようにすることができるため、増圧開始時のブレーキシリンダ４０における脈動を抑制することができる。
また、シート角φが大きく、傾斜角度θが小さい場合は、シート角φが小さく、傾斜角度θが大きい場合に比較して、同じ条件である場合において、弁子１５８は弁座１５６に沿って下降し難くなるため（斜面に沿って重力に起因して作用する力である助勢力が小さくなるため）、シーティング弁部１４０において開状態から閉状態に切り換えられる場合の、弁子１５８の移動速度が小さくなり、開口面積の減少速度が小さくなる。すなわち、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換えられる際に、ゆっくり閉じるようにすることができるため、減圧終了時の脈動を抑制することができる。
なお、本実施例においては、増圧シーティング弁１４０ａの弁座１５６ａのシート角φａは、７５°から１１０°までの間の任意の角度とすることができ、減圧シーティング弁１４０ｂの弁座１５６ｂのシート角φｂは、１１０°から１４０°までの間の任意の角度とすることができる。
【００２３】
一方、増圧シーティング弁１４０ａにおける弁子１５８ａの半径Ｒａが、減圧シーティング弁部１４０ｂにおける弁子１５８ｂの半径Ｒｂより小さくされる（Ｒａ＜Ｒｂ）。弁子１５８ａ，ｂの半径Ｒａ，Ｒｂとは、弁子１５８ａ，ｂの形状で決まる半径Ｒａ，Ｒｂであり、弁子１５８ａ，ｂが一部を構成する球全体を想定した場合の、その球の半径である。
シール径Ｒｓａ，Ｒｓｂは、それぞれ、弁子１５８ａ，ｂの半径Ｒａ，Ｒｂとした場合に、式
Ｒｓａ＝Ｒａ・cos（φａ／２）
Ｒｓｂ＝Ｒｂ・cos（φｂ／２）
で表される。
上式において、cos（φａ／２）＞cos（φｂ／２）となるため、Ｒａ＜Ｒｂとすれば、増圧シーティング弁部１４０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとで、シール径Ｒｓａ，Ｒｓｂの差を小さくすることができる。
増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２において、差圧作用力Ｆｐは、前後の差圧ΔＰと、シール面（すなわち、シーティング弁部１４０の閉状態における弁子１５８の受圧面である）の面積Ａとを掛けた大きさ（Ｆｐ＝ΔＰ・Ａ）となる。また、シール径Ｒｓが小さい場合は大きい場合より、シール面の面積Ａが小さくなる。
そして、スプリング１６０の付勢力は、差圧作用力Ｆｐの最大値に基づいて設計されるのであり、差圧作用力Ｆｐの最大値が大きい場合は付勢力が大きいものとされる。この場合において、増圧シーティング弁部１４０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとで、シール面の面積Ａが異なり、差圧作用力Ｆｐの最大値が異なると、スプリング１６０について別個に設計する必要が生じる。また、付勢力を大きなものとすると、スプリング１６０を大きくする必要が生じる。
それに対して、弁座１５６のシート角φが小さい場合に大きい場合より弁子１５８の半径Ｒを小さいものとすれば、シート角φが小さい場合と大きい場合とで、シール径をほぼ同じとすることができる。その結果、増圧シーティング弁部１４０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとの各々において、スプリング１６０を別個に設計する必要性を低くすることができる。また、シール径が大きくなり、受圧面の面積が大きくなることに起因してスプリング１６０を大形にする必要性を低くすることができる。
【００２４】
前記共通通路１００には分離弁１９６が設けられ、２つに仕切られる。共通通路１００の一方の部分には、左右前輪１０ＦＬ，ＦＲに対応する個別通路１０２ＦＬ、ＦＲが接続されるとともにマスタ通路９４が接続され、他方の部分には、左右後輪１４ＲＬ、ＲＲに対応する個別通路１０２ＲＬ，ＲＲが接続されるとともにブースタ通路９２，制御圧通路９０が接続される。分離弁１９６は、ソレノイドに電流が供給されない場合に閉状態にある常閉の電磁開閉弁である。
【００２５】
液圧ブレーキシステムには図２に示すようにブレーキＥＣＵ２００が設けられる。ブレーキＥＣＵ２００は、実行部２０２、記憶部２０４、入出力部２０６等を含み、入出力部２０６には、ブレーキスイッチ２１８，ストロークセンサ２２０，レギュレータ圧センサ２２２，アキュムレータ圧センサ２２４，ブレーキシリンダ圧センサ２２６，車輪速度センサ２３０等が接続されるとともに、増圧リニア制御弁１３０、減圧リニア制御弁１３２のコイル１５０等が接続される。
ブレーキスイッチ２１８は、ブレーキペダル７０が操作されるとＯＦＦからＯＮになるスイッチである。ストロークセンサ２２０は、ブレーキペダル７０の操作ストローク（ＳＴＫ）を検出するものであり、レギュレータ圧センサ２２２は、ブースタ室７６の液圧を検出するものであり、アキュムレータ圧センサ２２４は、アキュムレータ５２に蓄えられている作動液の圧力（ＰＡＣＣ）を検出するものである。
ブレーキシリンダ圧センサ２２６は、ブレーキシリンダ４０の液圧（ＰＷＣ）を検出するものであり、共通通路１００に設けられる。保持弁１２４の開状態において、ブレーキシリンダ４０と共通通路１００とは連通させられるため、共通通路１００の液圧をブレーキシリンダ４０の液圧とすることができる。なお、ブレーキシリンダ圧センサ２２６は、増圧リニア制御弁１３０の低圧側、減圧リニア制御弁１３２の高圧側に設けられることになる。
車輪速度センサ２３０は、左右前輪１０ＦＬ，ＦＲ、左右後輪１４ＲＬ，ＲＲに対応してそれぞれ設けられ、それぞれ、車輪の回転速度を検出する。また、４輪の回転速度に基づいて車両の走行速度が取得される。
また、レギュレータ遮断弁１２０，マスタ遮断弁１２２，増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２、ポンプモータ４８等は、ブレーキＥＣＵ２００の指令に基づいて制御される。
【００２６】
以上のように構成された液圧ブレーキシステムにおける作動について説明する。
当該液圧ブレーキシステムが正常な場合には、レギュレータ遮断弁１２０，マスタ遮断弁１２２が閉状態とされ、保持弁１２４が開状態とされ、減圧弁１２６が閉状態とされた状態で、前後左右の４輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲのブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに、動力液圧源３０の液圧が出力液圧制御装置１３４によって制御されて供給される。ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲは共通通路１００に連通した状態にあるため、共通通路１００の液圧の制御により、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲの液圧が共通に制御される。
要求制動トルク（要求液圧制動トルクと称することもできる）が、ストロークセンサ２２０，レギュレータ圧センサ２２２の検出値等に基づいて取得されたり（運転者が要求する制動トルク）、車両の走行状態に基づいて取得されたりする（トラクション制御、ビークルスタビリティ制御において必要な制動トルク）。そして、要求制動トルクが得られるようにブレーキシリンダ４０の目標液圧Ｐｒｅｆが決定される。また、目標液圧Ｐｒｅｆに基づいて、増圧しきい値Ｐａｔｈ、減圧しきい値Ｐｂｔｈが設定される。
