用于机动车制动系统中的多级液压增压器(booster)是现有技术 中广为人知的。此种压力增压器，或制动压力增强机构，采用同心活 塞系统以便逐渐增强车轮制动分泵(wheel cylinder)的压力，形成可 与电力助动机动车制动系统中所形成的制动踏板感觉相比较的该种感 觉。此种现有技术压力增强机构在詹森(Jansson)的美国专利第 3010282号和库尼(Cooney)的美国专利第3425222、4976190、5048397 及5480222号中做了例示。所述这些参考件公开了一种自足的机构， 该机构沿着延伸于机动车的主缸与车轮制动分泵之间的液压流体管路 而安装。流体缸包括缸室和可滑动地布置于缸室中的活塞组件。活塞 组件包括第一活塞和内活塞，该内活塞同心地布置在第一活塞中，用 于在第一活塞之内伸缩地滑动移动。内活塞限定着经由内活塞而使流 体流通的流动通道。在内活塞的流动通道中布置了装有弹簧的止回阀。 压缩弹簧把活塞组件向着缸体的入口端偏压。
制动压力增强机构被来自主缸的流体压力启动。当机动车操作者 向制动踏板施力时，来自主缸的流体压力就被传递给制动压力增强机 构的入口端，使流体笔直流过内活塞的流动通道和止回阀而抵达车轮 制动分泵，而不会使压力有任何增强。当施加来自主缸的预定级别压 力时，第一活塞和内活塞就一起移动，或者“抬离”(lift off)而抵抗 弹簧的偏压压力，并让止回阀关闭。由于第一活塞与内活塞两者中每 一者的入口端的直径均大于它们各自出口端的直径，所述这种移动就 使流体压力逐渐增大。由于主缸中的压力增大，两个活塞就继续一起 移动，直到第一活塞被从缸体朝内延伸进缸室中的环形凸缘(annular ledge)堵住为止。然而，内活塞却不受此种抑制，依然在缸体中移动。
现有技术增强机构的缺陷之一，就在于活塞组件升高之前，活塞 组件上的压缩弹簧的偏压压力已把第一活塞推动成与第一末端壁相接 触了，而所述末端壁密封着邻近流体缸入口端的缸室，因此就局部地 阻挡流动通道并阻止流体流入内活塞的流动通道中。其结果是，在初 始制动期间，经过增强机构的流体压力可能是飘忽不定的而且是不可 预知的，即在升高之前，流体喷射着或以变动着的流量渗入流动通道 中，这依据小活塞(minor piston)的移动而定。飘忽不定且不可预知 的流体压力可能会影响制动感觉及制动性能。
现有技术制动系统的另一缺陷是，增强机构一般是增大整个制动 系统的流体压力，即每个车轮上的流体压力均被增大。其结果是，在 通往机动车后轮以便在制动情形下减小后轮制动压力并防止后轮被刹 住的流体管路，平常也需要装上减压阀。而减压阀加大了制动系统的 成本。
因此，就有机会提供一种液压制动压力增强机构及制动系统，该 系统所包括的增强机构，可促成流体经过增强机构而形成既平稳又受 控的流动特性，也使来自流体缸入口端的流体压力经过增强机构而更 为连贯稳定，而且提供一种改良的制动感觉及性能，尤其在初始制动 期间更是如此。

本发明提供一种液压制动压力增强机构，其类型为增强机动车制 动系统液压的。该机构包括在轴向上延伸于入口端与出口端之间的流 体缸。在流体缸中布置了活塞组件，以便调节流体在入口端与出口端 之间的流量。活塞组件包括第一活塞，该第一活塞具有邻近入口端的 第一前端。第一外环形壁从第一活塞的第一前端处延伸。所述机构的 特征在于：流体缸与第一外环形壁二者中的一者限定着一个孔口，该 孔口可让流体从流体缸的入口端流入活塞组件中。
本发明还提供一种机动车所用改良制动系统。该系统包括制动器、 主缸、液压流体管路，以及制动压力增强机构。主缸对制动流体施以 压力，并为制动器供应制动流体。液压流体管路从主缸处延伸，以便 把制动流体引向制动器。制动压力增强机构被并入液压流体管路中， 以便按指数规律(exponentially)放大从主缸去往制动器的制动流体 的压力。制动压力增强机构包括轴向延伸于入口端与出口端之间的流 体缸。在该缸中布置了活塞组件，用于调节入口端与出口端之间的流 体流量。活塞组件包括具有第一前端的第一活塞。第一外环形壁从第 一前端处延伸。所述系统的特征在于：流体缸与第一外环形壁二者中 的一者限定着一个孔口，该孔口可让流体从流体缸的入口端流入活塞 组件中。
