JPS6136047A

JPS6136047A - 減速度平衡型圧力制御弁

Info

Publication number: JPS6136047A
Application number: JP15785484A
Authority: JP
Inventors: Teruhisa Kono; 河野　輝久
Original assignee: Sumitomo Electric Industries Ltd
Current assignee: Sumitomo Electric Industries Ltd
Priority date: 1984-07-27
Filing date: 1984-07-27
Publication date: 1986-02-20
Also published as: US4688859A; GB2165014A; GB2165014B; GB8518918D0; DE3526891A1; DE3526891C2

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕この発明は、車輌の制動力配分を理想状態に近似させる
ため、制動時の車輌の発生減速度と、制動入力圧及びそ
の出力圧とを制動期間中宮に比較することにより出力圧
を制御するいわゆる減速度平衡型の圧力制御弁に関する
。

〔従来技術とその問題点〕

車輌の一定減速度到達時のブレーキ作動流体（以下これ
を略して作動流体と云う）を慣性弁によって封入し、こ
の封入圧で一定比率（減圧比）で入力圧の減圧が開始さ
れる作動流体圧（折点）を制御するいわゆる減速度感知
型圧力制御弁は、積載荷重に応じて位置の変わる荷台と
後輪車軸との変位量を検出して折点を変化させるいわゆ
るリンケージ型圧力制御弁と異なり、車体への装置場所
が制限されず、車輌組立工程での微調整も不要であり、
なお、かつ懸架装置の経時変化に伴う入・出力圧特性の
経時変化も少ないと云った利点を有する。しかし、一方
では、（１）制動開始後の極く早い時期１こ得られる封入圧（
こより全制動期間中の出力圧が決定されるため、急制動
時等に一端異常圧が封入されると、狂いの生じた出力圧
が制動終了特進維持される。

（２）積載荷重の変化に伴う封入圧の変化を大きな折点
の変化に増幅する必要があるので車輌の効力、作動流体
の昇圧速度、流体抗力、制御弁の製造誤差等の多数の変
動要因による封入圧の変化も増幅され、折点の変動誤差
が大きくなると云う問題点を有している。

そこで、本出願人は、前述の利点を生かした上での前記
（１１、（２１の問題解決策として作動流体の入力圧と
、その出力圧と、車輌の発生減速を慣性体に作用させる
ことによって得られる慣性力の３者を常をこバランスさ
せ、制動期間全域で望ましい出力圧を得る技術を特開昭
４７−＝３１０７０号によって提案した。

しかし、この制御弁は、作動流体圧がマスターシリンダ
からの液圧である場合、液圧の作用力と慣性力とを直接
バランスさせるには、かなり大きな慣性体を必要とする
。

ここで、先願例に類似する制御弁で、慣性体に作用する
慣性力を直接人・出力圧とバランスさせる代わりに減速
度を検出する慣性体を含む制御流体圧調整装置を設け、
慣性体の慣性力を作動流体とは別の制御流体圧とバラン
スさせることにより、減速度に比例した制御圧を発生さ
せ、この圧力を作動流体の入・出力圧と制動期間中宮に
比較して山王を制御するものが提案されている。例えば
、英国特許ＣＢ２０１０９９６Ａ、ＣＢ２０５１２７５
Ａ、ＣＢ２０８２７０５Ａ。

しかしながら、これ等の先行技術にも次のような問題が
ある。

即ち、空気圧源や真空圧源等の制御流体圧源から導入さ
れた一定圧の制御流体を調圧して減速度に比例した制御
圧を得る場合、非制動時に制御圧を零とし、制動開始と
共にその制御圧を減速度に比例して上昇させる必要があ
る。そこで、これ等の先行技術には制動流体圧調整装置
にパイアスカを作用させて制御圧を零に保つ手段が提案
されている。しかし、この方式では制動開始後慣性体に
作用する慣性力がパイアスカに打ち勝った後に制御流体
の調圧が開始されるので応答性又は慣性体寸法のいずれ
かが犠牲になり好ましくない。