【００２７】
図４に、ブレーキシリンダ液圧の制御の概要を示す。実際のブレーキシリンダ液圧（共通通路１００の液圧であり、ブレーキシリンダ液圧センサ２２６の検出値）が、増圧しきい値Ｐａｔｈより小さくなると増圧要求があるとされて増圧モードが設定され、増圧しきい値Ｐａｔｈを超えると増圧制御が終了して保持モードが設定される。また、実際のブレーキシリンダ液圧が減圧しきい値Ｐｂｔｈを超えると減圧モードが設定され、減圧しきい値Ｐｂｔｈより小さくなると減圧制御が終了して保持モードが設定される。図４は、制御の概要を概念的に説明するための図であるため、増圧しきい値、減圧しきい値の大きさ等は実際の場合とは異なる。
【００２８】
増圧モードが設定されると、増圧リニア制御弁１３０が作動させられる。コイル１６４に電流が供給されることにより、増圧シーティング弁１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０に動力液圧源３０の液圧の供給が開始される。この場合の弁子１５８ａがゆっくり移動するため、開口面積の増加速度が小さくなり、従来の増圧リニア制御弁を用いる場合に比較して、増圧開始時におけるブレーキシリンダ４０における脈動を小さくすることができる。
減圧モードが設定されると、減圧リニア制御弁１３２が作動させられるが、その後、実際のブレーキシリンダ液圧が減圧しきい値Ｐｂｔｈより小さくなると、減圧制御が終了して、保持モードに切り換えられる。コイル１６４への供給電流の制御により、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０からの液圧の流出が阻止される。この場合には、弁子１５８ｂがゆっくり移動するため、開口面積の減少速度が小さくなり、従来の減圧リニア制御弁を用いる場合より、減圧終了時の脈動を小さくすることができる。
以上のように、ブレーキシリンダ液圧の脈動が抑制されるため、車体の振動を小さくしたり、騒音を軽減したりすることができる。また、ブレーキシリンダ液圧センサ２２６の検出値の変化が抑制されるため、制御ハンチングを抑制することもできる。
【００２９】
なお、増圧リニア制御弁、減圧リニア制御弁は常開弁であっても、同様に適用することができる。
また、液圧ブレーキ回路については上記実施例に限定されない。
さらに、車両のブレーキ装置に限らず、他の車載装置（例えば、車高調整装置、パワーステアリング装置）に適用することができる。また、車両に限らず、広く、工作機械、家庭用品等に適用することが可能となる。
その他、本発明は、上述に記載の態様の他、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した態様で実施することができる。
【符号の説明】
【００３０】
３０：動力液圧源 ４０：ブレーキシリンダ ５２：アキュムレータ １００：共通通路 １３０：増圧リニア制御弁 １３２：減圧リニア制御弁 １４０：シーティング弁部１４０ａ，ｂ １５６：弁座ａ，ｂ １５８：弁子ａ，ｂ １６０：スプリング ２００：ブレーキＥＣＵ
【技術分野】
【０００１】
本発明は、制御対象装置の液圧を制御する液圧制御装置、液圧制御装置に含まれる減圧制御弁、増圧制御弁に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１には、ブレーキシリンダの液圧を制御する液圧制御装置であって、開弁量を連続的に制御可能な電磁弁を含むものが記載されている。
特許文献２には、ブレーキシリンダの液圧を制御する液圧制御装置であって、ソレノイドへの供給電流の連続的な制御により、開度を連続的に制御可能な増圧リニア制御弁、減圧リニア制御弁を含むものが記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００１−２６０８４３号公報
【特許文献２】特開２００５−１４５１３６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の課題は、液圧制御装置、減圧制御弁、増圧制御弁の改良を図ることである。
【課題を解決するための手段および効果】
【０００５】
本発明に係る液圧制御装置においては、減圧制御弁と増圧制御弁とで、弁子および弁座を含むシーティング弁部の形状が互いに異なる。
減圧制御弁は、制御対象装置と低圧源との間に設けられ、制御対象装置の液圧を減圧する場合に作動させられる。増圧制御弁は、高圧源と制御対象装置との間に設けられ、制御対象装置の液圧を増圧する場合に作動させられる。このように、減圧制御弁と増圧制御弁とでは、配設される位置、作動時期、作動の目的等が異なり、要求される特性も異なる。
一方、従来、減圧制御弁と増圧制御弁とで、シーティング弁部の形状は同じであった。
そこで、本発明に係る液圧制御装置においては、減圧制御弁と増圧制御弁とで、シーティング弁の形状を互いに異ならせた。それにより、減圧制御弁、増圧制御弁の各々において、要求される特性を得ることができる。
【特許請求可能な発明】
【０００６】
以下に、本願において特許請求が可能と認識されている発明について説明する。
(１)低圧源および高圧源と、
前記高圧源と制御対象装置との間に設けられた増圧制御弁と、
前記低圧源と前記制御対象装置と間に設けられた減圧制御弁と
を含み、それら増圧制御弁および減圧制御弁を制御することにより前記制御対象装置の液圧を制御する液圧制御装置であって、
前記増圧制御弁と前記減圧制御弁とが、それぞれ、少なくとも、弁座と、その弁座に対して相対移動可能な弁子とを備えたシーティング弁部を含むとともに、前記増圧制御弁のシーティング弁部である増圧シーティング弁部と前記減圧制御弁のシーティング弁部である減圧シーティング弁部とが、互いに異なる形状を成したものであることを特徴とする液圧制御装置。
「形状が異なる」には、大きさが異なることも含まれる。
増圧シーティング弁部と減圧シーティング弁部とで、弁子と弁座との少なくとも一方の形状が異なるのであり、例えば、弁座の形状が異なる場合、弁子の形状が異なる場合、弁座と弁子との両方の形状が異なる場合等が該当する。
高圧源は、電力の供給により液圧を発生可能な動力液圧源としたり、オペレータの操作により液圧を発生可能なマニュアル液圧源としたりすることができる。
低圧源は、作動液をほぼ大気圧で収容するものであっても、大気圧より高く、制御対象装置の液圧より低い液圧で収容するものであってもよい。
(２)前記増圧シーティング弁と前記減圧シーティング弁とが、それぞれ、前記弁子に付勢力を加えるスプリングを含む。
スプリングは、弁子を弁座から離間させる向きに付勢力を付与するものであっても、弁子を弁座に着座させる向きに付勢力を付与するものであってもよい。換言すれば、増圧制御弁、減圧制御弁は、それぞれ、常閉弁であっても、常開弁であってもよいのである。
(３)前記増圧制御弁と前記減圧制御弁とが、それぞれ、コイルと、そのコイルに電流が供給されることにより生じる電磁駆動力により作動可能であって、その電磁駆動力を前記弁子に付与するプランジャとを備えたソレノイドを含み、当該液圧制御装置が、前記増圧制御弁のコイルと前記減圧制御弁のコイルとへの供給電流を制御する電流制御部を含む。
