CN101386295A - 用于控制制动器的装置和方法 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及用于控制制动器的装置和方法。该装置包括：第一制动回路，用来将通过助力器增大了压力的制动液供应到制动轮缸；第一控制阀，设置在第一制动回路中，用来建立和阻塞制动主缸和制动轮缸之间的液体连通；第二制动回路，与第一制动回路并联布置，用来将通过液压源增大了压力的制动液供应到制动轮缸；和第二控制阀，设置在第二制动回路中，用来建立和阻塞液压源和制动轮缸之间的液体连通。还提供了一种控制单元，该控制单元被构造成当增大制动轮缸压力时选择性地控制第一控制阀和第二控制阀，并且还被构造成当至少第二控制阀被控制到阀打开位置时通过操作液压源来增大制动轮缸压力。

Description

用于控制制动器的装置和方法
技术领域
本发明涉及一种基于驾驶者的制动操作和/或车辆行驶状态来控制自动车辆的每个制动轮缸压力的装置和方法。
背景技术
近年来，已经提出和开发了各种自动制动装置。在2004-9914号日本专利临时公报(在下文称作“JP2004-009914”)中公开了一种这样的制动装置。图25是示出了在JP2004-009914(比较例)中公开的制动装置的液压系统构造的液压回路图。图25中示出的制动装置被构造成在正常制动模式下利用由驾驶者的制动操作产生的制动液压力来直接增大每个制动轮缸压力，还通过利用泵排出压力来执行自动制动轮缸压力控制(简单地讲，自动制动控制)。这种自动制动控制可以应用于各种车辆控制，例如防滑控制(在下文称作“ABS控制”)、车辆动态控制(在下文称作“VDC控制”)、制动辅助控制(在下文称作“BA控制”)等。这里，“ABS”控制是指这样的自动制动控制：如果过于用力踩制动器而使得行走轮(road wheel)趋于停止转动，从而开始出现打滑，则根据该自动制动控制重复地执行对于制动轮缸压力的增压、保压和减压以防止车轮抱死情况，由此提供最大的有效制动。“VDC”控制是指这样的自动制动控制：当车辆在转向过程中经历过多的过度转向/转向不足趋势时，根据该自动制动控制对受到车辆动态控制的行走轮的制动轮缸压力进行控制，以使车辆姿态(或车辆动态行为)稳定。“BA”控制是指在驾驶者的制动操作(驾驶者踩下制动踏板)期间能够使制动轮缸中的制动轮缸压力与在制动主缸内产生的实际制动液压力相比升高的自动制动控制。
图24示出了在图25中示出的液压系统构造中在制动轮缸增压过程中力的流动(尤其是由驾驶者的制动操作引起的操作力的流动和由诸如泵的液压源产生的工作液体压力的流动)和制动液的流动。在图24中可清晰地看到，在JP2004-009914所公开的制动装置的情况下，在通过驾驶者的制动操作实现的制动轮缸增压过程中，驾驶者的操作力从制动踏板按顺序经过制动助力器、制动主缸、制动主缸压力截止阀(简称为总截止阀)和增压控制阀，被传递到制动轮缸。相反，在通过操作液压源(泵)实现的制动轮缸增压过程中，工作液体(制动液)从制动液贮液器按顺序经过制动主缸、泵和增压控制阀，而流动到制动轮缸。
发明内容
然而，在JP2004-009914所公开的制动装置中，在(i)通过驾驶者的制动操作实现的制动轮缸增压或(ii)通过操作液压源(例如，泵)实现的制动轮缸增压的过程中，液压制动系统被构造成通过制动主缸和增压控制阀将制动液供应给制动轮缸。因而，在(i)通过驾驶者的制动操作实现的制动轮缸增压和(ii)通过操作液压源实现的制动轮缸增压之间会有不期望的干扰问题，这种干扰会发生在制动主缸和增压控制阀两者中。这导致对制动轮缸压力控制的可控性降低以及对制动器的可操作性降低，换言之，对配备有自动制动装置的车辆的制动踏板的感觉差。更具体地讲，JP2004-009914所公开的制动装置具有以下缺点。
第一，例如在VDC控制过程中，假设由驾驶者进一步踩下制动踏板。在这类情况下，主截止阀保持关闭，因而不经过泵就不能将制动液从制动主缸供应到制动轮缸。难以直接反映出驾驶者增大车辆减速速率(负的纵向加速度G)的意图，从而降低了对制动轮缸压力控制的可控性。另外，此时，制动轮缸压力(＝增压控制阀的上游压力＝泵压力)变得高于制动主缸压力，因而导致泵入口流速降低。这导致难以提供制动踏板行程，从而造成对配备有自动制动装置的车辆的制动踏板的差或无缓冲的感觉。
第二，假设通过操作泵，同时在主截止阀保持打开的情况下通过制动主缸实现制动轮缸增压，来启动BA控制。此时，由于制动主缸活塞的行程，导致在贮液器和制动主缸之间的液体连通被阻塞，因而，没有将来自贮液器的制动液供应到泵。结果，通过泵入口引入的制动液的量被限制为从制动主缸排出的制动液的量。因此，在BA控制过程中，难以以超过制动主缸活塞的行进速度的速度快速地增大制动轮缸压力，因而无法增强制动控制系统的可控性。
第三，假设其上装有增压控制阀的阀芯的阀座被设计成具有大的阀座直径。由于大直径的阀座，所以能够在通过驾驶者的制动操作增大制动轮缸压力的正常制动模式下增强制动系统的响应性。然而，大直径阀座的使用导致在通过泵实现制动轮缸增压的自动制动控制过程中(换言之，在控制制动模式中)液体压力控制精确度降低。因此，难以通过使用大直径阀座来调和在正常制动模式中的增强的制动系统的响应性和在自动制动控制过程中的提高的液体压力控制精确度。
因此，鉴于现有技术的上述缺点，本发明的一个目的是提供一种用于控制制动器的装置和方法，其被构造成提高和增强对制动控制系统的总可控性以及对制动器的可操作性(尤其是对制动踏板的感觉)。
为了实现本发明的上述和其它目的，提供了一种用于控制制动器的装置，该装置包括：制动主缸；制动轮缸；制动助力器，被构造成驱动所述制动主缸以增大该制动主缸中的制动液的压力；第一制动回路，被构造成将通过所述制动助力器增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸；第一控制阀，设置在第一制动回路中，用来建立和阻塞所述制动主缸和所述制动轮缸之间的液体连通；液压源，被设置用于与所述制动助力器分离地增大制动液的压力；第二制动回路，与第一制动回路并联布置，并被构造成将通过所述液压源增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸；第二控制阀，设置在第二制动回路中，用来建立和阻塞所述液压源和所述制动轮缸之间的液体连通；以及控制单元，被设置成控制第一控制阀、第二控制阀和所述液压源的操作，所述控制单元被构造成当增大所述制动轮缸中的制动轮缸压力时选择性地控制第一控制阀和第二控制阀，并且还被构造成当至少第二控制阀被控制到阀打开位置时通过操作所述液压源来增大制动轮缸压力。
根据本发明的另一方面，提供了一种用于控制制动器的装置，该装置包括：制动主缸；制动轮缸；制动助力器，被构造成驱动所述制动主缸以增大该制动主缸中的制动液的压力；第一制动回路，被构造成将通过所述制动助力器增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸；液压源，被设置用于与所述制动助力器分离地增大制动液的压力；第二制动回路，与第一制动回路并联布置，并被构造成将通过所述液压源增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸；操纵变量检测器，被构造成检测制动踏板的操纵变量；以及控制单元，被构造成选择通过第一制动回路实现的增压和通过第二制动回路实现的增压中的任何一个，其中，在通过第二制动回路实现的增压过程中，所述控制单元响应于检测到的操纵变量对所述制动轮缸中的制动液自动加压。
根据本发明的又一方面，提供了一种利用制动控制系统控制制动器的方法，所述制动控制系统具有制动主缸、制动轮缸、制动助力器、第一制动回路、液压源和第二制动回路，所述制动助力器被构造成驱动所述制动主缸以增大该制动主缸中的制动液的压力，所述第一制动回路被构造成将通过所述制动助力器增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸，所述液压源被设置用于与所述制动助力器分离地增大制动液的压力，所述第二制动回路与第一制动回路并联布置并被构造成将通过所述液压源增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸，该方法包括：响应于制动踏板的操纵变量，控制在仅仅通过第一制动回路实现的增压、仅仅通过第二制动回路实现的增压以及通过第一制动回路和第二制动回路实现的增压之间的切换。
本发明的其它目的和特点将通过以下参照附图的描述而得以理解。
附图说明
图1是示出了制动控制系统的第一实施例的液压回路图。
图2是示出了在第一实施例的制动控制系统中采用的前轮侧的第一增压控制阀的轴向截面图，其中第一增压控制阀被打开以将液体流从制动主缸引导到制动轮缸。
图3是示出了在第一实施例的制动控制系统中采用的后轮侧的第一增压控制阀的轴向截面图，其中第一增压控制阀被打开以将液体流从制动轮缸引导到制动主缸。
图4是示出了在前轮侧的第一增压控制阀中，流过线圈的电流的电流值、阀开度Xv和制动主缸压力Pm与制动轮缸压力Pw之间的压力差Δp之间的关系的特性图。
图5是示出了在后轮侧的第一增压控制阀中，流过线圈的电流的电流值、阀开度Xv和制动轮缸压力Pw与制动主缸压力Pm之间的压力差Δp′之间的关系的特性图。
图6是示出了在该实施例的制动控制系统中包括的控制单元的总体框图。
图7是示出了通过第一实施例的系统中的控制单元实现的正常制动模式和自动制动轮缸压力控制(VDC)的流程图。
图8是示出了在制动踏板行程大的情况下由第一实施例的系统执行的ABS控制例程的流程图。
图9是示出了在制动踏板行程小的情况下由第一实施例的系统执行的ABS控制例程的流程图。
图10是示出了由第一实施例的系统执行的制动轮缸压力控制终止过程的流程图。
图11是示出了由第一实施例的系统执行的BA控制例程的流程图。
图12是示出了由第三实施例的系统执行的BA控制例程的流程图。
图13是示出了在第四实施例的系统中在制动轮缸减压过程中的制动液流动的示意图。
图14是示出了由第四实施例的系统执行的减压控制例程的流程图。
图15是示出了制动控制系统的第五实施例的液压回路图。
图16是示出了由第五实施例的系统执行的蓄压控制例程的流程图。
图17是示出了制动控制系统的第六实施例的液压回路图。
图18是示出了由第六实施例的系统执行的后轮侧制动轮缸压力控制例程的流程图。
图19是示出了制动控制系统的第七实施例的液压回路图。
图20是示出了制动控制系统的第八实施例的液压回路图。
图21是示出了制动控制系统的第九实施例的液压回路图。
图22是示出了在第九实施例的制动控制系统中采用的第三增压控制阀的轴向截面图。
图23是示出了在示出的实施例的制动控制系统中的制动轮缸增压过程中的制动液流动的示意图。
图24是示出了在图25中示出的比较例的制动控制系统中的制动轮缸增压过程中的制动液流动的示意图。
图25是示出了比较例的自动制动装置的液压系统构造的液压回路图。
具体实施方式
[第一实施例]
现在参照附图，具体地说参照图1，在四轮自动车辆中举例说明第一实施例的制动控制系统。
[制动控制系统的液压回路]
从图1中可以看到，第一实施例的制动控制系统包括：制动主缸MC，它的活塞杆通过制动助力器BS连接到制动踏板BP；液体压力控制单元(或液压控制单元)HCU，被构造成将制动主缸压力供应到左前行走轮FL、右前行走轮FR、左后行走轮RL和右后行走轮RR的制动轮缸5a-5d中的每个；以及电子控制单元CU。液压控制单元HCU包括泵P和多个电磁阀，所述多个电磁阀包括多个第一增压控制阀6a-6d(统称为“第一增压控制阀6”)、多个第二增压控制阀7a-7d(统称为“第二增压控制阀7”)、多个减压控制阀8a-8d(统称为“减压控制阀8”)等。液压控制单元HCU被构造成响应于来自电子控制单元CU的控制命令来执行自动制动控制，例如执行ABS控制、VDC控制、BA控制等。在解释示出的实施例时，在必须区分与各个行走轮FL、FR、RL和RR对应的液压系统部件的情况下，加入后缀字母“a”来指明与左前行走轮FL相关的部件，加入后缀字母“b”来指明与右前行走轮FR相关的部件，加入后缀字母“c”来指明与左后行走轮RL相关的部件，加入后缀字母“d”来指明与右后行走轮RR相关的部件。
