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CN113696868B - 机动车制动装置和用于压力调节的方法 - Google Patents

机动车制动装置和用于压力调节的方法 Download PDF

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Abstract

本发明涉及机动车制动装置，具有：操纵装置；行程模拟器；第一活塞缸装置，其活塞将两个工作腔分离，每个工作腔经由至少一个液压连接管路与制动回路的至少一个车轮制动器连接；控制装置，每个制动回路配设有至少一个车轮制动器，为了压力形成和释放，每个车轮制动器可分别经由其配设的可控制的切换阀与其配设的连接管路连接；至少一个电动驱动的压力供给单元，借助压力供给单元可选地在一个或多个车轮制动器中的制动压力同时或依次形成或释放，其中仅唯一的车轮制动器配设有出口阀或每个制动回路的仅一个车轮制动器配设有出口阀，其设置在车轮制动器和压力介质储备容器之间的液压连接装置中，在出口阀和压力介质储备容器之间没有其他阀。

Description

机动车制动装置和用于压力调节的方法
本申请是申请日为2015年12月30日，申请号为201580077962.X，发明名称为“具有每个制动装置一个出口阀或每个制动回路一个出口阀的新型多路调节(MUX 2.0)的制动装置和用于压力调节的方法”的专利申请的分案申请。
技术领域
本发明涉及一种用于机动车的制动装置。
背景技术
从WO2006/111392A1和WO2010/091883A1已知制动装置，其中在ABS运行中同时地或以闭合的多路工作方式依次设定车轮制动器中的压力。这经由切换阀以及经由被驱动的活塞的位置调节的控制来进行，以在考虑每个单独的车轮制动器的压力容积特性曲线的情况下形成压力或释放压力。优选地，使用具有低的流动阻力的切换阀与车轮制动器连接。压力在此能够顺序地或同时地在一个或多个车轮制动器中改变。为了进行控制，使用压力传感器，所述压力传感器测量在活塞缸单元和车轮制动器之间的液压连接装置中的压力。
所述方法的优点是非常精确的压力调节，尤其是在低的摩擦系数和再生的情况下。此外，能够明显降低阀的耗费，因为替代每个车轮制动器各一个入口阀和各一个出口阀，仅需要一个切换阀。在从这两个文献中已知的制动装置中的缺点在于对电动机的高的要求。因此，所述电动机此外必须具有小的惯性以及用于换向运行的高的转矩。
从DE 10 2012 002 791 A1中已知一种车轮制动器，所述车轮制动器的具有主制动缸和隔离阀的基本构造在市场上作为MKC1(也参见DE 10 2013224313 A1)已知。多路运行在此构建成，使得不仅主制动缸而且压力供给单元分别经由隔离阀与制动回路连接。
所述装置的优点是模块化的构造和使用标准部件(主制动缸)，以及使用单独的压力供给单元。在所述装置中，在制动回路中不出现压差，因为压力供给单元经由隔离阀与制动回路连接，并且经由接入用于介质分离的活塞不出现压差。
然而，缺点是部件的高的耗费。因此，此外需要大量的阀、具有两个腔的耗费的主制动缸和模拟器。
在DE 102014117727中，将在DE 10 2012 002 791 A1中描述的制动系统用新型的压力供给单元补充，所述压力供给单元具有双冲程活塞，所述双冲程活塞以前进冲程和返回冲程运行，并且在前进冲程中具有与在返回冲程中不同的液压横截面，并且借助所述双冲程活塞受控的压力释放是可能的。
该实施方案的优点是通过压力产生单元的持续的输送，以及在具有入口阀和出口阀的传统的制动装置中通过使用更小的液压面积可使马达小型化。然而，由于对用于在调控运行中使用的马达转矩的高的动力要求，不能够利用小型化的优点，进而制动装置不能够有利地最小化。
此外，从现有技术中已知具有行程模拟器的不同的主制动缸实施方案，所述主制动缸实施方案构造成具有两个活塞或三个活塞以及一个行程模拟器。
主制动缸的有利的实施方案提出用于行程模拟器的相应的阀线路(在失效恢复中的关断、功能阀、在失效恢复中的馈送)以及用于在线控制动运行中将踏板脱耦的通向制动回路的隔离阀。在此，仅示例性地参照DE 10 2010 081463 A1和DE 10 2013 216477 A1。其他的制动系统从DE 10 2015 103859.5(具有两个活塞的多路复用器)、DE 102011102270(三个活塞)、DE 10 2013216477 A1(CAS，3活塞系统，辅助活塞、压杆活塞、浮动活塞，具有部分多路运行)和DE 102013224313中已知。
在本发明中描述的压力调节模块借助全部上述具有行程模拟器的线控制动主制动缸实施方案工作，并且下面因此不详细解释。主制动缸实施方案中的区别主要基于，关于踏板反作用的不同的顾客期望占据主导并且汽车供应商想要使用主制动缸中的标准部件，并且特定的实施方案需要一个或多个通向压力供给单元的隔离阀。
从DE10 2013 216477 A1中已知一种具有用于压力供给单元的阀线路和用于ABS的压力调节的三活塞THZ。在正常运行中，第二压力腔是无压力的，并且第三压力腔配属于SK活塞。所述SK活塞保持在其初始位置中。压力调节在具有多路复用器的HA回路中和在按照需要具有多路复用器或两个附加的出口阀的前桥回路中进行，所述出口阀在Pab功能中将压力介质经由附加的阀引导至储备容器中。在多路运行中的压力调节不经由从WO 2006/111392A1中已知的容积测量进行，而是经由所谓的车轮阀的PWM在借助于压力感测器的持续的压力测量下进行。
发明内容
本发明的目的是，提供一种具有高的调节质量和调节性能的低成本的制动装置。
本发明的目的借助一种制动装置来实现。本发明的有利的实施方案或设计方案在本文中得出。
根据本发明的制动装置的特征在于相对于具有多路调节的已知的制动装置的明显的改进，所述已知的制动装置构成为具有4个切换阀或具有用于ABS的入口和出口阀的8阀技术。根据本发明的制动装置能够有利地与线控制动-制动系统的不同的主制动缸设计组合通用地使用。
根据本发明的制动装置的特征在于高动力的多路运行并且能够实现大的性能提升和通过阀的最小化的数量造成的大的成本降低，其中有利地能够使用基于改型的入口阀的简单的切换阀。也仅需要少量的压力感测器/传感器。尤其有利的是，需要仅一个小的低成本的马达作为用于压力供给单元的驱动器。
通过本发明，有利地提供一种具有压力调节的压力调节模块，所述压力调节模块的特征在于高的压力调节质量、由于短的周期时间引起的高动力、具有有利的迎流的低流动的切换阀的特别简单的构造、以及对压力供给单元的马达的要求的降低和最小的流动阻力。
这借助一种紧凑地构造的制动装置来实现，所述制动装置关于新形的压力释放和压力形成调节设计通过在不同的运行模式，如例如再生、ABS、ESP、ASR中的压力容积控制以压力调节的高的调节质量的形式扩展了多路复用器的优点，调节设计借助少量的出口阀足以用于减少在暂时断开的制动回路中的循环时间。
