CN101092135A - 制动控制设备 - Google Patents

Abstract

本发明涉及制动控制设备。在具有被安装在各自车轮上的制动轮缸的制动控制设备中，提供泵以通过该泵的正常旋转将压力提供到每个制动轮缸。提供控制单元来控制所述泵的旋转运动以使每个制动轮缸的实际轮缸压力更接近于目标轮缸压力。还提供仅当检测到所述泵的反向旋转时，才抑制泵的反向旋转的泵反向旋转抑制装置。

Description

制动控制设备

技术领域

本发明涉及一种通过调节每个单独的制动轮缸压力来控制制动力的制动控制设备，并且具体而言涉及能够执行线控制动(BBW)控制的制动控制设备。

背景技术

近年来，已经提出和开发出各种能够执行线控制动(BBW)控制的汽车制动装置。在日本专利第3409721号(下称“JP3409721”)中公开了一种装备这种BBW系统的制动装置。在JP3409721公开的制动装置中，制动踏板被从每个单独的制动轮缸切断，提供主缸压力传感器以检测主缸压力，在制动踏板和主缸之间布置行程模拟器，并且提供行程传感器以检测制动踏板的下降行程。根据来自行程传感器和主缸压力传感器的传感器信号值计算目标轮缸压力。通过根据所述计算的目标轮缸压力可控地驱动泵马达和电磁阀获得所需的制动轮缸压力。

在能够通过制动液压泵获得轮缸压力增加模式的所谓线控制动(BBW)系统中，当发生从压力增加到压力减小的模式切换或当发生从压力增加到压力保持的模式切换时，剩余的压力趋向停留在泵排出侧(泵出口)。由于该剩余的压力，将发生从泵排出侧到泵吸入侧(泵入口)的工作液体回流(反向流动)。因此，所述泵开始以反向旋转的方向进行旋转并且结果在泵排出侧的工作液体压力变成负压(小于大气压)。当重新启动泵的排出压力的增加时，在所述泵排出侧必须进行覆盖所述负压的过剩压力增加操作。这样导致了泵中的排出响应延迟。

一种避免前面讨论的不想要的工作液体回流(泵回流)的方式是以这样一种方式持续地给泵马达加电以便以正常的旋转方向旋转所述泵，即使在从压力增加到压力减小的模式转换期间也如此。在这种情况下，即使当泵排出侧的工作液体压力是正压并因此不存在泵回流的危险时也必须浪费地将电力(电流)施加到泵马达。这样导致了增加电力消耗的问题。

发明内容

鉴于前述现有技术的缺点，本发明的目的是提供一种能够改善泵排出响应同时减少在压力减小模式期间不必要地施加到泵马达的电流的制动控制设备。

为了实现本发明的上述和其他目的，一种制动控制设备包括：安装在相应车轮上的制动轮缸，通过泵的正常旋转提供压力给每个制动油缸的泵，控制泵的旋转运动以使每个制动轮缸的实际制动轮缸压力更接近于目标制动轮缸压力的控制单元，以及抑制泵的反向旋转的泵反向旋转抑制装置。

根据本发明的另一个方面，一种制动控制设备应用级联的主缸和一对液压单元，每个液压单元具有独立于主缸产生液压的泵，具有第一流量路径和第二流量路径的液压回路，该第一流量路径使主缸的相关联的一个两端口出口经由第一方向控制阀和相关联的一个前制动轮缸相通，第二流量路径将泵所产生的压力经由第二方向控制阀直接地引入相关联的一个后制动轮缸以及相关联的一个前制动轮缸，所述制动控制设备包括：在第一压力提供和第二压力提供之间进行切换的控制单元，其中在第一压力提供中主缸压力经由第一方向控制阀被从主缸提供给相关联的前制动轮缸并且在第二压力提供中通过泵的正常操作所产生的压力经由第二方向控制阀被直接地提供相关联的制动轮缸，以及抑制泵的反向旋转的泵反向旋转抑制装置。

根据本发明的再一个方面，一种制动控制方法包括：提供第一压力提供模式，在该模式将基于驾驶员的制动踏板下降所产生的主缸压力从主缸提供给每个前制动轮缸，提供第二压力提供模式，在该模式将通过泵的正常旋转所产生的压力提供给相关联的一个后制动轮缸以及相关联的一个前制动轮缸，取决于制动系统故障还是没有故障而选择性地从第一和第二压力提供模式的其中一个模式切换到另一个模式，并且只有当发生泵的反向旋转时，才使用通过抑制工作液体从每个制动轮缸流动到泵吸入侧从而抑制泵反向旋转的泵方向旋转抑制功能。

根据参考附图的以下描述将会理解本发明的其他目的和特征。

附图说明

图1是图示制动控制设备的实施例的系统图。

图2是图示第一液压单元的液压回路图。

图3是图示第二液压单元的液压回路图。

图4是图示线控制动控制例程的流程图。

图5是图示用于行程模拟器截止阀的阀开启/关闭控制例程的流程图。

图6是显示在第一和第二子ECU中执行的马达控制的马达控制方框图。

图7是图示由实施例的控制系统所执行的基于马达速度控制的泵回流防止控制例程的主流程图。

图8是图示与图7的步骤S200相关的马达速度计算例程的流程图。

图9是图示与图7的步骤S300相关的马达速度控制例程的流程图。

图10A-10C是图示在不执行泵回流防止控制时获得的若干特性的时间图。

图11A-11C是图示在执行泵回流防止控制时获得的若干特性的时间图。

图12是经修改的马达控制方框图。

图13是图示存在泵反向旋转时和不存在泵反向旋转时随时间t而改变的泵排出压力的变化的时间图。

图14是泵排出压力下降梯度ΔPp计算图。

图15是图示由图12的修改控制系统所执行的基于泵排出压力控制的泵回流防止控制例程的主流程图。

图16是与图15的步骤S600相关的并且在图12所示的修改的马达控制系统中执行的泵排出压力下降梯度计算例程。

图17是与图15的步骤S700相关的并且在图12所示的修改的马达控制系统中执行的泵排出压力控制例程。

图18是其中在泵吸入管线中布置泵回流防止止回阀(或泵回流抑制止回阀)的一种修改。

图19是其中将集成控制器与实施例的制动控制设备组合的另一种修改。

具体实施方式

现在参考附图，特别是参考图1，图中所示为实施例的制动控制设备的制动控制系统结构。图1的制动控制设备被例示为装备有制动装置的四车轮线控制动(BBW)系统的制动装置，该装置应用能够独立于通过驾驶员对制动踏板BP的操作(下降)来控制或调节制动液体压力(或制动轮缸压力)的第一液压单元HU1和第二液压单元HU2。响应于来自主电子控制单元(主ECU)300的命令信号通过相应的子电子控制单元(子ECU)100和200驱动第一和第二液压单元HU1-HU2。施加到制动踏板BP的反作用力通过被连接到主缸M/C的行程模拟器S/Sim而产生。第一液压单元HU1经由液体管线A1连接到主缸M/C的第一端口，而第二液压单元HU2经由液体管线A2连接到主缸M/C的第二端口。主缸M/C是具有两个级联设置活塞的级联的主缸。而且，第一液压单元HU1经由液体管线B1连接到制动液储液罐RSV，而第二液压单元HU2经由液体管线B2连接到储液罐RSV。提供或将第一主缸(M/C)压力传感器MC/Sen1拧到液体管线A1中，而提供或将第二主缸(M/C)压力传感器MC/Sen2拧到液体管线A2中。第一液压单元HU1包括泵P1、马达M1、和电磁阀(参见图2)。以类似的方式，第二液压单元HU2包括泵P2、马达M2、和电磁阀(参见图3)。第一和第二液压单元HU1-HU2被构造为能够相互独立地产生液压的液压致动器(液压调制器)。第一液压单元HU1用于前左车轮FL和后右车轮RR的轮缸压力的液压控制。第二液压单元HU2用于前右车轮FR和后左车轮RL的轮缸压力的液压控制。也就是，通过用作两个不同液压源的泵P1-P2能够直接地增加制动轮缸W/C(FL)-W/C(RR)的轮缸压力，其中每个液压源独立于主缸M/C产生液压(手动制动模式期间的液压源)。有可能通过这些泵P1-P2而不使用任何蓄压器直接地增加轮缸压力，因此在存在制动系统故障的情况下，没有不希望的蓄压器中的气体混合(泄漏)到液体管线的工作液体中的危险。如上所讨论的，泵P1的作用是增加第一对对角对置车轮，即前左和后右车轮FL和RR的轮缸压力，而泵P2的作用是增加第二对对角对置车轮，即前右和后左车轮FR和RL的轮缸压力。也就是，泵P1-P2被提供用于构造所谓的制动回路的对角分开布置，这有时候被称为“X分开布置”。第一液压单元HU1和第二液压单元HU2被构造成相互分离。通过使用两个独立的液压单元HU1-HU2，即使存在从第一和第二液压单元HU1-HU2中任何一个单元的工作液体的泄漏，也有可能毫无疑问地通过其他未发生故障的液压单元产生制动力。正如上所阐述的，第一和第二液压单元HU1-HU2被构造为独立的单元，但是优选为这些液压单元HU1-HU2相互整体地连接。这是因为能够将电路结构聚集到一个位置。这样有助于缩短导线长度和简化制动系统布置。

从更加紧凑制动系统结构的观点出发，一方面，希望减小液压源的数量。另一方面，在使用单一制动液压源(只有一个液压泵)的情况下，将会不存在任何备份的液压源。相反，假设在相应的车轮FL、FR、RR和RL上提供四个液压源，这对于增强故障-安全性能是有利的，但是导致了制动系统尺寸大以及制动系统控制更加复杂的问题。通常，在线控制动控制的情况下必须进一步包含备用系统。由于增加的液压源则存在系统发散的危险。