シーティング弁部において、弁子には、シーティング弁部の前後の差圧（高圧側と低圧側との液圧差）に応じた差圧作用力Ｆｐと、スプリングの付勢力Ｆｓと、電磁駆動力Ｆｄとが作用する。弁子の弁座に対する相対位置は、これら差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄによって決まる。
また、コイルへの供給電流の大きさが連続的に制御されれば、電磁駆動力Ｆｄの大きさを連続的に制御することができ、制御対象装置の液圧を連続的に制御することができる。
以上のことから、増圧制御弁、減圧制御弁は、それぞれ、電磁弁と称したり、リニア制御弁と称したり、電磁リニア制御弁と称したりすること等ができる。
(４)前記増圧制御弁および減圧制御弁が、それぞれ、高圧側と低圧側との液圧差に応じた差圧作用力が前記シーティング弁部に作用する姿勢で配設され、前記増圧制御弁の前記低圧側に前記制御対象装置が接続され、前記減圧制御弁の前記高圧側に前記制御対象装置が接続された。
増圧制御弁において、低圧側に制御対象装置が接続される。増圧シーティング弁部が閉状態から開状態に切り換えられると、制御対象装置への液圧の供給が開始され、増圧が開始される。増圧開始時には、低圧側に接続された制御対象装置に油撃が伝達され易く、制御対象装置において大きな脈動が生じ易い。また、高圧側と低圧側との液圧差が大きいことによっても、制御対象装置に大きな脈動が生じ易くなる。それに対して、増圧シーティング弁部が開状態から閉状態に切り換えられると、制御対象装置への液圧の供給が阻止され、増圧が終了させられる。制御対象装置は低圧側に接続されているため、油撃が伝達され難く、大きな脈動は生じ難い。以上の事情から、増圧制御弁において、増圧シーティング弁部が閉状態から開状態に切り換えられる際の弁子の移動速度（弁子の着座位置から離間位置への移動速度であり、離間速度と称することもできる）が小さい特性が要求される。
減圧制御弁において、高圧側に制御対象装置が接続される。減圧シーティング弁部が閉状態から開状態に切り換えられると、制御対象装置からの液圧の流出が開始され、減圧が開始される。減圧開始時には、高圧側に接続された制御対象装置に油撃は伝達され難く、大きな脈動は生じ難い。また、減圧開始時には、高圧側と低圧側との差圧が小さいことが多く、それによっても脈動が生じ難くなる。それに対して、減圧シーティング弁部が開状態から閉状態に切り換えられると、制御対象装置からの液圧の流出が阻止され、減圧が終了される。高圧側に接続された制御対象装置には油撃が伝達され易くなるため、大きな脈動が生じ易い。以上の事情から、減圧制御弁においては、減圧シーティング弁部が開状態から閉状態に切り換えられる際の弁子の移動速度（弁子の離間位置から着座位置への移動速度であり、接近速度と称することができる）を小さい特性が要求される。
なお、着座位置とは、シーティング弁部の閉状態における弁子の弁座に対する相対位置であり、弁子のシーティング弁部の開口部を閉塞する相対位置である。離間位置とは、シーティング弁部の開状態における弁子の弁座に対する相対位置であり、開口部の少なくとも一部が開放される相対位置である。
さらに、シーティング弁部が開状態と閉状態との間で切り換えられる場合には電磁駆動力Ｆｄが漸変させられるのでが普通であり、弁子は弁座に沿って、すなわち、弁座に一部が接した状態で移動させられるのが普通である。
(５)前記増圧シーティング弁部の弁座のシート角が、前記減圧シーティング弁部の弁座のシート角より小さくされた。
図１に示すように、シート角φ（φａ、φｂ）が小さい場合は大きい場合より、弁子に作用するシート面Ｓ（Ｓａ，Ｓｂ）と平行な力Ｆ（着座させる向きの力であり、重力と傾斜面の傾きとで決まる力：Ｆａ，Ｆｂ）が大きくなる。
シート角φ（φａ、φｂ）が小さい場合は大きい場合より、弁座の傾斜角度θ（θａ＝９０°−φａ／２、θｂ＝９０°−φｂ／２）は大きくなる。そのため、弁子が弁座に沿って移動させられる場合に、弁子に重力に起因して作用する斜面と平行な力（Ｆａ，Ｆｂ）が大きくなるのであり、条件が同じである（例えば、差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄが同じである）場合に、弁子は斜面に沿って昇り難くなる。それに対して、シート角φ（φａ、φｂ）が大きい場合は小さい場合より、傾斜角度θ（θａ、θｂ）が小さくなるため、弁子に重力に起因して作用する斜面と平行な力が小さくなる。それにより、条件が同じである場合に、弁子は斜面に沿ってゆっくり下降する。
以上の事情から、増圧シーティング弁部のシート角φａを減圧シーティング弁部のシート角φｂより小さくすれば、増圧制御弁においても、減圧制御弁においても、所望の特性を得ることができる。
(６)前記弁座が、開口部に設けられた円錐面の一部を含む形状を成し、前記弁子が、その円錐面に接する球の一部を有する形状を成し、前記円錐面によって想定される円錐の底面に対する垂線と母線との成す角度の２倍が前記シート角とされた。
(７)前記減圧制御弁、増圧制御弁の軸線を含む断面において、前記弁座を規定する一対の線の間の角度が前記シート角とされた。
図１に示すように、減圧制御弁、増圧制御弁の軸線（Ｌａ，Ｌｂ）とは、減圧制御弁、増圧制御弁の長手方向と平行な線であり、差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄが作用する向きと平行な線である。
弁座は、概してすり鉢状を成し、底部に開口部Ｈａ，Ｈｂが形成されるのであり、すり鉢の内周面が円錐面の一部に対応する。そのため、円錐面Ｓａ，Ｓｂの一部に基づいて円錐を想定した場合に、頂点Ｏａ，Ｏｂは仮想上の点（仮想頂点）となり、母線Ｃａ，Ｃｂは仮想頂点Ｏａ，Ｏｂと円錐面の周縁とを結ぶ直線となる。
そして、軸線を含む断面において、断面と弁座との交線（母線に対応する）同士は、交差しないが、交線の延長線同士が交差する（仮想頂点Ｏａ，Ｏｂにおいて交差する）。
以上のことから、位相が１８０°（π）隔たった一対の母線の成す角度がシート角φａ，ｂであり、軸線Ｌａ，Ｌｂと母線Ｃａ，Ｃｂとの成す角度の２倍が、それぞれ、シート角φａ，ｂである。
(８)前記減圧シーティング弁部における前記弁子の半径が、前記増圧シーティング弁部の弁子の半径より大きくされた。
図１において、弁子の半径をＲａ，Ｒｂ、シート角φａ，φｂとした場合に、シール径Ｒｓａ，Ｒｓｂは、式
Ｒｓａ＝Ｒａ・cos（φａ／２）
Ｒｓｂ＝Ｒｂ・cos（φｂ／２）
で表される長さとなる。角度φａ／２，φｂ／２は０〜９０°の間の大きさとなるため、cos（φａ／２）＞cos（φｂ／２）となる。それに対して、弁子の半径Ｒを、シート角φが小さい場合に大きい場合より小さくすれば、シート角φが小さい場合と大きい場合とで、シール径の差を小さくすることができる。換言すれば、シート角φが大きい場合と小さい場合とでシール径Ｒｓをほぼ同じにすることができるのである。
弁子のシール径で決まる面は差圧作用力を受ける受圧面となる。そのため、シール径が大きく、受圧面の面積が大きくなると、高圧側と低圧側との液圧差（前後の差圧）が同じであっても、差圧作用力が大きくなる。一方、スプリングは、差圧作用力の最大値に基づいて設計されるのであり、差圧作用力の最大値が大きい場合は付勢力が大きいものとされるのが普通である。また、スプリングの付勢力を大きくすると、スプリング自体が大きくなり、制御弁全体が大形になる。
それに対して、シート角が小さい場合に大きい場合より弁子の球の半径を小さくすれば、シート角が小さくてもシート角が大きい場合と、シール径をほぼ同じとすることが可能となり、シート角が小さい場合に、スプリングを大形にする必要性を低くすることができる。また、増圧制御弁と減圧制御弁とで、スプリングの設計を別個に行う必要性を低くすることができる。