提出的要求根据本发明通过如下方式满足，在闭合的和部分断开的制动回路中借助最小的阀数量和优选压力产生单元的有利的构造运行，所述压力产生单元具有压力产生单元的智能的构造，所述压力产生单元具有仅对一个工作腔限界的压力活塞或对两个工作腔限界的双冲程活塞。
根据本发明的制动装置基于如下基本思想：
-在ABS调节运行中在闭合的和部分断开的制动回路中以最小的容积损失进行压力调节；
-借助切换阀和仅一个出口阀在仅一个或两个制动回路中具有多自由度、高的调节质量和动力的压力形成和压力释放；
-利用压力供给单元中的双冲程活塞在闭合的制动回路中部分同时的压力形成和压力释放；
-压力供给单元的电动机的电流测量用于间接的压力测量并且尤其在两个制动回路中的压力形成和压力释放调节中使用；
-借助于经由压力感测器的压力测量经由压力供给单元和阀的更精确压力受控的压力释放，所述压力供给单元与储备容器连接(具有PD1、PD3阀的双冲程活塞)。
-压力供给单元在构成为双冲程活塞时的新型构造，其具有预填充效果、尤其在高压下压力形成时使用不同的液压面积；
-通过优选在闭合的制动回路中在多路运行中的调节最小化在断开的制动回路中的运行；
在根据本发明的制动设置中，当然不必实现全部前述思想，然而重要的是，仅最多为每制动回路设有一个出口阀和为每车轮制动器设有各一个切换阀用于压力形成和压力释放，由此有利地，需要的阀的数量小于八个，这在常规的ABS系统中是必要的。
根据本发明的制动装置此外具有新的智能的多路工作方式，所述多路工作方式提出在多个车轮制动器中经由一个或多个出口阀的时间控制的尽可能时间相同的压力释放，并且可选地也能够实现在不同的制动回路中的同时的压力释放和压力形成。
本发明基于如下基础，在具有低的动力要求和高的压力调整精度要求的正常运行中，尤其在正常的制动力增强、再生、低μ的ABS的情况下，在全部车轮制动器或车轮制动缸中，经由压力供给单元的活塞的行程控制在考虑(多个)压力-容积特性曲线的情况下同时地或顺序地形成和释放压力。在此，不使用切换阀的PWM控制或简化的阀线路。替代于此，配属于车轮制动器的切换阀在压力设定时始终在整个时间期间打开并且在达到期望的或预设的理论压力时关闭，以便保持车轮制动器中的制动压力。在具有高的动力要求的运行情形下，例如在高μ下的ABS、μ-Split(不同摩擦系数)、ESP和ASR的情况下，全部车轮制动缸中的压力原则上始终借助在多路运行中的压力容积控制，即同时地或顺序地形成。在此也不使用切换阀的PWM控制，而是在一部分车轮制动器中在多路运行中同时地或顺序地进行压力释放，而在一个或两个车轮制动器中经由分别配设的出口阀在储备容器中出现压力，其中相应的出口阀仅以预先确定的时间打开，以便在所述时间内在车轮制动器中的压力能够释放至理论压力。同样地，压力释放经由压力供给单元的工作腔并且从那里经由切换阀朝向储备容器进行。切换阀同样可受时间控制，使得在阀打开的预定的时间内，压力能够释放至理论压力。另外的车轮制动器中的压力释放能够同时经由借助于压力供给单元的活塞的容积控制进行。
在闭合的制动回路中在多路运行中的压力释放调节相对于现有技术如下扩展，在两个车轮制动器中同时压力释放的情况下，切换阀SV同时地或在时间上错开地打开，其中具有较高压力的那个车轮的切换阀提早打开。
在断开的制动回路中的压力释放优选经由出口阀的时间控制朝向储备容器进行。通过经由出口阀的压力释放，短时断开制动回路。
通过上述扩展，多路复用器或压力供给单元能够大程度卸荷，并且同时通过更短的循环时间提高调节质量。
因此，一个制动回路中的压力能够通过如下方式快速地释放：通过打开一个车轮制动器的出口阀释放压力并且同时借助于压力供给单元释放制动回路的另一车轮制动器中的压力。在不具有相应的出口阀的传统的多路复用器中，在制动回路的两个车轮制动器中的压力释放必须在时间上依次地进行，并且因此持续至少加倍长的时间。
当不仅出口阀而且两个配属于车轮制动器的切换阀在多路运行中打开时，出口阀也能够有利地用于在制动回路的两个车轮制动器中的压力释放。
优选地，在制动回路中使用仅一个出口阀，尤其用于简化在制动回路II中的调节。因此，出口阀(AV3，图1b)用于在一个或两个车轮制动缸中的压力释放。对于在两个车轮制动器中经由出口阀的释放，车轮制动缸与压力供给单元分离。同时，在制动回路BKI和BKII中的压力能够经由车轮制动器的压力容积控制同时地或顺序地形成或释放。所述自由度引起四个车轮制动器的压力调节的循环时间的明显减少，并且尤其在极端情况下，例如在变换的μ，尤其在高μ区域中，对调节质量(车轮速度不同于车辆速度)起到非常有利的影响并且引起更短的制动行程。此外，在制动回路中的容积损失最小化，因为在调节运行中仅损失非常小的容积。这对压力供给单元的容积的小的尺寸起到有利的影响。
当车轮制动器中的压力水平完全时，从现有技术中提出的全多路系统已知地具有同时的压力释放Pab的问题。在评估车轮/轮缸的压力-容积特性曲线的情况下大量使用用于压力控制的容积控制。然而，在尤其前桥的车轮/车轮制动器的压力释放pab时的时间损失应是尽可能小的。然而，通过已知的多路系统的切换时间，由于在多路运行中需要的切换时间出现明显的延缓。由于前桥(V)的高的制动力份额，所述前桥对于良好的调节是尤其高要求的，这意味着，车轮始终高动力地和几乎以接近滑转优化的最优的制动压力运行。根据本发明的制动装置尤其适合于所述要求，只要使用具有容积和时间控制的上述高动力的调节策略。
此外，在上述已知的制动装置中被视为(小的)缺点的是，当车轮延长压力释放pab时，不能够进行压力形成pauf。作为对全多路复用器的替选方案，提出部分多路系统，在所述部分多路系统中，一个BK设计成具有多路复用器并且第二BK设计成具有传统的EV和AV阀。
出口阀(AV阀)的主要缺点是压力控制的较差的压力控制精度、压力波动和噪声形成。在上述的调节策略中，主要使用安静的和受容积控制的多路运行。出口阀不持续地需要并且实际上很少使用。
这通过多路复用器具有用于前桥的第一优先权的优先权控制和附加地使用具有到储备容器中的未节流的回流的出口阀AV来实现。对于后桥，压力释放pab借助具有第二优先权的多路复用器进行。对此替选地，压力释放能够在后桥上借助切换阀的精确的时间控制进行，由此仅出现低的延时。
在整个调节期间，在压力释放开始时，储存全部车轮的压力，使得压力供给单元(DE)的多路控制能够立即切换到优化的控制电压。出口阀相对于现有技术的精确的时间控制由此是可行的，因为压差是已知的并且从压力-容积特性曲线中也能够确定容积进而确定用于出口阀或切换阀的时间控制的流量。补充地通过压力释放支持能够通过压力供给单元的相应的活塞控制降低临近压力变化结束时的压力波动。
所述方法的时间顺序随后在附图中详细地示出和阐述。
根据本发明，容积控制理解成，控制装置对用于相应的(多个)车轮制动器的当前的压力水平、压力-容积特性曲线以及目标理论压力进行评估，并且根据所述数据计算需要的输送容积，所述输送容积必须借助于压力供给单元提供。根据所述输送容积，随后确定压力供给单元的活塞的必要的调节行程。在压力供给单元的相应的阀线路和实施方案中可行的是，实现在一个制动回路中的压力形成Pauf和同时在另一制动回路中的压力释放pab。
