具体实施方式

图1a描述根据本发明的制动装置的基本实施方式，所述制动装置 具有：主制动缸HZE；压力供给单元DE，所述压力供给单元具有单冲 程活塞(3)；以及在一个或可选两个制动回路中的(多个)出口阀AV1、 AV3。制动回路II有利地配属于前桥。出口阀AV1是可选的，即不一 定必须设有所述出口阀。

制动装置由根据现有技术的主制动缸构成，所述主制动缸由主制动 缸单元HZE、具有复位弹簧1的浮动活塞SK、压力活塞DK或挺杆或 辅助活塞HiKo、液压操纵的行程模拟器WS构成，并且具有用于活塞 缸单元的功能的相应的控制阀HZV，所述控制阀例如在现有技术中描 述。

此外，下面的实施方式是可行的：

a)具有两个活塞的主制动缸，所述活塞呈具有所连接的行程模拟器的 浮动活塞SK和压力活塞DK的形式，所述行程模拟器能够经由阀阻断

b)具有用于行程模拟器操纵的辅助活塞HS和馈送阀和/或在故障情况 下的机械干预的3-活塞系统

c)具有带有馈送装置的辅助活塞HiKo和浮动活塞SK的双活塞系统。

在全部实施方式中，主制动缸单元HZE能够与压力供给单元DE 分离。这能够根据变型形式Var2经由隔离阀TV1和TV2或者在示出 的第二变型形式Var2中经由浮动活塞的供给的截止来进行。HZE的阀 布线引起在压力供给单元DE激活时不存在作用于踏板BP的不期望的 反作用，并且在失效恢复中(系统失效)将主制动缸单元HZE的容积 引导到车轮制动器RB1-4中。此外，为每个车轮制动器在与主制动缸 HZE的分别相关的工作腔A1或A2的液压连接装置中设置有切换阀 SV1-4。对于根据本发明的制动装置而言，主制动缸HZE的具体的设计 方案然而是不重要的。

制动系统具有四个切换阀SV1、SV2、SV3和SV4，经由所述切换 阀，压力供给装置DE和主制动缸HZE与车轮制动器RB1-4连接。切 换阀SV1-4优选地具有低的流动阻力并且适合于多路运行。附加地，制 动回路中的出口阀AV3设为用于在车轮制动器RB3中的与MUX无关的压力释放，所述出口阀设置在车轮制动器RB3和储备容器10之间的 液压连接装置中。优选地，出口阀AV3定位在制动回路的前轮制动器 RB3上，因为在所述车轮制动器中的压力在极端情况下必须快速地并且 没有大的延时地释放，因为显著的制动作用始于前桥。

压力供给单元DE由电动机M构成，所述电动机经由螺杆2驱动活 塞3，所述活塞使压力腔4中的容积压缩或者位移。压力供给单元的马 达M能够具有两个或三个传感器：a)角度感测器6，b)用于测量电动 机7的相电流的电流测量传感器以及c)需要时用于确定电动机M的线 圈温度的温度传感器8。

压力产生单元DE优选设置在阀组或HZE中。压力产生单元DE的 压力腔4借助止回阀5与储备容器10连接。在压力产生单元DE的出 口处设置有压力传感器9。制动回路II经由隔离阀TV2并且制动回路I 经由隔离阀TV1与压力供给单元DE连接。隔离阀TV1能够取消，其中在失效恢复中进行腔与压力供给单元DE的分离。这能够通过压力产 生单元DE经由浮动活塞SK的通气孔SL的压力馈送来进行。

为了在ABS和再生的情况下进行压力调制，由控制装置和其调节器 确定用于压力形成(下面称作为P_auf)和压力释放(下面称作为P_ab) 的必要的压力变化。压力产生单元DE负责压力调节，其中同时地或时 间错开地供给各个车轮/轮缸压力。对此，由电动机M经由例如活塞3 使用于压力变化的相应的容积沿两个方向位移。

在此，根据现有技术的压力变化能够通过借助切换阀的PMW的相 应的时间控制和DE的压力的压力控制而发生变化。然而，这需要借助 复杂的压力模型的非常精确的PWM方法。优选地，因此使用容积控制， 如其在上文中已经描述。对此，将分别参与压力形成或压力释放的车轮 制动器RB1-4的压力-容积特性曲线(p-V特性曲线，见图1a和2a)的 数据保存在调节器的存储器中。现在，如果由调节器实现用于压力变化 Δp的要求，那么为了在车轮处进行压力调节，容积差ΔV相应地由活 塞沿两个方向±ΔS调整。对此，进行一个或多个切换阀的打开，所述 切换阀在容积位移结束之后再次关闭。活塞3的位置，例如行程起点或 行程中间点、终点对于用于调节的ΔP容积控制是不重要的。在此，在 压力变化期间，能够使用随时间的控制，以便邻近压力变化结束时实施 过渡函数，例如用于降低压力波动和与此关联的噪声。