业已发现，包括有一孔口在流体缸与第一外环形壁二者的一者中 的增强机构，会促进来自流体缸入口端的流体经过增强机构平稳而受 控的流动，也使经过增强机构的流体压力更为连贯稳定，而且提供一 种改良制动感觉及性能，尤其是在初始制动期间更是如此。
附图说明
当参照附图理解下文的详细说明时，也就容易理解本发明的其他 优点了，在这些附图中：
图1是机动车制动系统示意图，图中包括的横截剖视图，显示本 发明的液压制动压力增强机构，其与邻近主缸组件的液压流体管路相 连接；
图2的示意图，显示机动车制动系统，该系统包括本发明的液压 制动压力增强机构，该机构与从对分主缸组件(split master cylinder assembly)处延伸的液压流体管路相连接；
图3的横截剖视图，显示本发明的液压制动压力增强机构；
图4的侧视图，显示液压制动压力增强机构的阀构件；
图5是图3所示阀构件的端视图；
图6的局部横截剖视图，显示处于第一操作阶段的本制动压力增 强机构；
图7的局部横截剖视图，显示处于第二操作进行阶段的本制动压 力增强机构；
图8的局部横截剖视图，显示处于第三操作进行阶段的本制动压 力增强机构；
图9的局部横截剖视图，显示处于第四操作进行阶段的本制动压 力增强机构；
图10的侧视图，显示在第一操作进行阶段与流体缸第一末端壁毗 邻的第一活塞；
图11的透视图，显示包括了第一活塞及内活塞的活塞组件；
图12的曲线图，显示由相似的现有技术装置所产生的飘忽不定的 压力增强度；
图13的曲线图，显示由图1所示实施例的本发明所产生的平稳的 压力增强度；以及
图14的曲线图，显示在图1所示实施例的入口压力范围内入口压 力对出口压力的比率。

参看附图，其中，同样的附图标记表示多幅附图中同样的或对应 的部分，符合本发明的液压制动压力增强机构均标记为10。机动车所 用制动系统示意图显示于图1中。专业人员都会明白，增强机构10 还可在除了图1所示制动系统之外的其他类型制动系统中实行，例如 在图2所示那种包括对分主缸的制动系统中实行。制动系统包括踏板 12，其围绕着枢轴14枢转地连接着机动车16的一个部分。在制动踏 板12与机动车16支架部分之间延伸着拉伸弹簧18，该弹簧用于把制 动踏板12推向固定止动构件20。推杆22枢转地连接着制动踏板12， 并穿过机动车16的防火壁部分24而延伸。
在图1所示实施例中，主缸组件26在固定位置上连接着防火壁 24的发动机室一侧，该一侧与制动踏板12相反。主缸组件26包括流 体储罐(reservoir)28，该储罐布置在主缸30上方并与其流体通联。 主缸30对流体施加压力，并为机动车16的制动器11、13供应流体。 更具体地说，在主缸30中可滑动地布置了活塞32用于把流体推出主 缸30并推入相关的液压流体管路34中。液压流体管路34从主缸30 处延伸以便把流体引向制动器11、13。连接着制动踏板12的推杆22 向主缸组件26的活塞32延伸，从而当操作者向制动踏板12施压时， 主缸30中的活塞32就把流体推入液压流体管路34中。回位弹簧36 布置在主缸30中，用于在制动踏板12上的压力减小时把活塞32推向 主缸30中的未启动(unactuated)位置上。流体压力传感器38在主 缸组件26的下游通联着液压流体管路34，用于把信号传送给机动车 16的操作者可见的警告灯或测量仪(gauge)，以便在液压流体压力降 低到低于最小值时引起操作者警惕。液压流体管路34从主缸组件26 延伸到每个制动器11、13，更具体地说是延伸到机动车16四个车轮 处的制动器(brake actuator)。制动压力增强机构10连接着与主缸组 件26相邻接的液压流体管路34。
