专利名称：具有在不同轮缸压力水平的车轮制动器中的同时或不完全同时的压力生成和减小的制动系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种根据权利要求1的前序部分所述的制动系统。
背景技术：
在ABS/ESP中，压力进程的精度和动态决定控制质量，并因此决定制动路径和车辆稳定性。迅速而精确的压力控制对于良好的控制而言是决定性的。除了电动机械式制动器EMB，所有液压系统均与二位二通电磁阀一起工作。2004年第2版《制动手册》第114-119 页的文献信息提供了关于这一点的详细基本信息。在没有特殊措施的情况下，这些阀具有纯数字式转换性能，即它们或开或闭(开/闭)。由于迅速关闭的缘故，依据压力梯度，会发生大幅值的压力振荡，该压力振荡影响车轮性能，而最重要的是引起噪声。在这种情况下， 压力梯度取决于在μ =0.05(冰)与μ =0.1(浙青干路面)之间的控制范围内强烈波动的压力差，还取决于制动助力器的剧烈波动的THZ压力。处于1-10巴(所需值)区域内的频繁计时的压力生成的幅值的可测量性经常仅仅是相对不精确的。可以通过二位二通电磁阀的复杂PWM控制获得改进。特别地，可以由此影响从压力生成至压力保持的过渡，故而压力振荡和噪声变小。因为必须考虑压力梯度、压力幅值还有温度，故而此PWM控制是困难且相对不精确的。此PWM控制不用于压力减小。EP 06724475中描述了一种用于通过电马达和活塞控制来控制压力的方法。此处， 制动助力器的HZ活塞运动确定压力控制，因此对于精确压力控制和可变梯度具有相当大的优点。EP 06724475还描述了通过所谓多路复用方法(MUX方法)的多个车轮制动器的压力控制。因此，其描述包括二位二通电磁阀要具有带可以忽略的节流效应的大流量截面，且从活塞-缸体系统至制动缸的管路要具有可以忽略的流动阻力。其还陈述了如果开始时主要为近似相等的压力水平，则压力减小可以在两个车轮制动器处同时发生。尽管在EP 06724475中描述了这些措施，但多路复用方法具有如下缺陷在两个车轮制动器中的压力水平不相等的情况下，同时的压力减小是不可能的，因为在EP 06724475所描述的大小设定中，如果HZ或THZ至轮缸的流动阻力太小，则在压力减小过程中，两个至四个车轮制动器之间可以发生压力均等化。此外，还存在这样的事实因为上文提到的轮缸之间可能的压力均等化的问题，所以易于在相对于彼此具有时间延迟的情况下发生的两个或更多个压力减小要求也不可能被同时或不完全同时地执行。由于特别是相同符号的压力要求的时间延迟可能在较大的程度上确定发生，因此这是尤为成问题的。如上所述，压力减小和压力生成可同时或不完全同时地发生。“同时”是指当两个或更多个电磁阀同时打开以及同时关闭时。当两个或更多个电磁阀或者以时间延迟的方式打开或者以时间延迟的方式关闭时，压力设定被称为“不完全同时的”。此外，EP 06724475中没有提供同时的压力生成。这造成可能的压力增加可能暂时不会执行而可能导致较长的制动路径的事实。
发明内容
本发明的目标本发明的目标是以如下方式进一步改进从EP 06724475已知的多路复用方法使得具有不同压力水平的两个或更多个轮缸的同时的或不完全同时的压力减小和压力生成可以发生。目标的实现根据本发明，通过具有权利要求1的特征的制动系统来实现此目标。根据权利要求1所述的制动系统的其他有利构造由从属权利要求的特征体现。本发明有利的区别之处在于同时的或不完全同时的压力减小和压力生成在所有车轮制动器的不同压力水平处也是可能的。这是通过相应地高活塞速度、从二位二通电磁阀至活塞-缸体系统(HZ或THZ)的工作腔的管路的流动阻力RL的大小设定、以及二位二通电磁阀与通到轮缸的液压管路一起的流动阻力RV的大小设定来实现。条件应用为流动阻力RL必须小于流动阻力RV。当流动阻力RL比流动阻力RV小1. 5至3倍时是特别有利的。此外，当另外考虑从电磁阀至轮缸的液压管路的流动阻力RVR时是特别有利的，后者有利地选择为显著小于电磁阀的流动阻力RV。在本发明的改进构造中，可以考虑以如下方式设计总的流动阻力(RL+RV)使得在与制动助力器的驱动器的最大马达动力相对应的最大的HZ活塞动力情况下，并且在具有两个或更多个打开的电磁阀的情况下，因为轮缸制动器的同时的容积输入或容积输出， 所以暂时(即在阀打开时间内)不会发生压力均等化。因此在转换阀的设计中必须注意实现不下降为低于上文描述的最小值的非常小的流动阻力。应注意，在同时的压力减小的情况下，HZ或THZ与轮缸之间存在足够的压力差，故而通过共同的压力减小，车轮制动器的单独的轮缸之间不可能发生压力均等化。在同时的压力减小或压力生成期间防止压力补偿的另一可能性是通过PWM动作来减小阀的流量截面，由此增大流动阻力。此处有利的是，即使在同时的或不完全同时的压力生成或压力减小的情况下，也可以由此根据情形选择压力梯度，而与通过RL和RV、以及任选地，RVR的设计所预先确定的压力进程无关。因而，在两个或更多个车轮中保持极不相同的压力水平的情况下的同时的或不完全同时的压力减小或压力生成也变得易于管理。当在压力减小过程中、最大可能流动速度下降至低压力、而单独的车轮的压力-容积特性表现为非线性函数时，在同时的或不完全同时的压力减小或压力生成期间， 可变的或不同的活塞速度是绝对必要的。由于在同时的或不完全同时的压力减小期间从轮缸进入HZ或THZ的容积流，必须通过相应的控制或调节来对其活塞进行再调节以保持压力差。