CN100372713C - 制动控制系统 - Google Patents

Abstract

在采用线控制动(BBW)液压控制单元的车辆的制动控制系统中，在BBW系统正常制动操作模式期间，主缸用作为第一液压源而泵作为第二液压源操作。还装设人工制动液压回路，其能够在故障保险操作模式期间从主缸向车辆制动缸提供液压。一个回流防止装置配置在泵出口通路中，使人工制动液压回路与泵出口相互连接，以允许在从泵向轮缸的一个方向中的自由流动。一个常开流入阀配置在泵出口通路中回流防止装置的上游。一个常开截止阀配置在人工制动液压回路中常开流入阀的上游，并且在故障保险模式期间是非激励的和打开的。

Description

制动控制系统

技术领域

本发明涉及用于机动车辆的一种制动控制系统，并特别涉及一种较少浪费能耗的无蓄能器液压制动控制系统。

背景技术

如通常所知，关于用来控制制动扭矩(车轮负扭矩)或车轮制动缸压力的自动制动系统，更希望提高对制动需求的制动响应，并还希望提供提高的车辆动力控制性能，或通过液压制动控制实现的稳定的车辆动态行为。在典型的液压制动系统中，压力蓄能器常常用来暂时在其中积蓄液压。在蓄能器中的液压馈送或提供给车轮制动缸，以便操作机动车辆的制动。一种装有液压制动系统的这种压力蓄能器已在Japanese Patent Provisional Publication No.2000-168536(以下称为″JP2000-168536″)中公开。使用如JP2000-168536中公开的结构，通过设置蓄能器中的制动液压到尽可能高的压力水平，能够向每一车轮制动缸快速传送具有在正常制动期间所需液压水平的制动液压力。

然而在这种采用比较高蓄能设置压力的压力蓄能器的制动控制系统中，当通过打开连接到车轮缸出入口的控制阀门使制动液压力提供给车轮制动缸时，暂时储存在蓄能器并保证高制动响应的较高的制动液压作用于轮缸。在受到制动控制的车轮制动缸中的制动液的流率超过所需的值有增加的趋势，换言之，由于比相对高的蓄能器设置压力，会出现提供给轮缸的制动液的流率的快速变化的趋势。这种快速制动液流率变化将会引起驾驶者感到相当的不舒服(就是说不自然的制动感觉)。此外，为了保证良好的制动控制响应性，压力蓄能器需要比较大的蓄能量。这种大蓄能量的蓄能器几乎与作为液压源安装在车辆中用于驱动泵的电动机大小相同。这导致制动系统的大尺寸和重量增加的问题，这样恶化了系统在机动车辆上的可安装性。为了避免这一点，近年来已经提出并开发了各种无蓄能器液压制动控制系统。一种这样的无蓄能器液压制动控制系统已在Japanese PatentProvisional Publication No.2000-159094(以下称为″JP2000-159094″)中公开。这种无蓄能器液压制动系统在降低能耗，易于安装，重量轻和降低系统尺寸方面是出色的。希望提供一种具有更加稳定的制动性能的无蓄能器液压制动控制系统。

发明内容

于是本发明的目的是要提供一种无蓄能器的液压制动控制系统，其能够保证更加稳定的制动性能，降低能耗，易于安装，重量轻，且降低系统尺寸。

为了实现本发明上述和其它目的，提供一种制动控制系统，包括：含有主缸的第一液压源，与主缸分开提供的第二液压源，用于在制动操作模式期间从第二液压源向至少一个车轮制动缸提供液压，第二液压源包括一个泵，一个人工制动液压回路，其能够在故障保险操作模式期间从主缸向车轮制动缸提供液压，一个泵出口通路，其把泵与人工制动液压回路相互连接，用于把从泵释放的制动液引入到人工制动液压回路，配置在泵出口通路中的逆流防止装置，用于允许从泵到车轮制动缸的方向中自由流动制动液，并用于防止任何制动液在相反方向流动，配置在泵出口通路并位于逆流防止装置与人工制动液压回路之间的常开流入阀，用于建立人工制动液压回路与泵出口通路之间的流体连通，其中，不激励并打开常开流入阀，以及配置在人工制动液压回路中的常开截止阀，用于在故障保险操作模式期间，通过人工制动液压回路建立主缸与车轮制动缸之间的流体连通，其中，常开截止阀不激励并打开，该常开截止阀配置在常开流入阀的人工制动液压回路上游。

根据本发明的另一方面，提供一种制动控制系统，包括：含有主缸的第一液压源，与主缸分开提供的第二液压源，用于在制动操作模式期间从第二液压源向至少一个车轮制动缸提供液压，第二液压源包括一个泵，一个人工制动液压回路，其能够在故障保险操作模式期间从主缸向车轮制动缸提供液压，一个泵出口通路，其把泵与人工制动液压回路相互连接，用于把从泵释放的制动液引入到人工制动液压回路，配置在泵出口通路中的常闭流入阀，用于阻挡人工制动液压回路与泵出口通路之间的流体连通，其中常闭流入阀不激励和闭合，以及，配置在人工制动液压回路中的常开截止阀，用于在故障保险操作模式期间通过人工制动液压回路建立主缸与车轮制动缸之间的流体连通，其中常开截止阀不激励并打开，该常开截止阀配置在常闭流入阀的人工制动液压回路上游。

根据本发明的另一方面，提供一种制动控制系统，包括：含有主缸的第一液压源，与主缸分开提供的第二液压源，用于在制动操作模式期间从第二液压源向至少一个车轮制动缸提供液压，第二液压源包括一个泵，一个人工制动液压回路，其能够在故障保险操作模式期间从主缸向车轮制动缸提供液压，一个泵出口通路，其把泵与人工制动液压回路相互连接，用于把从泵释放的制动液引入到人工制动液压回路，配置在泵出口通路中的逆流防止装置，用于允许从泵到车轮制动缸的一个方向中自由流动制动液，并防止任何制动液在相反方向流动，配置在泵出口通路并位于逆流防止装置与人工制动液压回路之间的常开流入阀装置，用于建立人工制动液压回路与泵出口通路之间的流体连通，其中不激励并打开常开流入阀装置，以及，配置在人工制动液压回路中的常开截止阀装置用于在故障保险操作模式期间通过人工制动液压回路建立主缸与车轮制动缸之间的流体连通，其中常开截止阀装置不激励并打开，该常开截止阀装置配置在常开流入阀装置的人工制动液压回路上游。

从以下参照附图的说明将可理解本发明的其它目的和特征。

附图说明

图1是一液压回路图，表示前轮线控制动(BBW)液压控制单元，

其中采用了第一实施例的无蓄能器液压制动控制系统。

图2是一简化的液压回路图，表示较早的带有制动系统相互作用的ABS-VDC控制系统。

图3是一简化的液压回路图，表示第一实施例的无蓄能器制动控制系统。

图4是一特性图示，表示两个不同的制动压力对车轮制动缸压力特性曲线，这些曲线分别通过第一实施例(参见图3)无蓄能器制动控制系统与较早的ABS-VDC控制系统(参见图2)获得。

图5是一液压回路图，表示一个四车轮BBW液压控制单元，其中采用了第二实施例的无蓄能器液压制动控制系统。

图6是一液压回路图，表示一个前轮BBW液压控制单元，其中采用了第三实施例的无蓄能器液压制动控制系统。

图7是一液压回路图，表示一个前轮BBW液压控制单元，其中采用了第四实施例的无蓄能器液压制动控制系统。

图8是一剖视图，表示在制动控制系统使用前后柱塞泵(参见图6)作为BBW控制液压源的情形下，可用于BBW液压控制单元的一对止回阀的详细结构。

图9是一剖视图，表示在制动控制系统使用外齿轮泵(参见图1，5和7)作为BBW控制液压源的情形下，可用于BBW液压控制单元的另一类止回阀的详细结构。

图10是一横向剖视图，表示可用于BBW液压控制单元的余摆线泵(内齿轮泵)的详细结构。

图11是控制电流对螺线管阀吸力特性曲线。

具体实施方式

[制动控制系统液压回路的结构]

现在参照附图，特别是图1，示例说明在采用前轮线控制动(BBW)液压控制单元的机动车辆中第一实施例的无蓄能器液压制动控制系统。如图1所示，主缸3由一个双制动系统主缸(有串联的两个柱塞的串联式双制动总泵)。就是说，使用所谓双回路制动系统。主缸压力可分别传送给两个不同制动管线系统的每一个，即一个P液压回路，其具有第一流体管线(第一人工制动流体管线)31，通过该管线从主缸向前左车轮制动缸W/C(FL)提供制动液，以及一个S液压回路，其具有第二流体管线(第二人工制动流体管线)32，通过该管线从主缸向前右车轮制动缸W/C(FR)提供制动液。制动液储罐2安装在主缸3上用于存储制动液。