由于磁回路的大的尺寸设计引起的对压差和流量横截面的要求，迄今多路运行需要的阀是更贵的。通过磁阀从制动回路到衔铁腔并且随后经由阀座至轮缸的相应的迎流，在根据本发明的制动装置中能够有利地使用低成本的标准磁阀。
为了支持调节，使用压力传感器用于一个制动回路中的压力确定。另一制动回路中的压力能够在通过隔离阀分离时经由已知的方法经由电动机的相电流测量间接确定。压力估算的精度在如下情况下附加地提高：温度传感器设置在驱动活塞的电动机中，因为转矩常量与温度成比例地改变。在已知主制动缸的横截面积、变速比的情况下，能够经由电动机的转矩和相电流之间的比例关系计算压力。
对于根据本发明的制动装置有利的是，使用双冲程活塞，借助所述双冲程活塞在多路运行中形成和释放压力。也有利的是，提供另一阀(TV2b或ZAV)用于至双冲程活塞的第二腔(图4a，图5)中的压力释放。尤其在双冲程活塞中，使用一个或多个释压阀(PD3，PD1，图5a-5d，图6)是有意义的，以便能够在闭合运行中尽可能地释放制动系统中的压力，并且在高压情况下能够低噪声地进行压力释放。这尤其在制动增力器运行中借助制动衰减和压力释放在ABS介入之后的静止状态中是值得期望的。
那么，压力释放经由活塞返回冲程、借助于通过压力感测器的压力测量的受压力调节的压力释放、经由压力供给单元和/或经由阀进行，所述阀将压力供给单元(双冲程活塞)与储备容器连接(即PD3，PD1)。为了调节两个制动回路中的压力释放，在制动回路BKII中使用压力感测器。如果压力单独地在制动回路I和II中释放，那么附加地使用基于相电流测量的电压估算。压力释放在此能够经由活塞的一个腔4或两个腔4和4a进行。
经由活塞返回冲程的压力释放在此在正常的制动增力器运行中进行直至接近闭锁压力的压力，经由PD3、PD1的压力释放在从高压进行压力释放时，尤其在制动衰减或ABS调节过程结束之后进行。
压力供给单元中的双冲程活塞能够构造成，使得在前进冲程和返回冲程中的液压面积是不同的。通过改变液压有效面，降低在高压下的转矩需要。同时，能够实现预填充效果，即通过在小的压力下更大的体积流能够实现非常快的制动或克服衬片间隙。
小的液压有效面通过如下方式变得有效：其中双冲程活塞在返回冲程中运行，或补充地在前进冲程中经由一个切换阀(ShV)或两个阀(TV2和TV2b)将双冲程活塞的前腔和后腔连接进而更小的液压面积在压力形成时起作用。如果双冲程活塞被拉回，那么经由打开释压阀PD1，两个制动回路中的压力能够释放到储备容器中。借此，在闭合的制动回路中低噪声的运行是可行的。通过智能控制，隔离阀的打开也能够在高的压差下(制动回路压力相对于双冲程活塞中的压力)通过如下方式支持：双冲程活塞在打开阀之前改变工作腔中的压力，并且能够实现在小的压差下打开。这能够实现隔离阀的小型化，尤其其针对高的通流和小的压差的设计。
那么，经由活塞返回冲程(PD1打开)，经由压力容积控制和需要时打开制动回路II中的出口阀进行压力释放以及经由TV2b(ZAV)进行压力释放。为了降低噪声，对于所述运行点能够以时间控制的方式受控地打开出口阀并且经由活塞影响压力释放，使得避免压力波动，并且实现到目标压力水平的柔和的起振。这尤其能够在经由ZAV进行压力释放时有效地使用。
在返回冲程中，在阀PD1关闭时仅能够形成压力，或容积从一个制动回路移动到另一制动回路中。所述压力形成优选仅在如下情况下使用：压力必须明显提升至高于正常的运行水平，如例如在制动衰减情况下＞120bar。
此外，在一个制动回路中能够在一个或两个车轮制动缸中释放压力，并且在另一制动回路中借助压力容积控制方法同时形成压力，如这在图5b中示出。压力的调节在此经由相应的匹配的压力容积特性曲线进行，所述压力容积特性曲线考虑操纵的车轮制动器的容积以及液压有效面。如果达到目标压力，那么相应相关的阀关闭，并且将仍起作用的车轮制动器的容积经由PD1释放。同时，经由出口阀释放压力是可行的。
在所述系统中，优选使用多路调节，即在制动回路闭合时经由压力容积特性曲线的压力控制(图2a-2b)。因此，在闭合的制动回路中，压力基于压力容积特性曲线形成和释放。这尤其在制动力增强、再生、在低频和压力幅值下的ABS运行中进行。在其他运行情况下，例如在ABS运行之后的受控的压力释放、在高频下同时的压力形成和压力释放的情况下，对出口阀的时间控制补充地，能够按需要以通过压力释放时的柱塞行程控制支持的方式受到影响压力(图6)。
在断开制动回路时压力释放之后，始终能够出现制动回路中的容积损失，进而出现压力产生单元的活塞位置中的行程变化。因此有意义的是，检测压力容积特性曲线的偏移Δs0(图2b)。这对于多路调节是不需要的，然而对于容积预算的调节和优化是需要的，以便避免活塞在调节过程中运动到止挡上。尤其在使用沿冲程方向具有有限容积的双冲程活塞的情况下，活塞的绝对位置的信息对于调节是重要的。
所提出的借助(多个)出口阀的控制和压力释放pab-时间控制明显卸载马达的动力。少量使用出口阀包含如下优点，ABS压力调制不需要断开制动回路，这使制动回路失效的概率变低，并且为自主行驶/制动带来特别的优点。
具有压力调节和不同实施方式的压力调节模块因此提供用于在不受限制和高的故障安全性的情况下的完美的压力调节的标准构件。因此，传统的多路复用器的缺点，如例如由于顺序的车轮条件造成长的循环时间、不能够同时压力形成和压力释放、对电动机的动力的高要求，能够被消除，并且提供以最小的阀耗费近似完美调节的基础。根据压力供给单元的选择(单冲程活塞或双冲程活塞)，不同的自由度是可能的。单冲程活塞具有低的软件复杂性的优点，双冲程活塞提供全部自由度和马达小型化潜力。此外，与压力供给单元的选择无关地，大幅降低对用于多路调节的换向运行的马达转矩需求的要求并且能够明显减小电动机的结构尺寸和降低成本。
在系统布局方面的另一改进有利地通过将压力供给单元的容积经由通气孔馈送到浮动活塞的前侧中得出。由此，此外在成本降低的同时有利地提高安全性。在所述系统布局中，能够放弃隔离阀TV1，因为压力供给单元在系统失效时经由活塞的运动分离。这提供成本优势(少量的阀)并且降低在压力供给单元和第一制动回路(BK1)之间的流动阻力。
附图说明
附图示出：
图1a示出根据本发明的制动装置的可能的第一实施方式，所述制动装置具有主制动缸和压力供给装置，所述压力供给装置具有在一个或两个制动回路中的(多个)出口阀；
图1b示出简化的压力容积特性曲线的示例；
图1c示出图1a的基本系统中的压力调节可能性；
图1d示出现有技术的调节系统中的具有AV/EV的阀线路；
图1e示出具有在制动回路中的出口阀和切换阀的新的调节的有利的阀线路；
图1f示出制动回路中的根据本发明的入口阀；
图2a示出闭合的制动回路中的压力容积控制(AV，ZAV关闭)；
图2b示出用于车轮制动器1和车轮制动器2的压力容积特性曲线和由于断开制动回路造成的偏移；
图3示出以顺序的次序的传统的多路调节；
图3a示出在压力释放时具有AV阀的多路调节的周期缩短；
图3b示出在压力释放时经由出口阀的时间控制；
图4示出具有4个车轮制动器的示例性的调节的时间变化曲线；
图4a示出具有4个车轮制动器的示例性的调节的时间变化曲线；
图4b示出具有4个车轮制动器的示例性的调节的时间变化曲线；