在如图2所示的另一实施例中，制动系统包括对分主缸组件126。 对分主缸组件126包括液压流体储罐128以及与液压流体储罐128流 体通联的对分主缸130。液压流体储罐128布置在对分主缸130上方。 第一对分缸活塞132与第二对分缸活塞138布置在对分主缸130之内， 并沿着纵向轴线131对齐。对分主缸组件126限定着对分主缸130之 内的第一缸室112，该缸室与第一对分缸活塞132相邻接并与第二对 分缸活塞138远离。对分主缸组件126还限定着对分主缸130之内的 第二缸室114，该缸室处于第一对分缸活塞132与第二对分缸活塞138 之间。第一压缩弹簧136布置在第一缸室112中，且第二压缩弹簧137 布置第二缸室114中，所述弹簧分别用于在制动踏板12上的压力减小 时，把第一与第二活塞132与138推向对分主缸130中的未启动位置 上。液压流体管路134和第二液压流体管路135分别与第一缸室112 和第二缸室114流体通联。第一缸室112大于第二缸室114，以便在 第一对分缸活塞132和第二对分缸活塞138被启动时，向液压流体管 路134供应更大的流体流量。连接着制动踏板12的推杆22向第二对 分缸活塞138延伸，从而当操作者向制动踏板12施压时，力就传递给 第二对分缸活塞138，这样又转而经过液压把力传递给第一对分缸活 塞132。第一与第二对分缸活塞132与138把流体分别推入液压流体 管路134与第二液压流体管路135中。当制动踏板12上的压力减小时， 第一与第二压缩弹簧136与137就伸展，因而把第一与第二对分缸活 塞132与138推向对分主缸130中的未启动位置上。流体压力传感器 38通联着液压流体管路134及第二液压流体管路135，用于在对分主 缸组件126下游把信号传送给机动车16的操作者可见的警告灯或测量 仪，因此而在液压流体压力降低到低于最小值时引起操作者警惕。液 压流体管路134从对分主缸130的第一缸室112延伸到制动压力增强 机构10，液压流体管路134从那里延伸到前制动器11，更具体地说是 延伸到机动车16前轮的制动器上。第二液压流体管路135从对分主缸 组件126的第二缸室114延伸到后制动器13，更具体地说是延伸到机 动车16后轮的制动器上。制动压力增强机构10连接着液压流体管路 134。因此，当力施加于制动踏板12时，对分主缸组件126推入第一 液压流体管路134中的流体，就比推入第二液压流体管路135中的更 多，这样就在第一液压流体管路134中产生更大的压力。
对于所述两种制动系统而言，第一液压流体管路134中的压力， 且对于包括对分主缸组件126在内的制动系统而言，第二液压流体管 路135中的压力，是随着施加到制动踏板12上的力而成线性函数增大 的。线性函数是由对分主缸组件126中的力的大小与液压流体管路134 及第二液压流体管路135出口压力的恒稳比率而下定义的，即，一条 带有恒定斜度(constant slope)的直线曲线。如图13所示，入口压力 刚一达到预定临界值，制动压力增强机构10就以指数函数方式放大液 压流体管路134中的压力。参看图14，指数函数是由对施加于制动踏 板12上的力，与来自制动压力增强机构10的出口压力的增大比率进 行测量而下定义的，即根据具有恒定增大斜度的曲线来下定义的。当 入口压力约为300磅的力时，由此形成对于前制动器11增大的压力， 此压力比起对于增强机构10的入口压力，大出5倍之多。同时，对于 包括对分主缸组件126在内的制动系统而言，施加于制动踏板12上的 力，与对于第二液压流体管路135的出口压力的比率，保持不变。
把对分主缸组件126与制动压力增强机构10在液压流体管路134 中结合起来，该增强机构10就能使前轮11的压力放大率达到5∶1。其 结果是，该压力放大率使得有充足的力提供给前轮而把机动车16停 住，而不用使来自对分主缸组件126以施加于后轮13的压力放大。因 此，在延伸到后制动器13的第二液压流体管路135中，就不需要减压 阀，因为对后制动器13的流体压力并未放大。在急刹车时，减压阀往 往都会起作用，以防止当压力达到某个临界值且同时第一液压流体管 路134的压力增大而足以迅速停下机动车16的情况下，由于第二液压 流体管路135的压力解除而使后制动器13锁定不动。然而，采用带有 对分主缸组件126的制动压力增强机构10，液压流体管路134的压力 充分增大就把机动车16迅速停住，而不把第二液压流体管路135的压 力增大成足以导致后制动器13被锁定不动的。因此，在第二液压流体 管路135中就不需要用减压阀了。消除了对减压阀的需求，本发明的 制动系统成本也就减低了。