当两个或更多个车轮同时需要压力变化时，重要的是高的动力。本 发明对此提出，为了卸载马达动力，使用一个或两个附加的出口阀AV。 在容积控制时，在压力产生单元DE和车轮中的压力水平尤其也是重要 的。在此有益的是，在压力变化时的压力水平对应于要调节的车轮的初 始压力。借此，实现快速的和无噪声的压力调节。时间进程在图3、3a、3b和图4、4a、4b中示出。

作为压力产生单元DE也能够考虑具有单活塞、多级活塞、双冲程 活塞的所有泵，例如齿轮泵，所述泵能够实现精确的容积控制。

在图1a中，在上述功能下，压力产生单回路地直接经由在BK1中 的隔离阀TV1进行(Var2)或替选地经由在SK活塞的前侧上的通气孔 SL进行(Var.1)。在制动回路BK2中的压力供给经由隔离阀TV2进行。 在经由浮动活塞SK的前侧上的通气孔SL进行馈送时，可选地能够省 去隔离阀TV1，因为在系统失效时压力产生单元DE与主制动缸作用分 离，其中活塞SK移动并且将压力供给装置DE分离。对此替选地，如 虚线所示，压力供给单元DE能够经由TV1直接与BK1连接(Var2)。 因为在Var.1中SK活塞仅在失效恢复中移动，所以需要专门的诊断线 路，其中浮动活塞SK移动并且检查密封性。

图1b基于简化的压力容积特性曲线描述已知的压力控制，所述压 力容积特性曲线基于多路调节。根据要求的压差Δp，从特性曲线中读 出容积变化ΔV，所述容积变化通过调整压力产生单元DE的柱塞转换 成活塞3的行程变化Δs。这不仅适用于压力形成，而且也适用于压力 释放。

图1c示出在图1的基本实施方式中的压力调节的原则上的可行性。 系统本身具有压力调节的如下自由度：

·主要借助在全部车轮制动缸中的多路调节(借助压力容积控制的压 力调节)在全部制动回路BKI和BKII中的压力形成和压力释放同 时地或顺序地进行；

·经由打开的隔离阀TV1在制动回路I中压力形成和压力释放时的多 路调节以及经由出口阀AV3在制动回路II中的同时的压力释放；

·在用于车轮制动器RB1、RB2和RB4的制动回路I和II中压力形成 和压力释放时经由SV1、SV2、SV4的多路调节，以及在切换阀SV3 关闭时经由打开的出口阀AV3在车轮制动器RB3中的同时的压力释 放；

在BKI中经由切换阀SV1和SV2的压力释放p_ab主要经由压力容 积控制顺序地或同时地进行。对此，相应的切换阀SVi始终是打开的。 在不同的初始压力下的同时压力释放p_ab的情况下，可选地能够脱离多 路调节，其中切换阀SV1和SV2延时地打开，并且压力释放p_ab经由切 换阀SV2控制。隔离阀TV1在压力释放时持续打开。车轮制动器RB1 在该实施例中具有较高的压力，因此相关的切换阀SV1在切换阀SV2 之前打开。基于已知压差——在车轮制动器RB1和RB2中的车轮压力 以及压力产生单元DE中的压力是已知的——能够精确地计量时间控 制。当接近达到压力产生单元DE的压力时，那么打开切换阀SV2。随 后在两个车轮制动缸RB1和RB2中通过在切换阀SV1、SV2和TV1打 开时经由活塞3的控制同时地进行继续的压力释放。如果达到车轮的目 标压力，那么相应的切换阀SV1或SV2关闭。如果期望在车轮中的继 续的压力释放，那么随后能够在相应的车轮制动器中进行继续的压力释 放。

如已经描述的那样，为了系统简化优选放弃PWM控制，尤其也为 了噪声减少。

压力释放的示例性的时间变化曲线在图4至4b中描述。

图1d示出用于具有四个入口阀EV和四个出口阀AV的ABS的传 统的阀线路。如果所述阀线路例如在MUX时例如存在压差的情况下也 应以少量的AV用于MUX，那么除了所述压力之外必须考虑故障情况， 在非对称的行车道的情况下，压力产生单元和此外阀控制装置突然失 效，例如通过ECU，并且压力产生单元同时处于低的压力水平。在该 情况下，例如EV1为130bar，并且EV2为0bar。在压力产生单元失效 的情况下，这意味着，在EV1中阀衔铁的复位弹簧必须克服130bar打 开。为了能够实现这一点，阀的磁回路必须是相应大的，由此阀变得昂 贵。作为替选方案，能够使用释压阀，然而所述释压阀的成本同样是高 的。