此处，在没有对HZ活塞进行再调节的情况下，从HZ或THZ流动至轮缸中的容积将导致压力增大，并且静态地导致压力均等化。此活塞再调节主要通过控制器执行。控制器计算必须压力差，相应地确定HZ中的容积输入，为此，使用HZ压力，以及有利地，使用压力模型。当对HZ或THZ活塞进行再调节时，应注意HZ或THZ压力总是低于此时通过打开的电磁阀或转换阀连接至HZ或THZ的所有轮缸的最小压力水平。类似的内容应用于同时的或不完全同时的压力生成。控制器又指定压力增加的压力水平。通过活塞行程和活塞速度相应地调节HZ或THZ压力，以考虑用于压力生成的车轮制动器的轮缸的容积。当对HZ活塞进行再调节时，应注意HZ或THZ压力总是高于此时通过打开的电磁阀连接至HZ或THZ的所有轮缸的最大压力水平。对于同时的压力生成、不完全同时的压力生成两种情况或不同时的压力生成而言，且同样对于同时的或不完全同时的压力减小而言，单独的车轮的压力-容积特性的获知非常重要。这是当车辆静止时对每个车轮以间隔方式记录的，其中，在已知HZ压力或THZ 压力的情况下通过相应的活塞行程来探测容积。该过程以相对较小的动力发生，所以轮缸压力相当于HZ或THZ中的压力。正如已知，由于总体为电磁阀的转换阀中以及通到轮缸的液压管路中的流动阻力，在压力生成以及在压力减小的压力控制中的高度动态过程中均存在大压力差。在每一个情况下，控制器判定车轮制动器处的压力变化，该压力变化与制动扭矩成比例。因此，即使通过电磁阀出口处的压力传感器，常规的ABS/ESP系统也仅能静态地测量轮压力。对于动态测量则使用精度有限的压力模型。此外，为每个车轮安装压力传感器是昂贵的。然而， 在根据本发明的具有活塞控制的系统中，通过获知压力-容积特性，当存在不同的动态时也可以精确地调节轮缸压力。在压力生成和压力减小同时地、不完全同时地或不同时地发生的情况下，两个或更多个轮缸同时受到作用。由控制器确定的压力差通过车轮的压力-容积特性转换为相应的活塞行程。通过附加的压力模型，还连续地计算压力缸。只要已经达到车轮的目标压力， 则关闭相应的电磁阀。随后，HZ或THZ的活塞继续移动以作用于其余轮缸。在要调节的最后一个轮缸中，通过根据压力-容积特性预先计算的活塞行程来执行压力控制。随后，也可以关闭最后的车轮制动器的电磁阀。由于将用于活塞控制的压力模型用来计算或估计轮缸压力，故而该压力模型对于根据本发明的结合有同时的和不同时的压力减小和压力生成的制动系统而言非常重要。由此计算的轮缸压力既用于计算二位二通电磁阀(转换阀)的关闭时刻和开启时刻，也用作多路复用方法中压力控制器的控制变量的实际值。此外，来自压力模型的轮缸压力用在上级控制器结构(例如ABS/ESP、诸如ACC之类的驾驶员辅助功能等)中。由于在轮缸中的压力变化之前首先使HZ或THZ压力首接近于将要调节的轮缸的起动压力是有利的，所以有必要连续地计算并存储轮缸压力。此任务也由压力模型承担。因此对于控制动态、该过程中产生的噪声、和特别是结合有同时的或不完全同时的压力减小和压力生成的控制精度而言，压力模型极为重要。压力模型将HZ或THZ压力用作输入信号。随后，通过压力模型根据该输入信号计算各轮缸压力。在这种情况下，可以通过温度(例如周围温度或电磁阀上独立的温度传感器)来适配模型参数例如等效流动阻力、等效管路电感和压力-容积特性。如果在过渡性能中发生变化，还可能通过适配来调节模型参数。同时的或不完全同时的压力变化的过程在正常的ABS/ESP制动过程中相对较少， 因此更容易在诸如不对称或不均勻的道路之类的临界情况下发生。因此多路复用器能够从一个轮缸迅速转换至下一个轮缸非常重要。因为活塞速度进而压力变化速度能够可变地调节，并且由此能够在极端情况下以最大动力使活塞动作，因而这是可能的。由于可变性，可在正常情况下减小活塞速度，而仅在极端情况下使用最大动力。此外，活塞运动的开始与电磁阀的开或闭之间的转换时间又取决于要控制的压力差和轮缸中的绝对压力。在HZ或THZ的设计中应注意，因为HZ或THZ的弹性或刚性对转换时间具有相当 8大的影响，所以当电磁阀或转换阀关闭时，HZ或THZ是尽可能刚硬的结构。因此，具有相关联的液体容积以及连接通道例如RL的尽可能刚硬的HZ或THZ允许非常短的转换时间。为了在相对较长的控制介入过程中检查并明显地校正通过压力模型计算的轮缸压力，以相对较长的时间间隔进行轮缸压力与HZ或THZ压力的比较。当活塞处于静止状态而电磁阀打开时，在一定的压力调整时间之后，静态均等化由此实现，因为压力模型的构造，所以静态均等化在没有压力模型中的附加的适配规则或扩展的情况下自动进行。当没有获得由控制器预先确定的滑移或车轮加速度时，也可以进行检查。在没有同时的或不完全同时的压力变化的情况下，也可配合于控制器要求仅基于压力-容积特性和相应活塞调节而工作。EP 06724475中描述了一种使用了路径模拟器的制动系统。根据本发明的制动系统可以具有路径模拟器。然而，路径模拟器可能因为成本原因而被省却。在这种情况下，可以通过电驱动和制动踏板与制动助力器之间的机械连接产生对制动踏板的反馈。所述制动系统也可以用作没有与制动踏板的机械连接的完全线控制动系统。还可以想到，可以使用与制动系统并联的类似于EHB的THZ，当所述制动系统失效时，THZ通过附加的转换阀供给相应压力。