第一实施例的制动控制系统包括前轮BBW液压控制单元，其中压力提供给前左轮和前右轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)的每一个，这可借助于具有与电子控制电动机(简称电动机)50驱动连接的泵10执行。在故障保险操作模式期间，主缸压力可通过第一流体管线31和第一故障保险流体管线33直接提供给前左车轮制动缸W/C(FL)，并同时通过第二流体管线32和第二故障保险流体管线34提供给前右车轮制动缸W/C(FR)。在BBW液压控制系统中，为了保证在BBW系统正常制动操作模式期间制动踏板1的行程，一个行程模拟器和一个行程传感器靠近主缸装设。例如，至少一个行程模拟器位于制动踏板1与主缸3之间。行程模拟器(或反馈制动踏板踏压反作用力模拟器)的功能是在BBW系统正常制动操作模式期间生成并向制动踏板1施加制动反作用力(反馈踏板踏压反作用力)。在BBW系统正常制动操作模式期间借助于行程模拟器生成的所施加的反作用力，对给予驾驶者这样的制动感觉是重要的，其基本上类似于驾驶者在人工制动期间通过踏板1所感受的驾驶者制动踏板行程期间的制动动作的感觉。驾驶者制动踏板踏压量是借助于位于主缸3附近的制动踏板行程传感器检测的。泵10响应于由制动踏板行程传感器检测的驾驶者制动踏板踏压量而被驱动或操作，以使得车轮制动缸W/C(F/L)和W/C(F/L)的每一个的实际的车轮制动缸压力较接近基于检测到的驾驶者制动踏板踏压力(检测的制动踏板行程)确定的所需的轮缸压力值。在图1所示的第一实施例的系统中，为了保证所需的轮缸压力有较小的制动液体脉动(从泵10释放的制动液体量变化较小)，并还为了保证连续制动液体释放大于指定的固定流率，泵10由齿轮泵(确切地说是外齿轮泵)组成。在所示的实施例中，无电刷电动机用作为电动机50。

从图1的液压回路图可见，一个常开的截止阀11配置在流体管线31中，通过该管线前左车轮制动缸W/C(FL)连接到主缸3的第一端口。以类似的方式，一个常开截止阀12配置在流体管线32中，通过该管线前右车轮制动缸W/C(FR)连接到主缸3的第二端口。在BBW系统正常制动操作模式期间，配置在P液压回路的流体管线31中的第一常开截止阀11和配置在S液压回路的流体管线32中的第二常开截止阀12两者都闭合并保持在它们的关闭状态。反之，在故障保险操作模式期间，第一和第二常开截止阀11和12都打开并保持在它们的完全打开状态。每一截止阀11和12包括一个常开的，两端口两位置的电磁截止阀。因而，即使发生电系统故障，这些截止阀11-12为了故障保险的目的自动保持在它们完全打开的位置，并从而基于其压力值由驾驶者制动踏板踏压力确定的主缸压力，能够产生人工制动动作。第一液压传感器21连接到或位于第一流体管线31上主缸3的第一端口与第一截止阀11之间。第二液压传感器22连接到或位于第二流体管线32上主缸3的第二端口与第二截止阀12之间。第三液压传感器23连接到或位于第一故障保险流体管线33上。第四液压传感器24连接到或位于第二故障保险流体管线34上。图1中由单点划线围绕的液压回路指示液压控制单元(H/U)或液压控制模块。如从图1的液压回路图可见，作为对于系统故障的对策，只有第二液压传感器22连接到主缸侧的流体管线，而其它液压传感器21，23和24连接到在液压控制单元(H/U)中定义的各流体管线。就是说，其它液压传感器21，23和24紧凑地设立在液压控制单元(H/U)中。实际上，为了实现较低的系统安装时间和成本，由于较少的配件造成的降低的油泄漏和污染、降低的维护时间、整个液压系统较小的空间要求，制动回路，止回阀和/或电磁阀是作为单个液压控制系统块(或集成液压控制模块)集成的。图1中，泵10配置在由标号35标记的泵入口流体管线和由标号370标记的泵出口流体管线(或泵排出流体管线)之间。泵入口流体管线35通过流体管线36连接到储罐2。泵排出流体管线370通过止回阀(或释压阀)19连接到流体管线43。泵排出流体管线370还通过用作为回流控制装置或回流防止装置(或回流防止器具)的第一单向止回阀17连接到流体管线(或泵出口通路)37的一端。此外，泵排出流体管线370通过用作为回流防止装置的第二单向止回阀18连接到流体管线(或泵出口通路)38的一端。液压传感器25连接到或配置在泵排出流体管线370中。流体管线37的另一端连接到第一截止阀11和第一故障保险流体管线33之间的第一流体管线31的流体管线段。类似地，流体管线38的另一端连接到第二截止阀12和第二故障保险流体管线34之间的第二流体管线32的流体管线段。在从泵释放通路侧向第一流体管线31延伸的液压回路中，单向止回阀17和流入阀(或入口阀)13按此顺序配置。在从泵释放通路侧向第二流体管线32延伸的液压回路中，单向止回阀18和流入阀(或入口阀)14按此顺序配置。在所示的实施例中，流入阀13和14中的每一个包括常开的两端口两位置电磁比例控制阀。此外，第一流体管线31在分支点(就是说在流体管线37的另一端与第一流体管线31之间的连接点)分支为第一故障保险流体管线33和第一分支流体管线41。此外，第二流体管线32在分支点(就是说在流体管线38的另一端与第二流体管线32之间的连接点)分支为第二故障保险流体管线34和第二分支流体管线42。分支流体管线41和42都连接到流体管线36。流出阀(或输出阀)15配置在第一分支流体管线41中，而流出阀(或输出阀)16配置在第二分支流体管线42中。在所示的实施例中，每一流出阀15和16包括常闭的、两端口两位置电磁比例控制阀。如以上所讨论，止回阀(释压阀)19配置在流体管线43中。当泵10的释放通路侧中的液压超过释压阀19的设置压力值时，释压阀19移动到阀打开的状态以便释放超过设置压力值的液压，并使加压的制动液的一部分通过释压阀返回储罐。使用以上所述结构，包含流体管线31和33的人工制动液压回路(或人工制动液压管线)连接到液压回路，该回路使第一止回阀17和前左车轮制动缸W/C(FL)相互连接。类似地，包含流体管线32和34的人工制动液压回路(或人工制动液压管线)连接到用于把第二止回阀18与前右车轮制动缸W/C(FR)互接在一起的液体回路。

[BBW系统正常操作模式]

在前轮(两通路)线控制动(BBW)系统正常制动操作模式期间，制动踏板1的行程借助于位于主缸3附近的行程传感器检测。泵10响应于由行程传感器检测的驾驶者踏板的踏压量(制动踏板行程)而被驱动，使得每一车轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)的实际的车轮制动缸压力更接近基于根据线控制动(BBW)控制检测的制动踏板行程所确定的理想的轮缸压力值。在BBW系统正常制动操作模式期间，为了防止主缸压力传送给前左和前右轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)中的每一个，两个截止阀11-12都关闭并保持在它们的关闭状态，使得阻隔或断开主缸3的第一端口和前左轮制动缸W/C(FL)之间的流体连通，并同时阻隔或断开主缸3的第二端口和前右轮制动缸W/C(FR)之间的流体连通。

<在轮缸压力建立的操作模式期间>

在BBW系统正常操作模式下压力建立期间，两个截止阀11-12保持在它们的关闭状态(在赋能或激励状态)，且泵10由电动机50操作，使得储罐2中的制动液体经由流体管线35通过流体管线36被引导到泵10的入口端口。这时，流入阀13-14保持在它们的常开状态(在非赋能或未激励状态)，且流出阀15-16保持在它们的常闭状态(在非赋能或未激励状态)。这样，由泵10加压的制动液通过流体管线37和故障保险流体管线33被传送到前左轮制动缸W/C(FL)，同时加压的制动液通过流体管线38和故障保险流体管线34传送到前右轮制动缸W/C(FR)，以供轮缸压力的建立。当泵10排出侧中的液压超过释压阀19的设置压力时，释压阀19打开以释放超过设置压力的多余压力，并使加压的制动液的一部分返回储罐2，以用于被加压系统的故障保险之目的。

<在轮缸压力保持的操作模式期间>

在压力保持在BBW系统正常操作模式期间，截止阀11-12保持在它们的关闭状态(处于赋能状态)，且流出阀15-16保持在它们的闭合状态(处于非赋能状态)，同时流入阀13-14移动到它们的闭合状态(到达赋能状态)，以保持轮缸压力。当压力保持模式维持达到的时间段于规定的固定时间段时，电动机50和泵10两者都移动到它们的非操作状态，且其中由泵10产生的多余压力通过释压阀19释放并且从泵10释放的制动液体通过释压阀19流向储罐2的这一压力释放时间可被有效降低或缩短，这提高了能效。这对降低耗油率是有贡献的。

<在轮缸压力降低操作模式期间>

在BBW系统正常制动压力降低操作模式期间，截止阀11-12保持在它们的关闭状态(在赋能状态)，且流入阀13-14保持在它们的闭合状态(在赋能状态)，同时根据比例控制流出阀15-16被打开。这样，前左轮制动缸W/C(FL)中的轮缸压力被释放且压力降低，而前左轮制动缸W/C(FL)中的制动液的一部分通过故障保险流体管线33，打开的流出阀15，分支流体管线41和流体管线36返回到储罐2。同时，前右轮制动缸W/C(FR)中的轮缸压力被释放且压力降低，而前右轮制动缸W/C(FR)中的制动液的一部分通过故障保险流体管线34，打开的流出阀16，分支流体管线42和流体管线36返回到储罐2。当其中流入阀13-14保持在它们闭合状态(在赋能状态)的保持时间超过规定的固定时间段时，按如同压力保持操作模式类似的方式，电动机50和泵10移动到它们的非操作状态(停止状态)。这有助于降低电动机50的驱动时间。

[故障保险操作模式]

当发生系统故障时，诸如电动机50故障，泵10的故障和/或电系统故障，截止阀11-12保持在它们的全打开位置(处于非赋能状态)。使截止阀11-12完全打开，主缸压力通过第一流体管线31和第一故障保险流体管线33直接施加到前左轮制动缸W/C(FL)，并同时通过第二流体管线32和第二故障保险流体管线34直接施加到前右轮制动缸W/C(FR)，以使得制动力通过人工制动作用生成。在故障保险操作模式(存在系统故障)期间，截止阀11-12可自动保持在它们的完全打开的位置(在非赋能状态)，因为截止阀11-12由常开电磁截止阀组成。这样，在故障保险操作模式期间，能够基于驾驶者制动踏板的踏压保证或产生人工制动作用。