在阀座的尺寸设计时，此外要考虑的是，所述阀座应是尽可能大的， 以便当制动压力应由压力产生单元快速形成时产生小的背压。背压直接 变为马达转矩、功率。

图1e示出切换阀SV的改变的通流。液压介质从制动回路或压力产 生单元经由衔铁腔朝向阀座流至轮缸。如果出现上述故障情况，那么车 轮压力打开切换阀。然而，磁力也必须克服130bar结束，但是这在阀 终止位置中小的衔铁气隙的情况下进行。因此必须仅略微增强切换阀SV的复位弹簧，以便切换阀在相应高的容积流下不“撕碎”。因为传统 的入口阀必须克服直至220bar关闭——在图1e中为130bar——那么在 磁体尺寸相同的情况下能够提高阀座面积，这意味着更小的背压或流动 阻力并且对于多路运行是有利的。在图1e中示出的阀线路因此对于根 据本发明的制动装置是有利的。

图1f示出根据本发明的入口阀EV的可能的设计方案和在制动回路 BK处的连接以及压力供给装置DV和车轮制动器RBi。

入口阀EV具有磁衔铁MA、磁性基体MGK以及励磁线圈ES。如 果磁阀EV被通电，那么磁力MK使衔铁MA从位置S_A0以差程S_A位 移到位置S_A2中。磁衔铁MA以相同的行程移动挺杆使得挺杆 贴靠在阀座VS上，并且封闭磁阀的出口Ea。衔铁MA在该处仍 具有与磁性基体MKG的剩余气隙S₀，所述剩余气隙设计用于，衔铁 MA在切断对阀EV的励磁线圈ES的通电时由于磁路的反复磁化损失 不附着在磁体壳体MGK上。复位弹簧RF在切断阀电流时使衔铁MA 向回移动到初始位置中。磁力F_M在此在气隙更小的情况下，即行程增 加，非线性地上升。复位弹簧F_RF的尺寸设计成，使得在初始位置S_A0中的磁力F_M大于弹簧力，以便确保阀的更可靠的关闭。弹簧力随着行 程S_A增加而上升，并且在终止位置S_A2中同样小于磁力FM。优选地， 使用线性弹簧，以便在电流给定的情况下在终止位置中的磁力FM明显 高于复位力，使得阀能够以小的电流被保持或者在车轮制动器和压力供 给装置之间的压差高的情况下确保可靠的关闭。即使在压差高的情况下 也确保保持，因为磁力在关闭的阀位置下强烈非线性地增大。但是复位 弹簧的尺寸也设计成，使得能够确保作为常开阀的功能并且阀始终可靠 地打开。

阀的出口E_a连接于车轮制动器RBi(RB1-RB4)，输入端E_i连接于 制动回路BKi或连接于压力供给单元DV(20)。通过这种连接，入口 阀EV能够通过复位弹簧RF和通过车轮制动器中的压力打开，这尤其 在制动装置的干扰情况或故障情况下(例如阀上的电压失效)是非常重 要的。此外，即使在制动回路中的压力高并且车轮制动器中的压力小的 情况下，仅在入口Ei和出口Ea之间的压差作用于挺杆阀上的 该压差在压力形成时是相对小的，然而在弹簧布置中必须考虑，以便当 容积由压力供给装置DV输送到车轮制动器中时，压差不引起阀在压力 形成时被压紧。具有大的开口横截面或低的流动损失的阀降低该效 果。

尤其在以车轮制动器中的预压力和实际压力之间的低的压差借助 压力容积控制或时间控制进行压力形成时，能够使用之前描述的具有大 的开口横截面的阀，因为调节精度是非常高的。这又具有如下优点，尤 其在快速的压力形成(TTL)时，仅出现低的流动损失，并且驱动马达 仅需要用于在最短的时间(TTL＝150ms)内的快速的压力形成的低的功率。

此外，由于有利构造的入口阀的低的流动损失，压力释放能够经由 入口阀快速地进行。经由入口阀EV的精确的压力释放能够通过压力供 给单元20的活塞运动的相应的控制进行。可选地，也可能的是，实施 具有上述阀线路的多路工作方式，或者借助经由制动回路中的出口阀 AV的压力释放控制，尤其用于具有低的容积预算的消耗器，如例如后 桥的车轮制动器。这就是说，组合也是可行的，多路工作方式结合新的 阀线路仅在两个车轮制动器(例如前桥)中使用，并且在两个另外的车 轮制动器上压力释放以传统方式进行。这意味着，两个车轮制动器/执 行器设有入口和出口阀(EV+AV)，并且两个车轮制动器/执行器仅设有 入口阀或切换阀EV。在该情况下，仅前桥的车轮制动器能够装配有根 据图1a和1b的根据本发明的新的阀线路，在后桥上使用标准布线/标 准阀。