下文将通过图更详细地描述本发明，其中图1示出了用于压力控制的致动器系统的基本结构；图2示出了用于轮缸的压力控制的循环控制循环；图3示出了用于两个轮缸的不完全同时压力控制的循环控制循环；图4示出了压力模型的框图；图5示出了可能的软件结构的信号流程图。
具体实施例方式图1示出了根据本发明的制动系统的基本结构，其由HZ或THZ 14,EC马达10、用于驱动压力杆活塞的主轴11、主轴复位装置12和转角传感器13组成，该转角传感器13确定活塞的位置，并且探测转子位置或活塞行程。如果活塞接收到调节指令以产生特定压力，则通过存储在特性映射中的预先记录的压力-容积特性、通过压力杆电路中的位置传感器13和压力传感器19来产生相应的活塞运动。在随后的短暂恒定压力的情况(这大体为制动操作过程中的情况)下，使用所存储的特性映射数据基于新的测量数据进行相关性比较。如果存在偏差，则当车辆在稍后的时间静止时，单独地对每个车轮制动器再次记录压力-容积特性并校正特性映射。如果例如在一个轮缸处的偏差很大，则给出寻找汽车修理厂的指示。HZ或THZ中产生的压力通过管路15、16从压力活塞杆和浮动活塞经由二位二通电磁阀17a-17d到达轮缸18a和18d。代替压力杆和浮动活塞，也可以使用另一活塞设置或通过弹簧的联接。压力杆活塞有利地刚性地连接至主轴，所以压力杆活塞也可以通过驱动往回移动以便快速降低压力。在此，同样非常重要的是设定管路15和16中从HZ至电磁阀17i (其中i = a、b、c、d)的流动阻力RL的大小、以及随后设定电磁阀以及与轮缸的液压连接中的流动阻力RV 的大小。两个阻力RL和RV应该是低的，其中应当应用为RL比RV小很多，并且与电磁阀相比，从电磁阀至轮缸的流动阻力RVR小，优选为RL ( RV/ 系数，其中，室温下该系数应当为1.5至5，特别地为1.5至3。二位二通电磁阀17a_17d 与管路15和16以及压力传感器19 一起优选地一体形成为组件，为此，还可以包括HZ或 THZ。如果产生用于压力减小的调节指令，则依次发生通过活塞行程的压力调节以及随后与压力测量值相等。压力的生成和减小对应于常规的BPV功能。为此，如前述EP67M475 中描述的，有必要补充部件例如包括踏板、踏板路径传感器、路径模拟器。但是，EP 6724475 的制动系统包括压力控制和调制，而不需要所有上述部件。如果此时发生例如用于ABS/ESP功能的压力调制，则将MUX功能切换为开。如果例如将在车轮18a处降低压力，则当HZ或THZ 14已经通过马达10预先在管路15和16以及轮缸18b和18d中产生特定压力时，关闭电磁阀17b至17d。如果通过相应的活塞行程实现了由控制器预先确定的压力减小pab，则关闭电磁阀 17a，而HZ或THZ的活塞移动至由控制器预先确定的所需位置。如果此后例如在轮缸18d 中发生压力生成Pauf，则电磁阀17d打开、且活塞移动至用于所需值pauf的新的所需位置。 如果将在轮缸18a和18d中发生同时的或不完全同时的压力减小Pab，则电磁阀17a和17d 切换为无电流且由此切换至打开位置，而电磁阀17b和17c关闭。在此，活塞还移动至新的所需位置。在用于马达和电磁阀的特殊转换条件下，用于压力调制的这些过程极快地发生。 这些在图2和图3中描述。图2示出了用于车轮制动器的MUX方法中的控制循环。在上方的x-y曲线图中， 轮缸压力由Pk示意性地示出，而HZ或THZ压力由pHZ示意性地示出。压力杆活塞关于时间的位置在其下方绘出，y轴记为&。用于电磁阀的动作信号Umv在下方的曲线图中示出。在示出的时间进程中，首先发生压力减小pab。随后，在时刻6接着发生用于车轮制动器的压力生成Pauf。在时刻1之前，所有转换阀17a_17d关闭，HZ活塞静止。所示用于车轮的压力减小指令在时刻1发生。所谓的转换时间Tum示出为介于时刻1与时刻2之间，在此期间，使用主缸的压力-容积特性，尝试使活塞位移以将HZ中的压力调节至根据压力模型已知的轮压力，从而使得在阶段2结束时阀打开的过程中，实质上已经调节了对应于轮缸中压力的HZ 中的压力，因而实质上实现了 HZ与轮缸之间的压力均等化。此时，通过压力-容积特性、将必须容积或活塞行程、特别是为了使压力达到特定的或要求的水平而必须从轮缸中减去的行程差作为当前轮压力和在时刻2时在车轮处所要求的所需压力的函数来计算。此时，相应地驱动/控制并调节HZ活塞，并同时使相应的转换阀17i动作并打开。介于时刻2与时刻3之间的时间范围表示直至在轮压力中也可以看到压力减小的效果为止的连贯的短停止时间或延迟。随后，在时刻3与时刻4之间，HZ活塞接近计算得到的所需位置，并在阶段 4结束时已经达到该所需位置。与此同时，如果所需压力应当例如通过来自上级控制器的输入而再次增大，则马达甚至将更早中断该过程。如果已经达到所需位置，为了使液压系统中的流动状态平稳，在阶段4至阶段5中保持调整时间 ；，在此期间，在转换阀17i关闭之前HZ活塞静止。此处，转换阀的预先动作与因阀的关闭时间而产生的信号一起作用。调整时间4-5有助于对轮压力更精确的估计，并且使在时刻a关闭电磁阀时的噪声降低。考虑到当前存在的实际压力、压力梯度和先前已知的关闭时间，使电磁阀动作以关闭。在阶段5至阶段6中，所有转换阀17a_17d再次关闭。此时，致动器将有时间作用于其他车轮。同时， 如果不必改变HZ中的压力，则要求压力生成的转换时间Tum = 0紧跟在时刻6处。随后的压力生成类似于上文描述的压力减小而发生。图3与图2的不同之处在于，在最上方的曲线图中另外示出了第二轮缸压力pK2， 并且在最底部添加了用于使第二转换阀动作的信号的另一曲线图。