图3中很清晰地显示了制动压力增强机构10，且该机构包括延伸 于入口端44与出口端46之间的铸铁流体缸40。缸室42被限定为在 纵向上穿过流体缸40。流体缸40包括第一末端壁116和第二末端壁 118，第一末端壁用于密封邻近缸室42入口端44的缸室42，而第二 末端壁用于密封邻近出口端46的缸室42。为了容易制造，缸室42最 好完全穿过流体缸40而延伸，使塞子48与第二塞子50分别布置在邻 近入口端44与出口端46处，以形成封住流体的密封，因而即使在压 力增大时也可防止流体从流体缸40中泄漏出来。塞子48及第二塞子 50与缸室42同轴，且这两个塞子的直径分别小于入口端44与出口端 46处的缸室42的直径，以便在入口端44与出口端46处密封缸室42。
在图3中均标记为52的活塞组件，沿着缸室42的轴线可滑动地 布置，用于调节入口端44与出口端46之间的流体流量。活塞组件52 回应邻接着缸室42入口端44的流体压力，以便在缸室42的出口端 46处使非线性的流体压力逐渐增强。如下文将要详细说明的那样，活 塞组件52以平稳过渡的方式增强入口压力，并把此种增强了的压力施 加于车轮上的制动器。更具体地说，当机动车16的操作者对制动踏板 12施加压力时，主缸30、130中的活塞32、132就被移动而在液压流 体管路34、134中产生流体压力。主缸活塞32、132所产生的流体压 力自然而然是线性的，其中，产生于液压流体管路34、134中的流体 压力直接与施加于制动踏板12上的压力量成比例。所以，当施加于制 动踏板12的压力增大时，液压流体管路34、134中的流体压力就以直 接成比例的方式增大。
参看图14，增强机构10中的活塞组件52把退出增强机构10的 压力以非线性的或者不成比例的比率加以放大，从而当液压流体管路 34、134中的流体压力增大时，产生于缸室42出口端46处的流体压 力就以非线性方式逐渐增大，超过缸室42入口端44处的流体压力。 其结果是，机动车16的操作者执行与被施加的制动踏板压力平稳相关 的制动动作。施加于制动踏板12的轻微压力不会使制动器11、13急 剧动作(to grab)，而施加于制动踏板12较大的压力则会使机动车16 迅速受控地停住。所以，机动车16的操作者能够更容易地控制机动车 16的刹车或使车轮锁定不动，且因此在紧急情况下更安全地操纵机动 车16。此外，制动减弱现象被可测量地消除了，且踏板行进不会增加 到过分位置(excessive point)。而且，机动车制动系统无论在发动机 运行或不运行的情况下均同样工作良好。
增强机构10的活塞组件52包括沿着缸室42的轴线可滑动地布置 的第一活塞54。第一活塞54包括邻接着缸室42入口端44的第一前 端54a以及邻接着缸室42出口端46的第一后端54b。第一外环形壁 100在第一前端54a处从第一活塞54延伸。更具体地说，第一活塞54 限定着缸外表面120，且第一外环形壁100在第一前端54a处同轴地 从缸外表面120延伸。
最好第一外环形壁100限定着孔口110，更好地是限定着多个孔 口110，以便让流体从流体缸40的入口端44流入活塞组件52中，更 具体地说是从缸室42流入所述活塞组件中。在一个最为推荐的实施例 中，多个孔口110沿着第一外环形壁100相等地形成间隔，以便让流 体均衡地流入活塞组件52中。要明白的是，流体缸40，更具体地说 是第一末端壁116，可以限定邻近入口端44的孔口110，以便让流体 围绕着第一外环形壁100流动并从缸室42的入口端44流入活塞组件 52中。当使用塞子48时，其也可以限定孔口110。同样的，第一末端 壁116和塞子48限定着邻接第一外环形壁100的多个孔口110。