图5示出具有双冲程活塞(DHK)的有利的制动系统构造；
图5a示出在具有DHK和出口阀的根据本发明的多路运行中的压力调节；
图5b示出在多路运行中在DHK返回冲程和出口阀中同时的压力释放和压力形成调节；
图5c示出在多路运行中在DHK前进冲程和出口阀中同时的压力释放和压力形成调节；
图5d示出在闭合回路中的两个制动回路中经由压力产生单元和PD3阀的受调的或受控的压力释放；
图6示出有利的双回路的实施方案中的双冲程活塞系统。
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Pauf)和压力释放(下面称作为Pab)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1a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pab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pab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pab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SA0以差程SA位移到位置SA2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FM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FRF的尺寸设计成，使得在初始位置SA0中的磁力FM大于弹簧力，以便确保阀的更可靠的关闭。弹簧力随着行程SA增加而上升，并且在终止位置SA2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Ea连接于车轮制动器RBi(RB1-RB4)，输入端Ei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Paufa对应于所谓的刚性的特性曲线，另一特性曲线Pauf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，Va的数值例如对于ΔP＝P1-P2等于V1-V2＝ΔVa＝ΔSa，并且在Vauf＝Δp时等于V1a-V2a＝ΔV＝ΔS。用于pauf和pab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pauf和pab。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Pauf和Pab之间波动。正常的是，V0由于气隙在压力形成Pauf时是更大的，然而在压力释放Pab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pauf和压力释放pab。
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pab)，顺序地完成每个车轮通道(缸)的压力释放pab。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pab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pab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pab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pauf。因为通常用于压力形成pauf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pauf，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pauf连同同时的压力释放pab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pab的信号。切换阀SV的响应时间tvSV大约为5ms。用于马达的响应时间tvM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tab进行压力释放pab，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)tvM之后，tvM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tab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pab，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pab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pab。压力释放pab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pab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pab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pab。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pab、在H1和H2中部分同时的pab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pauf和压力释放pab，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pauf而且对于压力释放pab是有效的。在压力形成pauf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pauf。然而，也能够进行部分同时的压力形成pauf。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pab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pab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pab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pab。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pab，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pab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pab。