图2a示出具有直至切换阀SV和压力感测器的连接管路的车轮/轮 缸的压力-容积特性曲线。其示出两个特性曲线。特性曲线P_aufa对应于 所谓的刚性的特性曲线，另一特性曲线P_auf明显需要更多容积。这例如 由于气隙或差的排气在极端情况下造成蒸汽泡。

这意味着，V_a的数值例如对于ΔP＝P₁-P₂等于V₁-V₂＝ΔV_a＝ΔS_a，并 且在V_auf＝Δ_p时等于V_1a-V_2a＝ΔV＝ΔS。用于p_auf和p_ab的所述特性曲线 例如在装配线末端控制时在控制装置的存储器中首次记录，不仅记录各 个车轮制动器的，而且在制动回路中记录p_auf和p_ab。在每次制动时， 特性曲线通过将压力P与容积V_(ΔS)进行比较来测量。如果出现较大的 偏差，那么在车辆静止时，特性曲线能够如在上述控制中那样记录或匹 配。此外，重要的是，数值能够在P_auf和P_ab之间波动。正常的是，V₀由于气隙在压力形成P_auf时是更大的，然而在压力释放P_ab时并非如此。 在消除气隙之后，特性曲线近似相等。

然而，在差的排气或蒸汽泡的情况下，特性曲线类似地以用于相 应的压力值的更大的容积表现。

为了调节，将p-V特性曲线用于压力形成p_auf和压力释放p_ab。

图2b描述在闭合的制动回路中用于压力调节的没有滞后的简化 的重要的压力-容积特性曲线或者在借助打开的出口阀AV压力释放后 的位移。从压力p1开始，经由压差Δp的理论分配从特性曲线中读出 需要的容积位移ΔV或活塞的行程变化Δs。这不同于并且取决于，在 一个或多个制动回路中压力是否改变。那么，活塞相应地位移。如果压 力经由一个或多个出口阀释放，那么在压力产生单元中出现容积损失。 对于在闭合的制动回路中的继续的压力释放或压力形成，通过检测压力 确定压力容积特性曲线的行程相关性。这在调节时需要用于容积预算的 控制，因为压力产生单元的工作腔仅具有有限的容积进而接近活塞的冲 程运动的终止，所述活塞在容积变化指令下会运动到止挡上。如果压力 产生单元的活塞在压力变化之后靠近止挡并且等待继续的压力升高，那 么活塞在切换阀SV关闭时暂时向回运动，以便从储备容器中抽吸容积。 在具有双冲程活塞的实施方案中(图5-6)，所述双冲程活塞向回运动或 者切换到回程运行。

图3示出多路调节的时间变化曲线，如其从WO2006/111393A1 或WO2010/091883A1中已知。所述系统称作为所谓的4通道多路复用 器，其中除了在同时压力释放的临界情况下(同时的p_ab)，顺序地完成 每个车轮通道(缸)的压力释放p_ab。在最差的情况下，这造成大的延 时，所述延时作为阀、马达的各响应时间和用于相应的压力释放p_ab的 时间的结果，意味着大的速度差或者还有滑转。这降低制动的稳定性并 且不利地延长制动行程。在切换阀、马达的响应时间和压力释放梯度方 面实施优化。然而，成本限制优化。然而在实践中极少确定对于全部通 道同时压力释放p_ab的情况。

在从WO 2006/111393 A1或WO 2010/091883 A1中已知的调节设 计中，另一限制在于用于压力释放p_ab的必要的优先权。只要需要压力 释放，那么不能够进行压力形成p_auf。因为通常用于压力形成p_auf的时 间在调节周期中大约为200ms并且每个调节周期进行两至三次小的 p_auf，分别以大约10ms的延时，这不被评估成临界的，但是作为用于4 通道多路复用器的小的亏损被记录。