例えば、ＧＢ２０１０９９６Ａの実施態様として制御流
体に真空圧を使ったものがあり、この例テハハイアス力
として２個のコイルスプリングの荷重と、非制動時（こ
大気圧と真空圧とを隔離している遮断弁の有効受圧面に
作用する制御流体の圧力差を利用している。ところが、
このような大きなパイアスカに対し直接慣性体の慣性力
を作用させると良好な応答性を確保するために非常に太
きな慣性体が要求され、制御弁が寸法面で非現実的なも
のとなる。

このため、慣性体を振子構造として慣性力を梃子比によ
り増幅させているが、それでも制御弁が大型となること
は避けられない。

一方、上述の問題に対する対策として、前記各先行例に
は、作動流体としてフルエアーブレーキシステムの制動
空気圧、フルパワーシステムの制動液圧を採用し、さら
に、制御流体にそれ等の流体圧を導入する、つまり作動
流体と制御流体を同一として非制動時の制御流体圧を零
（こ保つ案が示されている。しかし、制御流体圧を減速
度（こ比例した値に調圧しなければ−ならないので、こ
の案は制御圧が高くなり過ぎたときに一部を大気中に開
放するか又はタンクに環流させて低下させるオープンシ
ステムである必要がある。従って、現在主流をなしてい
る乗用車のブレーキシステム、即ち、踏力を真空倍力装
置で増幅し、その増幅力で作動させたマスターシリンダ
からの発生液圧をブレーキに伝達する閉回路方式のブレ
ーキシステムには採用できない。

また、前述の空気圧又は液圧であっても慣性力とバラン
スさせるには受圧面積が小さくても相当大きな慣性力を
要し、慣性体が大型化すると云う問題は解決されない。

さらに、ＧＢ２０８２７０５Ａに、作動流体と制御流体
が異なるときの制御流体として作動流体圧に比例する制
御流体圧を導入する例が示されている。具体的には、エ
アーパワードハイドローリツクブレーキシステムにおい
て、ハイドロ−リックアクチェータからの液圧を作動流
体とし、アクチェータに供給されるエアー圧を制御流体
として導入する方法と、エアーパワード又はバキューム
パワードダイレクトサーボを有するハイドロ−リックブ
レーキシステムにおいて、サーボブースタの制御室に生
じるペダル踏力（＝入力圧）に比例した空気圧又は真空
圧を制御流体として導入する方法である。ところが、こ
の場合は、サーボブースタの制御室で先ず踏力に比例し
た制御圧調整がなされ、しかる後、制御流体圧調整装置
で減速度ｌこ比例した制御圧ｌこ調整されるので、急制
動時の応答性、複数の機器を経由することでの信頼性に
問題がある。

この発明の目的は、か＼る先行技術の問題点を解消した
小型軽量で応答性、信頼性に優れる減速反平衡型圧力制
御弁を提供することにある。

〔問題点を解決するための手段〕

上記の目的達成のため、この発明では、ブレーキ作動流
体圧源とは別の第２圧力源に対し、慣性弁を介してつな
がる第１圧力室と慣性弁を介さずにつながる第２圧力室
とを設け、この２室の圧力差を制御流体圧調整装置によ
って減速度に比例する制御圧として調整し、その調整圧
を入・出力圧と比較するようにした圧力制御弁において
、第２圧力源から第１及び第２圧力室を経由する制御流
体の流路中に、通常、この流路の連通を遮断する遮断弁
を設け、ブレーキ作動流体圧が上昇した場合のみブレー
キ作動流体圧検出装置の作動１こよりこの遮断弁が開弁
するよう（こし、これにより制御流体圧調整装置の調整
作用が開始されるようｌこしたのである。