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pab。在25处，达到用于H2的受控的压力释放pab，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pab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pab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pab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pauf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pab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pab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tab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pab或正的加速度pauf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pab和另一制动回路中的压力形成pauf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pauf和在另一制动回路中的pab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pab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pauf和BKII中的压力释放Pab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。

Claims (44)

1.一种用于机动车的制动装置，具有：
-操纵装置(BP)，
-行程模拟器(WS)，用于产生作用于所述操纵装置(BP)的反作用力，
-第一活塞缸装置(HZE)，其中所述第一活塞缸装置(HZE)具有至少一个活塞(SK)和至少一个工作腔(A1，A2)，所述工作腔(A1，A2)经由至少一个所配设的液压连接管路(VL1，VL2)与制动回路(BK1，BK2)的至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)连接，
-控制装置
其中每个制动回路(BK1，BK2)配设有至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)，并且每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)分别经由其所配设的可控制的切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)与其所配设的连接管路(VL1，VL2)连接，其中所述可控制的切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)是常开的，和
至少一个电动驱动的压力供给单元(DE)，所述压力供给单元具有至少一个工作腔(4，4a)，其中借助于所述压力供给单元(DE)，在两个或多个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中的制动压力能够同时释放，
其中所述可控制的切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)的内腔或衔铁腔(Ei)经由液压管路与相关的执行器/制动回路连接，而阀座出口(Ea)经由液压管路与相关的车轮制动器连接，
其中所述可控制的切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)能够通过复位弹簧(RF)和在相关的车轮制动器中的压力打开，
所述复位弹簧(RF)设计成，以便当所述压力供给单元(DE)的容积输送到车轮制动器中时，在所述可控制的切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)的内腔或衔铁腔(Ei)和所述阀座出口(Ea)之间的压差不引起在压力形成时所述可控制的切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)被压紧。
2.根据权利要求1所述的制动装置，其特征在于，所述操纵装置(BP)呈制动踏板的形式构成。
3.根据权利要求1所述的制动装置，其特征在于，
仅唯一的车轮制动器(RB1，RB3)配设有出口阀(AV1，AV3)，或每个制动回路(BK1，BK2)的各仅一个车轮制动器(RB1，RB3)配设有出口阀(AV1，AV3)，其中所述出口阀(AV1，AV3)设置在所述车轮制动器和压力介质储备容器(10)之间的液压连接装置中，其中在所述出口阀(AV1，AV3)和所述压力介质储备容器(10)之间不设置有其他阀。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
前轮制动器配设有出口阀(AV1，AV3)。
5.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述压力供给单元(DE)具有仅一个工作腔(4)，其中所述工作腔(4)借助于两个另外的液压连接管路(VL3，VL4)与两个制动回路(BK1，BK2)连接，其中为了截断和可选择地断开两个所述另外的连接管路(VL3，VL4)中的至少一个，在其中设置有隔离阀(TV1，TV2)。
6.根据权利要求5所述的制动装置，其特征在于，
所述压力供给单元(DE)的工作腔(4)与两个制动回路的连接管路(VL1，VL2)或所述第一活塞缸装置(HZE)的相关的工作腔(A1)连接。
7.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置具有存储器，在所述存储器中保存有在每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中设定的实际车轮制动压力(pRBist,i)，其中所述控制装置根据所存储的实际车轮制动压力(pRBist,i)和理论车轮制动压力(pRBsoll,i)确定如下时间(tab)，在所述时间内在一个或多个车轮制动器中打开出口阀(AV1，AV3)，以达到所述理论车轮制动压力(pRBsoll,i)，并且所述控制装置在经过所述时间(tab)之后关闭出口阀(AV1，AV3)。
8.根据权利要求7所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置根据所存储的实际车轮制动压力(pRBist,i)和理论车轮制动压力(pRBsoll,i)在考虑车轮制动器的压力-容积特性曲线的情况下确定所述时间(tab)。