近来，使用所谓的制动回路的对角分开布置作为制动回路的通用布置，这种布置有时被称为“X分开布置”。在通常的“X分开布置”中，两个不同液压源中的一个液压源(例如，级联主缸输出的一个部分)经由第一制动回路被连接到前左和后右制动轮缸W/C(FL)和W/C(RR)以及另一个液压源(例如，级联主缸输出的另一个部分)经由第二制动回路被连接到前右和后左制动轮缸W/C(FR)和W/C(RL)，以便能够通过各自的液压源(例如，级联主缸的两端口输出)独立地形成第一和第二制动系统。由于使用X分开布置，例如，假设与前左制动轮缸W/C(FL)相关联的制动回路发生故障，与后右制动轮缸W/C(RR)相关联的制动回路同时变为发生故障，从而所述系统允许通过未发生故障的制动回路(第二制动回路)同时的制动力应用到前右和后左车轮。相反假设与前右制动轮缸W/C(FR)相关联的制动回路发生故障，与后左制动轮缸W/C(RL)相关联的制动回路同时变为发生故障，从而所述系统通过未发生故障的制动回路(第一制动回路)允许同时的制动力应用到前左和后右车轮二者。所以，这种X分开布置在车辆的制动力平衡中是有优势的，即使当与前左和后右制动轮缸W/C(FL)和W/C(RR)相关联的第一制动回路(第一液压源P1)以及与前右和后左制动轮缸W/C(FR)和W/C(RL)相关联的第二制动回路(第二液压源P2)发生故障时。使用X分开布置有助于增强车辆的制动力平衡。作为X分开布置的先决条件，液压源的数量必须是2。

由于以上讨论的原因，在仅使用一个液压源的情况下，不可能提供“X分开布置”。在使用分别与前左车轮FL、前右车轮FR、和后车轮RL-RR相关联的三个液压源的情况下或者在使用分别与车轮RL、FR、RL和RR相关联的四个液压源的情况下，不可能将对角对置的车轮连接于相同的液压源。

所以，本实施例的制动设备被构造或设计成通过具有用作两个独立液压源的各自泵P1-P2的第一和第二液压单元HU1-HU2形成双液压源系统，以便增强故障-安全性能而不改变普遍的或广泛使用的“X分开布置”。

正如通常所已知的，由于在制动过程中的车轮负荷偏移，前车轮负荷趋向于变得大于后车轮负荷，因此后车轮制动力不是如此的大。另外，在过度的后车轮制动力的情况下存在后车轮自旋的可能性。由于以上讨论的原因，对于前和后车轮之间的通常的制动力分配，将前车轮制动力设计成大于后车轮制动力。例如，前车轮制动力与后车轮制动力的比是2∶1。

假设使用一种多液压源系统增强故障-安全性能并因此在车辆上安装多个液压单元。在这种情况下，从减小成本的观点出发，希望在车辆上安装具有相同规格的液压单元。但是，假设为所有的四个车轮提供液压源，从前和后车轮之间的制动力分配的观点出发，必须为前和后车轮两种类型的具有相互不同的各自规格的液压单元。这意味着增加了生产成本。在具有三个液压源的系统的情况下，由于前和后车轮制动力分配，即设置较大的前车轮制动力和较小的后车轮制动力，所以出现同样的问题(增加成本)。

由于以上讨论的原因，在本实施例的制动控制设备中，使用和构造具有相同规格的两个液压单元HU1-HU2以提供“X分开布置”。应该注意到，在液压单元HU1-HU2的液压回路中，预先设置阀开口以便前车轮FL、FR压力和后车轮RL、RR压力的比是2∶1。在这种方式中，通过在车辆上安装具有相同规格的两个液压单元HU1-HU2，有可能实现2∶1的前和后车轮制动力分配，同时获得廉价的双液压源系统。

[主ECU]

主ECU 300是为第一液压单元HU1计算目标前左轮缸压力P*fl和目标后右轮缸压力P*rr并且还为第二液压单元HU2计算目标前右轮缸压力P*fr和目标后左轮缸压力P*rl的较广泛的中央处理单元(CPU)。如果至少一个电源BATT1-BATT2正常地工作，主ECU 300以能够工作这样一种方式被连接到第一电源BATT1和第二电源BATT2。响应于来自点火开关的点火开关信号IGN或响应于来自每个控制单元CU1到CU6的ECU启动要求启动主ECU 300，其中每个控制单元经由控制器区域网(CAN)通信线路CAN3被连接到主ECU300。

主ECU 300的输入接口电路从第一行程传感器S/Sen1接收行程信号S1，从第二行程传感器S/Sen2接收行程信号S2，从第一主缸压力传感器MC/Sen1接收指示第一主缸压力Pm1的主缸压力信号，以及从第二主缸压力传感器MC/Sen2接收指示第二主缸压力Pm2的主缸压力信号。如下文中所使用的，第一和第二主缸压力Pm1-Pm2被统称为“主缸压力Pm”。主ECU 300的输入接口电路还接收指示车辆速度VSP的车辆速度传感器信号，指示侧滑率Y的侧滑率传感器信号，和指示纵向加速度G的纵向-G传感器信号。而且，主ECU 300的输入接口电路从检测制动液储液罐中制动液量的制动液量传感器L/Sen接收传感器信号。根据制动液量传感器L/Sen的检测值，确定是否可通过驱动泵P1-P2执行线控制动(BBW)控制。主ECU 300的输入接口电路还从制动灯开关STP.SW接收传感器信号，以便检测驾驶员的制动踏板BP操作(下降)，而不使用行程信号S1-S2和主缸压力Pm1-Pm2。

在主ECU 300中提供两个中央处理单元(CPU)即第一CPU 310和第二CPU 320用于算术计算。第一CPU 310经由CAN通信线路CAN1被连接到第一子ECU 100，而第二CPU 320经由CAN通信线路CAN2被连接到第二子ECU 200。分别指示从第一泵P1排出的泵排出压力Pp1，以及实际前左和后右轮缸压力Pfl和Prr的信号经由第一子ECU 100输入到第一CPU 310中。分别指示从第二泵P2排出的泵排出压力Pp2，以及实际前右和后左轮缸压力Pfr和Prl的信号经由第二子ECU 200输入到第二CPU 320中。这些CAN通信线路CAN1-CAN2被相互连接以用于双备份网络通信系统。

根据诸如行程信号S1-S2、主缸压力Pm1-Pm2、和实际制动轮缸压力Pfl、Pfr、Prl、和Prr的输入信息，第一CPU 310计算目标前左轮缸压力P*fl和目标后右轮缸压力P*rr以产生计算的目标轮缸压力P*fl和P*rr经由第一CAN通信线路CAN1到达第一子ECU 100，而第二CPU 320计算目标前右轮缸压力P*fr和目标后左轮缸压力P*rl以产生计算的目标轮缸压力P*fr和P*rl经由第二CAN通信线路CAN2到达第二子ECU 200。作为替代，可以全部在第一CPU 310中计算用于第一和第二液压单元HU1-HU2的四个目标轮缸压力P*fl到P*rr，而第二CPU 320可以用作第一CPU 310的备份CPU。

主ECU 300的作用是经由CAN通信线路CAN1-CAN2启动第一和第二子ECU 100-200中的每一个。在所示的实施例中，主ECU 300产生相互独立地启动各自子ECU 100-200的两个命令信号。作为代替，可以响应于来自主ECU 300的单个命令信号同时启动子ECU100-200。可替换地，可以响应于点火开关信号IGN同时启动子ECU100-200。

在执行车辆动态行为控制期间，其中该控制包括防滑制动控制(通常缩写成“ABS”，它被执行用于增加或减小制动力来防止车轮抱死)、车辆动态控制(通常缩写成“VDC”，它被执行用于增加或减小制动力来防止由于不稳定的车轮行为而发生的侧滑)、牵引力控制(通常缩写成“TCS”，它被执行用于驱动轮的加速度滑动抑制)等等，进一步提取诸如车辆速度VSP、侧滑率Y、和纵向加速度G的输入信息，用于执行关于目标轮缸压力P*fl、P*fr、P*rl和P*rr的液压控制。在车辆动态控制(VDC)期间，报警蜂鸣器BUZZ周期性地发出蜂鸣声以警告驾驶员或车辆占有者VDC系统进入工作中。另外提供用作人机接口的VDC开关VDC.SW以便根据驾驶员的意愿经由VDC开关VDC.SW手动地使用或解除VDC功能。

为了协作控制主ECU 300还经由CAN通信线路CAN3被连接到其他控制单元CU1到CU6。为了能量再生，提供再生制动控制单元CU1以通过使动能转换成电能从而将制动力返回给电力供应系统。雷达控制单元CU2被提供用于车辆之间的距离控制。EPS控制单元CU3用作电力工作(由马达驱动)的动力转向系统的控制单元。

ECM控制单元CU4是引擎控制单元，AT控制单元CU5是自动传动控制单元，以及计量器控制单元CU6被提供用于控制每个计量器。产生输入到主ECU 300中的指示车辆速度VSP的输入信息经由CAN通信线路CAN3输入到ECM控制单元CU4、控制单元CU5、和计量器控制单元CU6的每个单元中。

第一和第二电源BATT1-BATT2对应于ECU 100、200和300的电源。具体而言，第一电源BATT1连接到主ECU 300和第一子ECU100，而第二电源BATT2连接到主ECU 300和第二子ECU 200。