从图1所示的对称液压回路可见，用于前左轮制动缸压力控制的第一制动回路及用于前右轮制动缸压力控制的第二制动回路是彼此对称的。在该实施例的系统中，包含在第一制动回路中的电磁阀组(11，13，15)及包含在第二制动回路中的电磁阀组(12，14，16)被同时控制。其替代方式是，包含在第一制动回路中的电磁阀组(11，13，15)及包含在第二制动回路中的电磁阀组(12，14，16)被彼此独立控制。在这种情形下(根据前左轮和前右轮缸体压力独立控制)，在建立前左轮缸体压力时，能够保持或降低前右轮制动缸压力。另外，当同时建立前左和前右轮缸体压力(或当同时降低压力时)时，前左轮缸体W/C(FL)的压力建立速率(或压力降低速率)可不同于前右轮缸体W/C(FR)的速率。要使前左轮缸体W/C(FL)的压力建立速率(或压力降低速率)和前右轮缸体W/C(FR)的压力建立速率(或压力降低速率)，适合于由车辆动态控制(VDC)系统与制动系统相互作用所进行的车辆动态控制。

[内置于BBW液压单元中的每一阀的作用]

配置在流体管线37中的止回阀17和配置在流体管线38中的止回阀18用于允许制动液体在从泵排出端口向流体管线37-38中的每一个的一个液流方向中自由流动，并用来防止从流体管线37-38向泵排出端口(泵排出流体管线370)回流。在BBW系统正常制动操作模式期间，当泵10的排出压力(泵排出流体管线370中的液体压力)克服了每一止回阀17-18的弹簧力时，止回阀17-18保持打开。在故障保险操作模式期间，止回阀17-18用于防止从主缸3的第一和第二端口通过流体管线37-38向泵排出端口(泵排出流体管线370)回流。因而，在故障保险操作模式期间，能够避免制动液体通过两个止回阀17-18而不是电磁阀流回泵10。

在该实施例的系统中，配置在止回阀17和前左轮制动缸W/C(FL)之间的流入阀13以及配置在止回阀18和前右轮制动缸W/C(FR)之间的流入阀14中的每一个包括一个常开电磁阀。这样，在BBW系统正常制动操作模式期间(在该模式下通过用作每一单独的车轮制动缸的液体压力源的泵10而实现对前左和前右轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)中每一个的轮缸压力控制)，不必对两个流入阀(常开电磁阀)13-14赋能。这对于降低电能消耗是有贡献的。

此外，每一流入阀13-14包括一常开的电磁比例控制阀。比例控制阀与ON/OFF控制阀相比在阀控制精确度方面是出色的。因此，由常开的电磁比例控制阀组成的流入阀13-14在BBW系统正常制动操作模式期间基本上保持在它们的非赋能状态。只有当前轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)的轮缸压力必须细致控制时，流入阀13-14才移动到它们的赋能状态，这样，降低了每一流入阀13-14的赋能时间，并因而保证了电能消耗降低。甚至当因为每一液压回路各自的操作特性，致使在与前左轮制动缸W/C(FL)相关的左侧液压回路和与前右轮制动缸W/C(FR)相关的前右侧液压回路之间存在液流阻力差时，通过对由高精确度比例控制阀构成的流入阀13-14进行电子控制，也能够细致地彼此独立地调节施加到前左轮制动的制动力大小，以及施加到前右轮制动的制动力大小。如果必要，能够通过彼此独立地控制流入阀13-14，使施加到前左轮制动缸W/C(FL)的轮缸压力和施加到前右轮制动缸W/C(FR)的轮缸压力均衡。

如上所讨论，作为流入阀13-14，本实施例的系统使用比例控制阀而不是ON/OFF控制阀。如一般所知，ON/OFF控制阀设计为通过ON/OFF控制建立和阻挡液压回路。每次发生ON和OFF状态之间的切换时，ON/OFF控制阀的滑阀芯都要与阀门壳体的内周边壁(或在阀体中定义的紧配合孔的内周边壁)发生碰撞接触。反之，在比例控制阀的情形下，降低了滑阀芯与阀壳体内周边壁碰撞接触的趋势。就是说，构成流入阀13-14的每一个的比例控制阀与ON/OFF控制阀比较，在降低噪声和振动方面是出色的。如上所述，在每一流入阀13-14的非赋能和赋能状态之间切换期间，作为降低噪声和振动的对策，使用比例控制阀作为流入阀13-14。

除了以上之外，本实施例的系统使用双制动系统主缸(串联式双制动总泵)。第一止回阀(图1中左手侧止回阀)17配置在包含于左手液压回路内的流体管线37中，其方式是允许制动液在从泵排出端口通过流体管线37向前左轮制动缸W/C(FL)的一个液体流方向中流动，而第二止回阀(图1中右手侧止回阀)18配置在包含于右手液压回路内的流体管线38中，其方式是允许制动液在从泵排出端口通过流体管线38向前右轮制动缸W/C(FR)的一个液体流方向中流动。使用这种双制动系统，在左和右液压回路中任何之一(即包含使泵10的排出端口和前左轮制动缸W/C(FL)通过其彼此相互连接的流体管线33和37的第一制动回路，以及包含使泵10的排出端口和前右轮制动缸W/C(FR)通过其彼此相互连接的流体管线34和38的第二制动回路)有故障且结果出现不希望的工作液体泄漏的情形下，能够借助于止回阀17-18防止工作液(制动液)从非故障制动回路向故障制动回路不希望地流出。即使包含与前左轮制动缸W/C(FL)相关联的流体管线33和37的左手制动回路有故障，液压也可从泵10通过包含流体管线34和38的非故障的制动回路提供给或指向前右轮制动缸W/C(FR)。这样，即使存在左手制动回路的故障，该系统借助于非故障制动回路(右手制动回路)仍能够使制动力施加到前右车轮。类似地，即使存在右手制动回路的故障，该系统借助于非故障制动回路(左手制动回路)仍能够使制动力施加到前左车轮。

图1所示第一实施例的制动控制系统用于采用前轮BBW液压控制单元的机动车辆。应当理解，本实施例的制动系统系统配置的基本概念可应用于采用四车轮BBW液压控制单元以及所谓的制动回路对角分离布局(split layout)(有时称为“X-分离布局”)的机动车辆，其中串联式双制动总泵输出的一部分通过第一制动管线(第一制动回路)连接到前左和后右轮制动缸W/C(FL)和W/C(RR)，而其它部分通过第二制动管线(第二制动回路)连接到前右和后左轮制动缸W/C(FR)和W/C(RL)。即使当与前左和后右轮制动缸W/C(FL)和W/C(RR)相关联的第一制动回路以及与前右和后左轮制动缸W/C(FR)和W/C(RL)相关联的第二制动回路中任何之一有故障时，这种X-分离布局在车辆的制动力平衡方面也是出色的。例如，假设与前左轮制动缸W/C(FL)相关联的制动回路有故障，与后右轮制动缸W/C(RR)相关联的制动回路同时变得有故障，这样该系统通过非故障制动回路(第二制动回路)允许制动力同时施加到前右和后左轮。反之，假设与前右轮制动缸W/C(FR)相关联的制动回路有故障，与后左轮制动缸W/C(RL)相关联的制动回路同时变得有故障，这样该系统通过非故障制动回路(第一制动回路)允许制动力同时施加到前左和后右轮。使用X-分离布局对提高车辆制动力平衡是有贡献的。

[较早的制动控制系统与第一实施例的改进的系统之间的操作和效果的比较]

在较早的装有压力蓄能器的液压制动控制系统上，储存在压力蓄能器中的液压用来操作车辆的车轮制动。为了避免蓄能器中的液压连续作用于每一车辆制动缸，在每一单独的车轮制动缸入口和出口端口与压力蓄能器之间的液压管线中配置常闭阀。只有当必须施加制动时，与各车轮制动缸相关联的常闭阀被打开以便施加轮缸压力。所述常闭阀还用作为回流防止阀装置，当发生系统故障并因而需要人工制动作用时，防止主缸压力作用于压力蓄能器侧。然而，由于使用压力蓄能器，装有压力蓄能器的液压制动控制系统需要上述的常闭阀。这样，每当BBW系统正常制动操作模式期间必须施加制动力时，常闭阀必须被打开(赋能)。这意味着每一常闭阀的赋能时间增加，换言之，电能消耗增加。增加电能消耗导致不希望的热产生的问题，就是说制动液体的粘性下降，换言之破坏了制动控制的精确性。

反之，在图1所示的第一实施例的没有蓄能器的液压制动控制系统中，第一止回阀17配置在流体管线37中，该管线连接到包含流体管线31和33的人工制动液压回路并使泵排出端口(泵排出流体管线370)与前左车轮制动缸W/C(FL)相互连接，用于允许制动液在从泵排出侧向前左车轮制动缸W/C(FL)的一个液流方向中流动，并防止任何相反方向的流动。类似地，第二止回阀18配置在流体管线38中，该管线连接到包含流体管线32和34的人工制动液压回路并使泵排出端口(泵排出流体管线370)与前右车轮制动缸W/C(FR)相互连接，用于允许制动液在从泵排出侧向前右车轮制动缸W/C(FR)的一个液流方向中流动，并防止任何相反方向的流动。借助于止回阀17-18，通过控制或调节借助于BBM系统泵作用于前左和前右车轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)中每一个的液压，能够保证稳定的制动性能。而且，本实施例的系统不需要压力蓄能器，从而保证了较少的能耗，并提高了系统在车辆上的可安装性。在BBW系统正常制动操作模式期间，当泵10的排出压力克服了预定的压力值(换言之，每一止回阀17-18的弹簧力)时，止回阀17-18变为打开的。在故障保险操作模式(在存在系统故障)期间，借助于两个止回阀17-18，无须对电磁阀赋能，就能够防止制动液从主缸3向泵10回流。止回阀17-18还对降低电能消耗有贡献，这样避免制动液粘度由于热产生而下降，并因而防止了制动控制精确性破坏。