9.根据权利要求7所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置将配设有出口阀(AV1，AV3)的车轮制动器(RB1，RB3)中的制动压力经由在之前计算的时间(tab)内打开的所述出口阀(AV1，AV3)释放到压力储备容器中(10)，其中为了在同一制动回路的另外的车轮制动器(RB2，RB4)中和/或另外的制动回路的至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中同时压力释放(pab)或压力形成(pauf)，所述控制装置打开一个或多个相应配设的所述切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)，并且借助于所述压力供给单元(DE)的相应操控设定或调整在这个或这些车轮制动器中的理论制动压力。
10.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
配属于制动回路(BK1，BK2)的车轮制动器(RB1，RB3)的一个出口阀(AV1，AV3)用于在两个车轮制动器(RB1，RB2或RB3，RB4)中的压力释放(pab)，其中为了共同的压力释放(pab)，所述控制装置打开两个切换阀(SV1，SV2或SV3或SV4)以及相应的所述出口阀(AV1或AV3)。
11.根据权利要求10所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置在打开两个切换阀(SV1，SV2或SV3、SV4)期间通过关闭相关的隔离阀(TV1或TV2)或通过确定所述第一活塞缸装置(HZE)的活塞(SK)，将所述制动回路(BK1或BK2)与所述压力供给单元(DE)分离。
12.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
为了同时的或在时间上错开的压力释放和/或压力形成，所述控制装置借助于所述压力供给单元(DE)设定其至少一个工作腔(4，4a)中的压力，并且同时地或在时间上错开地打开和/或关闭所述切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)，以便设定分别在所述车轮制动器中需要的理论压力，其中借助于至少一个出口阀(AV1，AV3)，在配属于出口阀的一个或多个所述车轮制动器(RB1，RB3)中的压力释放与所述压力供给单元(DE)无关地进行。
13.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
为了同时的或在时间上错开的压力释放和/或压力形成，在考虑在所述车轮制动器(RB1，RB2，RB3)中存在的或经计算的车轮制动压力的情况下，所述控制装置操控所述压力供给单元(DE)，其中所述压力供给单元(DE)在打开一个或多个切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)的情况下产生待设定用于相应的车轮制动器的理论压力，并且在达到所述理论压力之后，所述控制装置关闭一个或多个所述切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)，以保持在一个或多个所述车轮制动器中的理论压力，其中借助于至少一个出口阀(AV1，AV3)，在配属于出口阀的所述车轮制动器(RB1，RB3)中的压力释放能够与所述压力供给单元(DE)无关地进行。
14.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
至少一个压力传感器(9)用于确定在至少一个制动回路(BK1，BK2)中的压力。
15.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，
所述控制装置具有存储器，在所述存储器中保存有在每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中设定的实际车轮制动压力(pRBist,i)和/或在调节模型中不间断地计算每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)的可能的制动压力(p’RBist,i)，并且借助测量值更新，其中为了在一个制动回路的至少两个车轮制动器中同时将压力释放到所述车轮制动器中的不同的理论压力上，所述控制装置对参与的车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中每个的压力-容积特性曲线进行评估，并且根据应产生的最低的理论压力计算所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的对此需要的活塞行程(ds)，并且借助于驱动器(M，2)使所述活塞(3)移动所述活塞行程(ds)，其中在此理论压力(Psoll,m)为最低的车轮制动器(RBm)的切换阀(SVm)保持打开，直至在所述车轮制动器(RBm)中已经出现理论压力(psoll,m)，并且所述控制装置对于其余的车轮制动器(RBn)的切换阀(SVn)单独地计算持续时间(tab,n)，在所述持续时间内所述切换阀(SVn)必须分别保持打开，以便在相应的车轮制动器(RBn)中的压力释放到相应的理论压力(psoll,n)上，并且所述切换阀仅在分别计算的持续时间(tab,n)内打开。
16.根据权利要求15所述的制动装置，其特征在于，
切换阀(SVm)在如下时间点才打开，在所述时间点，在相关的制动回路中的压力等于或高于在所述车轮制动器(RBm)中的实际压力(pist,n)。
17.根据权利要求16所述的制动装置，其特征在于，
与在所述车轮制动器(RBm，RBn)中的压力释放同时地或在时间上重叠地，经由一个或多个制动回路在至少一个另外的车轮制动器(RBi)中经由打开相关的出口阀进行压力释放。
18.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置具有存储器，在所述存储器中保存有在每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中设定的实际车轮制动压力(pRBist,i)，和/或在调节模型中不间断地计算每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)的可能的制动压力(p’RBist,i)，并且借助测量值更新，其中为了在一个制动回路的至少两个车轮制动器中同时将压力形成到所述车轮制动器中的不同的理论压力上，所述控制装置对参与的车轮制动器中的每个的压力-容积特性曲线进行评估，并且根据应产生的最高的理论压力计算所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的对此需要的活塞行程(ds)，并且借助于驱动器(M，2)使所述活塞(3)移动所述活塞行程(ds)，其中在此理论压力(Psoll,m)为最高的车轮制动器(RBm)的切换阀(SVm)保持打开，直至在所述车轮制动器(RBm)中已经出现理论压力(psoll,m)，并且所述控制装置对于其余的车轮制动器(RBn)的切换阀(SVn)单独地计算持续时间(tauf,n)，在所述持续时间内所述切换阀(SVn)必须分别保持打开，以便在相应的车轮制动器(RBn)中的压力形成到相应的理论压力(psoll,n)上，并且所述切换阀(RBn)仅在分别计算的持续时间(tauf,n)内打开。