なお、弁子の半径とは、弁子の形状（球の一部を有する）に基づいて球全体を想定した場合の、その球の半径である。図１においては、弁子を、その球の一部に基づいて決まる球体として表した。
(９)前記制御対象装置が、車両の車輪の回転を抑制する液圧ブレーキのブレーキシリンダとされた液圧制御装置。
液圧制御装置は、ブレーキシリンダ液圧制御装置とすることができ、ブレーキ装置に搭載することができる。
ブレーキシリンダに液圧の脈動が生じると、制動力が変化し、車輪が振動する。それにより、車輪が振動したり、騒音が生じたりする。それに対して、液圧の脈動を抑制すれば、車体の振動を抑制したり、騒音を低減したりすることができる。
【０００７】
(１０)弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より小さくされたことを特徴とする電磁弁。
例えば、電磁弁の低圧側に制御対象装置が接続された場合には、シーティング弁部の開閉により制御対象装置の流体圧を増圧制御することが可能となり、その意味において電磁弁を増圧制御弁と称することができる。なお、電磁弁の高圧側に制御対象装置を接続して用いることも可能である。シート角を１１０°（０．６１π）より小さくすれば、制御開始時の弁子の移動速度を小さくすることができる。
(１１)前記シート角は、望ましくは、１０５°（０．５８π）以下７５°（０．４１π）以上の間の角度とすることができる。
特に、１００°（０．５５π）以下、９５°（０．５３π）以下、９０°（０．５π）以下、８５°（０．４７π）以下とすることが望ましく、８０°（０．４４π）以上、８５°以上、９０°以上、９５°以上とすることができる。シート角は、９０°以下（鋭角）としたり、９０°近傍としたりすることが望ましい。
(１２)弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より大きくされたことを特徴とする電磁弁。
例えば、電磁弁の高圧側に制御対象装置が接続された場合には、シーティング弁部の開閉により、制御対象装置の流体圧を減圧制御することが可能となり、その意味において電磁弁を減圧制御弁と称することができる。なお、電磁弁の低圧側に制御対象装置を接続して用いることもできる。シート角を１１０°より大きくすれば、制御終了時の弁子の移動速度を小さくすることができる。また、(10)項の電磁弁と、(12)項の電磁弁とのいずれか一方のシート角は１１０°とすることもできる。
(１３)前記シート角は、１１５°（０．６４π）以上１４０°（０．７８π）以下の間の角度とすることが望ましい。
特に、１２０°（０．６７π）以上、１２５°（０．６９π）以上、１３０°（０．７２π）以上とすることが望ましく、１３５°（０．７５π）以下、１３０°以下、１２５°以下とすることが望ましい。特に、１２０°から１２５°の間の角度とすることが望ましい。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本発明の一実施例である増圧制御弁、減圧制御弁の要部を概念的に示す断面図（一部断面図）である。
【図２】上記増圧制御弁、減圧制御弁を備えた液圧制御装置を含む液圧ブレーキシステムを示す図である。
【図３】上記増圧制御弁、減圧制御弁の断面図である。
【図４】上記液圧制御装置における液圧制御を概念的に示す図である。
【図５】従来の液圧ブレーキシステムにおけるブレーキシリンダ液圧の変化状態を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の一実施形態である液圧制御装置を備えた液圧ブレーキシステムについて図面に基づいて詳細に説明する。液圧制御装置には、本発明の一実施形態である減圧制御弁、増圧制御弁が含まれる。
本液圧ブレーキシステムにおいては、実際のブレーキシリンダ液圧が、要求制動トルクに基づいて決定される目標液圧に近づくように増圧制御弁、減圧制御弁の制御が行われる。要求制動トルクは、運転者のブレーキ操作部材の操作量等に基づいて決定される場合、車両の走行状態（例えば、スリップ状態）に基づいて決定される場合、先行車両、周辺物体との相対位置関係に基づいて決定される場合等がある。本液圧ブレーキシステムは、ハイブリッド車両に搭載したり、プラグインハイブリッド車両、電気自動車、燃料電池車両、内燃駆動車両に搭載したりすることができる。ハイブリッド車両、プラグインハイブリッド車両、電気自動車、燃料電池車両に搭載された場合において、回生協調制御が行われる場合には、回生制動トルクと液圧制動トルクとの和が要求制動トルクとなるように、液圧制動トルクの目標値が決定され、ブレーキシリンダの目標液圧が決定される。内燃駆動車両に搭載された場合には、回生協調制御が行われることはないため、回生制動トルクが考慮されることなく、要求制動トルクに応じたブレーキシリンダの目標液圧が決定される。
以下、液圧ブレーキシステムについて説明するが、ブレーキシリンダ、液圧ブレーキ、後述する種々の電磁弁等を、前後左右の車輪の位置に対応して区別する必要がある場合には、車輪位置を表す符号（ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲ）を付して記載し、代表して、あるいは、区別する必要がない場合には、符号を付さないで記載する。
【実施例】
【００１０】
液圧ブレーキシステムに含まれる液圧ブレーキ回路は、図２に示すように、左右前輪１０ＦＬ，１０ＦＲに設けられた液圧ブレーキ１２ＦＬ，１２ＦＲ、左右後輪１４ＲＬ，１４ＲＲに設けられた液圧ブレーキ１６ＲＬ，１６ＲＲ、動力液圧源３０，マニュアル液圧源としてのハイドロブースタ付きマスタシリンダ３２等を含む。
液圧ブレーキ１２ＦＬ，ＦＲ，１６ＲＬ，ＲＲは、それぞれ、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲを備え、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲの液圧により摩擦部材を車輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲとともに回転するブレーキ回転体に押し付けることにより、車輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲの回転を抑制するものである。
動力液圧源３０は、ポンプ４６およびポンプモータ４８を含むポンプ装置５０、アキュムレータ５２等を含む。ポンプ４６は、リザーバ（マスタリザーバ）５４の作動液を汲み上げて加圧するものであり、高圧側の液圧が設定圧以上になるとリリーフ弁５６を経て低圧側に戻される。ポンプ４６から吐出された作動液はアキュムレータ５２に加圧された状態で蓄えられるが、ポンプモータ４８は、アキュムレータ圧が設定範囲内にあるように制御される。リザーバ５４には、作動液が大気圧で蓄えられる。
【００１１】
ハイドロブースタ付きマスタシリンダ３２は、液圧ブースタ６０と、マスタシリンダ６２とを含む。
マスタシリンダ６２は、ハウジングと、そのハウジングに液密かつ摺動可能に嵌合された加圧ピストン６４とを含むものであり、加圧ピストン６４の前進に伴って前方の加圧室６６の液圧が増圧される。