[子ECU]

在所示的实施例中，第一子ECU 100和第一液压单元HU1整体地形成，而第二子ECU 200和第二液压单元HU2整体地形成。根据车辆的类型或需要的布置，第一子ECU 100和第一液压单元HU1可以相互独立地形成，而第二子ECU 200和第二液压单元HU2也可以相互独立地形成。

在所示的实施例中，第一子ECU 100接收主ECU 300产生的并且指示目标轮缸压力P*fl和P*rr的输入信息信号，它还接收第一液压单元HU1产生的并且指示从第一泵P1排出的泵排出压力Pp1以及实际前左和后右轮缸压力Pfl和Prr的输入信息信号。以类似的方式，第二子ECU 200接收主ECU 300产生的并且指示目标轮缸压力P*fr和P*rl的输入信息信号，它还接收第二液压单元HU2产生的并且指示从第二泵P2排出的泵排出压力Pp2以及实际前右和后左轮缸压力Pfr和Prl的输入信息信号。

根据有关泵排出压力Pp1-Pp2和实际轮缸压力Pfl-Prr的最近更新信息数据(更近的数据)，通过驱动电磁阀和用于包含在各自液压单元HU1-HU2中的泵P1-P2的马达M1-M2执行液压控制以实现目标轮缸压力P*fl-Prr。

先前描述的第一子ECU 100构造根据有关目标轮缸压力输入P*fl和P*rr的先前值以这样一种方式即引起或收敛实际轮缸压力Pfl和Prr更接近于这些先前值，直到输入新的目标值为止，从而连续地对前左和后油车轮FL和RR执行液压控制的伺服控制系统。以类似的方式，先前描述的第二子ECU 200构造根据有关目标轮缸压力输入P*fr和P*rl的先前值，以这样一种方式即引起或收敛实际轮缸压力Pfr和Prl更接近于这些先前值，直到输入新的目标值为止，从而对前右和后左车轮FR和RL连续地执行液压控制的伺服控制系统。

通过第一子ECU 100，来自第一电源BATT1的电力被转换成第一液压单元HU1的阀驱动电流I1和马达驱动电压V1，然后转换的阀驱动电流I1和马达驱动电压V1通过各自的继电器RY11-RY12被中继到第一液压单元HU1。以类似的方式，通过第二子ECU 200，来自第二电源BATT2的电流被转换成第二液压单元HU2的阀驱动电流I2和马达驱动电压V2，然后转换的阀驱动电流I2和马达驱动电压V2通过各自的继电器RY21-RY22被中继到第二液压单元HU2。

[相互独立地液压单元的目标值计算和驱动电流/电压控制]

如前面所讨论的，主ECU 200被构造用于对第一和第二液压单元HU1-HU2的目标值P*fl-P*rr执行算术处理，但是并不被构造用于执行之前描述的有关阀驱动电流I1-I2和马达驱动电压V1-V2的驱动电流/电压控制。假设主ECU 300被构造用于执行驱动电流/电压控制以及目标轮缸压力计算，主ECU 300必须根据通过控制器区域网络(CAN)通信等等与其他控制单元CU1-CU6的协作控制产生驱动命令信号给第一和第二液压单元HU1-HU2。在这种情况下，在CAN通信线路CAN3的算术运算以及其他控制单元CU1-CU6已经终止之后输出目标轮缸压力P*fl-P*rr。假设CAN通信线路CAN3的传输速度和其他控制单元CU1-CU6的运算速度低，那么在液压控制(制动控制)中存在不希望有的响应延迟。一种避免这种不希望有的响应延迟的方式是增加与安装在车辆内部的其他控制器进行连接所需每条通信线路的传输速度。但是，这导致另一个成本增加的问题。另外，由于增加传输速度引起的噪声将会发生故障-安全性能的恶化。

由于以上讨论的原因，在所示的实施例中，主ECU 300的作用被局限于目标轮缸压力P*fl-P*rr的算术运算，另外通过每个构造伺服控制系统的第一和第二子ECU 100-200执行第一和第二液压单元HU1-HU2的驱动控制。

利用之前描述的结构，第一和第二子ECU 100-200专用于第一和第二液压单元HU1-HU2的驱动控制，而与其他控制单元CU1-CU6的协作控制则通过主ECU 300执行。因此，有可能执行液压控制(制动控制)而不受若干因素即CAN通信线路CAN3的传输速度以及控制单元CU1-CU6的运算速度的影响。

所以，即使当进一步增加混合动力车辆(HV)或燃料电池车辆(FCV)所需要的再生协作制动系统的集成控制器，集成车辆控制系统，和/或智能运输系统(ITS)时，也有可能通过独立于其他控制系统独立地控制制动控制系统，从而保证或实现高制动控制响应同时利用这些附加单元/系统平滑地规划点火。

本实施例的装备有BBW系统的制动控制设备在正常制动操作期间需要频繁地执行适于制动踏板BP的操纵变量(下降行程)的非常精确、精密的液压控制。因此，从液压单元HU1-HU2的驱动控制中分离出液压单元HU1-HU2的目标轮缸压力P*fl到P*rr的算术运算是非常有效和有利的。

[主缸和行程模拟器]

行程模拟器S/Sim被内置在主缸M/C中和提供用于产生制动踏板BP的反作用力。还在主缸M/C中提供用于在主缸M/C和行程模拟器S/Sim之间建立或阻断液体传送的行程模拟器截止阀Can/V。

行程模拟器截止阀Can/V的开启和关闭操作通过主ECU 300进行控制，从而在线控制动控制终止时或者当至少一个子EUC100-200变为故障时发生快速地切换到手动制动模式。如前所述，在主缸M/C提供第一和第二行程传感器S/Sen1-S/Sen2。从各自的行程传感器S/Sen1-S/Sen2产生每一个都指示制动踏板BP行程的两个行程信号S1-S2到主ECU 300。

[液压单元]

现在参考图2，图中所示为第一液压单元HU1的液压回路图。包含在第一液压单元HU1中的组件是电磁阀(方向控制阀)、泵P1、和马达M1。电磁阀由关闭阀S.OFF/V、前左流入阀IN/V(FL)、后右流入阀IN/V(RR)、前左流出阀OUT/V(FL)、和后右流出阀OUT/V(RR)构成。这些阀S.OFF/V、IN/V(FL)、IN/V(RR)、OUT/V(FL)、和OUT/V(RR)的阀开口被预先设置以便前车轮FL、FR的液压和后车轮RL、RR的液压之比是2∶1。

泵P1的排出管线(泵出口管线)F1通过制动液管线C1(FL)连接到前左轮缸W/C(FL)。排出管线F1还通过制动液管线C1(RR)连接到后右轮缸W/C(RR)。泵P1的吸入管线(泵入口管线)H1通过制动液管线B1连接到储液罐RSV。制动液管线C1(FL)通过制动液管线E1(FL)连接到制动液管线B1，而制动液管线C1(RR)通过制动液管线E1(RR)连接到制动液管线B1。

制动液管线C1(FL)和制动液管线E1(FL)的接合点I1通过制动液管线A1连接到主缸M/C。而且，制动液管线C1(FL)和制动液管线C1(RR)的接合点J1通过制动液管线G1连接到制动液管线B1。

关闭阀S.OFF/V由正常开启的电磁阀构成，并且它被流体布置在制动液管线A1中以用于建立或阻止主缸M/C和接合点I1之间的液体传送。

前左流入阀IN/V(FL)被流体布置在制动液管线C1(FL)中，它由通过比例控制动作的方式调节泵P1产生的排出压力以及然后提供比例控制的液压到前左轮缸W/C(FL)的正常开启的比例控制阀构成。类似地，后右流入阀IN/V(RR)被流体布置在制动液管线C1(RR)中，它由通过比例控制动作的方式调节泵P1产生的排出压力以及然后提供比例控制的液压到后右轮缸W/C(RR)的正常开启的比例控制阀构成。回流防止止回阀C/V(FL)-C/V(RR)被流体布置在各自的制动液管线C1(FL)-C1(RR)中以防止工作液体回流到泵P1的排出端口。

前左和后右流出阀OUT/V(FL)-OUT/V(RR)被液体布置在各自的制动液管线E1(FL)-E1(RR)中。前左流出阀OUT/V(FL)由正常关闭的比例控制阀构成，而后右流出阀OUT/V(RR)由正常开启的比例控制阀构成。减压阀Ref/V被液体布置在制动液管线G1中。

提供或将第一M/C压力传感器MC/Sen1拧到互连第一液压单元HU1和主缸M/C的液管线A1中，以检测第一主缸压力Pm1和产生指示被检测的第一主缸压力的信号到主ECU 300。前左和后右轮缸压力传感器WC/Sen(FL)-WC/Sen(RR)包含在第一液压单元HU1中并且被提供或拧到各自的制动液管线C1(FL)-C1(RR)中，用于检测实际的前左和后右轮缸压力Pfl和Prr。第一泵排出压力传感器P1/Sen被提供或拧到排出管线F1中以用于检测从第一泵P1排出的排出压力Pp1。从各自的传感器WC/Sen(FL)-WC/Sen(RR)和P1/Sen产生指示被检测值Pfl、Prr和Pp1的信号到第一子ECU 100。

[正常制动]

(在压力增加期间)