换言 之，当增强机构10处于未启动位置上时，第一活塞54，更具体地说 是第一外环形壁100，被偏压而抵靠着第一末端壁116。孔口110被限 定于塞子48中，或限定于第一末端壁116中，而所述末端壁邻接着与 第一外环形壁100相接触的一个点，以便当第一活塞54与第一末端壁 116相接触时，能使流体围绕着第一外环形壁100流动。孔口110促 成流体经过增强机构10而形成既平稳又受控的流动特性，且使来自流 体缸40入口端44而经过增强机构10的流体压力更为连贯稳定。其结 果是，操作者体验到改良的制动感觉及性能，尤其在初始制动期间更 是如此。
活塞组件52还包括同轴布置的内活塞56，其用于在第一活塞54 之内伸缩移动。内活塞56包括邻接着缸室42入口端44的第二前端 56a，以及邻接着缸室42出口端46的第二后端56b。所以，第一活塞 54和内活塞56在缸室42之内是同轴的，且适应于在缸室中自由滑动 移动。第一活塞54一般是管状的即带有薄壁的构件，其具有一系列内 台阶及外台阶，即其直径是可变的，由于随后将要说明的原因，该活 塞处于缸外表面120中。相似地，内活塞56包括至少一个外台阶即边 缘(rim)58，其原因随后再加以说明。
第一活塞54的第一前端54a形成包括净面积的环形第一前端面 积，缸室42中的流体压力可在该净面积上起作用而对第一活塞54单 独施加因而产生的力。第一活塞54的第一后端54b形成包括净环形面 积的环形第一后端面积，缸室42中的流体压力可在该净环形面积上起 作用而施加力，以便把第一活塞54推向缸室42的入口端44。同样的， 内活塞56形成在第一前端56a处完全是环形的第二前端面积以及在第 二后端56b处完全是环形的第二后端面积。
在缸室42中布置了偏压装置60，用于把活塞组件52轴向地推向 缸室42的入口端44。偏压装置60最好包括压缩弹簧，该弹簧的一个 末端坐落在第二塞子50的凹陷部中，且该弹簧穿过缸室42而轴向地 延伸到内活塞56。内活塞56包括伸缩地接纳着压缩偏压装置60基本 部分的凹陷部61，以便在运行期间支承偏压装置60。
流动通道62穿过活塞组件52轴向地延伸而使流体在流体缸40 的入口端44与出口端46之间流通，更具体地说是在缸室42中流通。 流动通道62被布置在中央而沿着缸室42的轴线穿过内活塞56，以便 让流体直接穿过缸室42而从入口端44流向出口端46。流动通道62 包括其理由将随后予以说明的底座表面64(seat surface)。
阀构件在图3中一般均标记为66。阀构件66布置在流动通道62 中，用于调节流经流动通道62的流体，以回应邻接着缸室42入口端 44的预定流体压力。由于这个原因，内活塞56的末端面积据说是完 全环形的，即当阀构件66关闭时，无论阀构件66是敞开还是关闭， 然而第一活塞54的末端面积总是环形的。阀构件66包括销子68，该 销子沿着缸室42的轴线而延伸并具有固定在第一末端壁116上的末 端，更具体地说，所述末端固定在塞子48上。销子68在中央穿过流 动通道62的一个部分以便与阀构件66相啮合。阀簧71把阀构件66 向着流动通道62的底座表面64推动即偏移。然而，当第一活塞54 及内活塞56处于图6所示位置上时，销子68使阀构件66保持在与流 动通道62中的底座表面64有间隔的位置上，以便让流体从中流过。
阀构件66具有截头圆锥体(frustoconical)密封部分72，且流动 通道62的底座表面64具有匹配形状的表面，以便与阀构件66的截头 圆锥体密封部分72匹配啮合而把以升高的压力流经通道62的流体密 封住，并防止流体泄漏。