此外，在本实施例的系统中，包括常开电磁阀的流入阀13配置在止回阀17与前左轮制动缸W/C(FL)之间，而包括常开电磁阀的流入阀14配置在止回阀18与前右轮制动缸W/C(FR)之间。因而，在BBW系统正常制动操作模式期间，其中对于前车轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)中的每一个的轮缸体压力控制是通过泵10实现的，不必对两个流入阀(常开电磁阀)13-14赋能。这更显著降低了电能消耗。

近年来，为了提高车辆的动态控制(VDC)性能或车辆的稳定性控制(VSC)性能，希望提供一种高精确度的没有任何不自然制动感觉的制动液压控制。例如，当车辆在换道期间转向时，为了提高或改进车辆的动态行为，VDC系统常常进入操作。VDC系统操作是为了向每一车轮制动缸传送制动液压，进行VDC控制的方式是使得车辆状态稳定而不会给驾驶者不舒服的制动感觉，并在换道期间不会降低驾驶的稳定性。根据本实施例的系统，由电动机50驱动从泵10的出口端口释放的制动液(工作液)，通过泵排出流体管线370和配置在流体管线37(流体管线38)中的常开流入阀13(常开流入阀14)传送到左车轮制动缸或右车轮制动缸。为了保证在这种VDC系统控制模式期间提供给车轮制动缸的制动液的适当的制动液量，适当的压力值和/或适当的压力升高，希望产生非常缓和的压力建立特性。就是说，必需减弱制动液压的变化对施加到流入阀13(流入阀14)的控制电流的变化的敏感度，这样降低制动液压的变化相对于控制电流的变化的误差。如上所述，在本实施例的系统中，由泵10传送的制动液借助于常开流入阀13-14控制。这种常开流入阀对于常闭流入阀门在高精确度制动液控制方面是优越的。就是说，与常闭流入阀比较，在包含VDC系统控制的BBW系统制动操作模式期间，常开流入阀13-14能够更加细致地控制提供给车轮制动缸的制动液量、压力值和/或压力变化。采用上述常开流入阀13-14的实施例的系统对于提高制动控制，特别是提高车辆动态控制的精确性是优越的。更详细来说，从图11所示的控制电流对螺线管阀吸力特性曲线可见，常开流入阀13-14对常闭流入阀在提高控制分辨率(或改进控制系统灵敏度)或在非常缓和的压力建立特性方面是优越的。从图11的特性曲线可见，一般来说，由电磁流入阀的螺线管生成的吸力与施加到螺线管的激励电流的控制电流值的平方成比例。此外，由于以下所讨论的原因，常开流入阀的返回弹簧的设置弹簧力可设置为小于常闭流入阀的值。就是说，在常闭流入阀的情形下，在液体密封方式甚至在高制动液压下，其弹簧力必须设置为保持其阀的闭合状态。这样，与常开流入阀的设置弹簧力相比，常闭流入阀的设置弹簧力趋向于要设置为较高的水平。对于相同的所需的制动液压诸如20Pa，与常闭流入阀相比，常开流入阀可提供相对较大的控制电流宽度。这意味着提高的控制分辨率，改进的控制系统灵敏度，或非常缓和的压力建立特性。如以上所述，采用上述常开流入阀13-14的实施例的系统对于提高的制动控制，特别是提高的车辆动态控制精确度是有益的。

通过使用常开流入阀对13，14和止回阀对17，18，即使当由于布线线束损坏而两个流入阀13-14都不起作用时，由于止回阀17-18正常操作并且流入阀13-14不赋能且完全打开，本实施例的系统可进行线控制动的控制模式，这允许同时向前车轮制动缸W/C(FL)和W/C(FR)的每一个施加相同的液压。这提高了制动控制系统的可靠性。

此外，如以上所讨论，流入阀13-14包括能更细致地调节阀位置的比例控制阀。按基本规则，在BBW系统正常制动操作模式期间流入阀13-14保持非赋能。只有当有必要细致精确控制轮缸压力时，才能够通过使流入阀13-14赋能执行轮缸压力控制。这消除了在BBW系统正常制动操作模式期间对流入阀连续赋能的需要，这样降低了流入阀对13-14赋能的时间，并因而保证了电能消耗降低。此外，如先前所讨论，构成每一个流入阀13-14的比例控制阀与ON/OFF控制阀相比，在降低噪声和振动方面是出色的。使用比例控制阀在提高噪声和振动控制性能方面是有益的。此外，即使当因为每一制动回路各自的操作特性使第一和第二制动回路之间存在压力差时，这种压力差是由于和前左轮制动缸W/C(FL)相关联的第一制动回路工作液通路对工作液体流的阻力与和前右轮制动缸W/C(FR)相关联的第二制动回路工作液通路对工作液体流的阻力有差别而造成的，通过电子控制由高精确度比例控制阀13-14构成的流入阀13-14，也能够使彼此独立地均衡施加到前左车轮制动的制动力的大小与施加到前右车轮制动的制动力的大小。这提高了车辆动态控制(VDC)系统或车辆稳定控制(VSC)系统的控制精确性，并由此稳定了车辆的动态行为。

此外，如上所讨论，在使用有第一和第二制动回路的双制动系统(串联制动系统)的系统中，第一止回阀17配置在包含于第一制动回路内的流体管线37中，其方式是使得允许制动液在从泵排出侧通过流体管线37朝向前左轮制动缸W/C(FL)的一个液体流方向中流动，并防止相反方向的任何流动。类似地，第二止回阀18配置在包含于第二制动回路内的流体管线38中，其方式是使得允许制动液在从泵排出侧通过流体管线38朝向前右轮制动缸W/C(FR)的一个液体流方向中流动，并防止相反方向的任何流动。在两个制动回路中任何之一(该两个制动回路即包含使泵排出端口和前左车辆制动缸W/C(FL)通过其相互连接的流体管线33和37的第一制动回路，以及包含使泵排出端口和前右车辆制动缸W/C(FR)通过其相互连接的流体管线34和38的第二制动回路)有故障且结果是发生不希望的工作液泄漏的情形下，借助于止回阀17-18能够防止不希望的工作液(制动液)从非故障回路向故障制动回路流出。例如，即使在包含流体管线33和37的左手制动回路存在故障时，系统通过经由非故障制动回路(正常操作，右手制动回路)向前右轮制动缸W/C(FR)馈送或提供由泵10生成的液压，也能使制动力施加到前右车轮。类似地，即使在包含流体管线34和38的右手制动回路存在故障，系统通过经由非故障制动回路(正常操作，左手制动回路)向前左轮制动缸W/C(FL)提供由泵10生成的液压，也能使制动力施加到前左车轮。虽然图1的第一实施例的无蓄能器液压控制系统应用于采用前轮BBW液压控制单元的机动车辆，但第一实施例的制动控制系统的系统配置的基本概念也可应用于采用四轮BBW液压控制单元及制动回路X-分离布局的机动车辆。例如，假设与前左轮制动缸W/C(FL)相关联的制动回路有故障，与后右轮制动缸W/C(RR)相关联的制动回路同时有故障，于是该系统通过无故障的制动回路(第二制动回路)允许制动力同时施加到前右轮与后左轮两者。反之，假设与前右轮制动缸W/C(FR)相关联的制动回路有故障，与后左轮制动缸W/C(RL)相关联的制动回路同时变得有故障，于是该系统通过无故障的制动回路(第一制动回路)允许制动力同时施加到前左轮与后右轮两者。使用X-分离布局对提高制动力平衡和提高车辆动态性能中的车辆稳定性有贡献。

[较早的ABS-VDC控制系统与第一实施例的改进的系统之间操作和效果的比较]

如一般所知，防滑制动系统加车辆动态控制系统，简称为“ABS-VDC控制系统”，是一种先进的带有制动系统相互作用的车辆稳定性控制系统，其通过建立、保持和/或降低每一轮缸压力，能够避免车辆滑动状态并改进车辆动态行为，而不论驾驶者制动踏板踏压量如何。

图2示出较早的ABS-VDC控制系统的简化的液压回路图。为了表示的简略，只示出对一个车轮制动缸W/C的液压回路。实际上，如图2所示相同的液压回路是对于多个车轮制动缸的每一个配置的。制动踏板BP链接到主缸MC的推杆。第一液压管线a1连接到主缸MC。第二液压管线a2通过常开停汽阀CUT·V连接到第一液压管线a1。第三液压管线a3通过常开流入阀IN·V连接到第二液压管线a2。车轮制动缸W/C连接到第三液压管线a3。第四液压管线a4连接到第一液压管线a1。第五液压管线a5通过常闭吸入阀SUC·V和第四液压管线a4连接到第一液压管线a1。第六液压管线a6连接到第二液压管线a2。第七液压管线a7通过第六液压管线a6和单向止回阀C·V连接到第二液压管线a2，这允许制动液体在从泵PMP的排出端口向主缸侧的一个液流方向中流动，并防止任何相反方向的流动。第八液压管线a8连接到第三液压管线a3。第九液压管线a9通过常闭流出阀OUT·V和第八液压管线a8连接到第三液压管线a3。第五和第九液压管线a5和a9连接到储罐(压力蓄能器)RV。第五和第九液压管线a5和a9还通过第十液压管线a10连接到泵PMP的流入端口。第七液压管线a7连接到泵排出端口。