19.根据权利要求18所述的制动装置，其特征在于，
切换阀(SVm)在如下时间点才打开，在所述时间点，在相关的制动回路中的压力等于或低于在所述车轮制动器(RBm)中的实际压力(pist,m)。
20.根据权利要求19所述的制动装置，其特征在于，
与在所述车轮制动器(RBm，RBn)中的压力形成同时地或在时间上重叠地，经由一个或多个制动回路在至少一个另外的车轮制动器中经由打开相关的出口阀进行压力释放。
21.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述压力供给单元(DE)是活塞缸系统，所述活塞缸系统的一个活塞(3)借助于电动机(M)驱动并且对至少一个工作腔(4，4a)限界。
22.根据权利要求21所述的制动装置，其特征在于，
所述压力供给单元(DE)的活塞(3)将第一和第二工作腔(4，4a)彼此密封地分离，其中通过相应地操控隔离阀(TV1，TV2，TV2b)，所述第一和第二工作腔(4，4a)能用于在两个制动回路(BK1，BK2)的车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中同时的和/或在时间上错开的压力形成和压力释放。
23.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
为了在至少一个车轮制动器中的压力形成和/或压力释放，所述控制装置对每个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)的压力-容积特性曲线进行评估，并且根据应产生的升压或降压计算所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的对此需要的活塞行程(ds)，并且在相应地操控所需的阀的情况下，借助于驱动器(M，2)使所述活塞(3)移动所述活塞行程(ds)。
24.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置借助于压力传感器确定一个制动回路中的压力，并且经由驱动马达的相电流确定另一制动回路中的压力，并且在控制所述车轮制动器中的压力形成或压力释放时考虑所确定的或所计算的制动回路压力。
25.根据权利要求24所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置在控制所述车轮制动器中的压力形成或压力释放时，在计算所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的需要的活塞行程(ds)时在考虑参与的车轮制动器的压力-容积特性曲线以及所需的打开时间的情况下，考虑所确定的或所计算的制动回路压力。
26.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)是数字阀并且是常开的。
27.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述压力供给单元(DE)的工作腔(4a)经由液压连接装置(VD)与所述压力介质储备容器(10)连接，其中可切换的阀(PD1)用于阻断所述液压连接装置(VD)，使得在至少一个车轮制动器中的压力释放能够通过打开相关的切换阀并且通过打开所述可切换的阀(PD1)受时间控制地进行，其中预先确定的打开时间(tab,i)确定待设定的车轮制动压力。
28.根据权利要求27所述的制动装置，其特征在于，
经由所述压力供给单元(DE)的另外的工作腔(4)借助于所述压力供给单元(DE)，在另外的制动回路的至少一个车轮制动器中的受容积控制的压力释放或压力形成在同时打开相应的车轮制动器的切换阀时进行。
29.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
所述压力供给单元(DE)的一个工作腔(4)经由液压连接管路(VL3)与所述第一活塞缸装置(HZE)的工作腔(A1)连接，其中借助于所述第一活塞缸装置(HZE)的活塞(SK)移动到阻断位置中能够截断所述液压连接管路(VL3)。
30.根据权利要求29所述的制动装置，其特征在于，所述阻断位置在失效恢复中由所述第一活塞缸装置(HZE)的活塞(SK)自动地占据。
31.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
在压力形成时和/或在压力释放时，所述控制装置考虑所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的绝对位置，并且根据分别参与压力形成或压力释放的车轮制动器的一个或多个实际压力、理论压力和压力-容积特性曲线确定所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的需要的调节行程。
32.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
在具有低的动力要求和高的压力调节精确度要求的正常运行中，在全部车轮制动器中，压力经由所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的行程控制，在考虑相应的压力-容积特性曲线的情况下，同时地或顺序地形成和释放，并且在具有高的动力要求的运行情形下，至少一个车轮制动器中的压力经由所配设的出口阀(AV1，AV3)和/或经由所述压力供给单元(DE)的出口阀同时释放压力。
33.根据权利要求32所述的制动装置，其特征在于，
在具有低的动力要求和高的压力调节精确度要求的正常运行中，在正常的制动力增强、再生、低μ的ABS的情况下，在全部车轮制动器中，压力经由所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的行程控制，在考虑相应的压力-容积特性曲线的情况下，同时地或顺序地形成和释放，并且在具有高的动力要求的运行情形下，在高μ下的ABS、μ-Split、ESP和ASR的情况下，至少一个车轮制动器中的压力经由所配设的出口阀(AV1，AV3)和/或经由所述压力供给单元(DE)的出口阀同时释放压力。
34.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
借助于所述操纵装置(BP)，在所述压力供给单元(DE)失效时或在其他的故障情况下，所述第一活塞缸装置(HZE)的至少一个活塞(SK，HIKO)能够移动到至少一个车轮制动器中，用于压力形成。