在压力增加模式的正常制动期间，关闭阀S.OFF/V保持关闭，流入阀IN/V(FL)-IN/V(RR)保持开启，流出阀OUT/V(FL)-OUT/V(RR)保持关闭，以及马达M1被旋转。因此，泵P1通过马达M1驱动，从而通过排出管线F1将排出压力从泵P1提供到制动液管线C1(FL)-C1(RR)。然后，通过前左流入阀IN/V(FL)比例控制的被调节工作液体从流入阀IN/V(FL)经由制动液管线D1(FL)引入到前左轮缸W/C(FL)中。同理，通过后右流入阀IN/V(RR)比例控制的被调节工作液体从流入阀IN/V(RR)经由制动液管线D1(RR)引入到后右轮缸W/C(RR)中。通过这种方式，能够获得压力增加模式。

(在压力减小期间)

在压力减小模式的正常制动期间，流入阀IN/V(FL)-IN/V(RR)保持关闭，而流出阀OUT/V(FL)-OUT/V(RR)保持开启。因此，通过流出阀OUT/V(FL)-OUT/V(RR)经由制动液管线B1将前左和后右轮缸压力Pfl-Prr排出到储液罐RSV中。

(在压力保持期间)

在压力保持模式的正常制动期间，流入阀IN/V(FL)-IN/V(RR)和流出阀OUT/V(FL)-OUT/V(RR)全部保持关闭，以便保持或保留前左和后右轮缸压力Pfl-Prr不变化。

[手动制动]

当由于系统故障而使装备有BBW系统的制动控制设备的工作模式已被切换到手动制动模式时，关闭阀S.OFF/V变为开启，以及流入阀IN/V(FL)-IN/V(RR)变为关闭。作为这种的结果，主缸压力Pm不被传送到后右轮缸压力W/C(RR)。另一方面，前左流出阀OUT/V(FL)由正常闭合的阀构成，所以流出阀OUT/V(FL)在手动制动模式期间保持关闭。前左轮缸压力W/C(FL)变为在主缸压力应用状态中受到调节。因此，通过驾驶员制动踏板下降而增加的主缸压力Pm能够被应用于前左轮缸W/C(FL)。通过这种方式，能够获得或保证手动制动模式。

假设在手动制动模式期间主缸压力Pm被应用于后右轮缸W/C(RR)以及前左轮缸W/C(FL)。当通过驾驶员的脚的腿力增加后右轮缸压力Prr以及前左轮缸压力Pfl时，存在一种不自然感觉的问题即驾驶员经受过多的腿力负荷。由于这个原因，在手动制动模式期间对于第一液压单元HU1来说，所示实施例的制动系统被构造成仅应用主缸压力Pm到前左车轮FL，与后右车轮RR相比这产生相对大的制动力。所以，后右流出阀OUT/V(RR)被构造为正常开启的阀，以快速地排出后右轮缸W/C(RR)中的剩余压力到储液罐RSV中来避免不想要的后右车轮锁住。

现在参考图3，图中所示为第一液压单元HU2的液压回路图。包含在第二液压单元HU2中的组件是电磁阀、泵P1、和马达M2。所述电磁阀由关闭阀S.OFF/V、前右流入阀IN/V(FR)、后左流入阀IN/V(RL)、前右流出阀OUT/V(FR)、和后左流出阀OUT/V(RL)构成。这些阀S.OFF/V、IN/V(FR)、IN/V(RL)、OUT/V(FR)、和OUT/V(RL)的阀开口被预先设置以便前车轮FL、FR的液压和后车轮RL、RR的液压之比是2∶1。在第一和第二液压单元HU1-HU2中液压回路结构和控制操作是相同的。在说明第二液压单元HU2中，为了本公开的简化起见，由于上述描述看似可以自身说明问题，因此类似组件的详细描述将被省略。以类似于第一液压单元HU1的方式，关于第二液压单元HU2，前右流出阀OUT/V(FR)由正常关闭的比例控制阀构成，而后左流出阀OUT/V(RL)由正常开启的比例控制阀构成。在手动制动模式期间对于第二液压单元HU2来说，所示实施例的制动系统被构造成仅应用主缸压力Pm给前右车轮FR，这与后左车轮RL相比产生相对大的制动力。如前所描述，后左流出阀OUT/V(RL)被构造为正常开启阀，以快速地排出后左轮缸液W/C(RL)中的剩余压力到储液罐RSV中和避免不想要的后左车轮锁住。

[线控制动控制处理]

现在参考图4，图中所示为在主ECU 300、以及第一和第二子ECU 100-200中执行的线控制动(BBW)控制例程。图4所示的BBW控制处理被执行为每隔预定的时段而触发的时间触发中断例程。

在步骤S11，读取第一和第二行程信号S1-S2，然后所述例程进行到步骤S12。

在步骤S12，读取第一和第二主缸压力Pm1-Pm2，然后所述例程进行到步骤S13。

在步骤S13，在主ECU 300的第一和第二CPU 310-320中，根据行程信号S1-S2和主缸压力Pm1-Pm2计算第一和第二液压单元HU1-HU2的目标轮缸压力P*fl、P*fr、P*rl、和P*rr，然后所述例程进行到步骤S14。

在步骤S14，从主ECU 300发送有关计算的目标轮缸压力P*fl到P*rr的信息数据到第一和第二子ECU 100-200，然后所述例程进行到步骤S15。

在步骤S15，第一和第二子ECU 100-200接收有关计算的目标轮缸压力P*fl到P*rr的信息数据，然后所述例程进行到步骤S16。

在步骤S16，第一和第二子ECU 100-200驱动各自的液压单元HU1-HU2，从而控制或调节实际的轮缸压力Pfl到Prr，然后所述例程进行到步骤S17。

在步骤S17，第一和第二子ECU 100-200发送有关实际轮缸压力Pfl到Prr的信息数据到主ECU 300，然后所述例程进行到步骤S18。

在步骤S18，主ECU 300接收有关实际轮缸压力Pfl到Prr的信息数据。之后，所述例程返回到步骤S11。

[行程模拟器截止阀开/关控制]

现在参考图5，图中所示为在主ECU 300中执行的行程模拟器截止阀Can/V开/关控制例程。图5的行程模拟器截止阀开/关控制还被执行为每隔预定的时段而触发的时间触发中断例程。

在步骤S21，读取第一和第二行程信号S1-S2，然后所述例程进行到步骤S22。

在步骤S22，读取第一和第二主缸压力Pm1-Pm2，然后所述例程进行到步骤S23。

在步骤S23，根据有关第一和第二行程信号S1-S2以及第一和第二主缸压力Pm1-Pm2的输入信息，进行检查以确定驾驶员的制动要求存在还是不存在。当步骤S23的应答是肯定(是)，即存在驾驶员的制动要求时，所述例程从步骤S23进行到步骤S24。相反当步骤S23的应答是否定(否)，即不存在驾驶员的制动要求时，所述例程从步骤S23进行到步骤S29。

在步骤S24，行程模拟器截止阀Can/V被切换到它的关闭状态，然后所述例程进行到步骤S25。

在步骤S25，执行图4的线控制动控制，然后所述流程进行到步骤S26。

在步骤S26，读取第一和第二行程信号S1-S2，然后所述例程进行到步骤S27。

在步骤S27，读取第一和第二主缸压力Pm1-Pm2，然后所述例程进行到步骤S28。

在步骤S28，根据有关第一和第二行程信号S1-S2以及第一和第二主缸压力Pm1-Pm2的输入信息，进行检查以确定驾驶员的制动要求存在还是不存在。当步骤S28的应答是肯定(是)，即存在驾驶员的制动要求时，所述例程从步骤S28进行到步骤S25。相反当步骤S28的应答是否定(否)，即不存在驾驶员的制动要求时，所述例程从步骤S28进行到步骤S29。

在步骤S29，行程模拟器截止阀Can/V被切换到它的开启状态，然后所述例程返回到步骤S21。

[泵回流防止控制]

正如从图2-3的回路图能够看出，本实施例的制动控制设备被构造成仅在压力增加模式期间通过泵P1-P2增加制动轮缸W/C(FL)到W/C(RR)。当发生压力增加到减小模式切换时，泵P1-P2都被停止并且通过各自的流出阀OUT/V(FL)到OUT/V(RR)向储液罐RSV排出制动轮缸W/C(FL)到W/C(RR)中的工作液体。

即使当泵P1-P2在压力增加到压力减小的模式切换或压力增加到压力保持的模式切换期间已经被切换到其停止状态，但是泵P1-P2的泵速度Np并不立即地下降到零速度，而是由于旋转惯性泵P1-P2继续旋转一段时间。

另外，由于从吸入管线H1流到排出管线F1的工作液体物质的液体物质惯性以及从吸入管线H2流到排出管线F2的工作液体物质的液体物质惯性，到泵P1-P2的这些排出管线F1-F2中的工作液体供应继续一段时间。因此，在每个排出管线F1-F2中工作液体压力的增加继续进行直到泵P1-P2的每个泵速度Np已经下降到零速度为止。

如在下文中所使用的，排出管线F1-F2被统称为“排出管线F”，吸入管线H1-H2被统称为“吸入管线H”，液体管线B1-B2被统称为“液体管线B”，以及液体管线E1-E2被统称为“液体管线E”。假设只要泵P1-P2的泵速度Np已经下降到零，排出管线F中的压力完全变为减小并因此不存在排出管线F和吸入管线H之间的压力差，每个泵P1-P2的反向旋转也不会发生。实际上，全部用作压力减小回路的液体管线B和E具有阻止工作液体流动的流体阻力。必然地，由于这些流体阻力在工作液体压力的减小操作中存在延迟。