从图1的液压系统构造中可以看到，液压制动系统被分成两个独立的液压回路，即第一制动回路1和第二制动回路2。第一制动回路1对应于正常制动回路，制动主缸MC、第一增压控制阀6和各个制动轮缸5a-5d(统称为“制动轮缸5”)通过第一制动回路1相互连接。第二制动回路2对应于控制制动回路，制动液贮液器RES、泵P、第二增压控制阀7和制动轮缸5通过第二制动回路2相互连接。还提供了返回回路，制动轮缸5、减压控制阀8和贮液器RES通过返回回路相互连接。包括在返回回路中的制动液线路的一部分是与第二制动回路2共用的。
制动踏板BP用来将驾驶者的制动操作传递到制动助力器BS。行程传感器11附于制动踏板BP，用来检测制动踏板BP的行程并向控制单元CU产生指示检测到的制动踏板行程的传感器信号。
制动助力器BS机械地连接到制动踏板BP的推杆，用来利用来自真空源(诸如发动机进气歧管)的真空将通过制动踏板BP传递的力放大或增加，制动助力器BS被构造成借助制动主缸推杆将放大后的力传递到制动主缸MC的活塞，由此帮助驾驶者的制动努力(即，由驾驶者施加于制动踏板BP的下压力)。可使用电动机驱动的助力器代替先前讨论过的辅助型制动助力器，来帮助对制动器施力。
在示出的实施例中，由初级制动液贮液器部和次级制动液贮液器部组成的串联制动液贮液器被用作贮液器RES，用以存储制动液。贮液器RES连接到第二制动回路2以及制动主缸MC。不使用串联制动液贮液器的话，则可使用普通的贮液器(单个制动液贮液器)。
制动主缸MC被构造成将从制动助力器BS传递到制动主缸活塞的力转换成液压压力，用来产生制动主缸压力，该制动主缸压力与从制动助力器BS传递的力成正比。从图1中可看到，由具有串联设置的两个制动主缸活塞的串联制动主缸构成制动主缸MC。因此，串联制动主缸MC具有被两个制动主缸活塞相互分隔开的两个分离的液体压力室(换言之，施压室)。这两个液体压力室从相互分开的贮液器得到制动液的供应。制动主缸MC的这两个液体压力室中的第一液体压力室连接到第一制动回路1的一条分支回路1A，而制动主缸MC的第二液体压力室连接到第一制动回路1的另一条分支回路1B。从图1的液压回路图可以理解，第一制动回路1的一条分支回路1A被包含在前部(确切地讲，与左前行走轮FL和右前行走轮FR关联的前轮液压制动系统)，而第一制动回路1的另一条分支回路1B被包含在后部(确切地讲，与左后行走轮RL和右后行走轮RR关联的后轮液压制动系统)。
另外，制动主缸MC具有被两个制动主缸活塞相互分隔开的两个背压室。这些背压室中的每个连接到贮液器RES。
当驾驶者踩下制动踏板BP时，每个制动主缸活塞都发生行程。结果，在各个液体压力室中产生制动主缸压力。这两个制动主缸压力的大小相同。制动主缸压力被供应到第一制动回路1的各条分支回路1A-1B。在每个制动主缸活塞的外周边均设置有密封物，从而在制动主缸活塞行程过程中，通过阻塞液体压力室(施压室)和贮液器RES之间的液体连通使得压力能够施加于每个液体压力室中的制动液。此时，没有向第一制动回路1的各个分支回路1A-1B供应来自贮液器RES的制动液。因此，仅仅向分支回路1A供应储存在制动主缸MC的第一液体压力室中的制动液，而仅仅向分支回路1B供应储存在制动主缸MC的第二液体压力室中的制动液。
假设贮液器侧是上游侧且制动轮缸侧是下游测，第一制动回路1的分支回路1A的下游侧被分成两条液体线路1a-1b。液体线路1a的下游端连接到左前制动轮缸5a，而液体线路1b的下游端连接到右前制动轮缸5b。第一增压控制阀6a-6b设置在相应的液体线路1a-1b中。以与分支回路1A类似的方式，第一制动回路1的分支回路1B的下游侧也分成两条液体线路1c-1d。液体线路1c的下游端连接到左后制动轮缸5c，而液体线路1d的下游端连接到右后制动轮缸5d。第一增压控制阀6c-6d设置在相应的液体线路1c-1d中。
制动主缸压力传感器12安装在第一制动回路1中，并附于第一液体线路1d且在增压控制阀6d的上游，用来检测制动主缸压力，并向控制单元CU产生指示检测到的制动主缸压力的传感器信号。
第一增压控制阀6是常开型弹簧偏置式二通电磁阀。更具体地讲，第一增压控制阀6用作所谓的比例阀，它被构造成根据流过电磁阀线圈的电流的电流值按比例改变其阀开度。响应于来自控制单元CU的相应控制命令，控制第一增压控制阀6a-6d的打开和关闭操作，以建立(允许)或阻塞(截止)流过相应的液体线路1a-1d的制动液的流动。当制动主缸压力变得比制动轮缸5中的制动轮缸压力高时，在第一增压控制阀6保持打开的情况下，制动主缸压力被供应到制动轮缸5。在第一增压控制阀6保持关闭的情况下，对于制动轮缸5的制动主缸压力供应被截止。相反，当制动轮缸压力变得比制动主缸压力高时，在第一增压控制阀6保持打开的情况下，制动轮缸压力被供应到制动主缸MC。在第一增压控制阀6关闭的情况下，对于制动主缸MC的制动轮缸压力供应被截止。
制动轮缸压力传感器13a安装在液体线路1a的下游部分中并位于第一增压控制阀6a和左前制动轮缸5a之间，用来检测制动轮缸5a中的液体压力(即，左前制动轮缸压力)，并向控制单元CU产生指示检测到的左前制动轮缸压力的传感器信号。以与左前制动轮缸压力传感器13a类似的方式，右前制动轮缸压力传感器13b、左后制动轮缸压力传感器13c和右后制动轮缸压力传感器13d安装在相应的液体线路1b-1d的下游部分中，用来检测制动轮缸5b-5d中的液体压力，并向控制单元CU产生指示检测到的右前制动轮缸压力、左后制动轮缸压力和右后制动轮缸压力的传感器信号。
如前面所讨论过的，来自四个制动轮缸压力传感器13a-13d的传感器信号被用来检测各个制动轮缸压力PWFL-PWRR。另外，控制单元CU的处理器可以基于四个制动轮缸压力传感器信号来指定或确定哪个制动轮缸发生故障。因此，当在四个制动轮缸5a-5d中的某个制动轮缸发生故障时，控制单元CU产生用于与故障制动轮缸关联的第一增压控制阀6的控制命令，用来截止(完全关闭)该关联的第一增压控制阀。制动轮缸压力传感器13a-13d统称为“制动轮缸压力传感器13”。
另一方面，关于第二制动回路2，第二制动回路2的上游端连接到贮液器RES。泵P(确切地讲，泵入口)连接到第二制动回路2的下游侧。泵P从贮液器RES吸取制动液，由此使引入到泵入口中的制动液被加压。加压的高压制动液被供应到第二制动回路2的再下游侧(即，去往第二增压控制阀7a-7d)。在示出的示例中，泵电机M是电动机。响应于来自控制单元CU的控制命令来控制电机M的速度，因而可通过泵电机速度控制来控制泵P的驱动状态。可以使用除了电动机之外的其它类型的驱动源作为驱动功率源来驱动泵P。
止回阀(一种单向控制阀)9设置在第二制动回路2中泵出口下游的部分，从而允许沿着一个方向自由流动，并防止沿着相反的方向回流(从下游侧回到上游侧的任何回流)。
第二制动回路2在止回阀9的下游分成两条分支回路2A和2B。第二制动回路2的分支回路2A的下游侧进一步分成两条液体线路2a-2b。以类似的方式，第二制动回路2的分支回路2B的下游侧进一步分成两条液体线路2c-2d。液体线路2a-2d在第一增压控制阀6a-6d的下游连接到各液体线路1a-1d，因而液体线路2a-2d通过液体线路1a-1d连接到各制动轮缸5a-5d。第二增压控制阀7a-7d设置在各液体线路2a-2d中。
第二增压控制阀7是常闭型弹簧偏置式二通电磁阀。更具体地讲，第二增压控制阀7用作所谓的比例阀，它被构造成根据流过电磁阀线圈的电流的电流值按比例改变其阀开度。响应于来自控制单元CU的相应控制命令，控制第二增压控制阀7a-7d的打开和关闭操作，以建立(允许)或阻塞(截止)流过相应的液体线路2a-2d的制动液的流动。在第二增压控制阀7保持打开的情况下，由泵P产生的泵压力被供应到制动轮缸5。相反，在第二增压控制阀7关闭的情况下，对于制动轮缸5的泵压力供应被截止。
液体线路3a-3d连接到第二增压控制阀7a-7d的液体线路2a-2d的相应的下游侧。液体线路3a-3d在泵P的上游连接到第二制动回路2，因而液体线路3a-3d通过第二制动回路2连接到贮液器RES。减压控制阀8a-8d设置在相应的液体线路3a-3d中。先前描述的用于将来自制动轮缸5的流返回给贮液器RES的返回回路被设计或构造成提供返回流路，该返回流路被定义为制动轮缸5a-5d(→液体线路1a-1d→液体线路2a-2d→液体线路3a-3d)→减压控制阀8a-8d(→液体线路3a-3d→第二制动回路2)→贮液器RES的路径。
通过弹簧偏置式二通电磁阀来构造每个减压控制阀8a-8d。更具体地讲，减压控制阀8用作所谓的比例阀，它被构造成根据流过电磁阀线圈的电流的电流值按比例改变其阀开度。响应于来自控制单元CU的相应控制命令，控制减压控制阀8a-8d的打开和关闭操作，以建立(允许)或阻塞(截止)流过相应的液体线路3a-3d的制动液的流动。在减压控制阀8保持打开的情况下，制动液从制动轮缸5返回到贮液器RES，因而制动轮缸压力释放或降低。相反，在减压控制阀8关闭的情况下，防止制动轮缸压力的压力释放(压力降低)。前轮侧的减压控制阀8a-8b是常闭型阀，而后轮侧的减压控制阀8c-8d是常开型阀。
泄压液体线路(relief fluid line)2e的一端连接到第二制动回路2的在泵9(确切地讲，泵出口)和止回阀9之间的部分。泄压液体线路2e的另一端连接到液体线路3a-3d的连通减压控制阀8a-8d的相应上游侧的部分。因此，泄压液体线路2e通过液体线路3a-3d和第二制动回路2连接到贮液器RES。可替代地，泄压液体线路2e可以直接在泵P的上游连接到第二制动回路2。泄压阀10设置在泄压液体线路2e中。泄压阀10被构造成当泵压力(从泵P排出的制动液的压力)变得大于或等于指定压力值(例如，图1中示出的液压制动回路的容许压力)时打开。在泄压阀10保持打开的情况下，泵P的排放侧(即，泵出口)与贮液器RES连通，因而泵压力被释放或逸出到贮液器RES，以防止泵压力(液压制动系统的内部压力)增大到超过指定压力值。
(第一增压控制阀)
在下文中，将参照图2至图3来详细描述第一增压控制阀6的详细结构。图2示出了前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的轴向截面。在解释前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的详细结构时，假设第一增压控制阀6的轴向由指示x轴方向的箭头x示出，并且从柱塞(plunger)64到电枢67取向的x轴方向是x轴正向。如在图2中所看到的，第一增压控制阀6由外壳61、第一端口62、阀座63、柱塞64、第二端口65、回位弹簧66、电枢67和线圈68组成。
线圈68安装在外壳61的x轴正向侧的外周。大直径的第一缸室61a限定在外壳61的x轴正向侧。小直径的第二缸室61b以从第一缸室61a沿着x轴负向延伸的方式被限定在外壳61的中间部分。
此外，第一端口62被构造为非常小直径的细长轴向孔(轴向通孔)，该轴向孔以从第二缸室61b沿着x轴负向进一步向下延伸(见图2)的方式形成在外壳61的x轴负向侧。第一端口(轴向孔)62的最里面的开口端通向第二缸室61b的下端中或者与第二缸室61b的下端连通。前轮侧的第一增压控制阀6a-6b的第一端口62、62连接到液体线路1a-1b的相应的上游侧，由此通过液体线路1a-1b连接到制动主缸MC。即，前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的第一端口62用作制动主缸压力端口。