如图4与图5极清晰显示的那样，阀构件66包括从截头圆锥体密 封部分72处轴向延伸的花键导向部分(splined guide portion)74。 导向部分74的花键的顶(crests)与内活塞56中的内壁76相啮合。 所以，导向部分74的花键就使阀构件66在流动通道62中受导而轴向 移动，同时又让流体在各个相邻的花键之间流动。这种受导的线性移 动防止阀构件66在流动通道62中颠覆或翘起。所以，导向部分74 就作为一种装置，起到了使截头圆锥体密封部分72与流动通道62中 的截头圆锥体底座表面64对齐的作用，以确保在运行期间使匹配对齐 完善，且因而保持最佳密封特性。筒状凹陷部78轴向延伸而穿过阀构 件66的一个末端，该末端与截头圆锥体密封部分72相反。阀簧71 被布置在阀构件66的凹陷部78中，并延伸到内活塞56的盘状壁82 上。阀簧71把阀构件66推向流动通道62的底座表面64。
阀构件66的截头圆锥体密封部分72及流动通道62的截头圆锥体 底座表面64都被布置成同样的圆锥角度，从而就达到完全面对面的接 触，以形成较好的密封能力。为了进一步提高密封能力，最好把一个 O形环84布置在流动通道62的截头圆锥体底座表面64上，邻接着该 表面的最小直径部分。相似地，最好把一个O形环86布置在阀构件 66的截头圆锥体密封部分74上，邻接着该部分的最大直径部分。然 而，要明白的是，为了防止流体从流动通道62中泄漏出来，O形环 84、86两个环当中，只有一个环是必需的。如图4极清晰显示的那样， 阀构件66的O形环86具有外周边范围(extent)，这一范围略微小于 花键导向部分74的齿根圆直径(root diameter)。这样就可让完全的、 不受限制的流体流经阀构件66。仅有O形环86的一个部分延伸到截 头圆锥体密封部分72之外，或从该部分向外延伸。相似地，仅有O 形环84的一个部分延伸到截头圆锥体底座表面64之外。在一个推荐 实施例中，当阀构件66与流动通道62的底座表面64啮合或配合时， 两个O形环84、86彼此都不相互接触，却与另外那个构件的相关截 头圆锥体表面相接触。延伸到其各自对应表面64、72之外而变平成为 两个表面64、72的O形环84、86的那些部分，被液压压在一起。O 形环84、86的变平现象，只有当底座64的截头圆锥体表面与密封部 分72的截头圆锥体表面相啮合时，才会发生。所以，不仅使密封部分 72与底座表面64之间形成面对面的接触，最好还设置双重O形环密 封，从而肯定性地形成流体密封，因而即使在压力极大的情况下，也 可防止流体泄漏。
当阀构件66关闭流动通道62时，第一活塞54和内活塞56还可 以在缸室42中同时移动，即完全协调地移动。当第一活塞54和内活 塞56完全协调地移动时，它们具有组合前端面积，包括第一活塞54 第一前端54a的完整环形面积。以上述另一方式，组合前端面积就等 于环形第一前端面积与同心环形第二前端面积的算术和。同样的，当 第一活塞54和内活塞56一起移动时，它们就形成一个由第一后端54b 的完整环形面积组成的组合后端面积。或者换句话说，组合后端面积 等于环形第一后端面积与第一后端面积的算术和。
参看图3，图中所示两个排气螺纹接管(air bleeding nipple)88 以螺纹穿入流体缸40中，并分别与缸室42的入口端44和出口端46 相通联。残存空气(trapped air)以常规方式经由螺纹接管88从机动 车制动系统中尤其是从增强机构10中排出。
在一个实施例中，流体缸40也包括布置在缸室42上方的流体箱 (fluid chamber)90。小通道92延伸于缸室42与流体箱90之间，用 于使流体在缸室与流体箱之间流通。盖子94设置在流体箱90上，并 用螺丝紧固在流体缸40上。闭锁螺钉(lockout screw)96以螺纹穿 入盖子94并向流体箱90中的通道92延伸。闭锁螺钉96包括鼻状部 分98，该部分适应于密封通道92并因此起到阀的作用而液压地把活 塞组件52锁在未启动位置上(见图6)。流体传送管99使流体在流体 箱90与主缸组件26的储罐28之间流通。所以，当流体箱90中的流 体增加而过度时，传送管99就把过度的流体送回给主缸组件26、126。 在另一实施例中，流体传送管99直接连接着通道92，且过度的流体 被从缸室42送回给主缸组件26、126。