相应地，即使当泵P1-P2由于模式切换操作已经被切换到其停止状态时，剩余的压力也趋向于停留在排出管线F中。由于相对高压力的排出管线F和相对低压力的吸入管线H之间的压力差，将发生每个泵P1-P2的反向旋转，并且因此工作液体从排出管线F流回到吸入管线H。如果这种泵回流停止在排出管线F中的压力和吸入管线H中的压力变得相同的时间点上，则不存在问题。实际上，由于每个泵P1-P2的旋转惯性(确切地，在其反向旋转方向每个泵马达M1-M2的旋转惯性)和由于从排出管线F流到吸入管线H的工作液体物质的液体物质惯性，每个泵P1-P2的反向旋转继续一段时间。也就是说，泵回流从不立即停止，即使当排出管线F中的压力变得和吸入管线H中的压力相同时。结果，由于在排出管线F中的压力变得和吸入管线H中的压力相同之后回流继续一段时间，因此吸入管线H中的压力趋向于变得高于排出管线F中的压力。吸入管线H连接到储油罐RSV并且因此吸入管线H中的压力变成大气压。所以，排出管线F中的压力变为负(小于大气压)。当重新开始泵的排出压力增加时，首先，排出管线F中的压力必须从负压增加到正压，然后排出管线F中的正压必须被进一步增加到目标的压力。即，必须进行覆盖负压的过压增加操作，因此导致排出响应延迟。

如上所述，一种避免不想要的工作液体从泵排出侧回流到泵吸入侧(简称“泵回流”)的方式是以这样一种方式即即使在从压力增加到压力减小的模式转换期间，也在其正常旋转方向中旋转泵来连续地施加电力给泵马达。但是，在这种情况下，即使当排出管线F中的工作液体压力是正压并因此不存在泵回流的危险时，也必须浪费地将电力(电流)施加到泵马达，从而增加了电力消耗。

与上述相反的是，根据本实施例的制动控制设备，检测每个泵P1-P2的旋转方向。只有当已经检测到泵的反向旋转时，才输出驱动命令到以相反旋转方向旋转的泵马达，以便改变该泵马达的旋转方向，该泵正在和正常旋转方向反向地旋转。这有助于改善泵排出响应，同时在压力减小模式期间防止或抑制电流被不必要地施加到泵马达。

现在参考图6，图中所示为在第一和第二子ECU 100-200中执行的马达控制的马达控制方框图。如从图6的方框图所示，在第一和第二子ECU 100-200中的单元结构和组件相同，因此在下文中参考图6的方框图仅针对第一子ECU 100说明详细的构造，而第二子ECU 200的类似组件的详细描述将被省略。

图6的第一子ECU 100包括液压控制单元110和马达控制单元120。马达控制单元120由旋转方向判定部件121、马达速度计算部件122、马达速度控制部件123、速度到电压转换部件124、和电压到负载转换部件125组成。

液压控制单元110根据从主ECU 300输入的目标轮缸压力P*fl到P*rr，计算第一马达M1的马达速度命令Nsm1，然后产生计算的马达速度命令Nsm1到马达控制单元120的马达速度控制部件123。

马达控制单元120的旋转方向判定部件121根据来自安装在马达M1上的位置检测器PS1的磁极的位置信息确定或判别马达M1的旋转方向(换言之，泵P1的旋转方向)，然后产生判定结果到马达速度计算部件122。以类似的方式，位置检测器PS2定位在马达M2上，用于检测马达M2的磁极的位置信息。在所示的实施例中，每个位置检测器PS1-PS2通过用于检测泵马达磁极的位置信息的诸如电位计的位置传感器构造而成。有可能根据磁极的位置信息的被检测图案确定泵马达的旋转方向。马达速度计算部件122根据磁极的位置信息和马达旋转方向，计算第一马达M1的实际马达速度Nm1，然后产生计算的实际马达速度Nm1到马达速度控制部件123。

马达速度控制部件123根据马达速度命令Nsm1和实际的马达速度Nm1，计算第一马达M1的输出电压等效值N*m1，然后产生计算的输出电压等效值N*m1到速度到电压转换部件124。

速度到电压转换部件124将输入的第一马达输出电压等效值N*m1转换成目标电压命令V*s1，然后产生转换的目标电压命令V*s1到电压到负载转换部件125。

电压到负载转换部件125操作用于根据目标电压命令V*s1负载转换或脉冲宽度调制输入电压V1，然后产生负载转换的脉冲信号到第一马达M1。

[基于马达速度控制的泵回流防止控制处理]

(主流程)

现在参考图7，图中所示为有关基于马达速度控制的泵回流防止控制处理(泵反向旋转抑制控制处理)的主流程图。

在步骤S100，读取每个位置检测器PS1-PS2产生的磁极的位置信息，然后所述例程进行到步骤S200。

在步骤S200，根据来自位置检测器PS1-PS2的位置信息计算第一和第二马达M1-M2的实际马达速度Nm1-Nm2，然后所述例程进行到步骤S300。

在步骤S300，对于第一和第二马达M1-M2中的每一个执行马达速度控制，计算输出电压等效值N*m1-N*m2。然后，所述例程进行到步骤S400。

在步骤S400，通过电压到负载转换(脉冲持续时间调制)的方式，计算对应于各自输出电压等效值N*m1-N*m2的第一和第二马达M1-M2的脉冲宽度调制(PWM)的占空因数值。之后，所述例程进行到步骤S500。

在步骤S500，输出对应于第一和第二马达M1-M2的计算PWM占空因数值的脉冲信号。通过这种方式，基于马达速度控制的泵回流防止控制处理(泵反向旋转抑制控制处理)的一个执行周期终止。

(马达速度计算流程)

现在参考图8，图中所示为与图7的步骤S200相关的马达速度计算例程。在马达速度计算部件122-222中执行马达速度算术处理。正如在下文中所使用的，第一和第二马达M1-M2被统称为“马达M”。

在步骤S201，计算实际的马达速度Nm1-Nm2然后所述例程进行到步骤S202。在步骤S201的算术处理的时间点上，每个实际马达速度Nm1-Nm2的符号是未知的，因此仍不确定马达M的旋转方向是正常旋转方向还是反向旋转方向。

在步骤S202，进行检查以确定马达M的旋转方向是正常旋转方向还是反向旋转方向。当步骤S202确定马达M以正常旋转方向进行旋转，则所述例程进行到步骤S203。相反当步骤S202确定马达M以反向旋转方向进行旋转，则所述例程进行到步骤S204。

在步骤S203，反向旋转标记被复位为“0”，然后所述例程进行到步骤S205。

在步骤S204，反向旋转标记被设置为“1”，然后所述例程进行到步骤S205。

在步骤S205，进行检查以确定反向旋转标记被设置(＝1)还是复位(＝0)。当所述反向旋转标记被复位(＝0)时，马达速度计算例程的一个执行周期终止。相反地当所述反向旋转标记被设置(＝1)时，所述例程进行到步骤S206。

在步骤S206，反转实际马达速度Nm1-Nm2的符号，然后输出被反转符号的马达速度指示信号。通过这种方式，一个执行周期终止。

(马达速度控制流程)

现在参考图9，图中所示为与图7的步骤S300相关的马达速度控制例程。在马达速度控制部件123-223中执行马达速度控制处理。

在步骤S301，计算第一马达速度命令Nsm1和实际马达速度Nm1之间的偏差ΔN(速度差)以及第二马达速度命令Nsm2和实际马达速度Nm2之间的偏差ΔN，然后所述例程进行到步骤S302。

在步骤S302，对计算的偏差ΔN进行积分以产生偏差ΔN的积分值SN，然后所述例程进行到步骤S303。

在步骤S303，进行检查以确定是否第一和第二马达速度命令Nsm1-Nsm2中的每一个是“0”。当步骤S303的应答是肯定(Nsm1，Nsm2＝0)时，所述例程进行到步骤S304。相反当步骤S303的应答是否定(Nsm1，Nsm2≠0)时，所述例程进行到步骤S306。

在步骤S304，进行检查以确定是否第一和第二实际马达速度Nm1-Nm2中的每一个是正值(＞0)。当步骤S304的应答是肯定(Nm1，Nm2＞0)时，所述例程进行到步骤S305。相反当步骤S304的应答是否定(Nm1，Nm2≤0)时，所述例程进行到步骤S306。

在步骤S305，初始化偏差ΔN的积分值SN为“0”，然后所述例程进行到步骤S307。

在步骤S306，设置偏差ΔN的积分值SN为积分运算值I，然后所述例程进行到步骤S307。

在步骤S307，对计算的偏差ΔN进行微分以产生偏差ΔN的微分值DN，然后所述例程进行到步骤S308。

在步骤S308，进行检查以确定是否第一和第二马达速度命令Nsm1-Nsm2中的每一个是正值(＞0)。当步骤S308的应答是肯定(Nsm1，Nsm2＞0)时，所述例程进行到步骤S310。相反当步骤S308的应答是否定(Nsm1，Nsm2≤0)时，所述例程进行到步骤S309。

在步骤S309，初始化偏差ΔN的微分值DN为“0”，然后所述例程进行到步骤S311。

在步骤S310，设置偏差ΔN的微分值DN为导数运算值D，然后所述例程进行到步骤S311。

在步骤S311，进行检查以确定是否第一和第二实际马达速度Nm1-Nm2中的每一个是正值(＞0)。当步骤S311的应答是肯定(Nm1，Nm2＞0)时，所述例程进行到步骤S312。相反当步骤S311的应答是否定(Nm1，Nm2≤0)时，所述例程进行到步骤S313。

在步骤S312，从在马达M的正常旋转期间比例加积分加导数(PID)控制增益(正常PID控制增益)Kn和在马达M的反向旋转期间比例加积分加导数(PID)控制增益Kr中，选择正常旋转时期PID增益Kn，然后所述例程进行到步骤S314。