<基于VDC系统控制的车轮制动缸压力建立/降低控制>

使用上述图2所示的较早的ABS-VDC控制系统的结构，当从电子控制单元向包含在较早的ABS-VDC控制系统中的各自动制动激励器(即电磁螺线管阀，更加确切地说是常开停汽阀CNT·V，常闭的吸入阀SUC·V，常开的流入阀IN·V以及常闭的流出阀OUT·V)输出轮缸压力建立命令信号时，响应该压力建立命令信号，常开停汽阀CUT·V被赋能并关闭，常闭吸入阀IN·V被赋能并打开，常开流入阀IN·V保持非赋能和打开，且常闭流出阀OUT·V保持非赋能并关闭。在这些条件下，当泵PMP被驱动时，制动液体通过第四液压管线a4、第五液压管线a5和第十液压管线a10被引导或吸入到泵入口端口。然后，在压力建立操作模式期间，由泵PMP加压和释放的高压制动液通过第七液压管线a7、第六液压管线a6、第二液压管线a2和第三管线a3提供给车轮制动缸W/C。因而，能够自动控制或调节车轮制动缸压力，而不论驾驶者制动踏板踏压如何。反之，在压力降低操作模式期间，泵PMP停止，常闭的流出阀OUT·V被赋能并打开，并从而车轮制动缸W/C中的制动液流入储罐RV。

<基于ABS系统控制的车轮制动缸压力的建立/降低控制>

使用上述图2所示的较早的ABS-VDC控制系统的结构，如果制动施加地这样强，以致车轮趋向停止转动，并于是开始发生打滑，ABS系统开始操作。在滑动控制的压力降低操作模式期间，常开流入阀IN·V被赋能并关闭，以阻挡主缸MC与车轮制动缸W/C之间的流体连通。另一方面，在压力降低操作模式期间，常闭的流出阀OUT·V被赋能并打开，并且从而车轮制动缸体W/C中的制动液流向储罐RV。反之，在滑动控制的压力建立操作模式期间，常闭流出阀OUT·V非赋能并关闭，同时常开流入阀IN·V非赋能并打开。这样，在压力建立操作模式期间，主缸压力提供给车轮制动缸W/C。如以上所讨论，在图2所示的较早的ABS-VDC控制系统中，在滑动控制的压力建立操作模式期间，系统使用由驾驶者制动踏板踏压生成的主缸压力用于压力的建立。在滑动控制的压力降低操作模式期间，主缸MC与车轮制动缸W/C之间的流体连通被阻挡。这样，常开的流入阀IN·V必须配置于在主缸MC与车轮制动缸W/C之间提供的液压回路中。由于以上所讨论的原因，常开的停汽阀CUT·V配置在第一和第二液压管线a1和a2之间，而常开的流入阀IN·V配置在第二和第三液压管线a2和a3之间。在ABS-VDC控制系统故障特别是电系统故障发生的情形下，电能提供被中断，这样，所有的电磁螺线管阀CUT·V，SUC·V，IV·V和OUT·V非赋能并保持在它们的弹簧加载的阀位置(非激励或非赋能原始位置)。就是说，常开的停汽阀CUT·V保持打开，常闭的吸入阀SUC·V保持关闭，常开的流入阀IN·V保持打开，且常闭的流出阀OUT·V保持关闭，这样，保证或产生了基于主缸压力的人工制动作用，其压力值由驾驶者制动踏板踏压力决定。然而在人工制动期间，从图2的回路图可见，当液压从主缸通过第一、第二和第三液压管线a1、a2和a3提供给车轮制动缸W/C时，制动液体必须通过两个阀CUT·V和IN·V提供给车轮制动缸。配置在人工制动液压回路的液压管线a1-a3中的这些阀CUT·V和IN·V还用作为液流收缩孔。这种系统将需要很大的制动踏板踏压力(参见通过图2较早的ABS-VDC控制系统获得并由图4中虚线指示的制动踏压力对车轮制动缸压力特性曲线)。

图3示出第一实施例的无蓄能器的液压制动控制系统简化的液压回路图。图3中为了简化只示出用于一个前右车轮制动缸W/C(FL)的制动回路。图3中由标号35标记的流体管线对应于用于使泵入口侧与流体管线36和43的结合点相互连接的连接管线。如前面参照<轮缸压力建立操作模式期间>，<轮缸压力保持操作模式期间>及<轮缸压力降低操作模式期间>中所述，当ABS系统控制(滑动控制)或VDC系统控制(车辆动态控制)由第一实施例的系统执行时，制动液压从泵10提供给车轮制动缸W/C(图3中前右车轮制动缸W/C(FR))。这样，在第一实施例的系统中，图3中所示对应于图2的流入阀IN·V的流入阀14配置在流体管线38中，该管线使止回阀18与流体管线32和34的结合点A相互连接。在ABS-VDC控制系统有故障，特别是电系统故障发生的情形下，电能供给中断，这样所有电磁螺线管阀12，14，16都非赋能并保持它们的弹簧加载位置，主缸压力可从主缸3向车轮制动缸只通过截止阀12提供。在故障保险操作模式期间，换言之，在人工制动期间，只有一个阀即截止阀12完全打开，用作为液流收缩孔。这样，通过比较轻的制动踏板踏压力就能够产生所需的车轮制动缸压力(参见通过图3的第一实施例的无蓄能器液压制动控制系统获得，并由图4中实线指示的制动踏压力对车轮制动缸压力的特性曲线)。从图4所示的两个特性曲线之间比较可见，对于相同的制动踏板踏压力，第一实施例的系统能够产生相对高的车轮制动缸压力。

现在参见图5，其中示出第二实施例的无蓄能器液压制动控制系统，这是以采用四轮线控制动(BBW)的液压控制单元的机动车辆示例说明的。第二实施例的制动控制系统的基本结构类似于第一实施例。在说明第二实施例中，为了公开简化的目的，用来指示第一实施例中的元件相同的标号，将用于第二实施例中使用的对应的元件，同时相同标号的详细说明将省略，因为它们上述的说明是不言自明的。

如图5中所示，前左轮制动缸W/C(FL)通过流体管线33，311，310和31连接到串联式双制动总泵输出的第一部分。前右轮制动缸W/C(FR)通过流体管线34，321，320和32连接到串联式双制动总泵输出的第二部分。后左轮制动缸W/C(RL)通过流体管线33a，311a，310和31连接到串联式双制动总泵输出的第一部分。后右轮制动缸W/C(RR)通过流体管线34a，321a，320和32连接到串联式双制动总泵输出的第二部分。常开的截止阀11配置在流体管线31中，同时常开的截止阀12配置在流体管线32中。在四通路BBW系统正常制动操作模式(即在四车轮BBW系统正常制动操作模式)期间，截止阀11-12都是闭合的。反之，在故障保险操作模式期间，第一和第二常开截止阀11-12都是打开的。截止阀11-12的每一个包括常开的、两端口两位置的电磁截止阀。因而，即使发生电系统故障，这些截止阀11-12为故障保险的目的自动保持在它们的全开位置，并从而能够建立人工制动液体回路。分支流体管线32a从流体管线32基本上在主缸3和截止阀12之间流体管线部分的中间点分支。配置在分支流体管线32a中的是一个行程模拟器SS，其提供是为了通过常闭的、两端口两位置电磁截止阀S1存储或储存制动液。行程模拟器SS紧凑地建立在液压控制单元(H/U)中，但不连接到主缸侧的流体管线。这对于降低连接系统中各种组件之间的流体管线的配件的数目、由于较少的配件而降低的油泄漏以及较低的系统安装时间和成本来说是有益的。从图5的液压回路图可理解，第二实施例的系统还构成为无蓄能器的制动控制系统，且采用标准的蓄能器安装空间作为行程模拟器SS的安装空间。因而，围绕主缸3的有限空间可以更有效地利用。行程模拟器SS只是为了存储制动液使用，于是现有的串联式双制动总泵可以被采用或应用。这对于整个系统的较小空间需求以及降低的系统制造成本是有益的。

液压传感器21和22a连接到或位于各流体管线31和32上。液压传感器23，23a，24和24a连接或位于各流体管线33，33a，34和34a上，它们分别连接到前左，后左，前右和后右车轮制动缸W/C(FL)，W/C(RL)，W/C(FR)，W/C(RR)。从图5的液压回路图可见，液压传感器21，22a，23，23a，24和24a连接到液压控制单元(H/U)中定义的各流体管线，其由图5中单点划线指示。就是说，液压传感器21，22a，23，23a，24和24a紧凑地建立在液压控制单元(H/U)中。以与第一实施例类似的方式，泵10配置在泵入口流体管线35和泵排出流体管线370之间。泵入口流体管线35通过流体管线36连接到储罐2。泵排出流体管线370通过止回阀(或释压阀)19连接到流体管线43。泵排出流体管线370还通过作为回流防止装置的止回阀17连接到流体管线37的一端。此外，泵排出流体管线370通过作为回流防止装置的止回阀18连接到流体管线38的一端。流体管线37的另一端(相对于泵10的下游端)连接到流体管线37a。一对常开的两端口两位置电磁比例控制阀13和13a配置在流体管线37a中，并装设在流体管线37和37a结合点的两侧。流体管线37a的一端连接到流体管线311，同时流体管线37a的另一端连接到流体管线311a。按类似的方式，流体管线38的另一端(相对于泵10的下游端)连接到流体管线38a。一对常开的两端口两位置电磁比例控制阀14和14a配置在流体管线38a中，并装设在流体管线38和38a结合点的两侧。流体管线38a的一端连接到流体管线321，同时流体管线38a的另一端连接到流体管线321a。流体管线41桥接或结合在流体管线36以及流体管线311和33的连接点之间。常闭的两端口两位置电磁比例控制阀15配置在流体管线41中。类似地，流体管线42桥接或结合在流体管线36以及流体管线321和34的连接点之间。常闭的两端口两位置电磁比例控制阀16配置在流体管线42中。流体管线41a桥接或结合在流体管线36以及流体管线311a和33a的连接点之间。常闭的两端口两位置电磁比例控制阀15a配置在流体管线41a中。流体管线42a桥接或结合在流体管线36以及流体管线321a和34a的连接点之间。常闭的两端口两位置电磁比例控制阀16a配置在流体管线42a中。