此外，外壳61具有形成在其中的第二端口65。第二端口65被构造成径向孔(径向通孔)，该径向孔以从第二缸室61b的下端向外径向延伸(见图2)的方式形成在外壳61的、在外壳61的相对轴向端附近的中间部分。第二端口(径向孔)65的最里面的开口端通向第二缸室61b的下端中或者与第二缸室61b的下端连通。前轮侧的第一增压控制阀6a-6b的第二端口65、65连接到液体线路1a-1b的相应的下游侧，由此通过液体线路1a-1b连接到相应的前轮侧制动轮缸5a-5b。即，前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的第二端口65用作制动轮缸压力端口。
电枢67以沿着x轴方向可滑动的方式被容纳在第一缸室61a中。柱塞64以沿着x轴方向可滑动的方式被容纳在第二缸室61b中。回位弹簧66设置在柱塞64的阶形部分66B和第二缸室61b的x轴负向一侧的端面(最下面的端面)之间，使得回位弹簧66沿着x轴正向永久性地压迫柱塞64。即，回位弹簧66的弹力强迫柱塞64的x轴正向一侧的端面(最上面的端面)与电枢67的x轴负向一侧的端面(最下面的端面)接触。
阀座63在第二缸室61b的下端面处(换言之，在第一端口62的最里面的开口端处，该开口端通向第二缸室61b的下端中)与外壳61的阶形部分一体地形成。柱塞64的x轴负向一侧的尖端64A被布置成与阀座63相对。柱塞64沿着x轴负向的轴向运动使柱塞64的尖端64A与阀座63毗连接合(abutted-engagement)，然后用作阀芯的柱塞64的尖端64A就位于阀座63上。在尖端64A保持在阀座63上的情况下，第一端口62的最里面的开口端完全关闭，因而阻塞(截止)了第一端口62与第二缸室61b之间的液体连通。另一方面，第二端口65和第二缸室61b总是相互连通。
接下来，将参照图3在下文详细描述后轮侧的第一增压控制阀6c-6d的详细结构，图3示出了后轮侧第一增压控制阀6c-6d中的每个的轴向截面。要注意，从图2至图3的截面之间的对比可以明白，前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的制动主缸压力端口的位置被后轮侧第一增压阀6c-6d中的每个的制动轮缸压力端口的位置代替，而前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的制动轮缸压力端口的位置被后轮侧第一增压阀6c-6d中的每个的制动主缸压力端口的位置代替。
即，后轮侧的第一增压控制阀6c-6d的第一端口62、62连接到液体线路1c-1d的相应的下游侧，由此通过液体线路1c-1d连接到相应的后轮侧制动轮缸5c-5d。即，后轮侧第一增压控制阀6c-6d中的每个的第一端口62用作制动轮缸压力端口。另一方面，后轮侧第一增压控制阀6c-6d的第二端口65、65连接到液体线路1c-1d的相应的上游侧，因而通过液体线路1c-1d连接到制动主缸MC。即，后轮侧第一增压控制阀6c-6d中的每个的第二端口65用作制动主缸压力端口。图3中示出的后轮侧第一增压控制阀6c-6d的其它构造与图2中示出的前轮侧第一增压控制阀6a-6b的构造相同。
下面详细描述前轮侧第一增压控制阀6a-6b(见图2)的功能和操作。电枢67与柱塞64一起通过先前讨论的回位弹簧66的弹力、电磁力(随后描述)和液压力(随后描述)，沿着x轴方向滑动或位移。由于电枢67与柱塞64一起的轴向位移，柱塞64的尖端64A与阀座63之间的距离Xv发生改变。距离Xv对应于前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的阀开度。
当距离Xv大于0从而柱塞64的尖端64A从其阀座63抬起时，建立了第一端口62与第二缸室61b之间的液体连通，因而能够使制动液在第一端口62(前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个中的制动主缸压力端口)与第二端口65(前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个中的制动轮缸压力端口)之间流动。即，第一增压控制阀6a-6b保持打开。在前轮侧第一增压控制阀6a-6b保持打开的情况下，允许流过第一制动回路1(液体线路1a-1b)的制动液流动。因此，制动主缸MC与前制动轮缸5a-5b中的每个通过第一制动回路1(通过相应的液体线路1a-1b)相互连通。当柱塞64的尖端64A与阀座63之间的距离Xv变成最大值Xvo从而前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的阀开度变成最大时，这些第一增压控制阀6a-6b以其全开状态操作。
相反，当距离Xv变成“0”从而柱塞64的尖端64A变成与阀座63保持毗连接合时，第一端口62与第二缸室61b(即，第二端口65)之间的液体连通被阻塞，因此使制动液不能在第一端口62(前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个中的制动主缸压力端口)与第二端口65(前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个中的制动轮缸压力端口)之间流动。即，第一增压控制阀6a-6b保持关闭。在第一增压控制阀6a-6b关闭的情况下，第一制动回路1(液体线路1a-1b)被阻塞或截止，因此阻塞了制动主缸MC与前制动轮缸5a-5b的每个之间的液体连通。
如前面所讨论的，回位弹簧66的沿着x轴正向永久强迫柱塞64的弹力，沿着打开前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)的方向作用。换言之，回位弹簧66的弹力沿着允许流过第一制动回路1(液体线路1a-1b)的制动液流动的方向作用。
当从控制单元CU向线圈68施加电流时，流过线圈68的电流产生电磁力。电磁力根据流过线圈68的电流的电流值I而变化。电流值I越大，由线圈68产生的电磁力越大。电磁力沿着x轴负向吸引电枢67，使得电枢67与柱塞64一起沿着x轴负向位移。即，电磁力沿着关闭前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)的方向作用。换言之，电磁力沿着阻塞(截止)第一制动回路1(液体线路1a-1b)的方向作用。
另外，由施加到柱塞64的液压力造成的轴向力作用于柱塞64。更具体地讲，通过将制动主缸压力Pm和制动轮缸压力Pw之间的压力差Δp(＝Pm-Pw)与柱塞截面S(柱塞64的沿着垂直于轴向方向的方向的受压面积)相乘而得到的力(＝Δp×S)作用于柱塞64。当制动主缸压力Pm高于制动轮缸压力Pw(即，Pm>Pw)时，压力差Δp(＝Pm-Pw)变得大于0(即，Δp>0)。在Δp>0的情况下，液压压力沿着x轴正向作用于柱塞64。即，液压压力沿着打开前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)的方向作用。换言之，液压压力沿着允许流过第一制动回路1(液体线路1a-1b)的制动液流动的方向作用。相反，当制动主缸压力Pm低于制动轮缸压力Pw(即，Pm<Pw)时，压力差Δp(＝Pm-Pw)变得小于0(即，Δp<0)。在Δp<0的情况下，液压压力沿着x轴负向作用于柱塞64。即，液压压力沿着关闭前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)的方向作用。换言之，液压压力沿着阻塞(截止)第一制动回路1(液体线路1a-1b)的方向作用。
根据先前说明的弹力、电磁力和液压压力(确切地讲，力Δp×S)的平衡来确定电枢67与柱塞64一起的轴向位移，即，距离Xv(下文称作“阀开度Xv”)。
现在参照图4，示出了I-Xv特性图，该图示出了在用作比例阀的前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)中，流过线圈68的电流的电流值I、阀开度Xv和制动主缸压力Pm与制动轮缸压力Pw之间的压力差Δp之间的关系。假设制动主缸压力Pm与制动轮缸压力Pw相同(即，Δp＝Pm-Pw＝0)，作用于柱塞64的液压压力变为0。同时，假设流过线圈68的电流的电流值I为0(即，I＝0)，作用于电枢67的电磁力变为0。在这些条件下(当Δp＝0且I＝0时)，在回位弹簧66的弹力的作用下电枢67与柱塞64一起沿着x轴正向受力，因此阀开度Xv变为最大值Xvo。因此，前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)在其全开状态下操作。充分地考虑制造的增压控制阀的个体差异，正确地单独设定前轮侧第一增压控制阀6a-6b的回位弹簧66、66的弹力。
电枢67与柱塞64一起在电磁力的作用下沿着x轴负向被吸引，电磁力的大小随着电流值I的增大而增大。电枢67与柱塞64一起沿着x轴负向迎着弹力移动或位移，因此阀开度Xv随着电流值I增大而减小。当电流值I达到电流值I0(即，I＝I0)时，阀开度Xv变为0(见通过图4中的两个坐标(I0，0)和(0，Xvo)之间并包括这两点的粗实线段表示的中性I-Xv特性)。因此，前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)变得保持完全关闭。
接下来，假设制动主缸压力Pm超过制动轮缸压力Pw(即，Δp＝(Pm-Pw)>0)。在这种情况下，电枢67与柱塞64一起在液压压力(即，力Δp×S)的作用下沿着x轴正向受力，因而前轮侧第一增压控制阀(6a；6b)在液压压力以及弹力的作用下保持完全打开。因此，为了利用电枢67与柱塞64一起沿着x轴负向(即，沿着关闭前轮侧第一增压控制阀的方向)的轴向位移，使阀开度Xv从最大阀开度Xvo(全开状态)减小，电磁力(换言之，电流值I)必须另外增大对应于液压压力(即，力Δp×S)的增量。由于这个原因，随着压力差Δp从0增大，表明电流值I与阀开度Xv之间的关系的I-Xv特性趋于向右平移(见图4)。
相反，假设制动主缸压力Pm变得低于制动轮缸压力Pw(即，Δp＝(Pm-Pw)<0)。在这种情况下，电枢67与柱塞64一起在液压压力(即，力Δp×S)的作用下沿着x轴负向受力。因此，为了利用电枢67与柱塞64一起沿着x轴负向(即，沿着关闭前轮侧第一增压控制阀的方向)的轴向位移，使阀开度Xv从最大阀开度Xvo(全开状态)减小，电磁力(换言之，电流值I)可以减小对应于液压压力(即，力Δp×S)的减量。因为这个原因，随着压力差Δp从0减小，I-Xv特性趋于向左平移(见图4)。因此，如果压力差Δp即使在I＝0的条件下也小于0，则电枢67与柱塞64一起趋于在液压压力(即，由压力差Δp<0造成的力Δp×S)的作用下沿着x轴负向迎着弹力位移。这导致阀开度Xv从其最大值Xvo减小。
下面详细描述后轮侧第一增压控制阀6c-6d(见图3)的功能和操作。在后轮侧第一增压控制阀6c-6d保持打开(即，Xv>0)的情况下，允许流过第一制动回路1(液体线路1c-1d)的制动液流动。因此，制动主缸MC与后制动轮缸5c-5d中的每个通过第一制动回路1(通过相应的液体线路1c-1d)相互连通。相反，在后轮侧第一增压控制阀6c-6d关闭(即，Xv＝0)的情况下，第一制动回路1(液体线路1c-1d)被阻塞或截止，因此制动主缸MC与后制动轮缸5c-5d的每个之间的液体连通被阻塞。由后轮侧第一增压控制阀6c-6d(见图3)的回位弹簧66的弹力作用的意义和线圈68产生的电磁力作用的意义与针对前轮侧第一增压控制阀6a-6b(见图2)所描述的相同。