相反，在步骤S313，选择反向旋转时期PID增益Kr，然后所述例程进行到步骤S314。

在步骤S314，根据偏差ΔN(误差信号)、积分运算值I(误差信号的积分)、导数运算值D(误差信号的导数)、和选择的PID增益(Kn或Kr)计算输出电压等效值N*m1-N*m2，然后所述例程进行到步骤S315。

在步骤S315，进行检查以确定是否每个输出电压等效值N*m1-N*m2是“0”。当步骤S315的应答是肯定(N*m1，N*m2＝0)时，所述例程进行到步骤S316。相反当步骤S315的应答是否定(N*m1，N*m2≠0)时，所述例程进行到步骤S318。

在步骤S316，进行检查以确定是否第一和第二实际马达速度Ns1-Ns2中的每一个大于或等于零(≥0)。当步骤S316的应答是肯定(Nm1，Nm2≥0)时，所述例程进行到步骤S317。相反当步骤S316的应答是否定(Nm1，Nm2＜0)时，所述例程进行到步骤S318。

在步骤S317，初始化输出电压等效值N*m1-N*m2为“0”。

在步骤S318，保留初始化输出电压等效值N*m1-N*m2不改变以及然后将其输出为运算值。在步骤S317或S318之后，马达速度控制的一个执行周期终止。

[不利用泵回流防止控制和利用泵回流防止控制获得的时间图的比较]

正如在下文中所使用的，第一和第二马达速度命令Nsm1-Nsm2被统称为“马达速度命令Nsm”，第一和第二实际马达速度Nm1-Nm2被统称为“实际马达速度Nm”，第一和第二泵排出压力Pp1-Pp2被统称为“泵排出压力Pp”，目标轮缸压力(轮缸压力命令)P*fl、P*fr、P*rl和P*rr被统称为“目标轮缸压力P*xx”，实际轮缸压力Pfl、Pfr、Prl和Prr被统称为“实际轮缸压力Pxx”，制动轮缸W/C(FL)、W/C(FR)、W/C(RL)、W/C(RR)被统称为“制动轮缸W/C”，以及位置检测器PS1-PS2被统称为“位置检测器PS”。图10A-10C所示为不执行泵回流防止控制(PBPC)时用于驱动泵马达M的驱动信号的马达驱动占空因数值的变化，马达速度(马达速度命令Nsm和实际马达速度Nm)的变化，以及若干压力(排出压力Pp、目标轮缸压力P*xx、和实际轮缸压力Pxx)的变化。另一方面，图11A-11C所示为执行泵回流防止控制(PBPC)时用于驱动泵马达M的驱动信号的马达驱动占空因数值的变化，马达速度(马达速度命令Nsm和实际马达速度Nm)的变化，以及若干压力(排出压力Pp、目标轮缸压力P*xx、和实际轮缸压力Pxx)的变化。

(时刻t1)

在时刻t1，产生压力增加命令，因此占空因数调制的脉冲宽带信号的马达驱动占空因数值变成100％(参见图10A和11A)。

(时刻t2)

在时刻t2，实际轮缸压力Pxx开始增加(参见图10C和11C的每幅图中通过虚线指示的特性曲线)。

(时刻t3)

在时刻t3当从压力增加模式切换到压力减小模式时，马达驱动占空因数值变得下降到0％(参见图10A和11A)，并且因此实际的马达速度Nm开始减小。另一方面，由于每个泵P1-P2的旋转惯性和从吸入管线H流到排出管线F的工作液体物质的液体物质惯性，排出压力Pp和实际轮缸压力Pxx趋向于从时刻t3起进一步随时间延迟增加。

(时刻t4)

在时刻t4，排出压力Pp达到峰值(最大排出压力水平)。

(时刻t5)

在时刻t5，排出压力Pp开始下降。同时，发生工作液体从泵排出侧到泵吸入侧的回流并且因此泵P1-P2开始以其相反的旋转方向进行旋转。结果，正如从在图11B中通过虚线指示的实际马达速度特性能够看出，从时刻t5起实际的马达速度Nm变成负值。所以，本实施例的设备从时刻t5起通过响应于以正常旋转方向驱动哪一马达M产生命令信号来初始化泵回流防止控制(PBPC)。实际上，从时刻t5起马达驱动占空因数值开始从0％增加(参见图11A)。

(时刻t6)

在图10A-10C中所示的不装备PBPC系统的制动设备的情况下，正如从通过图10B中的虚线指示的实际马达速度特性能够看出，从时刻t6起实际的马达速度Nm变成负值。图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备从不执行泵回流防止控制，因此马达驱动占空因数值仍保持在0％。

(时刻t7)

在时刻t7，在图11A-11C的装备PBPC系统的制动设备中马达速度命令Nsm变成正值，而在图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备中马达速度命令Nsm仍保持在零。

(时刻t8)

在时刻t8，在图11A-11C的装备PBPC系统的制动设备中马达M的实际马达速度Nm变成正值(参见通过图11B中的虚线所指示的实际马达速度特性)，结果从时刻t8起所述轮缸压力开始增加。在图11A-11C的装备PBPC系统的制动设备的情况下，在时刻t5立即执行泵回流防止控制，排出压力Pp能够被总是保持在正的压力水平。所以，只要马达M开始以正常的旋转方向进行旋转，图11A-11C的装备PBPC系统的制动设备就能够快速的模式转换到压力增加模式。

(时刻t9)

在时刻t9，在图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备中，排出压力Pp变成负值。

(时刻t10)

在时刻t10，在图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备中，马达M的实际马达速度Nm变成正值，但是排出压力Pp保持负值。

(时刻t11)

在时刻t11，在图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备中，排出压力Pp变成正值，然后开始制动轮缸W/C中的工作液体压力的增加。在图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备的情况下，在马达M开始以正常旋转方向进行旋转的时间点上实际轮缸压力Pxx变成负值。因此，不能发生实际的模式转换到压力增加模式，直到排出管线F中的压力已经从负值改变到正值。正如与图11A-11C的装备PBPC系统的制动设备相比，在图10A-10C的不装备PBPC系统的制动设备的情况下存在排出响应延迟。

[本实施例的效果]

(1)在本实施例的制动控制设备中，包括主缸M/C、在各自车轮FL到RR提供的制动轮缸W/C(FL)到W/C(RR)、独立于主缸M/C提供的用于控制或调节轮缸压力Pfl到Prr的第一和第二液压单元HU1-HU2、控制各自液压单元HU1-HU2的第一和第二子ECU100-200、以及包含在各自液压单元HU1-HU2中的泵P1-P2，本实施例的制动控制设备具有能够执行泵回流防止控制(泵反向旋转抑制控制)的泵回流防止控制系统(泵反向旋转抑制控制系统)。因此，由于泵回流防止控制(泵反向旋转抑制控制)，有可能在压力减小模式期间改善泵排出响应同时有效地减小或抑制电流被不必要地施加到泵马达M。

(2)子ECU 100-200被构造用于检测泵P1-P2(或泵马达M1-M2)的各自的旋转方向。只有当已经检测到泵(泵马达)的反向旋转时，子ECU 100-200才产生驱动命令信号到各自的马达M1-M2，以便以其正常旋转方向旋转泵P1-P2。在泵P1-P2的正常旋转期间不会发生工作液体从泵排出侧到泵吸入侧的回流，并因此有可能在泵P1-P2的正常旋转期间暂时地停止马达M1-M2。另外，有可能当已经检测到泵的反向旋转时通过驱动马达M1-M2有效地减小电力消耗。在检测到泵的反向旋转时通过以其正常的旋转方向旋转泵P1-P2，有可能避免排出管线F中的压力变成负压，从而防止发生空化，因此增强了每个液压单元HU1-HU2的耐久性。

(3)子ECU(100，200)检测相关泵(P1，P2)的反向旋转，子ECU被构造用于将相关马达(M1，M2)的控制增益从正常旋转时期PID增益Kn切换到反向旋转时期PID增益Kr。因此，有可能仅通过Kn到Kr PID增益切换的方式容易地防止回流。

另外，通过位置检测器(PS1，PS2)精确地检测有关所述泵正在以正常旋转方向还是以反向旋转方向旋转的信息，该位置检测器由安装在相关马达(M1，M2)上用于检测马达磁极的位置信息的诸如电位计的位置传感器构造而成。通过直接检测马达的旋转方向，有可能容易地精确确定是否该泵开始以反向旋转方向进行旋转。

而且，在所示的实施例中，每个马达M1-M2由不带电刷马达构成，位置检测器(PS1，PS2)被安装在相关的不带电刷马达上用于检测固定连接到泵(P1，P2)的泵轴(驱动轴)的不带电刷马达转子的角度位置。如通常已知的，位置检测器对于这种不带电刷马达是不可缺少的。通过使用对于不带电刷马达不可缺少的位置传感器检测马达的正常旋转状态或反向旋转状态，有可能容易地精确检测马达M的旋转反向而不用增加新的位置信息传感器。

在所示的实施例中，液压致动器通过具有各自的液压源，即第一液压源(第一泵P1)和第二液压源(第二泵P2)的第一和第二液压单元HU1-HU2构成。第一液压单元HU1被构造用于通过第一液压源(泵P1)控制或调节前左和后右制动轮缸压力Pfl和Prr，而第二液压单元HU2被构造用于通过第二液压源(泵P2)控制或调节前右和后左制动轮缸压力Pfr和Prl。因此，有可能通过应用本实施例的制动控制设备到应用通常对置分开布置(X分开布置)制动回路的机动车辆，容易地提供或实现装备线控制动控制系统的车辆。