基本上，图描述了用于轮缸中的不完全同时的压力调制Pab和Pauf的控制顺序。直到时刻1为止，HZ活塞都是静止的且电磁阀全部关闭。随后，用于第一轮缸的压力减小的要求到达。同时地、或者在具有时间延迟的情况下，用于第二轮缸的第二压力减小要求产生。 因此，在两个车轮处的同时的或不完全同时的压力减小此时是可能的。当然，同样的情况也可以应用于三个或四个车轮。从时刻1至时刻2，示出了转换时间Tum，其间，如上文描述的， 尝试接近通过压力模型已知的第一轮缸的压力，从而使得当属于第一车轮制动器的转换阀打开时，实质上已经达到了 HZ与第一轮缸之间的压力均等化。通过压力-容积特性，在阶段1-2期间或阶段1-2结束时，为了使压力达到特定水平，在此时计算必须从第一轮缸中减去的必须容积。如果同样已知用于第二轮缸的压力减小要求，则在此同样已经通过所存储的压力-容积特性计算出所要求的HZ活塞行程。但是基本上，此计算步骤也可以首先在时刻3进行。此时，HZ活塞在时刻2开始运动，且属于第一车轮制动器的电磁阀同时动作并打开。时间范围2-3是直至在轮缸压力中也可以识别压力减小的效果为止的总的停止时间。 只要通过压力模型以及用该压力模型计算的容积流(时刻3)可以预见到在已知的阀打开时间内HZ压力pHZ下降为低于轮压力pK2，就通过U·使第二电磁阀MV2动作并打开。在时刻4之前不久，通过压力模型以及用该压力模型计算的容积流或压力梯度可以预见第一轮缸将在已知的阀关闭时间内达到目标压力。因此，此时关闭电磁阀MV115在时刻4，阀MV1也是关闭的，阀MV1中的容积流停止。由此造成在时刻b轮缸压力中的压力振荡。轮压力中的压力振荡可以通过电磁阀的PWM动作而减小。碰巧，在时刻4，HZ活塞也达到其如上文描述的预先计算出的所需位置。此时，在电磁阀MV2同样在时刻5关闭之前，电磁阀MV2中的容积流可以在调整时间T6中平稳。因为此调整时间，在时刻a在轮缸处在此过程期间几乎没有任何压力振荡发生。此处电磁阀的PWM动作也不会产生任何优点。紧随阶段5至阶段 6之后，重复上文描述的用于同时的压力生成的顺序。对于同时的压力生成而言重要的是， 在电磁阀MVJT开的情况下，HZ压力总是高于最低的轮缸压力以获得正压力梯度、并且避免两个或更多个车轮之间的压力均等化。总体来讲，通过同时的或不完全同时的减小，电磁阀的PWM动作将产生如下优点也可以以同时的或不完全同时的压力减小或压力生成来直接影响压力梯度。图4示出了用于计算单个轮缸压力的可能的压力模型。压力模型将仅与处于经调整状态(静态)下的车轮制动器中的轮压力相对应的HZ压力pHZ (t)用作输入信号121。模型122至131为用于具有四个车轮制动器的车辆的四重设计。替代性地，通过所存储的HZ 的压力-容积特性132，压力模型可计算HZ压力121。由此，轮压力也可以通过相应的HZ 位置或活塞行程而动态地调节。压力模型的目标是为了获得轮缸压力PK(t)的动态估计或高频估计。下文将更详细地描述单独的信号和信号模块的功能。HZ的活塞行程或活塞位置％ (t) 135用作压力模型103的输入信号(也参见图5)。 HZ中的容积133是通过求和点134根据车轮129. 1至129. 3处的容积和活塞行程％(t) 135 而计算出的。本发明认为车轮容积表示给送管路、车轮制动器的容积以及HZ的工作腔的容积。HZ压力pHZ(t)121是通过HZ的容积-压力特性132而计算出的。还可以想到压力传感器的HZ压力信号与模拟信号121的均等化。当HZ的活塞位置通过特性132关联于特定压力时，此测量用于诊断压力传感器的失效。也可以用马达的相位电流来诊断。如果仅将HZ压力用作压力模型的输入信号，则信号路径135至121是不必要的。 因而直接从压力传感器获得HZ压力121。通过求和点获得压力差122。压力差122通过表示制动流体的质量和/或惯量的 “液压等效电感或管路电感”模块123和积分器1 而产生贯穿流Q。信号模块127考虑从 HZ经由阀通过制动管路至轮缸的液压路径的流动阻力。模型参数等效流动阻力R对应于在层流状态下从活塞-缸体系统14、HZ通过转换阀17a、17b、17c、17d至车轮制动器的轮缸的路径的液压阻力。此外，信号模块127考虑从活塞-缸体系统14、HZ通过转换阀17a、17b、 17c、17d至车轮制动器的轮缸的液压路径内、表示层流/紊流流量比的权重的参数(κ)。通过第二积分器125，根据压力流Q 1 获得车轮处的当前容积129，并且通过描述轮缸和所连接的制动管路的容量或刚性的轮缸的容积-压力特性130、根据车轮处的当前容积1 获得该车轮处的压力131。此外，压力模型103(见图幻还可模拟包括由于密封等而在现实中存在的滞后作用。这增加了压力模型的估计精度。所用的压力-容积特性在车辆起动时静态地适配或记录、并且存储为具有相关联的函数参数的函数或存储为表格。图5示出软件结构的可能的信号流程图。在这种情况下的参考数字101代表图1 中详细示出的致动器PHZ(t) =f(%(t))。通过转动传感器的角度的赋值，致动器的传感器系统提供HZ压力121和HZ活塞行程135。尽管未在此处列出诸如驾驶员所需压力、踏板位置、马达相位电流、电池电流等之类的其他传感器信号，但也可以将其纳入考虑。压力模型103根据作为HZ中的时间压力进程pHZ(t)的函数和/或DK活塞行程 sk(t)的函数、或作为两者的函数的信号121和135来计算各种车轮制动压力131，其中 Pe (t) = f(pHZ)、或 pK(t) = f(pHZ, sk)、或 pK(t) =f(sk)。