另外，由施加到柱塞64的液压压力造成的轴向力作用于柱塞64。更具体地讲，通过将制动轮缸压力Pw和制动主缸压力Pm之间的压力差Δp′(＝Pw-Pm)与柱塞截面积S相乘得到的力(＝Δp′×S)作用于柱塞64。当制动主缸压力Pm低于制动轮缸压力Pw(即，Pm<Pw)时，压力差Δp′(＝Pw-Pm)变得大于0(即，Δp′>0)。在Δp′>0的情况下，液压压力沿着x轴正向作用于柱塞64，以打开后轮侧第一增压控制阀(6c；6d)，从而允许流过第一制动回路1(液体线路1c-1d)的制动液流动。相反，当制动主缸压力Pm高于制动轮缸压力Pw(即，Pm>Pw)时，压力差Δp′(＝Pw-Pm)变得小于0(即，Δp′<0)。在Δp′<0的情况下，液压压力沿着x轴负向作用于柱塞64，以关闭后轮侧第一增压控制阀(6c；6d)，从而阻塞(截止)第一制动回路1(液体线路1c-1d)。
现在参照图5，示出了I-Xv特性图，该特性图示出了在用作比例阀的后轮侧第一增压控制阀(6c；6d)中，电流值I、阀开度Xv和制动轮缸压力Pw与制动主缸压力Pm之间的压力差Δp′之间的关系。当制动主缸压力Pm低于制动轮缸压力Pw时(即，Δp′＝(Pw-Pm)>0)，在液压压力(即，力Δp′×S)的作用下沿着x轴正向一起推动电枢67与柱塞64，因此后轮侧第一增压控制阀(6c；6d)在液压压力以及弹力的作用下保持全开。因此，为了利用电枢67与柱塞64一起沿着x轴负向的轴向位移，使阀开度Xv从最大阀开度Xvo减小，电磁力(换言之，电流值I)必须另外增加对应于液压压力(即，力Δp′×S)的增量。因为这个原因，随着压力差Δp′从0增加，表明电流值I与阀开度Xv之间的关系的I-Xv特性趋于向右平移(见图5)。相反，当制动主缸压力Pm高于制动轮缸压力Pw(即，Δp′＝(Pw-Pm)<0)时，在液压压力(即，力Δp′×S)的作用下沿着x轴负向一起推动电枢67与柱塞64。因此，为了利用电枢67与柱塞64一起沿着x轴负向的轴向位移，使阀开度Xv从最大阀开度Xvo减小，电磁力(换言之，电流值I)可以减小对应于液压压力(即，力Δp′×S)的减量。因为这个原因，随着压力差Δp′从0减小，I-Xv特性趋于向左平移(见图5)。
(第二增压控制阀)
第二增压控制阀7在基本结构上与第一增压控制阀6类似。然而，第二增压控制阀7与第一增压控制阀6略微不同，不同之处在于第一增压控制阀6是常开型电磁阀，而第二增压控制阀7是常闭型电磁阀。另外，第二增压控制阀7的阀芯就位于其上的阀座的直径小于第一增压控制阀6的阀座63的直径。
(控制单元)
现在参照图6，示出了包含在示出的实施例的制动控制系统中的控制单元CU的总体框图。控制单元CU通常包括微型计算机。控制单元CU包括输入/输出接口(I/O)、存储器(RAM、ROM)和微处理器或中央处理单元(CPU)。控制单元CU的输入/输出接口(I/O)从各种传感器(即，行程传感器11、制动主缸压力传感器12和制动轮缸压力传感器13a-13d)接收输入信息，并且还从发动机/车辆开关和传感器(例如，设置用来检测车辆上的四个行走轮FL、FR、RL和RR的车轮速度VWFL至VWRR的车轮速度传感器、制动开关、横向G传感器、偏航率传感器等)接收关于车辆行驶状态的输入信息。在控制单元CU内，中央处理单元(CPU)允许I/O接口访问来自先前讨论的传感器的输入信息数据信号。控制单元CU的CPU负责传送存储在存储器中的控制程序，并能够执行必要的算术和逻辑运算。计算结果(算术计算结果)，即计算出的输出信号通过控制单元CU的输出接口电路传送到输出级，即，包括在液体压力控制系统中的各种致动器，更具体地为第一增压控制阀6、第二增压控制阀7、减压控制阀8和泵电机M。
驾驶者所需制动力计算部101被构造成基于来自行程传感器11和制动主缸压力传感器12的输入信息(例如，检测到的驾驶者的制动操作，具体地讲，被驾驶者输入或踩下的制动踏板BP的操纵变量)，来计算驾驶者所需要的制动力(在下文称作“驾驶者所需制动力”)。
车辆控制系统所需制动力计算部(简称为车辆所需制动力计算部)102被构造成基于来自发动机/车辆开关和传感器(例如，车轮速度传感器、制动开关、横向G传感器、偏航率传感器等)的关于车辆行驶状态的输入信息，来从和计算车辆控制(例如，ABS控制、VDC控制、车辆间距控制、碰撞避免控制等)所需的制动力。车辆间距控制是指这样的自动制动控制：在将自动车辆(经常被称为“主车辆”或“自适应巡航控制车辆”)离前方车辆的距离保持在期望的车辆间距的同时，主车辆根据该自动制动控制自动跟随前方车辆。碰撞避免控制系统是指为了避免前方碰撞而与自动制动系统进行交互相互作用的主动安全系统。如先前讨论的每种自动车辆控制所需的制动力在下文中被称作“车辆所需制动力”。例如，车辆所需制动力计算部102被构造成基于关于诸如偏航率和/或横向加速度的车辆动态行为的输入信息，来计算由车辆动态控制系统实现的偏航力矩控制所需要的、个体行走轮的车辆动态控制(VDC)制动力。车辆所需制动力计算部102还被构造成计算碰撞避免控制系统所需要的辅助制动力。
目标制动轮缸压力计算部103被构造成基于计算出的驾驶者所需制动力和计算出的车辆所需制动力(例如，VDC制动力或辅助制动力)，计算单个制动轮缸5a-5d的目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊。然后，目标制动轮缸压力计算部103将计算出的目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊输出到液体压力伺服部(或自动制动液压力控制部)104。
目标制动轮缸压力计算部103还被构造用于在ABS控制过程中基于检测到的制动轮缸压力PWFL-PWRR来估计路面摩擦系数μ，并且用于利用轮胎模型来计算在防止车轮抱死情况的同时提供最大有效制动的目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊。可替代地，可以基于四个车轮速度数据VWFL-VWRR中最高的一个来估计所谓的伪车辆速度Vc。然后，由表达式Si＝((Vc-Vwi)/Vc)×100，基于伪车辆速度Vc和各车轮速度数据Vwi(i＝FL、FR、RL、RR)来计算四个滑移率Si(i＝FL、FR、 RL、RR)。也就是说，以传统的方式，为了实现个体行走轮的合适的滑移率，可以基于所估计的伪车辆速度、检测到的车轮速度VWFL-VWRR和车轮加速度dVWFL/dt至dVWRR/dt来计算目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊(制动轮缸压力的增压/减压的期望值)。
液体压力伺服部104为各个致动器(具体地讲，第一增压控制阀6、第二增压控制阀7、减压控制阀8和泵电机M)产生控制命令信号，以使实际制动轮缸压力PWFL-PWRR更接近于各目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，其中，所述控制命令信号的信号值是基于计算出的目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊和由制动轮缸压力传感器13a-13d检测到的实际制动轮缸压力PWFL-PWRR而确定的。
(制动控制系统的操作)
在下文描述的是在控制单元CU(液体压力伺服部104)的处理器内执行的液体压力控制流程。
(在正常制动模式中、在VDC控制过程中)
现在参照图7，示出了关于在VDC控制过程中用控制单元CU执行的制动轮缸压力控制例程的流程图(见S101-S113)，该流程图包含在正常制动模式下的过程(见从步骤S101跳至步骤S108的流程)。图7的控制例程被作为要每隔预定的采样时间间隔(例如10毫秒)触发的时间触发中断例程来执行。
在步骤S101，对每个制动轮缸5a-5d，基于车辆所需制动力计算部102的计算结果来对制动轮缸压力控制的执行(启动)进行检查。换言之，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当启动VDC控制。当确定了应当控制四个行走轮的制动轮缸压力PWFL-PWRR中的至少一个时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后基于输入的目标制动轮缸压力来启动自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。此后，例程从步骤S101进行到步骤S102。相反，当确定了不应控制任何一个制动轮缸压力PWFL-PWRR时，例程从步骤S101进行到步骤S108，从而执行正常制动模式(随后描述)。行走轮FL-RR中的受到VDC控制的至少一个在下文被称作“VDC控制的车轮”。其它未受到VDC控制的行走轮在下文被称作“VDC未控制的车轮”。
在步骤S102，与VDC控制的车轮相关的第一增压控制阀6被激励或激活(ON)并且保持关闭，从而截止第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与VDC控制的车轮相关的任一个)。然后，发生步骤S103。
在步骤S103，进行检查以基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(VDC命令制动轮缸压力)和检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)，来确定是否应当增大VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当对步骤S103的回答是肯定(是)时，即，当需要增大VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S103进行到步骤S104。相反，当对步骤S103的回答是否定(否)时，即，当不需要增大VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S103进行到步骤S109。
在步骤S104，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被激活(ON)并保持打开，从而允许制动液流过第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与VDC控制的车轮相关的任一个)。另一方面，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭。另外，电机M被激励以驱动泵P。结果，泵压力(从泵P产生的排出压力)经过与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7(即，通过第二制动回路2)被供应到VDC控制的车轮的制动轮缸5。以这种方式，通过泵压力实现VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。然后，例程从步骤S104进行到步骤S105。
如前面所讨论的，在VDC控制过程中，与VDC控制的车轮相关的第一增压控制阀6保持关闭(见步骤S102)。因此，即使当驾驶者踩下制动踏板BP时，也没有向VDC控制的车轮的制动轮缸5供应制动主缸压力Pm。另一方面，与VDC控制的车轮相关的第一增压控制阀被去激励或去激活(OFF)并保持打开(见与正常制动模式相关的从步骤S101至步骤S108的流程)。四个行走轮全都受到制动轮缸压力控制的可能性较小，因而即使在自动液体压力控制过程中(即使在VDC控制过程中)，也能够在驾驶者踩下制动踏板的情况下确保合适的制动踏板行程。
在步骤S105，进行检查以基于由与VDC控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S105进行到步骤S106。相反，当尚未达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S105返回到步骤S104，从而重复地执行对VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。