液圧ブースタ６０は、ブレーキ操作力を倍力し、その倍力した大きさに応じた液圧を発生させる液圧調節部６８と、ブレーキ操作部材としてのブレーキペダル７０に連携させられたパワーピストン７２を含む入力部７４とを含む。パワーピストン７２の後方がブースタ室７６とされる。液圧調節部６８は、図示しないスプールバルブ、調圧室等を含み、動力液圧源３０，リザーバ５４が接続される。加圧ピストン６４の移動に伴うスプール(可動部）の移動により、調圧室にこれらが選択的に連通させられ、それにより、調圧室の液圧がブレーキ操作力に応じた大きさに調整される。この調圧室の作動液（液圧調節部６８によって調節された作動液）がブースタ室７６に供給され、それによって、パワーピストン７２に前進方向の力が加えられ、ブレーキ操作力が助勢される。
ブレーキペダル７０が踏み込まれると、パワーピストン７２，加圧ピストン６４が前進させられる。ブースタ室７６には、ブレーキ操作力に応じた大きさに調節された液圧が供給される。加圧ピストン６４は、ブレーキ操作力と助勢力（ブースタ室７６の液圧に応じた力）とによって前進させられ、加圧室６６に液圧が発生させられる。
【００１２】
また、動力液圧源３０，液圧ブースタ６０のブースタ室７６，マスタシリンダ６２の加圧室６６には、それぞれ、制御圧通路９０，ブースタ通路９２，マスタ通路９４が接続される。これら制御圧通路９０，ブースタ通路９２，マスタ通路９４は、共通通路１００に接続されるとともに、共通通路１００には、各車輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲに設けられたブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに接続された個別通路１０２ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲが接続される。
【００１３】
加圧室６６に接続されたマスタ通路９４には、ストロークシミュレータ装置１１０が設けられる。ストロークシミュレータ装置１１０は、ストロークシミュレータ１１２とシミュレータ制御弁１１４とを含む。シミュレータ制御弁１１４は、ソレノイドに電流が供給されない間閉状態にある常閉の電磁開閉弁である。
また、ブースタ通路９２，マスタ通路９４には、それぞれ、レギュレータ遮断弁１２０，マニュアル遮断弁１２２が設けられる。レギュレータ遮断弁１２０，マニュアル遮断弁１２２は、それぞれ、ソレノイドに電流が供給されない間開状態にある常開の電磁開閉弁である。
さらに、個別通路１０２ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲには、それぞれ、保持弁１２４ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲが設けられ、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲとリザーバ５４との間には、それぞれ、減圧弁１２６ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲが設けられる。保持弁１２４ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲは、ソレノイドに電流が供給されない場合に開状態にある常開の電磁開閉弁であり、減圧弁１２６ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲは、ソレノイドに電流が供給されない場合に閉状態にある常閉の電磁開閉弁である。
【００１４】
また、制御圧通路９０には、増圧リニア制御弁１３０が設けられ、共通通路１００とリザーバ５４との間には減圧リニア制御弁１３２が設けられる。これら増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２によって、動力液圧源３０の出力液圧を制御する出力液圧制御装置１３４が構成される。
増圧リニア制御弁１３０、減圧リニア制御弁１３２は、いずれも常閉の電磁開閉弁であり、増圧リニア制御弁１３０と減圧リニア制御弁１３２とで、おおよその構造は同じであるが、シーティング弁部の形状等が異なる。
先に、図３に基づいて、増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２の全体の概要を説明し、次に、図１（ａ），（ｂ）に基づいてシーティング弁部の形状について説明する。
【００１５】
図３に示すように、増圧リニア制御弁１３０、減圧リニア制御弁１３２は、いずれも、長手方向に延びたハウジング１３８と、シーティング弁部１４０（増圧シーティング弁部１４０ａ，減圧シーティング弁部１４０ｂ）と、ソレノイド１４２とを含む。
増圧リニア制御弁１３０において、ハウジング１３８は軸線Ｌａに沿って延びたものであり、ハウジング１３８の軸線Ｌａ方向に離間した部分に高圧側通路１５２ａと低圧側通路１５４ａとが形成されるとともに、これら高圧側通路１５２ａおよび低圧側通路１５４ａに対向する弁室１５５ａが形成される。
増圧シーティング弁部１４０ａは、(i)高圧側通路１５２ａの弁室１５５側の開口部に設けられた弁座１５６ａと、(ii)弁室１５５に配設され、弁座１５６ａに対して相対移動可能な弁子１５８ａと、(iii)弁子１５８ａを弁座１５６ａに着座させる向きに付勢力を加えるスプリング１６０とを含む。
また、増圧リニア制御弁１３０において、高圧側通路１５２ａに動力液圧源３０が接続され、低圧側通路１５６ａに共通通路１００、すなわち、ブレーキシリンダ４０（キャリパ）が接続される。そのため、増圧シーティング弁部１４０ａの前後の差圧に応じた差圧作用力Ｆｐが、弁子１５８ａを弁座１５６ａから離間させる向きに作用する。増圧シーティング弁部１４０ａの前後の差圧は、高圧側の液圧（高圧側通路１５２ａに接続された動力液圧源３０の液圧に対応するのが普通である）から低圧側の液圧（低圧側通路１５４ａに接続されたブレーキシリンダ４０の液圧に対応するのが普通である）を引いた大きさである。
ソレノイド１４２は、コイル１６４と、コイル１６４に電流が供給されることにより生じる電磁駆動力により作動可能なプランジャ１６６とを含む。コイル１６４に電流が供給されると、プランジャ１６６に電磁駆動力Ｆｄが作用し、弁子１５８ａに弁座１５６ａから離間させる向きの力が加えられる。
【００１６】
減圧リニア制御弁１３２において、ハウジング１３８は軸線Ｌｂに沿って延び、そのハウジング１３８に形成された高圧側通路１５２ｂに共通通路１００，すなわち、ブレーキシリンダ４０が接続され、低圧側通路１５４ｂにリザーバ５４が接続される。また、前後の差圧は、ブレーキシリンダ４０の液圧の液圧からリザーバ５４の液圧を引いた大きさであり、ほぼブレーキシリンダ４０の液圧に等しいと考えることができる。このブレーキシリンダ４０の液圧に応じた差圧作用力が、弁子１５８ｂを弁座１５６ｂから離間させる向きに作用する。
【００１７】
増圧リニア制御弁１３０は、ブレーキシリンダ４０の液圧を増圧する要求がある場合に作動させられ、減圧リニア制御弁１３２は、ブレーキシリンダ４０の液圧を減圧する要求がある場合に作動させられる。しかし、増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２の作動時に、ブレーキシリンダ４０に脈動が生じて制動力が変化すると、車輪が振動することがある。それにより、車輪が振動したり、騒音が発生させられたりする。