このような構成とすれば、非制動時にはブレーキ作動流
体圧検出装置が非作動となって前記遮断弁が閉弁状態と
なり、慣性弁を含む制御流体圧調整装置の調整作用が行
われないので、特別のパイアスカを加えなくても第１及
び第２圧力室内の圧力差は零となり、従ってパイアスカ
の小さくなった分慣性弁の小型化が図れる。

また、制動時には前記遮断弁が開弁じて第１及び第２圧
力室と制御流体圧源を連通状態（ごし、その２室の圧力
差が車重に比例する慣性弁の慣性力によって調整される
ため車重に応じた出方液圧が応答性良く設定される。

〔実施例〕

以下、添付図に基いてこの発明の詳細な説明する。

例示の制御弁は３例とも制御流体圧として真空圧を利用
したものであり、構成上類似点が多いので、先ず第１図
の制御弁を詳しく説明し、第２図及び第３図に示す制御
弁は相違点を説明するに止める。

さて、第１図の符号１は弁本体で、その中心部のボア内
には、液圧応動プランジャ２を有し、そのプランジャを
、折点セットスプリング３で開弁方向に付勢した周知の
減圧弁４が内蔵されている。

符号５はマスクシリンダ等のブレーキ作、動流体圧源（
こつながる入力路で、ここから導入された作動流体圧が
減圧弁４を介して出力ポートロに導かれる。

前記液圧応動プランジャ２の前方には、第１圧力室７と
第２圧力室８とを気密に区画するダイヤフラム式のパワ
ーピストン９が設けられ、このピストンの出力軸がプラ
ンジャ２の前端面に当接している。また、第１及び第２
圧力室７，８は、流路１ｏ、１ｉ、ｉｉ’を介して図示
しない真空圧源＋ｃ接続し、そのうちの第１圧力室に通
じる流路１０を慣性弁１２によって開閉するよう番こし
である。

なお、慣性弁１２は制御弁の小型化のために、水平面に
対して一定角度削土りに傾斜セットされる転動面１３上
を転動して一定減速度到達時に弁座１４との間の通路を
閉じる球形慣性体を備えるものを使っているが、この慣
性弁は振子式慣性体に作用する慣性力を梃子の原理を応
用して増幅し、その力で流路１０を開閉する通常の弁手
段を作動させるものであってもよい。また、転動面１３
の角度は水平面（こ対し削土りに限定されず、零又は微
少角度前下りでもよい。

前記弁本体１の上方部には、一端を作動流体圧の入力路
５に臨ませた受圧ピストン１６と、このピストンと行動
を共にする弁体１７及び固定弁座１８から成る遮断弁１
９と、弁体１７を閉弁方向に付ｌするスプリング２０か
ら成るブレーキ作動流体圧検出装置２１が設けられてお
り、この装置の遮断弁１９によって開閉される流路の一
端はプラグ２２に挿入された多孔質プラグによって形成
される大気取入口２３につながれ、他端は絞り２４を介
して第１圧力室７につながれている。

前記プランジャ２に減速度に比例した制御流体の差圧を
付加するこの発明の制御弁の制御流体圧調整装置は、前
記慣性弁１２と絞り２４とで構成される。即ち、第２圧
力室８は慣性弁を介さずに真空源に接続されているため
、常に真空源圧と同一の圧力となる。一方遮断弁１９の
開弁後第１圧力室７には絞り２４を通過して大気が導入
される。

このため、固定弁座１４の口元シール径に作用する第１
及び第２圧力室７．８間の差圧と慣性体１５に作用する
慣性力とが常にバランスし、第１及び第２圧力室７．８
間の差圧が減速度に比例した値に制御される。なお、絞
り２４の大きさは、真空源の排気速度、固定弁座１４の
口元シール径との兼合いによって決定される。

以上から成る第１実施例の制御弁は、非制動時は、慣性
弁１２が開弁し、一方、ブレーキ作動流体圧検出装置２
１の遮断弁１９が入力路５内の作動流体圧が零のため閉
弁しており、従って、折点セットスプリング３の力で一
方向に偏向させたパワーピストン９の両側には共に等し
い真空圧が作用し、左右の有効受圧面に加わる力が互い
に打ち消し合うため、ピストン９の出力が零に保たれる
。