在步骤S106，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个)。另外，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作，从而终止基于泵压力的制动轮缸增压模式。然后，发生步骤S107。
在步骤S107，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当重复地控制或调节VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当确定了应当重复地执行VDC控制的车轮的制动轮缸压力控制时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后例程返回到步骤S103，从而对VDC控制的车轮重复地执行自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。相反，当确定了不应重复地执行VDC控制的车轮的制动轮缸压力控制从而应当终止VDC控制时，例程从步骤S107进行到步骤S108。
在步骤S108，关于终止了VDC控制的、VDC控制的车轮，或者关于没有以VDC控制制动模式操作的VDC未控制的车轮，第一增压控制阀6被去激活(OFF)并保持打开，第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，减压控制阀8保持关闭。同时，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作。因此，允许制动液流过第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与终止了VDC控制的、VDC控制的车轮相关的任何一个，或者没有以VDC控制制动模式操作的与VDC未控制的车轮相关的其它液体线路)，因此使制动主缸压力Pm能够通过第一增压控制阀6而供应给制动轮缸5。当四个行走轮FL-RR都以第一增压控制阀6保持打开、第二增压控制阀7保持关闭、减压控制阀8保持关闭的正常制动模式操作时，可以通过第一增压控制阀6a-6d将制动主缸压力Pm供应到各个制动轮缸5a-5d。即，可以通过驾驶者的制动操作(或驾驶者的制动努力)使制动轮缸压力PWFL-PWRR增大。这样，VDC控制流程终止。
出于增强在VDC控制终止过程中的制动踏板感觉的目的，可以将第一增压控制阀6的阀开度控制到给定值，而不是在步骤S108中通过简单地使第一增压控制阀6去激活而将第一增压控制阀6转换到其全开状态。
在步骤S109，进行检查以基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(VDC命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差，来确定是否应当减小VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当对步骤S109的回答是肯定(是)时，即，当需要减小VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S109进行到步骤S110。相反，当对步骤S109的回答是否定(否)时，即，当不需要减小VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S109进行到步骤S113。
在步骤S110，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。以这种方式，实现VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。然后，例程从步骤S110进行到步骤S111。
在步骤S111，进行检查以基于由与VDC控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S111进行到步骤S112。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S111返回到步骤S110，从而重复地执行对VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S112，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，以阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而终止制动轮缸减压模式。然后，例程从步骤S112进行到步骤S107。
在步骤S113，执行用于VDC控制的车轮的保压模式。具体地讲，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个)。另外，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，从而阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通。另一方面，与VDC控制的车轮相关的第一增压控制阀6已经通过步骤S102被激活(ON)并保持关闭。在这些条件下，通过均与VDC控制的车轮相关并且完全关闭的第一增压控制阀6、第二增压控制阀7和减压控制阀8，密封了VDC控制的车轮的制动轮缸5中的制动液，因此，VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw保持不变。然后，例程从步骤S113进行到步骤S107。
(在ABS控制过程中)
现在参照图8至图10，示出了关于在ABS控制过程中由控制单元CU执行的制动轮缸压力控制例程的流程图。图8至图10的控制例程也被作为时间触发的中断例程执行。
在步骤S201，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当启动ABS控制。当确定应当启动ABS控制时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后例程从步骤S201进行到步骤S202。相反，当确定不应当启动ABS控制时，例程从步骤S201进行到步骤S225(见图10)，以执行正常制动模式。
在步骤S202，进行检查来确定制动踏板BP的行程SBP是否大于或等于预定阈值SO(即SBP≥SO)。当SBP≥SO时，例程从步骤S202进行到步骤S203。相反，当SBP<SO时，例程从步骤S202进行到步骤S214(见图9)。基于来自行程传感器11的传感器信号，确定制动踏板行程SBP。在第一实施例中，预定阈值SO被设定为范围从30mm至40mm或40mm以上的适当行程，在该行程下驾驶者不会经历制动踏板BP的差或无缓冲的感觉。
在步骤S203，所有行走轮FL-RR的第一增压控制阀6a-6d被激活(ON)并保持关闭，以阻塞(截止)第一制动回路1(即所有的液体线路1a-1d)，从而防止由驾驶者踩下制动踏板产生的制动主缸压力Pm被供应到每个制动轮缸5a-5d。然后，发生步骤S204。
在步骤S204，对于每个制动轮缸5a-5d，基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(ABS命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差，对ABS控制中的增压模式的执行(启动)进行检查。当对步骤S204的回答是肯定(是)时，即，当需要增大制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S204进行到步骤S205。相反，当对步骤S204的回答是否定(否)时，即，当不需要增大制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S204进行到步骤S209。行走轮FL-RR中的经受ABS控制中的增压模式的至少一个在下文被称作“增压模式ABS控制的车轮”。
在步骤S205，与增压模式ABS控制的车轮相关的第二增压控制阀7被激活(ON)并保持打开，从而允许制动液流过第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与增压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与增压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭。另外，电机M被激励，以驱动泵P。结果，通过与增压模式ABS控制的车轮相关的第二增压控制阀7(即，通过第二制动回路2)将泵压力供应给增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸5。以这种方式，由泵压力来实现增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。然后，例程从步骤S205进行到步骤S206。
在步骤S206，进行检查以基于由与增压模式ABS控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S206进行到步骤S207。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S206返回到步骤S205，从而重复地执行增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。
在步骤S207，与增压模式ABS控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与增压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另外，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作，从而终止基于泵压力的制动轮缸增压模式。然后，发生步骤S208。
在步骤S208，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当重复地控制或调节ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当确定应当重复地执行ABS控制的车轮的制动轮缸压力控制时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后例程进行到步骤S204，以对ABS控制的车轮重复地执行自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。相反，当确定不应重复地执行ABS控制的车轮的制动轮缸压力控制因而应当终止ABS控制时，例程从步骤S208进行到步骤S225(见图10)。
在步骤S209，对于每个制动轮缸5a-5d，基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(ABS命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差来检查ABS控制中的减压模式的执行(启动)。当对步骤S209的回答是肯定(是)时，即，当需要减小制动轮缸压力Pw时，例程从步骤209进行到步骤S210。相反，当对步骤S209的回答是否定(否)时，即，当不需要减小制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S209进行到步骤S213。行走轮FL-RR中的经受ABS控制中的减压模式的至少一个在下文被称作“减压模式ABS控制的车轮”。