通过模块102中的适配，压力模型103的模型参数(例如等效流动阻力、等效管路电感和压力-容积特性或轮缸和HZ或THZ的压力-容积特性)通过温度例如车辆周围温度的温度、或者通过由电磁阀处的温度传感器测量的温度或电磁阀的与温度成比例的阻力测量值来适配。在这种情况下，在温度测试中的系统开发过程中，可以确定并存储适配规范。上文提到的滞后作用模拟的参数也可以依据温度来适配。诸如例如管路长度或用于将电磁阀切换为“开”和“关”的时间之类的各种车辆具体参数可以在车辆首次起动时测量或根据数据文件进行编程。为此，或者根据温度将模型参数存储在表中，或者计算模型参数并传给模型。如果例如过渡性能发生变化，则也可通过适配来调节模型参数。如果压力模型偏离实际测量值，则压力模型以及因此压力模型的参数的均等化可能连续地或以短暂的时间间隔发生若干次。压力模型也被连续地计算出，特别是结合ESP/ABS 104或其他上级控制器中的压力调制，压力模型对于压力设定的精度而言非常重要。来自压力模型的轮缸压力PK (t)被给送至ABS/ESP控制器。ESP/ABS控制器104以及特别是压力控制或压力调节106取决于作为控制变量的车轮制动压力pK (t)。ESP/ABS控制器基于ABS/ESP传感器信号例如轮速、侧向加速度、横摆率等来计算车轮制动器所需压力pKs。n (t)。替代性地，车轮制动器所需压力PKs。n(t)就其信息内容而言也可以仅仅是压力差或通过压力梯度提供。车轮制动器所需压力显然是对每个车轮单独地计算。为了确定压力控制器106的顺序的优先级，还在压力控制器的上游连接有功能模块“优先级确定装置” 105。该“优先级确定装置” 105基于用于确定优先级的各种信号108 例如车轮滑移、车辆横向动力学参数、压力控制偏差等来进行车轮选择109。该车轮选择为压力控制器106预先确定其接下来必须调节哪个车轮制动器的哪个压力。例如，压力减小要求相比于在另一车轮处所要求的压力减小具有较高的优先级，因而首先执行。另外不允许例如在一个车轮处依次执行两个压力生成而不同时作用于另一车轮。优先级确定另外涉及决定是否是单独的车轮、还是必须发生同时的压力生成或压力减小以及这涉及多少车轮。轮速、车轮加速度、转弯、微跳动(μ -Sprung)(正和负)、微裂痕(μ -Split)道路和控制时刻优选为用于优先级确定的标准。如果例如在第一控制循环中，在若干车轮处确定超出了理想滑移或车轮加速度阈值，则根据所涉及的车轮数量，转换至同时或不完全同时的方式。如果在车轮的压力减小过程中、在另一车轮处出现超出理想滑移且伴随较高的车轮加速度例如_5g，则这是以不完全同时的方式来调节的。如果控制循环实质上结束，则不再发生任何转换。用于同时或不完全同时的滑移和加速度的相应的所需值在沿着具有较小值的方向转弯的过程中变化以获得完全稳定性。在较高的同时的车轮再加速的情况下，例如由于道路的相应摩擦系数变化，也可以在相应的滑移值处转换至同时或不完全同时的方式。即，在可以获得制动路径或驱动稳定性增益的所有情况下，转换至同时或不完全同时的方式。对于本领域的普通技术人员，这意味着必须存在最适宜的滑移。如图2和图3中示出的，随后通过压力控制或调节106计算相应的时间顺序。随后，考虑轮缸的滞后作用，在此处通过所存储的压力-容积特性来计算所要求的HZ活塞行程。随后，理论上的辅助位置控制器通过控制信号11调节所需的活塞行程。为此，以正确的时间顺序使各转换阀17a、17b、17c、17d动作110。当然能够想到用压力模型103估计未来的轮压力。为了计算正确的阀转换时刻， 这对于压力控制106可能是特别重要的。在这种情况下，所确定的值可以在中间存储在存储器中。参考数字列表1-9:控制循环中的阶段pHZ 主缸压力ρκ:轮缸压力Peso11 轮缸所需压力Pauf 压力生成pab 压力减小p*ab 压力减小时的压力变化速度p*an 压力生成时的压力变化速度sK :HZ活塞行程s*K =HZ活塞速度TE:阀关闭前的调整时间
Tum 从活塞运动的开始至阀打开的转换时间
Tmux 为了调节一个或多个车轮处的所需压力的总时间
tv:至电磁阀关闭的延迟时间
a 具有在阀关闭前的调整时间的压力时间性能的过渡进程
b 不具有调整时间的阀急剧关闭期间的压力时间性能的过渡进程
MVi 电磁阀/转换阀
Umv 二位二通电磁阀的电压进程
RL 从HZ或THZ至电磁阀/转换阀的管路中的流动阻力
RV:电磁阀中的流动阻力
RVe 从电磁阀至轮缸的连接管路
R :RV+RVe+RL
10=EC马达
11主轴
12主轴复位装置
13转动传感器(位置传感器)的角
14=HZ 或 THZ
15来自压力杆活塞的压力管路 16:来自浮动活塞的压力管路 17a-17d 二位二通电磁阀和转换阀 18a-18d 轮缸
19 压力传感器
101致动器、电子系统中的硬件和传感器系统
102软件功能模块“压力模型参数的适配或计算规范”
103软件功能模块“压力模型”
104软件功能模块“ABS/ASR/ESP控制器”
105软件功能模块“优先级确定”
106软件功能模块“压力控制或调节”
107:ESP/ABS传感器系统的传感器信号
108确定优先级的信号
109说明车轮选择的信号
110转换阀的动作
111动作、马达
112所需轮压力Peso11 (t)
121主缸压力pHZ (t)