[BBW系统正常操作模式]

关于第二实施例的无蓄能器液压制动控制系统，用于前左和后左车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)的第一制动系统的操作，基本上等同于用于前右和后右车轮制动缸W/C(FR)和W/C(RR)的第二制动系统的操作。在解释图5的四车轮(四通路)线控制动(BBW)的系统的操作时，为了公开的简化，以下只说明左车轮侧制动系统(第一制动系统)的操作。当四车轮(四通路)BBW系统进行操作时，常闭的截止阀S1被赋能并打开，而常开关的闭阀11-12被赋能并闭合。在这些条件下，当制动踏板1被驾驶者踏压时，主缸3中的制动液从流体管线32向流体管线32a提供，并然后通过截止阀S1提供给行程模拟器SS。这样，行程模拟器SS允许主缸3的工作液(制动液)用尽，同时在BBW系统正常制动操作模式期间向制动踏板1施加适当的制动反作用力(反馈的踏板踏压反作用力)。这时，BBW系统控制器按基于制动踏板行程和/或制动踏板踏压力两者，用数学算法计算所需的车轮制动缸压力，并向电动机50输出对应于所需车轮制动缸压力的命令信号(驱动电流)。当电动机50响应该命令信号(驱动电流)而转动并由此泵10被驱动时，制动液从泵排出端口通过止回阀17和流体管线37提供给流体管线37a，并然后通过配置在流体管线37a中的常开流入阀13和13a传送到各车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)。这样，在车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)中的轮缸压力增加到它们的所需的轮缸压力值。反之，当BBW系统正常制动操作模式期间轮缸压力必须降低时，电动机50非赋能并由此泵10停止，此外常闭流出阀15和15a被赋能并打开。结果，前左和后左车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)中的轮缸压力被释放且压力降低，并在每一前左和后左车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)中的制动液的一部分通过流体管线33-33a、打开的流出阀15-15a、流体管线41-41a和流体管线36返回储罐2。一般来说，当加速器踏板已经释放时，制动踏板被驾驶者踏压有增加的趋势。这样，在出现加速器踏板释放时，泵10事先被驱动，使得车轮制动缸的制动卡钳的摩擦片与制动盘之间的间隙被自动降低地补偿后被调节，并由此通过相对小的制动踏板运动能够产生快速制动作用。在BBW系统正常制动操作模式期间，这保证了高的制动响应。

[各种安全操作模式]

在初始化的故障保险操作模式期间，当出现系统故障时，诸如电动机50的故障，泵10的故障和/或电系统的故障，所有的电磁阀非赋能。这样，常闭的截止阀S1非赋能并闭合，同时常开的截止阀11-12非赋能并打开。由于截止阀11-12完全打开，当制动踏板1被踏压时，主缸压力通过流体管线31，310，311-311a及33-33a直接施加到前左和后左车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)。关于在人工制动期间用于前左和后左车轮制动缸W/C(FL)和W/C(RL)的左侧轮侧制动系统(第一制动系统)，从图5的回路图可见，只有一个阀，即截止阀11完全打开，用作为液流收缩孔。这样，通过比较轻的制动踏板踏压力能够产生所需的车轮制动缸压力。在故障保险操作模式期间，虽然常开流入阀13和13a非赋能并打开，借助于止回阀17流体管线37a和37闭合，于是没有制动液从流体管线37a和37流向泵排出侧。如上所述，图5的第二实施例的无蓄能器液压制动控制系统具有基本上类似于图1的第一实施例的液压调节器结构，能够对四轮制动缸压力进行线控制动的系统控制。

现在参见图6，其中示出第三实施例的无蓄能器液压制动控制系统，这是以采用前车轮线控制动(BBW)液压控制单元的机动车辆示例说明的。第三实施例的制动控制系统的基本结构类似于第一实施例。在第三实施例的说明中，为了公开的简化，用来指示第一实施例中元件的相同的标号将在第三实施例中用于对应的元件，同时相同标号的详细说明将省略，因为对它们以上的说明是不言自明的。第三实施例的制动控制系统稍微不同于第一实施例在于，第三实施例的系统使用了串联柱塞泵100，而不是使用齿轮泵10。

串联柱塞泵100包括第一柱塞泵100a和第二柱塞泵100b。第一柱塞泵100a的柱塞的右手轴端和第二柱塞泵100b的柱塞的左手轴端，与固定连接到电动机50的电动机轴的旋转凸轮进行凸轮连接。在电动机50转动期间，转动凸轮的转动运动转换为第一和第二柱塞的往复运动。在电动机50转动期间，当第一和第二柱塞泵100a-100b之一处于吸入冲程时，另一柱塞泵处于排出冲程。第一柱塞泵100a位于第一吸气管线(或第一入口管线)35a和第一排出管线370a之间。第二柱塞泵100b位于第二吸气管线(或第二入口管线)35b和第二排出管线370b之间。第一和第二排出管线370a和370b连接到排出侧公用流体管线370c。公用流体管线370c通过止回阀17连接到流体管线37，并还通过止回阀18连接到流体管线38。公用流体管线370c还通过止回阀(或释压阀)19连接到流体管线43。

由第三实施例的系统在BBW系统正常制动操作模式期间进行的压力保持和压力降低操作模式类似于第一实施例。只有压力建立操作模式对于第三实施例的系统是特有的。在以下详细说明由第三实施例的系统执行的压力建立操作模式。在电动机50转动期间，假设第一柱塞泵100a现在操作于吸入冲程，且第二柱塞泵100b现在操作于排出冲程。这时，第一排出管线370a中的制动液压变低，而第二排出管线370b中的制动液压变高。因而在存在从第一和第二排出管线370a-370b两者向公用流体管线370c提供制动液压时，第一和第二排出管线370a-370b中低的和高的制动液压混合而产生等同的制动液压(或均匀的排出压力)。此后，当第一柱塞泵100a移动到排出冲程而第二柱塞泵100b移动到吸入冲程时，由于电动机50进一步转动，第一排出管线370a中的制动液压变高，而第二排出管线370b中的制动液压变低。类似地，第一和第二排出管线370a-370b中高的和低的制动液压在公用流体管线370c中混合，以产生等同的制动液压(或均匀的排出压力)。这样，在重复执行串联柱塞泵100的一个完整的泵送循环期间，就是说吸入和排出冲程，采用串联柱塞泵100的第三实施例的系统可产生非常稳定的排出压力。如一般所知，在较少的制动液脉动(工作液释放量较少的变动)方面，由于吸入和排出冲程以相对较短的执行周期重复执行，单个的柱塞泵劣于齿轮泵。为了抑制不希望的制动液脉动，第三实施例的系统使用双柱塞泵结构(串联柱塞泵结构)，这允许在公用流体管线370c内混合并均匀化高和低排出压力。串联柱塞泵可这样设计，以使得串联柱塞泵的排出冲程的周期比单个柱塞泵的短。较短的排出冲程周期保证了稳定、连续的制动液释放，从而提高了压力建立控制的精确性。

现在参见图7，其中示出第四实施例的无蓄能器液压制动控制系统，这是以采用前轮线控(BBW)液压控制单元的机动车辆示例说明的。第四实施例的制动控制系统的基本结构类似于第一实施例。在解释第四实施例中，为了公开的简化之目的，用于指示第一实施例中元件的相同的标号将用于第四实施例中使用的对应的元件，同时相同标号的详细说明将省略，因为以上对它们的说明是不言自明的。第四实施例的制动控制系统不同于第一实施例之处在于，第四实施例的系统使用常闭的两端口两位置电磁比例控制阀130和150，而替代使用常开的电磁比例控制流入阀13-14，不使用止回阀17-18。

[BBW系统正常操作模式]

在前轮(两通路)线控制动(BBW)系统正常制动操作模式期间，借助于位于主缸3附近的行程传感器检测制动踏板1的行程。泵10响应由行程传感器检测到的驾驶者制动踏板的踏压量(制动踏板行程)而被驱动，以使得每一车轮制动缸W/C(F/L)和W/C(F/L)的实际车轮制动缸压力根据线控制动(BBW)控制，接近基于检测的制动踏板行程所确定的理想的车轮制动缸压力值。在BBW系统正常制动操作模式期间，为了防止主缸压力传送给前左和前右车轮制动缸W/C(F/L)和W/C(F/R)中的每一个，两个截止阀11-12都闭合并保持在它们的截止状态，以使其阻挡或断开主缸3的第一端口与前左车轮制动缸W/C(FL)之间的流体连通，并同时阻挡或断开主缸3的第二端口与前右车轮制动缸W/C(FR)之间的流体连通。