根据本发明的制动装置连同其调节设计具有下述改进：

·在前桥引入附加的出口阀；

·用于控制和调节车轮制动器，例如VA、弯道制动的不同的控制方法 和策略

·压力形成p_auf连同同时的压力释放p_ab的可行性(在图5b和图5c中 描述)。

图3示出在传统的多路运行中在各个车轮制动器中关于时间的压 力变化曲线，其中车轮制动器中的压力随时间依次释放。V1和V2是前 轮制动器，H1和H2是后桥制动器。在X处发生用于同时的压力释放 p_ab的信号。切换阀SV的响应时间t_vSV大约为5ms。用于马达的响应 时间t_vM大约为10ms。在此一起考虑，压力产生单元的活塞首先对于 各个车轮的不同的压力水平在压力变化之前才必须在(1)处定位。随 后，以假定大约10ms的时间t_ab进行压力释放p_ab，其中在所述时间内， 压力以等于大约20bar的Δp释放。

切换阀的和马达的在图3中假定的响应时间假定用于客观比较也 用于图3a中的随时间的压力变化曲线的视图，这对应于根据本发明的 压力变化曲线。

在具有4个入口阀和4个出口阀的传统的ABS系统中，由ABS 调节器始终确定Δp，并且随后确定时间，在所述时间中出口阀应打开， 以便在车轮制动器中出现需要的压力释放。所述时间控制众所周知地带 有容差，这限制压力调节的精度。此外，在关闭出口阀AV时始终总是 出现压力波动，所述压力波动不利地造成噪声。

ABS调节器在此主要从车轮角加速度和部分地从车轮滑转中借助 修正因数：a)车轮惯性力矩、b)变速器切换级和c)制动衰减识别确 定需要的压差Δp。

与时间控制相反地，在传统的多路复用器中，如在图1和1a中所 示，使用压力供给装置的容积控制，其中对应于Δv＝Δp，其中这在评 估车轮的压力-容积特性曲线的情况下进行。借此，压力调节的精度明 显更高并且随时间的压力变化曲线能够接近压力释放结束时受到影响， 使得仅出现小的压力波动。

在图3中的V1处，在(X)t_vM之后，t_vM的相应时间和SV1的 tv起作用。在打开切换阀SV1之后，马达M能够在时间t_ab期间释放压 力。随后，SV1在(2)处再次关闭。然而，马达之前经由压力供给装 置的所述容积控制已经达到要求的压力水平。

之后，马达已经适应于前轮V2的压力释放p_ab，这随后也在打开 V2后由SV2进行。因此，以顺序V1-H2得出具有上述假定60ms的总 延时。这大致对应于大约15km/h的调节偏差Δv。

在图3a中示出用于根据本发明的调节设计的随时间的压力变化 曲线。在时间点(1)在前轮制动器V1中的压力释放p_ab对应于图3中 的(1)。在前轮制动器V2中，附加的出口阀AV用于压力释放p_ab。压 力释放p_ab几乎不延迟地在(11)处在上述的时间控制Δt期间进行，其 中在(12)处在SV2关闭之后出现压力波动。借此，前轮V1和V2的 调节几乎不延迟，所述前轮在高μ下与后轮相比明显更有助于制动力效 果。在V1的压力释放p_ab期间，马达在(13)处已经对在后轮H1中的 压力变化做好准备。这随后在(14)至(15)处通过借助于压力产生单 元DE的容积控制来进行。因为后轮H1、H2通常具有与V1或V2同 样较高的压力水平，所以同时的压力释放p_ab能够借助于容积控制进行。 作为对此的替选方案，在H2中在(16)处也能够进行到制动回路中的 时间控制的压力释放p_ab。对此的前提条件是，多路复用器将后轮H2 的车轮制动器中的压力水平置于低于在后轮H1中，其中借助于容积控 制进行压力释放。同样可行的是，后轮制动器H2中的压力释放经由时 间控制地打开相关的出口阀进行。

在图4、4a、4b中详细示出和描述前桥和后桥调节的变型形式。 与在图3中在(10)处以60ms并且在(17)处以25ms的传统的多路 工作方式相比，延时tv显示出明显的改进。这通过使用在V2和H2中 借助于出口阀或者说到制动回路中的时间控制的压力释放p_ab、在H1和H2中部分同时的p_ab和在H1中和在(13)处的优先权控制是可行的。

图4-4b示出在根据本发明的调节设计中具有前轮和后轮H1、H2、 V1和V2的不同的真实的压力水平和变型形式的压力变化曲线。

图4示出随时间的压力变化曲线V1至H2的不同阶段。在阶段 0-X中示出压力变化曲线，其中由于车轮制动器中的不同的压力水平不 能够进行同时的压力形成p_auf和压力释放p_ab，这是最常见的情况。与 此相应地，在此全多路运行也是有效的，即经由容积控制的精确的Δp 调节不仅对于压力形成p_auf而且对于压力释放p_ab是有效的。在压力形 成p_auf时，有时例如在20处在同时的压力形成要求时在H1和H2中进 行时间上错开的压力形成p_auf。然而，也能够进行部分同时的压力形成 p_auf。同样可行的是部分同时的压力释放，如这在图4b中示出。