122确定压力流的压力差
123液压管路电感
124:dQ/dt
125积分器
126:贯穿流 Q127 从活塞缸体系统(14、HZ)通过转换阀(17a、17b、17c、17d)至轮缸的路径的流动阻力1 :127处的压力降129. i 车轮处的当前容积130 轮缸和相关联的连接管路的容积-压力特性(容量)131 轮缸压力 pK(t)132 在转换阀关闭的情况下的主制动缸的容积-压力特性(容量)133 主制动缸中的当前容积1；34:求和模块135 :HZ 活塞行程、(0
权利要求
1.一种具有制动助力器的制动系统，所述制动助力器的活塞-缸体系统(14、HZ、 THZ)由电马达以机械的或液压的方式特别地通过传动装置驱动，其中，所述活塞-缸体系统(14、HZ、THZ)的至少一个工作腔通过液压管路连接至至少两个车轮制动器，所述车轮制动器在所有情况下都配置有二位二通转换阀(17a、17b、17c、17d)，并且所述车轮制动器 (18a、18b、18c、18d)与所述活塞-缸体系统(14、HZ)之间的液压连接管路能够通过所述二位二通转换阀(17a、17b、17c、17d)任选地独立关闭或共同关闭，从而能够同时地和/或按照多路复用法依次地调节所述车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力，所述电马达和所述转换阀(17a、17b、17c、17d)由控制装置控制，其中，从所述活塞-缸体系统(14、HZ、THZ) 的工作腔至相应的电磁阀的所述液压连接管路具有流动阻力RLi,每个转换阀与通到轮缸 (17a、17b、17c、17d)的液压管路一起具有流动阻力RVi,其特征在于，所述流动阻力RLi和 RVi小，使得HZ活塞速度确定每个车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力减小梯度和压力生成梯度，所述流动阻力RLi小于所述流动阻力RVi,并且，所述控制装置在压力生成和压力减小期间调节或控制作为所述车轮制动器(18a、18b、18c、18d)的压力-容积特性的函数的活塞运动和活塞速度。
2.根据权利要求1所述的制动系统，其特征在于，所述流动阻力RVi大于所述流动阻力 RLi,特别地，RVi比所述流动阻力RLi至少大1. 3至2. 5倍、优选为1. 5至2倍。
3.根据权利要求1或2所述的制动系统，其特征在于，当所述转换阀(17a、17b、17c、 17d)关闭时，所述活塞-缸体系统(14、HZ)的最大可获得压力梯度比当至少一个转换阀 (17a、17b、17c、17d)打开时所述车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的最大可获得压力梯度大至少2至4倍、特别地为3倍。
4.根据权利要求1至3中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，在所述流动阻力 RLi和所述流动阻力RVp特别是每个车轮制动器(18a、18b、18c、18d)的流动阻力RLi和RVi 的和配置为使得在所述活塞-缸体系统(HZ)及其驱动器以及至少一个、特别为两个已打开的转换阀(17a、17b、17c、17d)的最大动力的情况下，由于在所述转换阀(17a、17b、17c、 17d)打开期间的时间内所述车轮制动器(18a、18b、18c、18d)的同时的容积输入和容积输出，在所述车轮制动器(18a、18b、18c、18d)之间不发生压力均等化。
5.根据权利要求1至4中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，为了减小转换阀的流量截面，所述控制装置通过脉冲宽度调制PWM致动该转换阀，特别地，在单独的轮缸的相对较大的压力差的情况下具有同时的压力生成或压力减小。
6.根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，从所述活塞-缸体系统(14、HZ)的工作腔至相应的电磁阀(17a、17b、17c、17d)的液压连接管路短于30cm，特别地短于20cm，特别优选地短于5cm。
7.根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，通过所述活塞-缸体系统(14、HZ)的活塞的行程控制、基于相应的车轮的压力-容积特性来调节每个车轮制动器中的压力。
8.根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，上级控制器，特别地为ABS和ESP控制器，预先确定用于所述活塞-缸体系统(14、HZ)的所需压力。
9.根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，要在所述活塞-缸体系统中计算的必须压力梯度是车轮制动器中的所要求的压力变化量的函数。
10.根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述控制装置特别地在控制处理期间使用压力模型连续地计算所述车轮制动器的压力水平。
11.根据权利要求10所述的制动系统，其特征在于，所述压力模型的输入变量是所述活塞-缸体系统(14、HZ)中的实际压力(pHZ (t))或DK活塞行程％(0。