<在轮缸压力建立操作模式期间>

在BBW系统正常制动操作模式压力建立期间，两个截止阀11-12保持在它们的截止状态(处于赋能状态)，且泵10由电动机50操作，使得储罐2中的制动液通过流体管线36经过流体管线35引导到泵10的入口端口。这时，常闭的流入阀130-140移动到它们的全开状态(赋能状态)。另一方面，流出阀15-16保持在它们的常闭状态(非赋能状态)。这样，由泵10加压的制动液通过流体管线37及故障保险流体管线33传送给前左车轮制动缸W/C(FL)，同时加压的制动液通过流体管线38及保险流体管线34传送给前右车轮制动缸W/C(FR)，供轮缸压力建立。当泵10排出侧中的液压超过释压阀19的设置压力时，释压阀19被打开以释放超过设置压力的多余的压力，并使加压的制动液的部分返回储罐2，以用于加压系统故障保险之目的。

<在轮缸压力保持操作模式期间>

在BBW系统正常制动操作模式压力保持期间，截止阀11-12保持在它们的截止状态(赋能状态)，且流出阀15-16保持在它们的闭合状态(非赋能状态)，而流入阀130和140保持在它们的闭合状态(非赋能状态)，以便轮缸压力保持。当压力保持模式维持的时间段长于规定的固定时间段时，电动机50和泵10都移动到它们的非操作状态，并能够有效降低或缩短压力释放时间，在该压力释放时间期间，由泵10产生的多余的压力通过释压阀19释放并且从泵10释放的制动液通过释压阀19流入储罐2，于是提高了能效。这有助于降低燃料消耗率。在第四实施例的制动控制系统中，流入阀130和140及流出阀15和16都由常闭的电磁比例控制阀构成。因而，当车辆开始上坡周期时根据坡道保持控制制动液压力必须暂时充入或存储在每一车轮制动缸中时，能够借助于这些常闭电磁比例控制阀130，140，15和16来在每一单独的车轮制动缸中充入制动液压力。

<在轮缸压力降低操作模式期间>

在BBW系统正常制动操作模式压力降低期间，截止阀11-12保持在它们的截止状态(赋能状态)，且流入阀130和140保持在它们的闭合状态(处于非赋能状态)，同时根据比例控制流出阀15-16打开。这样，在前左车轮制动缸W/C(FL)中的轮缸压力被释放并降压，在前左车轮制动缸W/C(FL)中的制动液的部分通过故障保险流体管线33、打开的流出阀15、分支流体管线41和流体管线36返回储罐2。同时，在前右车轮制动缸W/C(FR)中的轮缸压力被释放并降压，在前右车轮制动缸W/C(FR)中的制动液的部分通过故障保险流体管线34、打开的流出阀16、分支流体管线42和流体管线36返回储罐2。当在其中流入阀130和140保持在它们闭合状态(非赋能状态)的保持时间超过规定的固定时间段时，按与压力保持操作模式相同的方式，电动机50和泵10移动到它们的非操作状态(停止状态)。这有助于降低电动机50的驱动时间。

[故障保险操作模式]

当系统发生故障时，诸如电动机50的故障，泵10的故障和/或电系统故障，截止阀11-12保持在它们的全开位置(在非赋能状态)。由于截止阀11-12是全开的，主缸压力通过第一流体管线31和第一故障保险流体管线33直接施加到前左轮制动缸W/C(FL)，并同时通过第二流体管线32和第二故障保险流体管线34直接施加到前右轮制动缸W/C(FR)，使得制动力通过人工制动作用方式生成。在第四实施例的制动控制系统中，在故障保险操作模式期间(存在系统故障)，一方面，截止阀11-12可自动保持在它们的全开位置(处于非赋能状态)，因为截止阀11-12包括常开电磁截止阀。另一方面，在故障保险操作模式期间，流入阀130和140可自动保持在它们的全闭合位置(非赋能状态)，因为流入阀130和140包括常闭电磁比例控制阀。这样，在故障保险操作模式期间，能够保证或产生基于驾驶者制动踏板的踏压的人工制动作用。在故障保险操作模式期间，由于常闭的电磁比例控制流入阀130和140闭合，制动液从流体管线31-32通过油泵10向储罐2泄漏的危险较小。在图7的第四实施例的系统中结合的常闭的电磁比例控制流入阀130和140消除了在图1的第一实施例的系统中使用止回阀17-18的必要。第四实施例的系统仅在轮缸压力建立操作模式期间需要向流入阀130和140提供电能(供应激励电流)。图7的第四实施例的系统比图1的第一实施例的系统在简化液压系统配置方面是优越的。

现在参见图8，其中示出止回阀17-18与串联柱塞泵100的详细剖视图，它们结合在图6第三实施例的无蓄能器液压制动控制系统中。止回阀结构与图6中所示两个止回阀17-18的结构相同。为了简化起见，以下只对与第一柱塞泵100a相关联的左手侧单向止回阀17的阀结构进行说明。止回阀17可操作地适配在或容纳在止回阀壳体腔371中，其定义在第一排出管线(也作为柱塞泵排出端口)370a与流体管线37的结合部分中。止回阀壳体腔371的对应于第一排出管线370a的周边的内周壁的一部分形成为基本上为锥形的凹面壁表面372。止回阀17包括套筒17a，弹簧17b和球(止回阀元件)17c。套筒17a包括作为弹簧17b的左手轴端的弹簧座的基本上盘形底端部分170，及基本上为圆柱的部分171，其左手轴端由底端部170封闭，并具有一开口端与第一排出管线370a连通。套筒17a的基本上为圆柱的部分171形成有多个径向钻的连通孔172，它们使流体管线37与套筒17的内部空间相连。基本上为圆柱的部分171的开放端这样配置，使其围绕第一排出管线370a的周边。弹簧17b配置在套筒17a的底端部分170与球17c之间，使得球17c由预定的预加负载(设置的弹簧负载)轴向偏置或弹簧加载，于是弹簧17b的右手轴端迫使球17c通常阻挡液流从第一排出管线370a向流体管线37流动。弹簧17b的设置弹簧负载被设置为足够的弹力以抑制第一柱塞泵100a的制动液脉动。实际上，依赖于泵的性能确定或设计弹簧17b的设置弹簧负载。从图8的剖视图可见，球17c的外径的尺寸比基本上横向截面为圆形的第一排出管线370a的内径要大，使得当第一排出管线370a中的液压小于弹簧力时，球17c完全封闭第一排出管线370a的开口端。以下详细说明图8的止回阀17的操作。

当电动机50转动且第一柱塞泵100a工作在其吸入冲程时，第一排出管线370a中的制动液压变低。这样，第一排出管线370a与流体管线37之间的流体连通趋向由作用于球17c的弹簧力阻挡。这时，如果第二柱塞泵100b工作在其排出冲程，并且作为结果第二排出管线370b中的制动液压变高，则高液压可通过公用流体管线370c提供给排出管线370a。在存在从排出管线370a通过公用流体管线370c到排出管线370a的高液压时，在公用流体管线370c内混合的制动液的液压克服了弹簧力，于是止回阀17变为移动到自由流动的状态。然后，当第一柱塞泵100a的柱塞行程移动到其排出冲程时，第一排出管线370a中的制动液压开始上升。当第一排出管线370a中的液压超过弹簧17b的设置弹簧负载时，球17c开始轴向向左，使其远离第一排出管线370a的开放端运动。结果，建立第一排出管线370a与止回阀壳体腔371之间的流体连通。在这些条件下，从泵排出侧(第一排出管线370a)向套筒17a的内部空间引入制动液体，并然后通过基本上为圆柱部分171的连通孔172向流体管线37释放。此后，当第一柱塞泵100a的柱塞行程再次移动到其吸入冲程时，第一排出管线370a中的制动液压开始下降。正好当第一排出管线370a中的液压变得低于弹簧17b的设置弹簧负载时，第一排出管线370a借助于弹簧加载球17c关闭。结果，制动液能够通过泵入口流体管线35有效地引入柱塞腔体，第一柱塞泵100a的柱塞轴向滑动地容纳在该腔体中。借助于弹簧加载球17c关闭第一排出管线370a，能够抑制流体管线37中的液压变化，于是有效地抑制从泵100释放的制动液的脉冲压。止回阀壳体腔371的基本上为锥形的凹面壁表面372作为一个中心装置，其有效地使球17c位于第一排出管线370a的开放端中心。这样，借助于弹簧加载球17c能够确实地完全封闭或断开第一排出管线370a。

现在参见图9，其中示出第一(参见图1)，第二(参见图5)和第四(图7)实施例的无储压器液压制动控制系统中引入的止回阀17-18和齿轮泵10的详细剖视图。止回阀结构与图1，5和7中所示的两个止回阀17-18是相同的。为了简明，以下只对左手侧单向止回阀17的阀结构进行说明。止回阀17可操作地适配或容纳到止回阀壳体腔371中，该腔体定义在泵排出流体管线370与流体管线37的结合部分中。对应于泵排出流体管线370的周边的、止回阀壳体腔371的内周壁部分的一部分形成为基本上锥形的凹形壁表面372。止回阀17包括套筒17a和球(止回阀元件)17c。套筒17a基本上包括基本上盘形的底端部分170和基本上圆柱的部分171，该圆柱部分在左手轴端由底端部分170闭合并具有开放末端连通泵排出流体管线370。具有规定形状和尺寸的套筒17a，特别是套筒17a中定义的内部空间的轴向长度，功能是限制球17c在套筒17a的内部空间中的运动(可动范围)。套筒17a的基本上为圆柱的部分形成有多个径向开孔的连通孔172，它们使流体管线37与套筒17的内部空间连通。基本上为圆柱的部分171的开放端是这样配置的，使其围绕泵排出流体管线370的周边。从图9的剖视图可见，球17c的外径尺寸大于横截面基本上为圆形的泵排出流体管线370的内径，使得当泵排出流体管线370中的液压小于弹簧力时，球17c完全封闭泵排出流体管线370的开放端。以下详细描述图9的止回阀17的操作。