【００１８】
図５(a)、(b)に、増圧制御、減圧制御が行われた場合におけるブレーキシリンダ液圧の変化の状態を示す。実線は、脈動が生じないと仮定した場合のブレーキシリンダ液圧の変化を示し、破線、一点鎖線は、脈動が生じた場合のブレーキシリンダ液圧の変化を示す。
増圧リニア制御弁１３０において、増圧要求に応じて（増圧モードが設定されると）、コイル１６４への供給電流の制御により、増圧シーティング弁１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０への液圧の供給が開始される。増圧開始時には、増圧シーティング弁１４０ａの前後の液圧差、換言すれば、動力式液圧源３０の液圧とブレーキシリンダ４０液圧との差が比較的大きい。また、油撃がブレーキシリンダ４０に伝達され易い。そのため、図５(a)の一点鎖線が示すように、ブレーキシリンダ４０に大きな脈動が生じることがある。
それに対して、増圧要求がなくなると（例えば、増圧モードから保持モードに切り換えられると）、コイル１６４への供給電流の制御により、増圧シーティング弁部１４０ａが開状態から閉状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０への液圧の供給が停止させられる。ブレーキシリンダ４０は増圧シーティング弁１４０ａの低圧側に接続されているため、ブレーキシリンダ４０に油撃が伝達され難く、図５(a)の破線が示すように、ブレーキシリンダ４０において大きな脈動は生じ難い。
以上の事情から、増圧リニア制御弁１３０においては、増圧シーティング弁部１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられる場合に、弁子１５８ａがゆっくり移動する（弁子１５８ａと弁座１５６ａとの間の隙間である開口面積の増加速度が小さい）特性が要求される。
【００１９】
減圧リニア制御弁１３２において、減圧要求に応じて（減圧モードが設定されると）、減圧シーティング弁部１４０ｂが閉状態から開状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０からの液圧の流出が開始される。減圧シーティング弁部１４０ｂの高圧側にブレーキシリンダ４０が接続されているため、ブレーキシリンダ４０には油撃が伝達され難い。そのため、図５(b)の破線が示すように、大きな脈動は生じ難い。
それに対して、減圧要求がなくなり（例えば、減圧モードから保持モードに切り換えられ）、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換えられると、ブレーキシリンダ４０の液圧の流出が終了させられる。ブレーキシリンダ４０が高圧側に接続されているため、油撃がブレーキシリンダ４０に伝達され易い。そのため、図５(b)の一点鎖線が示すように、ブレーキシリンダ４０の液圧が増加した後に減少するのであり、大きな脈動が生じ易い。
以上の事情から、減圧リニア制御弁１３２においては、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換わる場合に、弁子１５８ｂがゆっくり移動する（開口面積の減少速度が小さい）特性が要求される。
【００２０】
そこで、本実施例においては、増圧リニア制御弁１３０について要求される特性と減圧リニア制御弁１３２について要求される特性とが得られるように、シーティング弁部１４０ａ，ｂが設計されるのであり、増圧シーティング弁部１３０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとが互いに異なる形状を成したものとされる。なお、増圧シーティング弁部１４０ａにおいて、構成要素、形状を表す物理量にはａを付し、減圧シーティング弁部１４０ｂにおいて、構成要素、形状を表す物理量にはｂを付して区別するが、これらを区別する必要がないにはａ，ｂを付さないで用いる。
【００２１】
図１(a)、(b)に示すように、増圧シーティング弁部１４０ａ，減圧シーティング弁部１４０ｂの各々において、弁座１５６ａ，ｂは概してすり鉢状を成したものであり、弁子１５８ａ，ｂは、その弁座１５６ａ，ｂに当接可能な球の一部を有する形状を成したものである（なお、図１(a)、(b)においては、便宜上、弁子１５８ａ，ｂを球状を成したものとして記載した）。
そして、増圧シーティング弁部１４０ａの弁座１５６ａのシート角φａが、減圧シーティング弁部１４０ｂの弁座１５６ｂのシート角φｂより小さくされる（φａ＜φｂ）。
シート角φとは、増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２の軸線Ｌａ，Ｌｂを含む断面において、弁座１５６ａ，ｂを表す一対の線（シート面Ｓａ，Ｓｂを表す線）の成す角度である。換言すれば、弁座１５６ａ，ｂは、頂部に開口部Ｈａ，ｂが形成された円錐面によって構成されるが、位相が１８０°（π）隔たった一対の母線Ｃａ，Ｃｂの成す角度がシート角φａ，φｂである。母線Ｃａ，Ｃｂは円錐の頂点（開口部Ｈａ，ｂが形成されるため、実際には存在しないため、仮想頂点Ｏａ，Ｏｂと称する）と弁座１５６ａ，ｂの周縁とを結ぶ直線である。
一方、シーティング弁部１４０ａ，ｂが開状態と閉状態との間で切り換えられる時には、弁子１５８ａ，ｂは弁座１５６ａ，ｂに沿って移動させられる。そして、シート角φが小さい場合は大きい場合より、傾斜角度θ（π／２−φ／２）が大きくなる。そして、傾斜角度θが大きい場合は小さい場合より、シート面Ｓと平行な、重力に起因して弁子１５８に作用する力Ｆが大きくなる。
上述の、重力に起因して、弁子１５８ａ，ｂに作用するシート面Ｓａ，ｂと平行な下向きの力Ｆａ，ｂは、それぞれ、式
Ｆａ＝ｍａ・ｇ・sin θａ＝ｍａ・ｇ・cos（φａ／２）
Ｆｂ＝ｍｂ・ｇ・sin θｂ＝ｍｂ・ｇ・cos（φｂ／２）
で表される大きさとなる。ｍａ，ｍｂは、それぞれ、弁子１５８ａ，ｂの質量である。上式において、sinθａ＞sinθｂとなるため、弁子１５０ａ，ｂの質量ｍａ，ｍｂがほぼ同じである場合に、増圧シーティング弁部１４０ａにおける方が、下向きの力が大きくなる（Ｆａ＞Ｆｂ）。
【００２２】
その結果、シート角φが小さく、傾斜角度θが大きい場合は、シート角φが大きく、傾斜角度θが小さい場合に比較して、同じ条件（例えば、差圧作用力Ｆｐ、スプリングの付勢力Ｆｓ、電磁駆動力Ｆｄが同じ）である場合において、弁子１５８は弁座１５６に沿って昇り難くなるため（斜面に沿って重力に起因して作用する力が抵抗になるため）、シーティング弁部１４０において閉状態から開状態に切り換えられる場合の、弁子１５８の移動速度が小さくなり、開口面積の増加速度が小さくなる。すなわち、増圧シーティング弁部１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられる際に、ゆっくり開くようにすることができるため、増圧開始時のブレーキシリンダ４０における脈動を抑制することができる。
また、シート角φが大きく、傾斜角度θが小さい場合は、シート角φが小さく、傾斜角度θが大きい場合に比較して、同じ条件である場合において、弁子１５８は弁座１５６に沿って下降し難くなるため（斜面に沿って重力に起因して作用する力である助勢力が小さくなるため）、シーティング弁部１４０において開状態から閉状態に切り換えられる場合の、弁子１５８の移動速度が小さくなり、開口面積の減少速度が小さくなる。すなわち、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換えられる際に、ゆっくり閉じるようにすることができるため、減圧終了時の脈動を抑制することができる。