12.根据权利要求10或11所述的制动系统，其特征在于，所述压力模型将等效流动阻力用作模型参数，所述等效流动阻力对应于从所述活塞-缸体系统(14、HZ)经由所述转换阀(17a、17b、17c、17d)直至所述车轮制动器的轮缸的路径的液压阻力。
13.根据权利要求12所述的制动系统，其特征在于，在从所述活塞-缸体系统(14、HZ) 经由所述转换阀(17a、17b、17c、17d)直至所述车轮制动器的轮缸的液压路径内，所述压力模型考虑层流和紊流流动条件的权重。
14.根据权利要求10至13中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述压力模型计算作为计算出的实际压力、当前HZ压力、以及通过测量在最终测试中确定的电磁阀的转换时间、和相应的压力梯度的函数的每个转换阀(17a、17b、17c、17d)的关闭时刻。
15.根据权利要求10至14中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述压力模型将液压等效电感考虑作为模型参数，所述压力等效电感表示制动流体的质量和/或惯性。
16.根据权利要求10至15中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述压力模型包含作为模型参数的表示所述车轮制动器的容量或容积输入的每个单独的车轮制动器的压力-容积特性。
17.根据权利要求10至16中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述压力模型的模型参数是温度、特别是所述转换阀(17a、17b、17c、17d)的环境温度的函数和/或通过温度来适配或调节。
18.根据权利要求10至17中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，当未获得由所述控制器预先确定的滑移和/或车轮加速度时，所述控制装置校正或调节所述压力模型。
19.根据权利要求10至18中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述控制装置检查所述压力模型和/或使所述压力模型的值和参数均等化，当所述转换阀(17a、17b、 17c、17d)在等待了短暂的压力调整时间后打开时，所述控制装置确定所述活塞-缸体系统 (14、HZ)中的实际压力。
20.根据权利要求10至19中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，在所述压力模型中还计算或考虑包含在所述液压系统中的滞后作用。
21.根据权利要求20所述的制动系统，其特征在于，当所述压力模型与实际测量值不同时，所述控制装置依次或以短暂的时间间隔对所述压力模型进行若干次的检查和调节。
22.根据权利要求10至21中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，活塞运动的开始与转换阀的转换之间的时间差(Tum)能够以如下方式变化所述时间差能够通过活塞速度来控制。
23.根据权利要求10至22中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述控制装置通过所述压力模型(10 计算所述车轮制动器中相应的压力(pK(t))，并将计算出的所述压力(PK(t))至少传送至ABS/ESP控制器(104)和压力控制装置(106)，所述压力控制装置 (106)至少使所述二位二通转换阀(17a、17b、17c、17d)和所述电马达动作，优先级确定装置(10 至少通过由所述ABS/ESP控制器(104)传送的数据执行车轮选择，并将所述车轮选择传送至所述压力控制装置(106)。
24.根据权利要求10至23中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述控制装置通过在所述制动系统中或在所述制动系统中的特定点处所确定的温度、特别为在所述车轮制动器、液压管路、二位二通转换阀和/或所述活塞-缸体系统中所确定的温度来适配所述压力模型参数。
25.根据权利要求10至24中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述优先级确定装置(10 通过标准“最优制动路径”和/或“控制稳定性”来执行车轮选择的优先级确定。
26.根据权利要求10至25中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，在当前发生于一个或多个车轮制动器中的压力减小期间，所述优先级确定装置(10 不同时允许一个或多个车轮制动器中的压力生成，反之亦然。
27.根据权利要求10至沈中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，在车轮滑移大于滑移极限值期间、和/或在车轮加速度或减速度大于5g或-5g期间，所述优先级确定装置(105)转换至同时的或不完全同时的压力生成或压力减小。
28.根据权利要求10至沈中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，第二算术单元 (MCU2)执行整个控制回路的输入信号和输出信号的合理性测试。