现在参看图6至图9，来说明增强机构10实施例的操作情况。在 图6中，以放大横截剖视图所显示的增强机构10的缸室42及活塞组 件52，处于未启动的即低压力的位置上。只要当制动踏板12不起动 或仅仅轻微起动，第一活塞54和内活塞56都被布置在这一未启动位 置上，以便在缸室42的入口端44处产生多达每平方英寸约为200磅 的压力。在活塞组件52处于这一位置上时，销子68就把阀构件66 压成与流动通道62的底座表面64分离的或有间隔的状态，以便形成 一条使流体从缸室42的入口端44流向出口端46的路径。活塞组件 52一直保持在这一位置上，直到有充足的压力在液压流体管路34中 形成为止。直到活塞组件52被从这一未启动位置上移动为止，流体均 可自由地经由增强机构10而流向车轮制动分泵制动器，从而实现不使 压力增强或增加。
当液压流体管路34中的流体压力在主缸组件26处超过预定值例 如每平方英寸200至300磅时，作用于第一活塞54及内活塞56的流 体压力就开始克服偏压装置60的偏压压力，并因此而完全协调地顺着 轴向把第一活塞54及内活塞56推向缸室42的出口端46。如图7所 示，当第一活塞54和内活塞56在缸室42中已经移动了足够的距离， 销子68就与阀构件66分离，并让阀构件66的截头圆锥体密封部分 74坐靠在流动通道62的底座表面64上。当这种情况发生时，主缸组 件26、126与缸室42入口端44之间液压流体管路34、134中的流体， 就与在机动车16车轮处从制动器11、13出口端46而延伸的液压流体 管路34、134中的流体隔离或分离。当阀构件66把缸室42入口端44 与出口端46之间的流体一隔离开，就能实现压力强化或增强的现象。
更具体地说，第一活塞54的第一后端面积小于第一活塞54的前 端面积。由于流体压力与被施加压力的横截截面面积成反比例，当第 一活塞54在缸室42中移动时，在入口端44与出口端46之间就会发 生压力增强或强化现象。
第一活塞54的第一外环形壁100，具有环形凸缘101，该凸缘适 应于与从缸室42朝内径向延伸的对应环形凸缘102啮合。如图8所示， 第一活塞54向缸室42出口端46的移动，可导致第一凸缘101与缸凸 缘102相接触。当然，这样会防止第一活塞54向缸室42的出口端46 进一步移动。然而，内活塞56依然可以自由地在第一活塞54之内向 着出口端46移动。然而，操作者施加于制动踏板12上的压力，可能 并非施加恒定的压力，且增强机构10的入口端44与出口端46之间的 压力波动，可能会导致飘忽不定的压力放大，如图12所示现有技术的 紊流区出现的情况那样。为了抵消此种压力波动，第一活塞54依然自 由地在缸室42之内移动，并根据压力波动而进行调节，以便导致图 13所示平稳压力放大曲线的出现。
如图9所示，在缸室42入口端44处压力继续增大，把内活塞56 在缸室42中相对于第一活塞54轴向地推动。这样就导致压力进一步 增强，因为内活塞56的第二后端面积小于第二前端面积。然而要明白 的是，当第一活塞54和内活塞56在缸室42中移动时，它们往往会彼 此相对滑动。也就是说，第一活塞54与内活塞56会以交互的阶梯般 方式移动而产生平稳且渐进的压力强化。
内活塞56的外边缘58的轴向移动受到第一活塞54的第二内凸缘 104的限制。为了防止在第一活塞54与内活塞56之间以及边缘58与 第二凸缘104之间的间隙里发生压力阻塞，就要穿过第一活塞54的壁 设置至少一个孔口(port)106，以便让流体经过而流向流体箱90以 及从该流体箱流出来。所以，当第一活塞54与内活塞56相对于缸室 42而移动以及该两活塞自身彼此相对移动时，流体就持续地流向流体 箱90以及从该流体箱流出来。
业已发现，当第一前端面积与后端面积、第二前端面积与后端面 积以及组合前端面积与后端面积之间的比率保持为某种推荐范围时， 就能实现独特而渐进的压力放大。具体而言，已经确定的是，第一前 端面积与第一后端面积之间的比率最好为组合前端面积与组合后端面 积比率的60％到70％。还有，组合前端面积与组合后端面积之间的比 率，最好为第二前端面积与第二后端面积之间比率的80％到90％。