在图4中的X处，用于同时的压力释放的信号p_ab在全部车轮制 动器中进行，这在没有延时的情况下实施。这两个变型形式A和B在 图4a和4b中被更准确地处理。

图4a示出又以V1和V2中的p_ab的初始点X开始的变型形式A， 如在图3a中描述的那样。在前轮V1中，压力释放p_ab借助于经由压力 产生单元DE的容积控制进行。对于后轮H2，在21处在时间dt＝f(dp) 期间进行受控的p_ab。当在H2-V1之间存在足够的压差Δp时，进行该所述压力释放。全部车轮的压力水平在根据本发明的调节设计中或也在 多路工作方式中是已知的，使得经由时间控制也达到在后轮H2中相对 精确的压力释放p_ab，涉及切换阀SVH2的打开。需要的打开时间Δt 也能够由于压力水平的变化由M1(MUX)灵活地匹配。后轮H1的压 力释放p_ab同样通过压力控制进行，从13处的准备开始并且随后通过在 22处打开相关的切换阀。

作为结果，得到相对小的tvmax，如在图3a中描述的那样。在 11处对于前轮V2进行时间控制的压力释放pab。在此也已知与储备容 器的压差进而精确的压力控制通过出口阀的时间控制的打开是可行的。

图4b示出用于后轮H1和H2处的部分同时压力释放的变型形式 B，从后轮H1与H2的相对小的压差开始。在此，在13处准备之后在 23处借助多路复用器，即借助于压力产生单元的容积控制进行压力释放 p_ab。在24处，后轮H2通过打开属于后轮H2的切换阀SVH2切换成压力释放p_ab。在25处，达到用于H2的受控的压力释放p_ab，因此切换 阀SVH2关闭。随后在26处，经由容积控制达到用于后轮H1的Δp， 因此在26处切换阀SVH1关闭。

两种方法能够实现短的延时。部分地，受控的压力释放p_ab产生 压力波动，所述压力波动但是仅在极端情况下在同时的压力释放p_ab中 出现。

总结地并且补充地具有如下特征：

·将每个车轮的压力在压力释放p_ab开始和结束时(图4、4a)保存在 存储器中；将这两个值用作为用于车轮的或随后的车轮的紧接的压 力变化的基准；

·将上一次的压力形成p_auf的压力保存在存储器中进而形成用于设定 压力产生单元DE的压力的基础作为随后的压力释放p_ab的准备；

·出口阀AV是受时间控制的，其中对此考虑与储备容器的压差；前桥 的车轮仅经由切换阀SV与制动回路连接，其中前桥的第二车轮配设 有朝向制动回路的切换阀SV和朝向储备容器的出口阀AV，使得在 多路复用器控制以低的压力水平控制前桥的车轮期间，后桥的用于 p_ab的切换阀SV受时间控制，其中后桥HA的切换阀SV的时间控制 t_ab评估压差Δp；

·除了压差之外，对于时间控制(以特定的时间打开阀)从压力-容积 特性曲线中评估相应的出口阀AV的Δp。多路复用器针对制动行程 中的行驶稳定性的优先权控制，例如前桥VA的车轮具有优先权，并 且在正的μ突变时借助最高的负的p_ab或正的加速度p_auf具有另外的 优先权，因为在此要调节的Δp最大；

·借助于压力产生单元和并行使用受时间控制地打开出口阀或切换阀 的每次容积控制的压力变化形成组合的多路调节器；

·在时间控制时，在压力输送时必须根据由调节器确定的压力变化Δp 考虑相应的容积。

图5描述根据本发明的具有压力调节装置的压力供给单元DE连 同主制动缸、主制动缸阀HZV、具有双冲程活塞的压力供给装置和(多 个)切换和出口阀的另一实施方式。

在此，主制动缸HZE与各一个制动回路BKI和BKII连接。对 于分离逻辑电路适用与在图1a中相同的内容。双冲程活塞3的前进冲 程腔4与制动回路BI经由隔离阀TV1连接并且与BKII经由隔离阀TV2 连接。返回冲程腔4a经由隔离阀TV2b与BKII连接并且经由HZE与BKI连接。传递优选经由浮动活塞SK执行。前腔4和返回冲程腔4a 能够经由切换阀ShV彼此液压连接。所述切换阀SvH能够实现两个腔 之间的短接并且尤其在前进冲程(向左)时用于减小活塞3的液压作用 的面积。DHK3的返回冲程腔4a经由切换阀PD1与储备容器10连接。两个腔4和4a此外分别经由止回阀与储备容器10连接。所述系统配置 提供如下自由度：