なお、本実施例においては、増圧シーティング弁１４０ａの弁座１５６ａのシート角φａは、７５°から１１０°までの間の任意の角度とすることができ、減圧シーティング弁１４０ｂの弁座１５６ｂのシート角φｂは、１１０°から１４０°までの間の任意の角度とすることができる。
【００２３】
一方、増圧シーティング弁１４０ａにおける弁子１５８ａの半径Ｒａが、減圧シーティング弁部１４０ｂにおける弁子１５８ｂの半径Ｒｂより小さくされる（Ｒａ＜Ｒｂ）。弁子１５８ａ，ｂの半径Ｒａ，Ｒｂとは、弁子１５８ａ，ｂの形状で決まる半径Ｒａ，Ｒｂであり、弁子１５８ａ，ｂが一部を構成する球全体を想定した場合の、その球の半径である。
シール径Ｒｓａ，Ｒｓｂは、それぞれ、弁子１５８ａ，ｂの半径Ｒａ，Ｒｂとした場合に、式
Ｒｓａ＝Ｒａ・cos（φａ／２）
Ｒｓｂ＝Ｒｂ・cos（φｂ／２）
で表される。
上式において、cos（φａ／２）＞cos（φｂ／２）となるため、Ｒａ＜Ｒｂとすれば、増圧シーティング弁部１４０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとで、シール径Ｒｓａ，Ｒｓｂの差を小さくすることができる。
増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２において、差圧作用力Ｆｐは、前後の差圧ΔＰと、シール面（すなわち、シーティング弁部１４０の閉状態における弁子１５８の受圧面である）の面積Ａとを掛けた大きさ（Ｆｐ＝ΔＰ・Ａ）となる。また、シール径Ｒｓが小さい場合は大きい場合より、シール面の面積Ａが小さくなる。
そして、スプリング１６０の付勢力は、差圧作用力Ｆｐの最大値に基づいて設計されるのであり、差圧作用力Ｆｐの最大値が大きい場合は付勢力が大きいものとされる。この場合において、増圧シーティング弁部１４０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとで、シール面の面積Ａが異なり、差圧作用力Ｆｐの最大値が異なると、スプリング１６０について別個に設計する必要が生じる。また、付勢力を大きなものとすると、スプリング１６０を大きくする必要が生じる。
それに対して、弁座１５６のシート角φが小さい場合に大きい場合より弁子１５８の半径Ｒを小さいものとすれば、シート角φが小さい場合と大きい場合とで、シール径をほぼ同じとすることができる。その結果、増圧シーティング弁部１４０ａと減圧シーティング弁部１４０ｂとの各々において、スプリング１６０を別個に設計する必要性を低くすることができる。また、シール径が大きくなり、受圧面の面積が大きくなることに起因してスプリング１６０を大形にする必要性を低くすることができる。
【００２４】
前記共通通路１００には分離弁１９６が設けられ、２つに仕切られる。共通通路１００の一方の部分には、左右前輪１０ＦＬ，ＦＲに対応する個別通路１０２ＦＬ、ＦＲが接続されるとともにマスタ通路９４が接続され、他方の部分には、左右後輪１４ＲＬ、ＲＲに対応する個別通路１０２ＲＬ，ＲＲが接続されるとともにブースタ通路９２，制御圧通路９０が接続される。分離弁１９６は、ソレノイドに電流が供給されない場合に閉状態にある常閉の電磁開閉弁である。
【００２５】
液圧ブレーキシステムには図２に示すようにブレーキＥＣＵ２００が設けられる。ブレーキＥＣＵ２００は、実行部２０２、記憶部２０４、入出力部２０６等を含み、入出力部２０６には、ブレーキスイッチ２１８，ストロークセンサ２２０，レギュレータ圧センサ２２２，アキュムレータ圧センサ２２４，ブレーキシリンダ圧センサ２２６，車輪速度センサ２３０等が接続されるとともに、増圧リニア制御弁１３０、減圧リニア制御弁１３２のコイル１５０等が接続される。
ブレーキスイッチ２１８は、ブレーキペダル７０が操作されるとＯＦＦからＯＮになるスイッチである。ストロークセンサ２２０は、ブレーキペダル７０の操作ストローク（ＳＴＫ）を検出するものであり、レギュレータ圧センサ２２２は、ブースタ室７６の液圧を検出するものであり、アキュムレータ圧センサ２２４は、アキュムレータ５２に蓄えられている作動液の圧力（ＰＡＣＣ）を検出するものである。
ブレーキシリンダ圧センサ２２６は、ブレーキシリンダ４０の液圧（ＰＷＣ）を検出するものであり、共通通路１００に設けられる。保持弁１２４の開状態において、ブレーキシリンダ４０と共通通路１００とは連通させられるため、共通通路１００の液圧をブレーキシリンダ４０の液圧とすることができる。なお、ブレーキシリンダ圧センサ２２６は、増圧リニア制御弁１３０の低圧側、減圧リニア制御弁１３２の高圧側に設けられることになる。
車輪速度センサ２３０は、左右前輪１０ＦＬ，ＦＲ、左右後輪１４ＲＬ，ＲＲに対応してそれぞれ設けられ、それぞれ、車輪の回転速度を検出する。また、４輪の回転速度に基づいて車両の走行速度が取得される。
また、レギュレータ遮断弁１２０，マスタ遮断弁１２２，増圧リニア制御弁１３０，減圧リニア制御弁１３２、ポンプモータ４８等は、ブレーキＥＣＵ２００の指令に基づいて制御される。
【００２６】
以上のように構成された液圧ブレーキシステムにおける作動について説明する。
当該液圧ブレーキシステムが正常な場合には、レギュレータ遮断弁１２０，マスタ遮断弁１２２が閉状態とされ、保持弁１２４が開状態とされ、減圧弁１２６が閉状態とされた状態で、前後左右の４輪１０ＦＬ，ＦＲ，１４ＲＬ，ＲＲのブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲに、動力液圧源３０の液圧が出力液圧制御装置１３４によって制御されて供給される。ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲは共通通路１００に連通した状態にあるため、共通通路１００の液圧の制御により、ブレーキシリンダ４０ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ，ＲＲの液圧が共通に制御される。
要求制動トルク（要求液圧制動トルクと称することもできる）が、ストロークセンサ２２０，レギュレータ圧センサ２２２の検出値等に基づいて取得されたり（運転者が要求する制動トルク）、車両の走行状態に基づいて取得されたりする（トラクション制御、ビークルスタビリティ制御において必要な制動トルク）。そして、要求制動トルクが得られるようにブレーキシリンダ４０の目標液圧Ｐｒｅｆが決定される。また、目標液圧Ｐｒｅｆに基づいて、増圧しきい値Ｐａｔｈ、減圧しきい値Ｐｂｔｈが設定される。
【００２７】
図４に、ブレーキシリンダ液圧の制御の概要を示す。実際のブレーキシリンダ液圧（共通通路１００の液圧であり、ブレーキシリンダ液圧センサ２２６の検出値）が、増圧しきい値Ｐａｔｈより小さくなると増圧要求があるとされて増圧モードが設定され、増圧しきい値Ｐａｔｈを超えると増圧制御が終了して保持モードが設定される。また、実際のブレーキシリンダ液圧が減圧しきい値Ｐｂｔｈを超えると減圧モードが設定され、減圧しきい値Ｐｂｔｈより小さくなると減圧制御が終了して保持モードが設定される。図４は、制御の概要を概念的に説明するための図であるため、増圧しきい値、減圧しきい値の大きさ等は実際の場合とは異なる。