当电动机50转动且齿轮泵10被驱动时，吸入冲程和排出冲程以非常短的周期交替重复。如一般所知，齿轮泵10的一个完整泵送循环(吸入和排出冲程)设计得相对短于串联柱塞泵100。这样，齿轮泵10在较少的制动液脉冲(工作液释放量变化较少或较少的脉冲压)方面优于串联柱塞泵100。齿轮泵10适用于连续稳定的排出压力输出。当齿轮泵10转动时，通过制动液流从齿轮泵10加压和释放，迫使球17c与套筒17的底端部分170接触。这样，在齿轮泵10操作期间，保持泵释放液管线370和流体管线37之间完全的流体连通。当齿轮泵10移动到其停止状态时，泵释放液管线370中的液压下降。流体管线37中的液压与泵排出流体管线370中下降的液压之间的差压力保持球17c处于其关闭位置，在该位置泵排出流体管线370由球17c关闭。在球17c向关闭位置移动期间，止回阀壳体腔371的锥形的凹形壁表面372有效地使球17c位于泵排出流体管线370的开放端中心。这样，借助于弹簧加载球17c能够确实地完全封闭或断开泵排出流体管线370。

现在参见图10，其中示出可应用于作为BBW控制的液压源的BBW液压控制单元的余摆线泵(内齿轮泵)500的详细泵结构。所示每一实施例的制动控制系统可使用如图10所示的余摆线泵(内齿轮泵)，而不使用外齿轮泵或串联柱塞泵。如图10所示，余摆线泵500包括具有外齿部分的内转子和具有内齿部分的外转子。外转子可转动地容纳在转子腔体(或在泵壳体中定义的基本上为环形的工作液腔体)中。入口和排出端口定义在泵壳体中。外转子的内齿部分的齿数Z_out设计或设置为内转子的外齿部分的齿数Z_in与“1”的求和值(Z_in+1)。内转子固定地连接到电动机50的电动机轴，使得内转子由电动机50驱动。当电动机50转动且内转子被驱动时，工作液(转动液)通过入口端口引入到在外转子的内齿部分与内转子的外齿部分之间限定的多个泵腔体(泵送腔体)，然后，加压的工作液从排出端口通过基本上为环形的工作液腔体的释放通路向泵排出流体管线370排出。可理解，具有内齿外转子和外齿内转子的余摆线泵(内齿轮泵)500是一种齿轮泵。这样，余摆线泵500在较少制动液的脉动(工作液的释放量较少的变化或较少的脉冲压)方面是比串联柱塞泵100优秀的。余摆线泵500适用于连续稳定的释放压输出。此外，余摆线泵500的内和外转子同轴地彼此设置，这样，余摆线泵(内齿轮泵)500非常紧凑。紧凑设计的余摆线泵500对于整个系统较小的布局空间需求是有利的，并降低了系统制造成本。

日本专利申请No.2005-208046(2005年7月19日申请)和2004-268834(2004年9月15日申请)的全部内容在此结合以资对比。

虽然以上是实施本发明的优选实施例的描述，但应当理解，本发明不限于这里所示和所述特定的实施例，在不背离由以下权利要求定义的本发明的范围和精神之下可作出各种变化和修改。

Claims (20)

1.一种制动控制系统，包括：

第一液压源，其包括一个主缸；

第二液压源，其与主缸分开设置，用于在制动操作模式期间从第二液压源向每个车轮制动缸提供液压，该第二液压源包括泵；

人工制动液压回路，其能够在故障保险操作模式期间从主缸向车轮制动缸提供液压；

泵出口通路，它把泵和人工制动液压回路相互连接，用于把从泵排出的制动液引向人工制动液压回路；

回流防止装置，其配置在泵出口通路中，并为各个车轮制动缸配备回流防止装置，用于允许在从泵向车轮制动缸的一个方向中的自由制动液流动，并用于防止在相反方向中的任何制动液流动；

常开流入阀，其配置在泵出口通路中并位于回流防止装置与人工制动液压回路之间，用于建立人工制动液压回路与泵出口通路之间的流体连通，其中常开流入阀是未激励的和打开的；以及

常开截止阀，其配置在人工制动液压回路中，用于在故障保险操作模式期间，通过人工制动液压回路建立主缸与车轮制动缸之间的流体连通，其中常开截止阀是未激励的和打开的，所述常开截止阀配置在人工制动液压回路中常开流入阀的上游。

2.如权利要求1中所述的制动控制系统，其中：

所述常开流入阀包括一个常开比例控制阀。

3.如权利要求2中所述的制动控制系统，其中：

人工制动液压回路包括一个双回路制动系统，该系统具有彼此独立布局的第一人工制动管线和第二人工制动管线，该第一人工制动管线连接到前左和前右车轮制动缸中的第一个，且该第二人工制动管线连接到第二车轮制动缸。

4.如权利要求3中所述的制动控制系统，其中：

所述回流防止装置包括一个止回阀，当从泵排出的制动液的排出压力超过预定压力值时，该止回阀打开。

5.如权利要求4中所述的制动控制系统，其中：

所述泵包括柱塞泵。

6.如权利要求5中所述的制动控制系统，其中：

所述柱塞泵包括串联柱塞泵。

7.如权利要求4中所述的制动控制系统，其中：

所述泵包括齿轮泵。

8.如权利要求4中所述的制动控制系统，其中：

所述泵包括余摆线泵。

9.如权利要求3中所述的制动控制系统，还包括：

液压控制模块，在其中至少集成了一个制动回路，该回路使车轮制动缸与泵相互连接，并至少包括泵出口通路，以及回流防止装置作为单个液压系统块，

其中，泵排出端口在该液压系统块中形成并与制动回路的泵出口通路连通，以及

其中，所述回流防止装置包括一个止回阀，其具有阀元件和位于泵排出端口处的套筒，该套筒限制阀元件在从泵排出端口到车轮制动缸的自由制动液流方向中的运动，以及，该阀元件通过从车轮制动缸向泵排出端口的制动液流关闭泵排出端口。

10.如权利要求2中所述的制动控制系统，其中：

所述人工制动液压回路包括一个双回路制动系统，其具有彼此独立布局的第一人工制动管线和第二人工制动管线，该第一人工制动管线连接到第一对车轮制动缸，该第二人工制动管线连接到第二对车轮制动缸。

11.如权利要求10中所述的制动控制系统，其中：

所述回流防止装置包括一个止回阀，当从泵排出的制动液的排出压力超过预定压力值时该止回阀打开。

12.如权利要求11中所述的制动控制系统，其中：

所述泵包括柱塞泵。

13.如权利要求12中所述的制动控制系统，其中：

所述柱塞泵包括串联柱塞泵。

14.如权利要求11中所述的制动控制系统，其中：

所述泵包括齿轮泵。

15.如权利要求11中所述的制动控制系统，其中：

所述泵包括余摆线泵。

16.如权利要求10中所述的制动控制系统，还包括：

液压控制模块，在其中至少集成了一个制动回路，该回路使车轮制动缸与泵相互连接，并至少包括泵出口通路，以及回流防止装置作为单个液压系统块，

其中，泵排出端口在该液压系统块中形成并与制动回路的泵出口通路连通，以及

其中，所述回流防止装置包括一个止回阀，其具有阀元件和位于泵排出端口处的套筒，该套筒限制阀元件在从泵排出端口到车轮制动缸的自由制动液流方向中的运动，以及，该阀元件通过从车轮制动缸向泵排出端口的制动液流关闭泵排出端口。

17.如权利要求1中所述的制动控制系统，还包括：释压阀，其配置在连接到泵出口通路的泵排出流体管线中。

18.一种制动控制系统，包括：

第一液压源，其包括一个主缸；

第二液压源，其与主缸分开设置，用于在制动操作模式期间从第二液压源向每个车轮制动缸提供液压，该第二液压源包括一个泵；

人工制动液压回路，其能够在故障保险操作模式期间从主缸向车轮制动缸提供液压；

泵出口通路，其把泵和人工制动液压回路相互连接，用于把从泵排出的制动液引向人工制动液压回路；

常闭流入阀，其配置在泵出口通路中，并且为各个车轮制动缸配备常闭流入阀，用于阻挡人工制动液压回路与泵出口通路之间的流体连通，其中常闭流入阀是未激励的和闭合的；以及

常开截止阀，其配置在人工制动液压回路中，用于在故障保险操作模式期间，通过人工制动液压回路建立主缸与车轮制动缸之间的流体连通，其中该常开截止阀是未激励的和打开的，所述常开截止阀配置在人工制动液压回路中常闭流入阀的上游。

19.如权利要求18中所述的制动控制系统，其中：

所述人工制动液压回路包括一个双回路制动系统，该系统具有彼此独立布局的第一人工制动管线和第二人工制动管线，该第一人工制动管线连接到前左和前右车轮制动缸中的第一个，且该第二人工制动管线连接到第二车轮制动缸。

20.如权利要求18中所述的制动控制系统，其中：

所述人工制动液压回路包括一个双回路制动系统，其具有彼此独立布局的第一人工制动管线和第二人工制动管线，该第一人工制动管线连接到第一对车轮制动缸，该第二人工制动管线连接到第二对车轮制动缸。

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