一方、制動が開始されると、入力路５内の作動流体圧の
上昇により受圧ピストン１６が押されて遮断弁１９が開
弁し、大気取入口２３から絞り２４を通って第１圧力室
７内に大気が流れ込む。また、同時に減速度の発生によ
り慣性弁１２が閉弁方向に作動し、以後、第１圧力室７
と第２圧力室との差圧と慣性体１５に作用する慣性力の
バランスと、絞り２４による第１圧力室への大気流入速
度の真空源の排気速度との兼ね合いにより第１及び第２
圧力室７．８間の差圧が調整され、その差圧によるパワ
ーピストン９の出力が出力圧の制御圧として、液圧応動
プランジャ２に付加される。従って、制動を開始し、減
速度が上昇するとこの差圧による出力が増大し、液圧応
動プランジャー２が右方（こ移動し、減圧弁４が閉弁状
態となり減圧が開始される。この減圧状態における液圧
応動プランジャ２の左右方向の力の均合い式は、入力圧
をＰｆ　　、出力圧をＰｒとすると、Ｐ　ｆ　−Ａ十Ｆ　＝Ｐｒ　−Ｂ＋Ｐｖ　、Ａｖ　　−
（１）但し　Ａニブランジャ２の入力圧受圧面積Ｂ：　
　〃　　　　出力圧受圧面積Ｆニスプリング３の荷重Ｐｖ：第１及び第２圧力室７．８間の圧力差Ａｖ：パワーピストン９の受圧面積また、慣性体１５の釣合はＰｖｅＡｃ＝ｗαｃｏｓθ−ＷＳ１ｎθ　−（２）但し
　ＡＣ：慣性体１５の有効受圧面積Ｗ：：性体１５の重
量 θ：転転向面１３傾斜角 α：減速度の式で示される。

また車輌の制動液圧と減速度の関係よりＷ−α＝＝Ｐｆ
−Ｃ：ｆ＋Ｐｒ−Ｃｒ　−Ｆｏ　　−（３１但し　Ｗ：
車重Ｃ［：前輪ブレーキ定数Ｃｒ：後輪　　　〃ＦＯ：前後輪の立ち上り時圧力損失にそれぞれの輪のブ
レーキ定数を乗じた値の和上記式（１）　、　（２）　、　＋３１から圧力差Ｐｖ
、減速度αを消去するとこれより、式（４）で示される直線の傾き、即ち減圧比
には又、式（４１ニＰｆ＝Ｐｒ　＝Ｐｓを代入し、直線Ｐｆ
＝Ｐｒとの交点、即ち折点Ｐｓを求めると従って、式（６）で示される折点までは入力圧−出力圧
の関係が保たれ折点以後式（５）の減圧比により入力圧
が減圧して出力される。また式（６）に示されるＦｏ　
（ｏｓθ７Ｍの値は通常微少であるから、式（５）。

（６）より車重Ｗが増すと、折点のみならず減圧比まで
増加することになる。さらに折点出現時の減速度ａｓ　
　は式（３）でＰｓ＝Ｐｆ＝Ｐｒ　　と置き、式（６）
の値を代入すると −ｆ６１’ 従って、ＦｏＡ’Ｊ　は通常微少であるから、Ａ＝Ｂの
時、折点時減速度は車重（こよらずほぼ一定となるかＡ
）Ｂになるに従って車重が増加した時の折点減速度が大
となるので、一般的に実施例第１図に示す如（Ａ）Ｂと
したほうが理想制動力配分に対す・る近似性が良好とな
る。