【００２８】
増圧モードが設定されると、増圧リニア制御弁１３０が作動させられる。コイル１６４に電流が供給されることにより、増圧シーティング弁１４０ａが閉状態から開状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０に動力液圧源３０の液圧の供給が開始される。この場合の弁子１５８ａがゆっくり移動するため、開口面積の増加速度が小さくなり、従来の増圧リニア制御弁を用いる場合に比較して、増圧開始時におけるブレーキシリンダ４０における脈動を小さくすることができる。
減圧モードが設定されると、減圧リニア制御弁１３２が作動させられるが、その後、実際のブレーキシリンダ液圧が減圧しきい値Ｐｂｔｈより小さくなると、減圧制御が終了して、保持モードに切り換えられる。コイル１６４への供給電流の制御により、減圧シーティング弁部１４０ｂが開状態から閉状態に切り換えられ、ブレーキシリンダ４０からの液圧の流出が阻止される。この場合には、弁子１５８ｂがゆっくり移動するため、開口面積の減少速度が小さくなり、従来の減圧リニア制御弁を用いる場合より、減圧終了時の脈動を小さくすることができる。
以上のように、ブレーキシリンダ液圧の脈動が抑制されるため、車体の振動を小さくしたり、騒音を軽減したりすることができる。また、ブレーキシリンダ液圧センサ２２６の検出値の変化が抑制されるため、制御ハンチングを抑制することもできる。
【００２９】
なお、増圧リニア制御弁、減圧リニア制御弁は常開弁であっても、同様に適用することができる。
また、液圧ブレーキ回路については上記実施例に限定されない。
さらに、車両のブレーキ装置に限らず、他の車載装置（例えば、車高調整装置、パワーステアリング装置）に適用することができる。また、車両に限らず、広く、工作機械、家庭用品等に適用することが可能となる。
その他、本発明は、上述に記載の態様の他、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した態様で実施することができる。
【符号の説明】
【００３０】
３０：動力液圧源 ４０：ブレーキシリンダ ５２：アキュムレータ １００：共通通路 １３０：増圧リニア制御弁 １３２：減圧リニア制御弁 １４０：シーティング弁部１４０ａ，ｂ １５６：弁座ａ，ｂ １５８：弁子ａ，ｂ １６０：スプリング ２００：ブレーキＥＣＵ
【特許請求の範囲】
【請求項１】
低圧源および高圧源と、
前記高圧源と制御対象装置との間に設けられた増圧制御弁と、
前記低圧源と前記制御対象装置と間に設けられた減圧制御弁と
を含み、それら増圧制御弁および減圧制御弁を制御することにより前記制御対象装置の液圧を制御する液圧制御装置であって、
前記増圧制御弁と前記減圧制御弁とが、それぞれ、少なくとも、弁座と、その弁座に対して相対移動可能な弁子とを備えたシーティング弁部を含み、前記増圧制御弁のシーティング弁部である増圧シーティング弁部と前記減圧制御弁のシーティング弁部である減圧シーティング弁部とが、互いに異なる形状を成したものであることを特徴とする液圧制御装置。
【請求項２】
前記増圧シーティング弁部の弁座のシート角が、前記減圧シーティング弁部の弁座のシート角より小さくされた請求項１に記載の液圧制御装置。
【請求項３】
前記増圧制御弁および減圧制御弁が、それぞれ、高圧側と低圧側との差圧に応じた差圧作用力が前記シーティング弁部に作用する姿勢で配設され、前記減圧制御弁の前記高圧側に前記制御対象装置が接続され、前記増圧制御弁の前記低圧側に前記制御対象装置が接続された請求項１または２に記載の液圧制御装置。
【請求項４】
前記制御対象装置が、車両の車輪の回転を抑制する液圧ブレーキのブレーキシリンダとされた請求項１ないし３のいずれか１つに記載の液圧制御装置。
【請求項５】
弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より小さくされたことを特徴とする増圧制御弁。
【請求項６】
前記シート角が、１００°以下８０°以上の間の角度とされた請求項５に記載の増圧制御弁。
【請求項７】
弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より大きくされたことを特徴とする減圧制御弁。
【請求項８】
前記シート角が、１１５°以上１３５°以下の間の角度とされた請求項７に記載の減圧制御弁。
【請求項１】
低圧源および高圧源と、
前記高圧源と制御対象装置との間に設けられた増圧制御弁と、
前記低圧源と前記制御対象装置と間に設けられた減圧制御弁と
を含み、それら増圧制御弁および減圧制御弁を制御することにより前記制御対象装置の液圧を制御する液圧制御装置であって、
前記増圧制御弁と前記減圧制御弁とが、それぞれ、少なくとも、弁座と、その弁座に対して相対移動可能な弁子とを備えたシーティング弁部を含み、前記増圧制御弁のシーティング弁部である増圧シーティング弁部と前記減圧制御弁のシーティング弁部である減圧シーティング弁部とが、互いに異なる形状を成したものであることを特徴とする液圧制御装置。
【請求項２】
前記増圧シーティング弁部の弁座のシート角が、前記減圧シーティング弁部の弁座のシート角より小さくされた請求項１に記載の液圧制御装置。
【請求項３】
前記増圧制御弁および減圧制御弁が、それぞれ、高圧側と低圧側との差圧に応じた差圧作用力が前記シーティング弁部に作用する姿勢で配設され、前記減圧制御弁の前記高圧側に前記制御対象装置が接続され、前記増圧制御弁の前記低圧側に前記制御対象装置が接続された請求項１または２に記載の液圧制御装置。
【請求項４】
前記制御対象装置が、車両の車輪の回転を抑制する液圧ブレーキのブレーキシリンダとされた請求項１ないし３のいずれか１つに記載の液圧制御装置。
【請求項５】
弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より小さくされたことを特徴とする増圧制御弁。
【請求項６】
前記シート角が、１００°以下８０°以上の間の角度とされた請求項５に記載の増圧制御弁。
【請求項７】
弁座と、その弁座に対して相対移動可能に設けられた弁子と、弁子と弁座との間に付勢力を付与するスプリングとを備えたシーティング弁部を含み、前記弁座のシート角が１１０°より大きくされたことを特徴とする減圧制御弁。
【請求項８】
前記シート角が、１１５°以上１３５°以下の間の角度とされた請求項７に記載の減圧制御弁。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【公開番号】特開２０１２−１６６７２７（Ｐ２０１２−１６６７２７Ａ）
【公開日】平成２４年９月６日（２０１２．９．６）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−３０３４４（Ｐ２０１１−３０３４４）
【出願日】平成２３年２月１６日（２０１１．２．１６）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年９月６日（２０１２．９．６）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年２月１６日（２０１１．２．１６）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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