·借助在全部车轮制动缸中的多路调节(借助压力容积控制的压力调 节)同时地或顺序地经由隔离阀TV1、TV2和PD1以及车轮制动器 RB1-RB4的切换阀SV1-SV4在全部制动回路中的压力形成和压力释 放；

·经由出口阀AV3、ZAV在制动回路I中的压力形成和压力释放和在 制动回路II中的压力释放时的多路调节；

·经由双冲程活塞控制在同时的制动回路BKI中的压力释放和BKII 中的压力形成时的多路调节；

·经由双冲程活塞控制在同时的制动回路BKII中的压力释放和BK I 中的压力形成时的多路调节；

·在多路调节时经由AV3的任意时间的压力释放RB3。

图5a示意性地示出压力调节可行性的一部分，所述压力调节可行 性能够在时间上彼此并行地进行：

·在PD3阀打开的情况下经由借助于双冲程活塞3的返回冲程的压力 容积控制经由SV1、TV1在RB1中的受控的压力释放，或者替选地， 或经由基于制动回路I中的相电流测量的压力估算对压力释放的压 力控制；

·在PD3阀打开的情况下经由借助于双冲程活塞3的返回冲程的压力 容积控制经由SV2、TV1在RB2中的受控的压力释放，或者替选地， 或经由基于制动回路I中的相电流测量的压力估算对压力释放的压 力控制；

·借助出口阀AV3的时间控制经由AV3在RB3中的压力释放；

·借助切换阀SV4或PD1的时间控制借助于双冲程活塞3在RB4中 的压力释放，其中各另外的阀同样必须在所述时间是打开的，或者 替选地经由基于制动回路II中的压力测量的压力估算对压力释放的 压力控制。

在不同的初始压力下同时压力释放pab的情况下，可选地能够脱 离多路控制，其中延时地打开切换阀SV1和SV2。隔离阀TV1在此在 压力释放的情况下持续打开。因为在RB1中具有更高的压力，所以切 换阀SV1在切换阀SV2之前打开。基于对压差的了解(车轮压力RB1 和RB2和压力供给单元的前进冲程腔中的压力)能够精确地计量时间 控制。如果因为经由ZAV在车轮制动器RB4中的压力释放同时进行并 且TV2关闭，不能够精确地确定在压力供给单元DE的前进冲程腔中的 压力，那么前进冲程腔中的压力能够经由压力估算p/i从电动机的转矩 中使用。如果近似达到压力产生单元DE的压力，那么打开切换阀SV2。 随后在两个车轮制动缸中通过经由活塞3的控制在打开SV1、SV2和 TV1的情况下同时进行继续的压力释放。如果达到相应的车轮的目标压 力，那么关闭相应的阀SV1或SV2。如果期望在车轮中继续的压力释放， 那么仅能够在一个车轮制动器中进行继续的压力释放。

与多路运行中的压力释放控制并行地，在BKII中压力能够经由 AV3的时间控制释放。这能够随时间自由确定，因为在关闭SV3期间 不影响另外的车轮制动缸。车轮制动器RB4中的压力释放的随时间的 操控能够在BKI的压力释放的情况下在多路运行中自由选择。

图5b示例性地示出压力调节可能性的一部分，所述压力调节可能 性能够在时间上彼此并行地进行

·在PD1阀关闭的情况下经由借助于双冲程活塞3的返回冲程的压力 容积控制经由切换阀SV1和TV1在RB1中的受控的压力释放；

·在PD1阀关闭的情况下经由借助于双冲程活塞3的返回冲程的压力 容积控制经由切换阀SV2和TV1在RB2中的受控的压力释放；

·借助时间控制Δt经由出口阀AV3在RB3中的压力释放(在时间段 Δt期间AV3阀打开)；

·在PD1阀关闭的情况下提供借助于双冲程活塞的返回冲程的压力容 积控制经由隔离阀TV2b(ZAV)在RB4中的压力形成。

在车轮制动器RB4中同时压力形成和压力释放的情况下，压力形 成动力通过压力释放动力和有效的活塞面积和液压的压差确定。这应在 调节中考虑。如果达到车轮制动器RB4中的目标压力，那么关闭切换 阀SV4。如果BKI中的压力应继续释放，那么为了制动回路I中的继续 的压力释放打开PD1。