また式（２）より例示の制御弁では非制動時に第１圧力
室７と第２圧力室８の圧力とが均衡するのでｐｖ−Ｑと
おくと、こ、のときの減速度は（ＩＩＪ）　＝　ｔａｎ
θであり、従って慣性弁１２の作動開始時の減速度α０
を今０．０５ｇとおくとθ＝２．８６°に設定すればよ
い。また、真空圧源の負圧力を５００　ｍｍＨｆ！（＝
　０．６５８　ＫＶｄ　）とするとＰｖの値は減速度１
．０ｙで最大となるのが望ましので（６）式にα＝ｌ、
Ｐｖ二０．６５８を代入して整理すると、Ｗ＝０．６９３ＡＣ−（７１となり、これかられかるように、Ａｃ　の寸法を小さく
とれば慣性体は小さくて済む。

なお、絞り２５は、例示の装置においては、制御流体圧
として使用した真空圧と減速度とがまずバランスジ、し
かる後真空圧とマスタシリンダからの液圧による入・出
力圧がバランスするが、このときの応答性が悪い（遅い
）とスパイク制動（急制動９時、出力圧が一時的に上昇
して後輪ロックを生じた後（こ減圧弁４の降圧作用（例
示のものはりツブシール２６の内径部に液圧応動プラン
ジャ２の弁頭部２７が嵌入することにより出力側回路の
体積を増加し、出方圧を降下させる）により正規の圧力
に制御される可能性があるので、その防止のために設け
である。即ち、減圧弁４への液圧の導入速度をこの絞り
で遅延させれば、出力圧の急激な上昇が回避されるので
、後輪ロックの懸念がな（なる。但し、絞り２５は望ま
しいものではあるが本願の必須要件ではない。

次に、第２図（こ示す第２実施例の制御弁は、ブレーキ
作動流体圧検出装置２１を真空源がら第２圧力室８につ
ながる流路１１′の開閉ｆこ使用した点及び第１圧力室
７に大気導入口２４を設け、第１圧力室を常に大気圧と
した点を除いて第１実施例の制御弁と変わるところがな
い。

この制御弁は、非制動時、第１及び第２圧力室７．８内
の圧力が大気圧となってバランスし、パワーピストン９
の出力が零になる。

また、制動が開始されると遮断弁１９が開弁し、慣性弁
１２が閉方向に作動して第１実施例と同様番こ第１及び
第２圧力室間の差圧力が減速度番こ比例して調整され、
その差圧６カによってパワーピストン９に生じた推力が
液圧応動プランジャ２に付加される。この制御弁も慣性
体１５の釣合式は（６）式と同一であり、第１実施例と
全く変わりのない出力液圧制御が行われる。

一方、第３図は、第１系統の減圧弁による出力圧に追従
して第２系統の入力圧を比例減圧する追従弁を備えた２
系統制動用圧力制御弁への適用例を示している。

即ち、この制御弁には、作動流体圧源につながる２系統
の入力路５．５′が設けられ、そのうちの一方の入力路
５から導入きれた作動流体圧はパワーピストン９の推力
を作用させた中空の液圧応動プランジャ２と、その他端
を離合させて流路を開閉するポペット弁２８から成る減
圧弁４によって調圧した後出カポ−トロに出力し、他方
の入力路５′から導入された作動流体圧は第２系統の入
力圧及び第１・第２系統の出力圧の作用面積Ｃ，Ｄを同
一面積とした液圧応動プランジャ２′を備える追従弁４
′で第１系統の出力圧に追従調圧して出力するようにし
である。そして、このように分離された２系統の流路の
一方即ち、入力路５に大気取入口２３と第１圧力室７と
の間の流路開閉用遮断弁１９を含むブレーキ作動流体圧
検出装置２１の受圧ピストン１６の一端を臨ませである
。

この制御弁では、２系統共矢陥がなければ制動中に液圧
応動プランジャ２に作用する入力圧にょる開弁方向の力
にスプリング３の荷重を加えた力と、プランジャ２に作
用する出力圧１こよる閉弁方向の力にパワーピストン９
の推力を加えた力がバランスする。また、折点後に減圧
弁４が作動して第１系統の出力圧が積載荷重に応じた減
圧比で減圧されると、第２系統の液圧応動プランジャ２
′はＣ−Ｄであるので入力圧の作用力は零であり、両端
に第１．第２系統の出力圧を等しく受けることになるの
で、第２系統の入力圧が第１系統の出力圧に追従して同
一の出力圧（こ減圧される。