如前面所讨论的，第一液压源由第一泵P1构成，而第二液压源由第二泵P2构成。通过这些泵P1-P2能够直接地增加制动轮缸W/C(FL)到W/C(RR)中的压力。有可能增加制动轮缸压力Pfl到Prr而不使用任何的蓄压器，因此在出现制动系统故障的情况下不存在不希望的蓄压器中的气体混合(泄漏)到液体管线的工作液体中的危险。这种无蓄压器液压制动系统有助于整个系统的较小空间要求。

而且，在所示的实施例中，第一和第二液压单元HU1-HU2被构造为独立的单元。所以，即使在第一和第二液压单元HU1-HU2的任何一个单元中发生油泄漏，也有可能通过不发生油泄漏的其他无故障液压单元产生或保证制动力。

第一和第二液压单元HU1-HU2被构造为独立的单元，但是优选为这些液压单元HU1-HU2被整体相互地连接。在液压单元HU1-HU2整体构造的情况下，电子电路结构能够被集中到一个位置，因此实现了缩短导线长度和简化制动系统布置。

从第一电源BATT1提供电力到第一液压单元HU1，而从第二电源BATT2提供电力到第二液压单元HU2。因此，即使第一电源BATT1或第二电源BATT2发生故障，也能够通过无故障的电源驱动或操作液压单元HU1-HU2中的任何一个单元，因此保证了制动力。

[修改的马达控制系统]

现在参考图12，图中所示为修改的马达控制系统的马达控制方框图。图12中修改的马达控制系统的基本结构类似于包含在本实施例制动控制设备中的图6的马达控制系统的结构，因此在下文中仅说明它们的不同点。

在图6所示实施例的马达控制系统中，为了检测或确定泵(P1，P2)的反向旋转状态，使用根据来自位置检测器PS的磁极的位置信息判别马达M的旋转方向。

另一方面，在图12的修改的马达控制系统中，算术计算和利用第一泵排出压力Pp1的下降梯度ΔPp1(换言之，第一泵排出压力Pp1减小的时间比率dPp1/dt)和第二泵排出压力Pp2的下降梯度ΔPp2(换言之，第二泵排出压力Pp2减小的时间比率dPp2/dt)来估计所述泵的反向旋转状态。正如下文中所使用的，第一泵排出压力Pp1下降梯度ΔPp1和第二泵排出压力Pp2下降梯度ΔPp2被统称为“排出压力下降梯度ΔPp”。根据排出压力下降梯度ΔPp及其预定门限值Pα的比较结果估计泵(P1，P2)的反向旋转状态。具体而言，当排出压力下降梯度ΔPp变得大于或等于预定的门限值Pα(即ΔPp≥Pα)时，估计或确定发生泵的反向旋转。应该注意到，在图12的修改的马达控制系统中，例如在压力减小模式期间或压力保持模式期间，在压力从泵供给到每个单独的制动轮缸被停止的状态下，执行排出压力下降梯度ΔPp和预定门限值Pα的比较动作。即，图12的修改的马达控制系统不同于图6的马达控制系统之处在于，在图12的修改系统中在压力供给停止的状态下，能够根据排出压力下降梯度ΔPp和它的预定门限值Pα的比较结果确定或估计泵的反向旋转，而不是泵马达转子的角度位置的直接检测方法。

图13所示为发生泵回流旋转的泵排出压力特性曲线和通过不发生泵反向旋转获得的泵排出压力特性曲线的对比实例。图14所示为在图12所示的修改马达控制系统中使用的泵排出压力下降梯度ΔPp计算图的实例。正如从图12的方框图能够看出，在第一和第二子ECU100-200中单元结构和组件是相同的，因此在下文中参考图12的方框图仅针对第一子ECU 100说明详细的结构，而第二子ECU 200的类似组件的详细描述将被省略。

图12的第一子ECU 100包括液压控制单元110’和马达控制单元120’。马达控制单元120’由排出压力下降梯度计算部件121’、泵排出压力控制部件122’、排出压力到速度转换部件123’、速度到电压转换部件124’、和电压到负载转换部件125’构成。

液压控制单元110’根据从主ECU 300输入的目标轮缸压力P*fl到P*rr，计算第一马达M1的马达速度命令Nsm1，然后产生计算的马达速度命令Nsm1到泵控制单元120’的泵排出压力控制部件122’。

排出压力下降梯度计算部件121’根据通过第一泵排出压力传感器P1/Sen检测的排出压力Pp1算术计算排出压力下降梯度ΔPp1。在下文中，排出压力下降梯度计算部件121’产生有关泵P1的反向旋转/正常旋转的信息信号。更具体而言，当计算的排出压力下降梯度ΔPp1大于或等于门限值Pα(即，°ΔPp≥Pα)时，估计或确定泵1的反向旋转状态，然后排出压力下降梯度计算部件121’产生指示泵P1反向旋转的信号。相反当计算的排出压力下降梯度ΔPp1小于门限值Pα(即ΔPp＜Pα)时，估计或确定泵1的正常旋转状态，然后排出压力下降梯度计算部件121’产生指示泵P1正常旋转的信号。

如在图14中可以看出，按照如下公式通过排出压力Pp1的前一值Pp1(n-1)和排出压力Pp1的当前值Pp1(n)之差除以预定的执行周期(工作时段Δt)算术地计算第一泵P1的排出压力下降梯度ΔPp1：

ΔPp1＝{Pp1(n-1)-Pp1(n)}/Δt

泵排出压力控制部件122’根据磁极的位置信息、马达速度命令Nsm1、和泵P1的反向旋转/正常旋转的估计结果，计算泵P1的目标排出压力P*p1，然后产生计算的目标排出压力P*p1到排出压力到速度转换部件123’。

排出压力到速度转换部件123’将输入的目标排出压力P*p1转换成第一马达M1的输出电压等效值N*m1，然后产生转换的输出电压等效值N*m1到速度到电压转换部件124’。

速度到电压转换部件124’将输入的第一马达输出电压等效值N*m1转换成目标电压命令V*s1，然后产生转换的目标电压命令V*s1到电压到负载转换部件125’。

电压到负载转换部件125’操作用于根据目标电压命令V*s1，负载转换或脉冲带宽调制输入电压V1，然后产生负载转换的脉冲信号到第一马达M1。

[基于排出压力控制的泵回流防止控制处理]

(主流程)

现在参考图15，图中所示为有关根据排出压力控制的泵回流防止控制处理(泵反向旋转抑制控制处理)的主流程图。

在步骤S600，算术地计算第一泵P1的排出压力下降梯度ΔPp1和第二泵P2的排出压力下降梯度ΔPp2，然后所述例程进行到步骤S700。

在步骤S700，对第一和第二泵中的每一个执行排出压力控制，和计算目标排出压力P*p1-P*p2。然后，所述例程进行到步骤S800。

在步骤S800，通过排出压力到速度转换和电压到负载转换(脉冲持续时间调制)的方式，计算对应于各自目标排出压力P*p1-P*p2的用于第一和第二马达M1-M2的脉冲宽度调制(PWM)的占空因数值。之后，所述例程进行到步骤S900。

在步骤S900，输出对应于第一和第二马达M1-M2的计算的PWM占空因数值的脉冲信号。通过这种方式，基于排出压力控制的泵回流防止控制处理的一个执行周期终止。

(排出压力下降梯度计算流程)

现在参考图16，图中所示为与图15的步骤S600相关的泵排出压力下降梯度计算例程。在排出压力下降梯度计算部件121’-221’中执行排出压力下降梯度算术处理。如在下文中所使用的，第一泵排出压力Pp1的前一值Pp1(n-1)和第二泵排出压力Pp2的前一值Pp2(n-1)被统称为“泵排出压力Pp的前一值Pp(n-1)”，以及第一泵排出压力Pp1的当前值Pp1(n)和第二泵排出压力Pp2的当前值Pp2(n)被统称为“泵排出压力Pp的当前值Pp(n)”。

在步骤S601，进行检查以确定是否泵排出压力Pp的前一值Pp(n-1)大于或等于当前值Pp(n)。当步骤S601的应答是肯定(是)，即当Pp(n-1)＞Pp(n)时，所述例程进行到步骤S602。相反当步骤S601的应答是否定(否)，即当Pp(n-1)≤Pp(n)时，所述例程进行到步骤S604。不相等Pp(n-1)≤Pp(n)意味着排出压力Pp趋向于增加而不是下降。在条件Pp(n-1)≤Pp(n)之下，没有必要计算排出压力下降梯度ΔPp，并且排出压力下降梯度计算例程的一个周期立即终止。

在步骤S602，根据以下表达式计算第一泵排出压力下降梯度ΔPp1和第二泵排出压力下降梯度ΔPp2：

ΔPp1＝{Pp1(n-1)-Pp1(n)}/Δt，

ΔPp2＝{Pp2(n-1)-Pp2(n)}/Δt

之后，所述例程进行到步骤S603。

在步骤S603，进行检查以确定是否计算的排出压力下降梯度ΔPp小于预定的门限值Pα。当步骤S603的应答是肯定(即ΔPp＜Pα)时，确定在正常旋转状态中调节所述泵，因此所述例程进行到步骤S604。相反当步骤S603的应答是否定(即ΔPp≥Pα)时，确定在反向旋转状态中调节所述泵，因此所述例程进行到步骤S605。

在步骤S604，反向旋转标记被复位为“0 ”。

在步骤S605，该反向旋转标记被设置为“1”。

当通过步骤S604复位反向旋转标记(＝0)或当通过步骤S605设置(＝1)该反向旋转标记时，所述排出压力下降梯度计算例程的一个执行周期终止。

(泵排出压力控制流程)