35.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
经由所述压力供给单元(DE)的活塞的受路径控制的冲程或经由所述压力供给单元(DE)的双冲程活塞的压力腔(DHK1，DHK2)的具有打开的阀(PD1，PD3)的连接管路，将压力释放到所述压力介质储备容器(10)中，其中所述控制装置将在相应的制动回路中测量的压力或计算出的压力用于压力释放控制。
36.根据权利要求1至3中任一项所述的制动装置，其特征在于，
在直至在接近正常运行时的闭锁压力的区域中的压力的高压下，经由阀(PD3)的时间控制或压力，在双冲程活塞的同时或在时间上错开的行程控制的情况下，在前进冲程运行中进行压力释放，并且经由压力容积控制在双冲程活塞的返回冲程运行中进行直至大气压力的随后的压力释放。
37.根据权利要求22所述的制动装置，其特征在于，
所述隔离阀(TV1，TV2，TV2b)针对高通流和小压差设计。
38.根据权利要求37所述的制动装置，其特征在于，
所述控制装置借助于所述压力供给单元(DE)在打开隔离阀(TV1，TV2，TV2b)之前或期间，借助于所述压力供给单元(DE)的活塞(3)的移动，在所述压力供给单元(DE)的相应的工作腔(4，4a)中产生压力，所述压力大到使得在待打开的隔离阀(V1，TV2，TV2b)处出现足够小的压差。
39.一种用于测试根据上述权利要求中任一项所述的制动装置的主制动缸的浮动活塞的密封性和移动性的方法，其中所述主制动缸在其缸壁中具有径向伸展的通道(SL)，所述通道通入第一压力腔(DR1)中，其中只要所述浮动活塞以所述通道(SL)的通入口的直径移动离开其正常位置，所述通道(SL)的通入口就由所述浮动活塞封闭，其中所述通道(SL)与所述压力供给单元(DE)的压力腔液压连接，其中在所述主制动缸中设置有机械止挡(3)，并且弹簧(4)对所述浮动活塞朝向所述止挡(3)的方向加载力，其中当所述浮动活塞贴靠在所述止挡(3)上时，所述浮动活塞处于其正常位置中，
其特征在于，所述方法具有下述方法步骤：
a.经由所述压力供给单元(DE)，在第一和第二压力腔(DR1，DR2)中形成压力，并且将阀切换成，使得在所述第二压力腔(DR2)中的压力大于在所述第一压力腔(DR1)中的压力，以至于所述浮动活塞移动并且封闭与所述压力供给单元(DE)的连接管路；
b.借助于所述压力供给单元(DE)，产生在所述主制动缸的压力腔之一中的随时间的压力容积变化曲线和/或所述浮动活塞的测试-行程变化；
c.根据压力感测器的信号，将出现的压力变化曲线与在切换阀(SV1，SV2，SV3，SV4)打开时的理论值变化曲线进行比较并且进行评估。
40.根据权利要求39所述的方法，其特征在于，在第一制动回路(BKI)中的切换阀(SV1，SV2)打开且在第二制动回路(BKII)中的切换阀(SV3，SV4)关闭时，经由所述压力供给单元(DE)，在所述第一和第二压力腔(DR1，DR2)中形成压力，并且将阀切换成，使得在所述第二压力腔(DR2)中的压力大于在所述第一压力腔(DR1)中的压力，以至于所述浮动活塞移动并且封闭与所述压力供给单元(DE)的连接管路。
41.一种用于测试根据权利要求中1至38中任一项所述的制动装置的主制动缸的浮动活塞的密封性和移动性的方法，其中所述主制动缸在其缸壁中具有径向伸展的通道(SL)，所述通道通入第一压力腔(DR1)中，其中只要所述浮动活塞以所述通道(SL)的通入口的直径移动离开其正常位置，所述通道(SL)的通入口就由所述浮动活塞封闭，其中所述通道(SL)与所述压力供给单元(DE)的压力腔液压连接，其中在所述主制动缸中设置有机械止挡(3)，并且弹簧(4)对所述浮动活塞朝向所述止挡(3)的方向加载力，其中当所述浮动活塞贴靠在所述止挡(3)上时，所述浮动活塞处于其正常位置中，其特征在于，
所述方法具有下述方法步骤：
a)在车辆静止时在停车(PSC)期间通过将切换阀(SV3，SV4)关闭来储存在第二制动回路(BKII)中的压力；
b)随后借助于所述压力供给单元(DE)将制动回路(BKI)中的压力释放到0至1bar；
c)随后阻断所述压力供给单元(DE)，使得所述压力供给单元(DE)的活塞的活塞移动不再进行，其中所述控制装置关闭隔离阀(TV2)；
d)随后打开切换阀(SV3，SV4)，由此所述浮动活塞由于在其后侧上的压力移动进而在第一制动回路(BKI)中形成压力，直至在第一和第二制动回路之间出现压力平衡；
e)借助于所述第一和第二制动回路之一中的压力传感器测量压力并且评估压力变化曲线。
42.一种用于机动车的制动装置的压力释放的方法，
其特征在于，
在压力大于等于100bar时以如下方法步骤进行压力释放：
a.在第一阶段中经由通过阀(PD3)的压力测量和压力控制和通向相应的车轮制动器的阀的相应打开，从高的压力进行压力释放；
b.在前进冲程运行中，在同时打开将第一压力腔(DHK1)与第二压力腔(DHK2)连接的一个或多个阀(TV2和TV2b，ShV)时，压力供给单元(DE)的双冲程活塞运动；
c.在返回冲程运行中，经由压力容积控制连同经由压力感测器的压力测量，借助于所述双冲程活塞继续进行压力释放；
d.将所述双冲程活塞定位到初始位置中，以及随后将液压介质经由止回阀再输送到所述压力供给单元(DE)中。
43.根据权利要求42所述的方法，其特征在于，所述初始位置是针对大气压的原始位置。
44.一种用于经由机动车的制动装置的至少一个压力供给单元受控地进行压力释放的方法，其中利用具有双冲程活塞的压力供给单元(DE)释放所述制动装置的制动压力，所述双冲程活塞将所述压力供给单元的工作腔分成第一工作腔(4)和第二工作腔(4a)，其中通过压力容积控制在至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)中进行受控的压力释放，
a)其中执行下述步骤以进行压力释放：
-通过与相应至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)
相关联的、打开的切换阀(SV1，SV2)，在所述第一工作腔(4)和所述至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)之间建立流体连接；
-通过所述双冲程活塞的返回冲程增加所述第一工作腔(4)的容积；和/或
b)其中执行下述步骤以进行压力释放：
-通过与相应至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)
相关联的、打开的切换阀(SV1，SV2)，在所述第二工作腔(4a)
和所述至少一个车轮制动器(RB1，RB2，RB3，RB4)之间建立流体连接；
-打开第一可切换的阀(PD3)，以在压力介质储备容器(10)和所述第一工作腔(4)之间建立流体连接；
-通过所述双冲程活塞的前进冲程增加所述第二工作腔(4a)的容积。
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