在步骤S210，与减压模式ABS控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与减压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与减压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与减压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。以这种方式，实现减压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。然后，例程从步骤S210进行到步骤S211。
在步骤S211，进行检查以基于由与减压模式ABS控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定减压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S211进行到步骤S212。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S211返回到步骤S210，从而重复地执行对减压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S212，与减压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，以阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与减压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而终止制动轮缸减压模式。然后，例程从步骤S212进行到步骤S208。
在步骤S213，执行ABS控制的车轮的保压模式。行走轮FL-RR中的经受ABS控制中的保压模式的至少一个在下文称作“保压模式ABS控制的车轮”。具体地讲，与保压模式ABS控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与保压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另外，与保压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，从而阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与保压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通。另一方面，与ABS控制的车轮相关的第一增压控制阀6已经通过步骤S203被激活(ON)并保持关闭。在这些条件下，通过均与保压模式ABS控制的车轮相关并且完全关闭的第一增压控制阀6、第二增压控制阀7和减压控制阀8，密封了保压模式ABS控制的车轮的制动轮缸5中的制动液，因此，保压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw保持不变。然后，例程从步骤S213进行到步骤S208。
如前面所讨论的，当制动踏板行程SBP小于预定阈值SO(即，SBP<SO)时，例程从步骤S202跳转到步骤S214(见图9)。
在步骤S214，所有行走轮FL-RR的第二增压控制阀7a-7d被去激活(OFF)并且保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，所有的液体线路2a-2d)。然后，发生步骤S215。
以与步骤S204类似的方式，在步骤S215，对于每个制动轮缸5a-5d，基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(ABS命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差，对ABS控制中的增压模式的执行(启动)进行检查。当对步骤S215的回答是肯定(是)时，即，当需要增大制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S215进行到步骤S216。相反，当对步骤S215的回答是否定(否)时，即，当不需要增大制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S215进行到步骤S220。
在步骤S216，与增压模式ABS控制的车轮相关的第一增压控制阀6被去激活(OFF)并保持打开，从而允许制动液流过第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与增压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与增压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭。另外，电机M被去激励，以停止泵P的操作。结果，通过与增压模式ABS控制的车轮相关的第一增压控制阀6(即，通过第一制动回路1)将制动主缸压力Pm供应给增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸5。以这种方式，实现增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。此外，将制动主缸压力Pm供应给增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸5，允许或使得甚至在自动液体压力控制过程中(甚至在ABS控制过程中)驾驶员踩下制动踏板的话制动踏板BP也能够有行程。然后，例程从步骤S216进行到步骤S217。
以与步骤S206类似的方式，在步骤S217，进行检查以基于由与增压模式ABS控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S217进行到步骤S218。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S217返回到步骤S216，从而重复地执行对增压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。
在步骤S218，与增压模式ABS控制的车轮相关的第一增压控制阀6被激活(ON)并保持关闭，以截止第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与增压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)，从而终止基于制动主缸压力Pm的制动轮缸增压模式。然后，发生步骤S219。
以与步骤S208类似的方式，在步骤S219，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当重复地控制或调节ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当确定应当重复地执行ABS控制的车轮的制动轮缸压力控制时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后例程进行到步骤S215，从而对ABS控制的车轮重复地执行自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。相反，当确定不应重复地执行ABS控制的车轮的制动轮缸压力控制因而应当终止ABS控制时，例程从步骤S219进行到步骤S225(见图10)。
以与步骤S209类似的方式，在步骤S220，对于每个制动轮缸5a-5d，基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(ABS命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差，对ABS控制中的减压模式的执行(启动)进行检查。当对步骤S220的回答是肯定(是)时，即，当需要减小制动轮缸压力Pw时，例程从步骤220进行到步骤S221。相反，当对步骤S220的回答是否定(否)时，即，当不需要减小制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S220进行到步骤S224。在步骤S221，与减压模式ABS控制的车轮相关的第一增压控制阀6被激活(ON)并保持关闭，从而阻塞(截止)第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与减压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与减压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与减压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。以这种方式，实现减压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。然后，例程从步骤S221进行到步骤S222。
以与步骤S211类似的方式，在步骤S222，进行检查以基于由与减压模式ABS控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定减压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S222进行到步骤S223。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S222返回到步骤S221，从而重复地执行对减压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S223，与减压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，以阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与减压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而终止制动轮缸减压模式。然后，例程从步骤S223进行到步骤S219。
在步骤S224，执行ABS控制的车轮的保压模式。具体地讲，与保压模式ABS控制的车轮相关的第一增压控制阀6被激活(ON)并保持关闭，从而截止第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与保压模式ABS控制的车轮相关的任何一个)。另外，与保压模式ABS控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，从而阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与保压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通。另一方面，与ABS控制的车轮相关的第二增压控制阀7已经通过步骤S214被去激活(OFF)并保持关闭。在这些条件下，通过均与保压模式ABS控制的车轮相关并且完全关闭的第一增压控制阀6、第二增压控制阀7和减压控制阀8，密封了保压模式ABS控制的车轮的制动轮缸5中的制动液，因此，保压模式ABS控制的车轮的制动轮缸压力Pw保持不变。然后，例程从步骤S224进行到步骤S219。