现在参考图17，图中所示为与图15的步骤S700相关的泵排出压力控制例程。该排出压力控制处理在泵排出压力控制部件122’-222’和排出压力到速度转换部件123’-223’中执行。

在步骤S701，进行检查以确定是否反向旋转标记被复位(＝0)。当步骤S701的应答是肯定(反向旋转标记被复位为“0”)时，所述例程进行到步骤S703。相反当步骤S701的应答是否定(反向旋转标记被设置为“1”)时，所述例程进行到步骤S702。

在步骤S702，计算第一泵目标排出压力P*p1和第二泵目标排出压力P*p2，然后所述例程进行到步骤S704。

在步骤S703，对第一和第二马达M1-M2中的每一个执行正常马达控制，因为没有必要执行泵回流防止控制。

在步骤S704，计算第一和第二马达M1-M2的输出电压等效值N*m1-N*m2。通过这种方式，排出压力控制处理的一个执行周期终止。

[修改系统的效果]

(4)在图12-17的修改的制动控制设备中，检测第一泵排出压力Pp1和第二泵排出压力Pp2，然后比较第一泵排出压力下降梯度ΔPp1和第二泵排出压力下降梯度ΔPp2中的每一个与预定的门限值Pα。当所述排出压力下降梯度ΔPp变得大于或等于该门限值Pα(即当ΔPp≥Pα)时，估计或确定发生泵的反向旋转。如以上所讨论的，在修改的制动控制设备中，能够根据排出压力下降梯度ΔPp和门限值Pα的比较结果确定或估计泵的反向旋转而不使用位置检测器PS1-PS2的位置信息。因此，图12-17的修改的制动控制设备能够提供与图1-9中所示实施例的制动控制设备相同的效果。

现在参考图18，图中所示为一种修改，其中第一单向止回阀C/V1布置在第一液压单元HU1的第一泵P1的吸入管线H1中并且定位于第一泵入口端的上游。尽管线没有示出，通过类似于第一液压单元HU1的方式，第二单向止回阀C/V2布置在第二液压单元HU2的第二泵P2的吸入管线H2中并且定位于第二泵入口端的上游。如在下文中所使用的，第一和第二止回阀C/V1-C/V2被统称为“止回阀C/V”。如从图18的回路图能够看出，止回阀C/V允许在从吸入侧(即吸入管线H)到排出侧(即排出管线F)的一个方向中自由的流动并且抑制或防止在从排出侧(即排出管线F)到吸入侧(即吸入管线H)的相反方向中任何的流动。即，在前面描述的图1-9实施例的制动控制设备和图12-17的修改的制动控制设备中，通过泵回流防止控制系统(泵反向旋转抑制控制系统)能够可控地防止或抑制不想要的泵回流。相反，图18中所示修改的制动控制设备能够通过止回阀C/V1-C/V2机械地而不是可控地防止不想要的泵回流或抑制不想要的泵反向旋转。在图18所示修改的情况下，作为缺点，布置在吸入管线H中的止回阀C/V用作增加吸入侧管道的液体流动阻力系数的液压系统组件。作为缺点，提供止回阀C/V1-C/V2仅要求简单的设计改变，同时保证与图1-9实施例的设备以及图12-17修改的制动控制设备具有相同的回流防止效果。

现在参考图19，图中所示为集成控制器600和图1-9所示实施例的制动控制设备进行组合的另一种修改。集成控制器600能够执行再生协作制动系统的再生协作制动控制，集成车辆控制系统、和/或智能运输系统(ITS)的集成车辆控制。即使利用与图1-9所示实施例的制动控制设备组合的集成控制器600，也能够独立于其他控制系统独立地控制所述制动控制系统。因此，有可能利用集成控制器600保证或实现高的制动控制响应同时平滑地容易规划点火，而不对制动控制系统进行特别的动作。

在所示的实施例中，每个泵马达M1-M2由不带电刷马达构成。作为替代，可以使用带电刷马达。作为液压源，除泵P1-P2之外所述液压制动控制系统还可使用蓄压器。

第2006-172922号日本专利申请(2006年6月22日申请)的全部内容在此包含引作参考。

尽管线以上是实现本发明的优选实施例的描述，但是将会明白本发明并不局限于这里所示和描述的特定实施例，而是在不背离附属权利要求书所定义的本发明范围或精神的情况下可以作出各种改变和修改。

Claims (20)

1.一种制动控制设备，包括：

安装在各自车轮上的制动轮缸；

通过泵的正常旋转给每个制动轮缸提供液压的泵；

控制所述泵的旋转运动以使每个制动轮缸的实际轮缸压力更接近于目标轮缸压力的控制单元；和

抑制所述泵的反向旋转的泵反向旋转抑制装置。

2.根据权利要求1所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置包括布置在泵吸入管线中并定位于泵入口端口的上游的单向止回阀，它用于仅允许在从泵吸入侧到泵排出侧的一个方向中自由的流动。

3.根据权利要求1所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置包括：

(1)检测泵的旋转方向的旋转方向检测器；和

(2)只有当泵的被检测旋转方向与受所述控制单元控制的泵旋转运动的正常旋转方向相反时才抑制泵的反向旋转的泵控制回路。

4.根据权利要求3所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置仅当已经检测到所述泵的反向旋转时，才将控制增益切换到不同于正常控制增益的反向旋转时期控制增益。

5.根据权利要求3所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置的旋转方向检测器根据泵的驱动轴的旋转方向，确定是否该泵以反向旋转方向进行旋转。

6.根据权利要求5所述的制动控制设备，其中：

所述泵包括装备不带电刷马达的泵；以及

所述旋转反向检测器包括检测不带电刷马达转子的角度位置的位置传感器。

7.根据权利要求3所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置的旋转方向检测器包括检测所述泵的排出压力的压力传感器；和

所述旋转方向检测器当停止通过泵给每个制动轮缸提供液压以及被检测的排出压力的下降梯度大于或等于预定的门限值时，估计发生泵的反向旋转。

8.一种使用级联主缸和一对液压单元的制动控制设备，每个液压单元具有：独立于主缸产生液压的泵；具有第一流动路径和第二流动路径的液压回路，其中所述第一流动路径经由第一方向控制阀使主缸的相关联的两端口出口之一和相关联的一个前制动轮缸相通，所述第二流动路径经由第二方向控制阀直接地将所述泵产生的液压引入到相关联的一个后制动轮缸以及所述相关联的一个前制动轮缸，所述制动控制设备包括：

通过控制第一和第二方向控制阀中每个的开启和关闭操作在第一液压供应和第二液压供应之间进行切换的控制单元，其中第一液压供应是将主缸压力经由第一方向控制阀从主缸提供到相关联的前制动轮缸，以及第二液压供应是经由第二方向控制阀直接地将泵正常旋转产生的液压提供到相关联的制动轮缸；和

抑制所述泵的反向旋转的泵反向旋转抑制装置。

9.根据权利要求8所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置包括布置在泵的吸入管线中并定位于泵入口端口的上游的单向止回阀，以仅允许在从泵吸入侧到泵排出侧的一个方向中自由的流动。

10.根据权利要求8所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置包括：

(3)检测泵的旋转方向的旋转方向检测器；和

(4)只有当泵的被检测旋转方向与受所述控制单元控制的泵旋转运动的正常旋转方向相反时才抑制泵的反向旋转的泵控制回路。

11.根据权利要求10所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置仅当已经检测到所述泵的反向旋转时，才将控制增益切换到不同于正常控制增益的反向旋转时期控制增益。

12.根据权利要求10所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置的旋转方向检测器根据泵的驱动轴的旋转方向，确定是否该泵以反向旋转方向进行旋转。

13.根据权利要求12所述的制动控制设备，其中：

所述泵包括装备不带电刷马达的泵；以及

所述旋转反向检测器包括检测不带电刷马达转子的角度位置的位置传感器。

14.根据权利要求10所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置的旋转方向检测器包括检测所述泵的排出压力的压力传感器；和

所述旋转方向检测器当停止通过泵给每个制动轮缸提供液压以及被检测的排出压力的下降梯度大于或等于预定的门限值时，估计发生泵的反向旋转。

15.根据权利要求10所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置控制所述泵的旋转运动到停止状态。

16.根据权利要求10所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置控制所述泵的旋转运动到与被检测的旋转反向相反的旋转方向。

17.根据权利要求11所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置控制所述泵的旋转运动到停止状态。

18.根据权利要求11所述的制动控制设备，其中：

所述泵反向旋转抑制装置控制所述泵的旋转运动到与被检测的旋转反向相反的旋转方向。

19.一种制动控制方法，包括：

提供第一液压供应模式，在该模式中将基于驾驶员的制动踏板下降产生的主缸压力从主缸提供到每个前制动轮缸；

提供第二液压供应模式，在该模式中将通过泵的正常旋转产生的压力提供到相关联的一个后制动轮缸以及相关联的一个前制动轮缸，其中泵独立于主缸产生所述液压；

根据制动系统发生故障还是没有故障选择性从第一和第二液压供应模式中的一个模式切换到另一个模式；以及

仅当发生所述泵的反向旋转时，使用通过抑制工作液体从每个制动轮缸流动到泵吸入侧而抑制所述泵反向旋转的泵反向旋转抑制功能。

20.根据权利要求19所述的制动控制方法，其中：

所述泵反向旋转抑制功能包括检测所述泵的旋转方向的旋转方向检测功能；和

仅当泵的被检测旋转方向与受控制单元控制的泵旋转运动的正常旋转方向相反时，使用所述泵反向旋转抑制功能以通过切换控制增益到不同于正常控制增益的反向旋转时期控制增益而抑制泵的反向旋转。

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