图5c示例性地示出压力调节可行性的一部分，所述压力调节可行 性能够在时间上彼此并行地进行：

·在PD1阀打开的情况下经由借助于双冲程活塞3的前进冲程的压力 容积控制经由切换阀SV1和TV1在RB1中的受控的压力形成；

·在PD1阀打开的情况下经由借助于双冲程活塞3的前进冲程的压力 容积控制经由切换阀SV2和TV1在RB2中的受控的压力形成；

·经由出口阀AV3借助出口阀AV3的时间控制在RB3中的压力释放；

·经由双冲程活塞3借助切换阀SV4或PD1阀的时间控制在RB4中 的压力释放。

对于一个制动回路中的压力释放p_ab和另一制动回路中的压力形 成p_auf的多个功能存在如下可行性，主制动缸HZE的浮动活塞SK移动。 为了防止，能够在BK1或BK2中设置有截止元件SE，所述截止元件 直接作用于SK上作为机械阻塞。截止元件也能够是HZV的组成部分。

借助所述压力调节系统能够实现在一个制动回路中的p_auf和在另 一制动回路中的p_ab的在图5b和5c中描述的功能，这与制动回路的压 力水平无关。

图5d示例性地示出在制动回路I和制动回路II中的压力释放， 所述压力释放在从高压进行压力释放时使用。在此，在隔离阀TV1和 TV2打开时实现如下内容：

·通过经由基于制动回路I中的相电流测量的压力估算对压力释放的 压力控制通过阀SV1和PD3的时间控制在RB1中的受控的压力形 成；

·通过经由基于制动回路I中的相电流测量的压力估算对压力释放的 压力控制通过阀SV2和PD3的时间控制在RB2中的受控的压力形 成；

·通过经由基于制动回路BKII中的压力感测器的压力测量对压力释 放的压力控制通过阀SV3和PD3的时间控制在RB3中的受控的压 力形成；

·通过经由基于制动回路BKII中的压力感测器的压力测量对压力释 放的压力控制通过阀SV4和PD3的时间控制在RB4中的受控的压 力形成；

对于车轮单独的压力释放，能够类似于在图5a中所示在时间上错 开地切换切换阀SV1-SV4。

经由PD1阀的压力释放的可行性未示出，所述可行性根据类似于 PD3阀的方法进行。压力释放能够由全部制动回路经由PD1阀进行。 压力释放也能够经由PD3和PD1阀进行。这类似于图5a，具有如下区 别：全部车轮制动器的压力经由压力供给单元释放进而在闭合的制动回 路中提供压力释放的优点，这尤其在完成制动过程之后(例如在ABS 运行之后)具有安全技术方面的优点。

图6描述具有双冲程活塞的系统的有利的双回路的实施方案。 THZ、DE的构造和用于借助MUX和AV的压力控制ABS的说明与图 5c相同。

与图5c相反地，压力供给在前进冲程中作用于制动回路II和浮 动活塞SK的后侧。所述浮动活塞将容积和压力传递到制动回路I中。 如果双冲程活塞3接近最终位置，那么所述双冲程活塞换向并且以以返 回冲程运行，并且作用于BKI。随后，经由返回冲程压力作用于浮动活 塞SK的前侧。所述浮动活塞将压力又传递到制动回路BKII上。SK活 塞始终如在当前的THZ中那样借助其密封件是有效的。

双冲程活塞3附加地具有旁通阀ShV，所述旁通阀基本上在三个 条件下切换：

a)在高压下，为了降低活塞力，也将前进冲程的容积引导到双冲程活 塞3的后侧上，以补偿压力；

b)在ABS调节，还有多路调节下，双冲程活塞3经由ShV阀切换到 单回路；

c)从高的压力水平开始的压力释放p_ab在两个制动回路BKI和BKII 中同时进行。

所述阀线路对于浮动活塞位置引起，复位弹簧1将浮动活塞SK 移动到右边的止挡上或者保持在中间位置中。压力感测器9测量BKII 中的压力，并且能够在用于调节和控制功能的“单回路”线路中评估两 个制动回路中的压力。

对于在BKI中的压力形成p_auf和BKII中的压力释放P_ab和反之的 特殊功能，有利的是，在BKII中在与THZ的连接装置中或在制动回 路BK1中使用截止元件SE，所述截止元件防止浮动活塞SK的移动。 截止阀SE也能够是HVZ的组成部分。

所述系统还含有如下附加的潜力，经由DHK活塞3并且与BKI 分离地经由阀TV2b和PD1释放BKII中的压力。

所述解决方案在再生时在用于两个桥上的不同的压力水平控制时 具有优点。那么，对此不必在SK上或在BKI中使用截止元件DE。

在图5-6中描述的所述功能除了经由(多个)出口阀的附加叠加 的时间控制，在比借助入口和出口阀的车轮单独的调节明显更小的耗费 的情况下，提供给根据本发明的多路系统具有高的调节动力和调节精度 的非常好的性能。