例如，为了实现独特的压力放大特性，可以把第一活塞54选择成 其前端面积与其后端面积之间比率为1∶1.5。也就是说，环形第一前端 面积比环形第一后端面积大1.5倍。所以，把第一活塞54的这种比率 应用到上述推荐范围，组合活塞的比率即第一活塞54与内活塞56一 起移动，最好在1∶2.5(60％)到1∶2.1(70％)之间。还有，内活塞 56的比率最好是其各个末端面积之间比率为1∶3.1(1∶2.5的80％)到 1∶2.3(1∶2.1的90％)。
当根据上述临界范围确定各个活塞比率时，就可实现平稳的压力 强化了。现在参看图12，其中显示的曲线图所表示的是一种典型的现 有技术压力增强机构，其使用两个伸缩活塞，但其比率超出本发明的 推荐范围。可以看出，从阀构件66关闭的那一点，该点最好约为150psi (磅/平方英尺)，至实质上更高压力，通常约为300至400psi，在缸 室42的入口端44处，有一紊流区存在。在此紊流区持续过程中，不 均匀又不规则的压力强化值产生于缸室42的出口端46处。这意味着 将会有不可预知的压力施加于制动车轮制动分泵上，且可能导致制动 不足或制动过度的情况。
然而，通过在上述范围选择活塞比率，就能为图3所示实施例实 现平稳而可预知的压力放大，其情况如图13所示。从图13所示曲线 图可清楚看出，所述推荐范围会完全消除紊流区现象，并提供规则的 压力放大，此种放大不会有产生制动过度或制动不足情况的趋势。所 以，本推荐范围产生较为安全的增强机构10。尤其是在图14中，显 示了使图3所示实施例中增大入口44处的压力时，入口44处压力与 出口46处压力之间的压力比率。
如图3所示，推荐实施例的增强机构10包括多个处于关键位置上 的(strategically located)滑移环108。滑移环108布置在第一活塞 54与缸室42之间以及第一活塞54与内活塞56之间。滑移环108是 以特氟纶制造的自润滑O形环类型密封件。之所以推荐用特氟纶，是 因为当它与流体接触时就会膨胀，使压力可渗透密封件得到完善，同 时还使流体薄膜沉淀在相关的行进活塞54或56的表面上而形成润滑。 还有，由于特氟纶有坚韧的耐磨损特性，所以推荐它。此外，在第一 活塞54与内活塞56之间布置了稳定密封件107，以防止受高压时流 体泄漏。稳定密封件107容纳于第一活塞54的直径之内，与滑移环 108邻接。
当制动踏板12上的压力释放或减退时，第一活塞54和内活塞56 顺着与上述顺序相反的顺序移动回到图6所示初始的未启动位置上。
由于缸室42出口端46处的压力比缸室42入口端44处的压力大 得多，多达5倍，所以，就把截头圆锥体密封部分72设置在阀构件 66上，以便使流动通道62的底座表面64得到较好密封。这些部件的 特殊形状，在操作的最大压力阶段可防止穿过流动通道62的流体泄 漏，以便达到最高的输出压力。
对于增强机构10的最佳操作，依赖于许多因素。第一个因素在上 文中提及，其中，流体缸40，尤其是第一末端壁116以及第一活塞54 这几个部件当中的一个，限定着孔口110，以便让流体流入活塞组件 52中。第二个因素就是要根据所述推荐范围，把第一活塞54与内活 塞56的相对比率固定，以便达到平稳的、逐渐过渡的压力强化。第三 个因素包括认真计算销子68的长度，以便精确地确定阀构件66隔离 流动通道62处的压力。第四个因素与第三个因素有关，并包括选择具 有弹簧常数的偏压装置60，所述弹簧常数经过计算，以便对活塞组件 52施加最佳阻力。第五个因素包括在主缸组件26、126中设置充分大 的储罐28、128，以便在第一活塞54和内活塞56在缸室42中移动的 同时，供应所需数量的流体。当这些因素中每个因素均最适宜地计算 好且在增强机构10中得以实施，就能取得较好的结果。
上面已用例示方式对本发明做了说明，且要明白，其中所用术语 是为了以普通话语予以说明，但并不带有限制的特性。
显然，就上述说明来看，可以对本发明做许多修改及变动。所以， 要明白，除了有专门的特定说明之外，本发明均可在随附权利要求的 范围内予以实施，这些权利要求中的附图标记仅仅是为了方便而采用， 并非以任何方式加以限制。