当步骤S208或步骤S219确定不应重复地执行ABS控制的车轮的制动轮缸压力控制因而应当终止ABS控制时，例程前进到步骤S225。
在步骤S225中执行的制动轮缸压力控制终止过程中，终止了ABS控制的、ABS控制的车轮和终止了BA控制的、BA控制的车轮(随后参照图11中示出的流程图来描述)被统称为“受控车轮”。
在步骤S225，对于终止了ABS控制(或BA控制)的受控车轮，第一增压控制阀6被去激活(OFF)并保持打开，第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，减压控制阀8保持关闭。同时，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作。因此，允许制动液流过第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与终止了制动轮缸压力控制的受控车轮相关的任何一个)，从而通过驾驶者的制动操作(或驾驶者的制动努力)使制动轮缸压力Pw增大。以这种方式，在四个行走轮FL-RR的操作模式全部都切换到其正常制动模式后，可以通过第一增压控制阀6a-6d将制动主缸压力Pm供应到各个制动轮缸5a-5d，因此使驾驶者能够进行正常制动动作。以这种方式，ABS控制流程(或BA控制流程)终止。
出于增强在ABS控制终止过程中(或在BA控制终止过程中)的制动踏板感觉的目的，可以将第一增压控制阀6的阀开度控制到给定值，而不是在步骤S225中通过简单地使第一增压控制阀6去激活而将第一增压控制阀6转换到其全开状态。
(在BA控制过程中)
现在参照图11，示出了关于在BA控制过程中由控制单元CU执行的制动轮缸压力控制例程的流程图，其中，控制单元CU包含在第一实施例的制动控制装置中。图11中的控制例程也作为时间触发的中断例程来执行。
在步骤S301，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当启动BA控制。例如，为了避免潜在的碰撞，当步骤S301确定应当启动BA控制时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后例程从步骤S301进行到步骤S302。相反，当确定不应当启动ABS控制时，例程从步骤S301进行到步骤S325(见图10)，从而执行先前讨论的正常制动模式。
在步骤S302，所有行走轮FL-RR的第一增压控制阀6a-6d被去激活(OFF)并且保持打开，所有行走轮FL-RR的减压控制阀8a-8d保持关闭。结果，允许制动液流过第一制动回路1(制动线路1a-1d)，因此可以通过第一增压控制阀6a-6d将制动主缸压力Pm供应到各个制动轮缸5a-5d。因此，一方面，通过驾驶者的制动操作(或驾驶者的制动努力)，可以增大制动轮缸压力PWFL-PWRR。同时，第二增压控制阀7a-7d被激活(ON)并保持打开，从而允许制动液流过第二制动回路2(液体线路2a-2d)，另外，电机M被激励以驱动泵P。结果，可以将泵压力(从泵P产生的排出压力)通过第二增压控制阀7a-7d供应到各个制动轮缸5a-5d。因此，另一方面，通过泵压力，可以实现制动轮缸5中的制动轮缸压力Pw的增大。
如前面所讨论的，关于第二制动回路2，泵P直接从贮液器RES吸取制动液，以通过液体线路2a-2d将泵压力供应到各个制动轮缸5a-5d。不管是否存在与第一制动回路1有关的驾驶者的制动操作(驾驶者踩下制动踏板)，即，不管是否存在制动主缸MC与贮液器RES之间的液体连通，都可以通过第二制动回路2将制动液供应到每个制动轮缸5a-5d。因此，在第一增压控制阀6a-6d和第二增压控制阀7a-7d都保持打开，减压控制阀8a-8d都保持关闭，并且电机M被激励的特定条件下，通过将泵压力经由第二制动回路2供应到制动轮缸5a-5d，同时将驾驶者踩下制动踏板所产生的制动主缸压力Pm经由第一制动回路1供应到各个制动轮缸，能够以超过制动主缸活塞行进速度(即，驾驶者的制动操作的操作速度)的较高速度增大制动轮缸压力Pw。
在步骤S303，对于每个制动轮缸5a-5d，基于来自制动主缸压力传感器12和制动轮缸压力传感器13的传感器信号，来检查制动轮缸压力Pw是否不低于制动主缸压力Pm。换言之，在步骤S303，进行检查以基于来自制动主缸压力传感器12和制动轮缸压力传感器13的传感器信号，来确定是否存在制动液从制动轮缸5经过第一制动回路1(经过第一增压控制阀6)回流到制动主缸MC的风险。当Pw≥Pm时，例程从步骤S303进行到步骤S304。相反，当Pw<Pm时，例程从步骤S303返回到步骤S302，从而重复地执行对制动轮缸压力Pw的增大。
这里，特定条件(Pw≥Pm)，即制动轮缸压力Pw高于或等于制动主缸压力是指由泵压力经由第二制动回路2实现的制动轮缸压力Pw的增大变得比由驾驶者踩下制动踏板经由第一制动回路1产生的制动主缸压力Pm更占优势。
在步骤S304，与具有不低于制动主缸压力Pm的制动轮缸压力Pw的BA控制的车轮相关的第一增压控制阀6被激活(ON)并保持关闭，以阻塞(截止)第一制动回路1，因此即使在Pw≥Pm的特定条件下，也能防止制动液从制动轮缸5经过第一制动回路1回流到制动主缸MC。这有效地抑制了制动轮缸压力Pw的增压速度下降。此外，通过防止不期望的回流，能够防止由于制动主缸压力Pw的增大而造成制动踏板BP反弹。然后，发生步骤S305。
在步骤S305，对于每个制动轮缸5a-5d，基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(BA命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差来检查BA控制中的增压模式的执行(启动)。当对步骤S305的回答是肯定(是)时，即，当需要增大制动轮缸压力Pw时，例程从步骤305进行到步骤S306。相反，当对步骤S305的回答是否定(否)时，即，当不需要增大制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S305进行到步骤S310。行走轮FL-RR中的经受BA控制中的增压模式的至少一个在下文被称作“增压模式BA控制的车轮”。
在步骤S306，与增压模式BA控制的车轮相关的第二增压控制阀7被激活(ON)并保持打开，从而允许制动液流过第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与增压模式BA控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与增压模式BA控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭。另外，电机M被激励以驱动泵P。结果，通过与增压模式BA控制的车轮相关的第二增压控制阀7，即通过第二制动回路2将泵压力供应到增压模式BA控制的车轮的制动轮缸5。以这种方式，通过泵压力实现对增压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。然后，例程从步骤S306进行到步骤S307。
在步骤S307，进行检查以基于由与增压模式BA控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定增压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S307进行到步骤S308。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S307返回到步骤S306，从而重复地执行对增压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。
在步骤S308，与增压模式BA控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2。另外，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作，从而终止基于泵压力的制动轮缸增压模式。然后，发生步骤S309。
在步骤S309，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102的计算结果，来确定是否应当重复地控制或调节BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当确定应当重复地执行BA控制的车轮的制动轮缸压力控制时，输入目标制动轮缸压力PWFL＊-PWRR＊，然后例程进行到步骤S305，从而对BA控制的车轮重复地执行自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。相反，当确定不应重复地执行BA控制的车轮的制动轮缸压力控制因而应当终止BA控制时，例程从步骤S309进行到步骤S225(见图10)。
在步骤S310，对于每个制动轮缸5a-5d，基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(BA命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差来检查BA控制中的减压模式的执行(启动)。当对步骤S310的回答是肯定(是)时，即，当需要减小制动轮缸压力Pw时，例程从步骤310进行到步骤S311。相反，当对步骤S310的回答是否定(否)时，即，当不需要减小制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S310进行到步骤S314。行走轮FL-RR中的经受BA控制中的减压模式的至少一个在下文被称作“减压模式BA控制的车轮”。
在步骤S311，与减压模式BA控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与减压模式BA控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与减压模式BA控制的车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与减压模式BA控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。以这种方式，实现减压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。然后，例程从步骤S311进行到步骤S312。
在步骤S312，进行检查以基于由与减压模式BA控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定减压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S312进行到步骤S313。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S312返回到步骤S311，从而重复地执行对减压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S313，与减压模式BA控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，以阻塞在贮液器RES和制动轮缸5a-Sd中的与减压模式BA控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而终止制动轮缸减压模式。然后，例程从步骤S313进行到步骤S309。