一方、減圧弁４を内蔵した第１系統が失陥すると、正常
時に第１系統の出力圧を受けて液圧応動プランジャ２′
の弁頭部２９側と一体となって第２系統の液圧応動プラ
ンジャ２′を構成し、第２系統の入力と出力を結ぶバイ
パス路３０．３１をバイパスシール３２によって閉鎖し
ているバイパスピストン３３１こ作用する第１系統側の
出力圧−が零となるため、バイパスピストン３３が第１
系統側に移動し、バイパスシール３２によるバイパス路
の閉鎖が解放され、バイパス路３０．３１が連通して第
２系統は入力圧−出力圧の関係が保たれる。

なお、１．＞１２であるから、液圧応動プランジャ２′
の鍔部３４が本体に設けられた肩部３５に当接するので
第２系統の圧力が上昇しても再びバイパス路が閉鎖され
ることはない。

また、第２系統が失陥すると、式（５１ｆ６１　ｊこ示
すブレーキ定数が正常時の半分となるので（失陥側のブ
レーキが制動に寄与しないため〕折点、減圧比共正常時
より大巾に増加する。

なお、第１、第２圧力室の差圧は、第１圧力室７が慣性
弁１２を介して真空源に接続されるので、第１実施例同
様、減速度に比例した値になる。第１及び第２圧力室内
の圧力を非制動時に大気圧とする第２実施例の方式を採
用しても結果は同じである。

また、本実施例ではいずれも第２圧力源として真空圧源
を使用したが、エアー圧源や、パワーハイドロ−リック
圧源からの大気圧よりも大きい圧力を有する圧力源を用
いてそれを実施例１，２．３の大気取入口から導入し真
空源へのポート１１′を大気に開放しても向様の効果が
得られる。

〔効果〕

以上説明した通り、この発明の制御弁は、作動流体圧の
検出装置を設け、非制動時は、この装置により第２圧力
源から第１圧力室及び第２圧力室を経由する制御流体の
流路を遮断し、制御流体圧調整装置の制御圧を零に保つ
ようζこしたので、以下に列挙する利点と効果が得られ
る。

（１）制御流体圧調整装置の慣性体に作用するパイアス
カが小さいので、慣性弁を充分に小型化できる。

（２）制御流体圧が慣性弁に作用する慣性力に応じて調
整されるので、車重に応じた折点と減圧比が応答性良く
設定される。

（３）制御流体の制御圧をパワーピストンの推力として
直接減圧弁の液圧応動プランジャに付加するので、構造
が簡素化され、制御弁全体のより一層の小型化が図れる
と共に性能面での信頼性も向上する。

（４）制御流体圧をブレーキ作動流体圧源とは別の圧力
源から導入し、その導入圧を調整して制御圧を得ている
ので閉回路方式のブレーキシステムへの採用も可能にな
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は、この発明の液圧制御弁の一実施例を示す断面
図、第２図及び第３図はいずれも他の実施例を示す断面
図である。１・・・弁本体、２，２′・・・液圧応動プランジャ、
３・・・折点セットスプリング、４．４′・・°減圧弁
、５．５′・・・入力路、７・・・第１圧力室、８・・
・第２圧力室、９・・・パワーピストン、１０，１１．
１１’・・・流路、１２・・・慣性弁、１６・・・受圧
ピストン、１７・・・弁体、１８・・・固定弁座、１９
・・・遮断弁、２０・・・スプリング、２１・・・ブレ
ーキ作動流体圧検出装置、２３・・・大気取入口、２４
・・・絞り、２５・・・絞り、２６・・・リップシール
、２８・・・ポペット弁、３０゜３１・・・バイパス路
、３２・・・バイパスシール、３３・・・ノくイノマス
ピストン特許出願人　　　　　住友電気工業株式会社同　代理人
　　　　　　鎌　　１）　文　　二第１図第２図ｑｌ昭和６０年３月４日