29.根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统，其特征在于，所述活塞-缸体系统(14、HZ、THZ)的活塞和从所述活塞-缸体系统(14、HZ、THZ)至所述转换阀(17a、17b、 17c、17d)的管路设计成刚性的。
30.一种使用根据前述权利要求中的任意一项所述的制动系统来调节至少一个车轮制动器中的制动压力的方法，其特征在于，至少两个车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力是连续地、同时地或相对于时间重叠地(不完全同时地)生成或减小。
31.一种使用根据权利要求1至四中的任意一项所述的制动系统来调节至少一个车轮制动器中的制动压力的方法、或根据权利要求30所述的方法，其特征在于，在至少两个车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的同时的压力生成或压力减小期间，将所述活塞-缸体系统(14，THZ)的工作腔与相应的所述车轮制动器(18a、18b、18c、18d)之间的压力差选择为大，使得相应的车轮制动器(18a、18b、18c、18d)之间不发生压力均等化。
32.根据权利要求31所述的方法，其特征在于，当所述转换阀(17a、17b、17c、17d)打开时，所述活塞-缸体系统(14，THZ)的活塞由所述控制装置再调节以保持所述压力差。
33.根据权利要求32所述的方法，其特征在于，所述控制装置计算必须压力差，并因此计算所述活塞-缸体系统(14，THZ)的工作腔的所要求的容积变化，其中，所述车轮制动器 (18a、18b、18c、18d)之间不发生容积均等化，所述车轮制动器的关联的转换阀(17a、17b、 17c、17d)打开或即将打开，并且，为了调节所要求的压力差，所述控制装置相应地再调节所述活塞-缸体系统(14，THZ)的活塞或致动所述活塞-缸体系统(14，THZ)的活塞以进行压力控制。
34.一种使用根据权利要求1至四中的任意一项所述的制动系统来调节至少一个车轮制动器中的制动压力的方法、或根据权利要求30至33中的任意一项所述的方法，其特征在于，所述压力生成和/或压力减小在至少两个车轮制动器中同时地和/或相对于时间重叠地(不完全同时地)发生，各车轮制动器的起动水平彼此不同。
35.一种使用根据权利要求1至四中的任意一项所述的制动系统来调节至少一个车轮制动器中的制动压力的方法、或根据权利要求30至34中的任意一项所述的方法，其特征在于，每个车轮制动器的压力-容积特性通过如下方式均等化在开始行进之前将活塞行程与所述活塞-缸体系统(14、HZ)的工作腔中的压力进行静态比较。
36.一种使用根据权利要求1至四中的任意一项所述的制动系统来调节至少一个车轮制动器中的制动压力的方法、或根据权利要求30至35中的任意一项所述的方法，其特征在于，在压力减小开始之前，将所述活塞-缸体系统(14、HZ)的工作腔中的压力调节或控制为相应的车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力或更低的压力，此后，通过所述控制装置打开关联的转换阀(17a、17b、17c、17d)。
37.一种使用根据权利要求1至四中的任意一项所述的制动系统来调节至少一个车轮制动器中的制动压力的方法、或根据权利要求30至36中的任意一项所述的方法，其特征在于，在压力生成开始之前，将所述活塞-缸体系统(14、HZ)的工作腔中的所述压力调节或控制为相应的车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力或更高的压力，此后，通过所述控制装置打开关联的转换阀(17a、17b、17c、17d)。
全文摘要
本发明涉及具有制动助力器的制动系统，其活塞-缸体系统(14、HZ、THZ)由电马达驱动，其中活塞-缸体系统(14、HZ、THZ)的至少一个工作腔通过液压管路连接至至少两个车轮制动器，车轮制动器在所有情况下都配置二位二通转换阀(17a、17b、17c、17d)，车轮制动器(18a、18b、18c、18d)与活塞-缸体系统(14、HZ)之间的液压连接管路能够通过二位二通转换阀(17a、17b、17c、17d)任选地独立关闭或共同关闭，从而能够同时地和/或按照多路复用法依次地调节车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力，电马达和转换阀(17a、17b、17c、17d)由控制装置使其动作，并且，从活塞-缸体系统(14、HZ、THZ)的工作腔至相应的电磁阀的液压连接管路具有流动阻力RLi，而每个转换阀(17a、17b、17c、17d)与通到轮缸的液压管路一起具有流动阻力RVi，其中，流动阻力RLi和RVi小，使得HZ活塞速度确定每个车轮制动器(18a、18b、18c、18d)中的压力减小梯度和压力生成梯度，流动阻力RLi小于流动阻力RVi，并且，控制装置在压力生成和压力减小期间调节或控制作为车轮制动器(18a、18b、18c、18d)的压力-容积特性的函数的活塞运动和活塞速度。
文档编号B60T8/32GK102325676SQ201080007725
公开日2012年1月18日 申请日期2010年2月13日 优先权日2009年2月13日
发明者克里斯蒂安·克格尔施佩格, 安东·万赞滕, 海因茨·莱贝尔 申请人:爱皮加特股份公司