Claims

【特許請求の範囲】

（１）ブレーキ作動流体圧源から導入される入力圧と、
ブレーキに供給される出力圧と、前記圧力源とは別の第
２の制御流体圧源から導入された制御流体圧を慣性弁を
含む制御流体圧調整装置によつて調整することにより得
られた減速度に比例する制御圧とを比較することにより
前記出力圧を制御するようにした圧力制御弁において、ブレーキ作動流体圧の検出装置を設け、この装置が作動
することにより、ブレーキ作動流体圧が上昇した場合に
のみ前記制御流体圧調整装置の調整作用が行なわれるよ
うにしたことを特徴とする減速度平衡型圧力制御弁。
（２）前記第２圧力源に対し前記慣性弁を介してつなが
る第１圧力室と、慣性弁を介さずにつながる第２圧力室
とを設け、この２室の圧力差を前記制御流体圧調整装置
によつて減速度に比例する制御圧として調整するように
した圧力制御弁において、第２圧力源から第１及び第２圧力室を経由する制御流体
の流路中に、通常この流路の連通を遮断する遮断弁を設
け、前記ブレーキ作動流体圧が上昇した場合のみブレー
キ作動流体圧検出装置の作動によりこの遮断弁が開弁す
るようし、これにより制御流体圧調整装置の調整作用が
開始されるようにしたことを特徴とする特許請求の範囲
第１項記載の減速度平衡型圧力制御弁。
（３）前記ブレーキ作動流体の検出装置が、一端にブレ
ーキ作動流体圧を受ける受圧ピストンを有し、この受圧
ピストンの変位によつて前記遮断弁が開弁されるように
したことを特徴とする特許請求の範囲第（２）項記載の
減速度平衡型圧力制御弁。
（４）前記第２圧力源を真空圧源として第２圧力室に直
接に連絡すると共に前記第１圧力室を大気取入口へ連絡
して、第１圧力室と大気取入口の間に前記遮断弁を配置
したことを特徴とする特許請求の範囲第（２）、第（３
）項記載の減速度平衡型圧力制御弁。
（５）前記第２圧力源を真空圧源として第２圧力室に連
絡し、この連通路の間に前記遮断弁を配置すると共に前
記第１圧力室を大気に直接連絡するようにしたことを特
徴とする特許請求の範囲第（２），第（３）項記載の減
速度平衡型圧力制御弁。
（６）前記第２圧力源を大気圧よりも高圧の流体圧源と
し、前記第２圧力室と連絡すると共にこの連通路の間に
前記遮断弁を配置すると共に、前記第１圧力室を大気圧
としたことを特徴とする特許請求の範囲第（２），第（
３）項記載の減速度平衡型圧力制御弁。
（７）前記第２圧力源を大気圧よりも高圧の流体圧源と
し前記第２圧力室と直接連絡すると共に、前記第１圧力
室を大気圧室又は大気開放口に連絡し、この連通路の間
に前記遮断弁を配置したことを特徴とする特許請求の範
囲第（２），第（３）項記載の減速度平衡型圧力制御弁
。
（８）前記ブレーキ作動流体圧源から２系統の作動流体
圧を導入し、そのうちの１系統の作動流体圧のみをブレ
ーキ作動流体圧検出装置によつて検出するようにしたこ
とを特徴とする特許請求の範囲第（１）乃至第（８）項
のいずれかに記載の減速度平衡型圧力制御弁。
（９）前記慣性弁が転動面上を転動する球形慣性体と、
それが当接する弁座とから成ることを特徴とする特許請
求の範囲第（１）乃至第（８）項のいずれかに記載の減
速度平衡型圧力制御弁。