在步骤S314，执行BA控制的车轮的保压模式。行走轮FL-RR中的经受BA控制中的保压模式的至少一个在下文称作“保压模式BA控制的车轮”。具体地讲，与保压模式BA控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与保压模式BA控制的车轮相关的任何一个)。另外，与保压模式BA控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，从而阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与保压模式ABS控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通。另一方面，与BA控制的车轮相关的第一增压控制阀6已经通过步骤S304被激活(ON)并保持关闭。在这些条件下，通过都与保压模式BA控制的车轮相关并且完全关闭的第一增压控制阀6、第二增压控制阀7和减压控制阀8，密封了保压模式BA控制的车轮的制动轮缸5中的制动液，因此，保压模式BA控制的车轮的制动轮缸压力Pw保持不变。然后，例程从步骤S314进行到步骤S309。
(第一实施例的效果)
根据第一实施例而产生的用于控制制动器的装置和方法可以提供以下操作和效果。
(1)根据第一实施例而产生的用于控制制动器的装置(制动控制系统)包括：制动主缸MC；制动轮缸5；制动助力器BS，被构造成驱动制动主缸MC以将制动主缸MC中的制动液的压力增大；第一制动回路1，被构造成将通过制动助力器BS增大了压力的制动液供应给制动轮缸5；第一控制阀(即，第一增压控制阀6)，设置在第一制动回路1中，用来建立和阻塞制动主缸MC与制动轮缸5之间的液体连通；液压源(即，泵P)，被设置用于与制动助力器BS分离地增大制动液的压力；第二制动回路2，其与第一制动回路1并联布置并被构造成将通过液压源(即，泵P)增大了压力的制动液供应给制动轮缸5；第二控制阀(即，第二增压控制阀7)，设置在第二制动回路2中，用来建立和阻塞液压源(即，泵P)与制动轮缸5之间的液体连通；以及控制单元CU，被设置成控制第一控制阀(即，第一增压控制阀6)、第二控制阀(即，第二增压控制阀7)和液压源(即，泵P)的操作。控制单元CU被构造成当增大制动轮缸5中的制动轮缸压力Pw时选择性地控制第一控制阀和第二控制阀(即，第一增压控制阀6和第二增压控制阀7)，并且还被构造成当至少第二控制阀(至少第二增压控制阀7)被控制到一阀开口位置时通过操作液压源(即，泵P)来增大制动轮缸压力Pw。
也就是说，从图23的示意图中可以看到，在所示实施例的制动控制装置的情况下，作为制动液供应到制动轮缸5的液体流动路径，与驾驶者的制动操作或驾驶者踩下制动踏板(换言之，制动主缸MC)有关的第一制动回路1和与液压源(即，泵P)有关的第二制动回路2被彼此分离地设置。此外，通过正确地选择第一制动回路1或第二制动回路2来实现制动轮缸压力Pw的增大。因此，通过防止在(i)由驾驶者的制动操作产生的制动轮缸压力Pw的增大与(ii)由液压源产生的制动轮缸压力Pw的增大之间的不期望干扰，能够改善制动轮缸压力控制的可控性和制动器(尤其是制动踏板感觉)的可操作性。更具体地讲，所示实施例的制动控制装置可以提供下列效果。
第一，例如，在VDC控制过程中，对于VDC控制的车轮的制动轮缸5的制动轮缸压力控制，选择第二制动回路2(见图7中的步骤S102-步骤S104)。另一方面，对于VDC未控制的车轮的制动轮缸5的制动轮缸压力控制，选择第一制动回路1(见图7中的从步骤S101到步骤S108的流程)。因此，在VDC控制过程中还存在驾驶者踩下制动踏板的情况下，第一制动回路1允许将制动液从制动主缸MC直接供应给与VDC未控制的车轮相关的制动轮缸5。因此，能够直接反映出驾驶者的增大车辆减速速率(负的纵向加速度G)的意图，从而增强制动轮缸压力控制的可控性。此外，由于第一制动回路1允许将制动液从制动主缸MC直接供应到与VDC未控制的车轮相关的制动轮缸5，所以即使在VDC控制过程中，也能够确保在还存在驾驶者踩下制动踏板的情况下有适当的制动踏板行程，因而有效地抑制了制动踏板BP的差或无缓冲的感觉，结果改进了制动踏板的感觉。
第二，在通过驾驶者的制动操作(驾驶者踩下制动踏板)实现制动轮缸压力Pw的增大的正常制动模式下，选择第一制动回路1，从而由通过第一增压控制阀6供应的制动主缸压力Pm来引起制动轮缸压力Pw的增大。相反，在通过液压源(即，泵P)实现受控车轮的制动轮缸压力Pw的增大的控制制动模式中(例如，在VDC控制制动模式中)，选择第二制动回路2，从而由通过液压源产生并通过第二增压控制阀7供应的液体压力(即，由泵P产生的泵压力)来引起受控车轮的制动轮缸压力Pw的增大。通过第一制动回路1获得的制动轮缸压力控制特性和通过第二制动回路2获得的制动轮缸压力控制特性可以彼此独立地设定。例如，第一增压控制阀6的阀座直径可以被设定成适于正常制动模式的直径，而第二增压控制阀7的阀座直径可以被设定成适于控制制动模式(制动轮缸压力控制)的直径。因此，能够调和在正常制动模式中的增强制动系统的响应性和控制制动模式中(制动轮缸压力控制过程中)的增强液体压力控制的精确度。
第三，在BA控制过程中，能够在通过第一制动回路1将由驾驶者的制动操作产生的制动主缸压力Pm供应给制动轮缸5的同时，将泵压力通过第二制动回路2(该回路能够与驾驶者的制动操作无关地供应制动液)供应给制动轮缸5。关于第二制动回路2，液压源(即，泵P)被构造成直接从贮液器RES而不是通过制动主缸MC来吸取制动液。因而，能够在不管制动主缸活塞的行进速度的情况下快速地增大制动轮缸压力Pw。因此，在BA控制过程中，能够通过操作液压源(即，泵P)以超过驾驶者的制动操作的操作速度的较高速度快速地增大制动轮缸压力Pw，同时通过制动主缸MC增大制动轮缸压力Pw(见图11的步骤S302)。因此，能够在BA控制过程中增强制动系统对增大制动轮缸压力Pw的响应性。
即使在被设置成操作液压源(即，泵P)的电气系统中发生故障因而不能够通过第二制动回路2实现制动轮缸压力Pw的增大时，也可以通过被构造成驱动制动主缸MC的制动助力器BS来辅助驾驶者的腿部力量。即，即使在存在电气系统故障的情况下，也能够通过第一制动回路1实现制动轮缸压力Pw的增大，因而制动力下降的危险较小。这还消除了具有双重电气系统(由主CPU和次CPU构成的双重控制器系统，由主传感器和次传感器构成的双重传感器系统)的必要，因而使系统安装时间较少、系统安装成本较低并且整个系统的空间需求较小。
(2)使第一控制阀(第一增压控制阀6)的阀座直径的大小比第二控制阀(第二增压控制阀7)的阀座直径大。
从图2至图3的截面图可以明白，基于(i)柱塞64的尖端64A与阀座63之间的距离Xv(即，阀开度)和(ii)阀座直径来确定流过第一增压控制阀6或第二增压控制阀7(尤其是第一端口62和第二端口65之间的液体流动通道)的制动液的流动速率。对于相同的阀开度，阀座直径越大，可以流过第一增压控制阀6(或第二增压控制阀7)的制动液的流动速率越大。即，这种大的阀座直径有助于提高制动系统对制动轮缸压力Pw的增大的响应性。相反，对于相同的阀开度，阀座直径越小，可以流过第一增压控制阀6(或第二增压控制阀7)的制动液的流动速率越小。即，这种小的阀座直径有助于减小流动速率相对于阀开度Xv(换言之，流过线圈68的电流的电流值I)的变化，因而确保了在制动轮缸压力控制过程中的液体流动控制精确度提高。
由于上面讨论的原因，通过将第一增压控制阀6的阀座直径设定成比第二增压控制阀7的阀座直径大的值，能够提高在正常制动模式(在该模式下，由通过第一增压控制阀6供应的制动主缸压力Pm引起制动轮缸压力的增大)中制动系统对增大制动轮缸压力Pw的响应性。换言之，通过将第二增压控制阀7的阀座直径设定成比第一增压控制阀6的阀座直径小的值，能够提高在控制制动模式(在该模式下，由通过第二增压控制阀7供应的泵压力引起受控车轮的制动轮缸压力的增大)中的液体压力控制精确度(或液体流动控制精确度)。
(3)根据第一实施例产生的用于控制制动器的装置包括：贮液器RES，与制动主缸MC的背压室连通；第三制动回路(返回回路)，制动轮缸5与贮液器RES通过该第三制动回路相互连接；以及第三控制阀(减压控制阀8)，设置在第三制动回路(返回回路)中，用来建立和阻塞制动轮缸5与贮液器RES之间的液体连通。
即，在图25中示出的比较例的制动装置的情况下，在ABS控制中的减压模式中，制动液返回到制动主缸MC的施压室，因此，制动踏板被弹回。这种反弹力很有可能使驾驶者感觉相当不舒服。相反，在第一实施例的制动控制装置的情况下，当在ABS控制中的减压模式中在减压控制阀8保持打开的情况下通过返回回路(第三制动回路)减小制动轮缸压力Pw时，制动轮缸5中的制动液通过返回回路经过减压控制阀8返回到贮液器RES(即，制动主缸MC的背压室)。这消除了不期望的制动踏板BP的反弹感，因而改善了在ABS控制中的减压模式中的制动踏板感觉。
(4)第一控制阀(第一增压控制阀6)被构造为常开型阀，而第二控制阀(第二增压控制阀7)被构造为常闭型阀。
即，在正常制动模式下，在第一增压控制阀6保持打开且第二增压控制阀7保持关闭的情况下，借助利用第一制动回路1通过第一增压控制阀6供应的制动主缸压力Pm来引起或实现制动轮缸压力Pw的增大。相反，在自动制动控制过程中(在控制制动模式中)，例如在VDC控制过程中，在第二增压控制阀7保持打开且第一增压控制阀6保持关闭的情况下，借助利用第二制动回路2通过第二增压控制阀7供应的泵压力来引起或实现与受控车轮相关的制动轮缸压力Pw的增大。因此，通过将第一增压控制阀6构造为常开型阀，并通过将第二增压控制阀7构造成常闭型阀，在比较长的工作时间的正常制动模式中(在正常制动动作中)，能够在第一增压控制阀6和第二增压控制阀7均被去激励(被去激活)的情况下，实现制动轮缸压力Pw的增大。相反，在比较短的工作时间的自动制动控制过程中(在控制制动模式中)，能够在第一增压控制阀6和第二增压控制阀7均被激励(激活)的情况下，实现制动轮缸压力Pw的增大。因此，能够有效地减少或缩短对控制阀的总激励时间。这有助于降低电功耗。
(5)先前提到的常开型阀(即，第一增压控制阀6)被布置或构造成允许来自制动主缸MC的液体压力(制动主缸压力Pm)沿着打开阀的方向作用(见图2)。
关于常开型阀(尤其是第一增压控制阀6a-6b)的功能和操作，如图2中所示，当制动主缸压力Pm高于制动轮缸压力Pw(即，Pm>Pw)时，液压沿着x轴正向(即，沿着打开第一增压控制阀6的方向)作用于柱塞64。因而，能够容易地使液压与沿着相反方向(x轴负向)作用的电磁力平衡。因此，当通过打开第一增压控制阀6建立第一制动回路1，并通过将制动主缸压力Pm经由第一增压控制阀6(经由第一制动回路1)供应给制动轮缸5来增大制动轮缸压力Pw时，能够增强第一增压控制阀6的可控性。
相反，当制动主缸压力Pm低于制动轮缸压力Pw(即，Pm<Pw)时，液压沿着x轴负向(即，沿着阻塞(截止)第一制动回路1的方向)作用于柱塞64。因此，当随着电磁力的增大来关闭第一增压控制阀6时，即，当随着施加到线圈68的电流的电流值I增大来截止第一制动回路1(第一增压控制阀6)时，可以将液压作为辅助力与电磁力相结合一起作用于电枢67和柱塞64。通过应用作为辅助力并且以与电磁力同等意义地起作用的液压，能够快速地截止第一增压控制阀6。因此，可以提供以下效果。
在ABS控制过程中，当通过打开第一增压控制阀6建立第一制动回路1，并通过将制动主缸压力Pm经由第一增压控制阀6(经由第一制动回路1)供应给制动轮缸5来增大制动轮缸压力Pw时(见图9中的步骤S216)，能够增强制动轮缸压力控制的可控性。此时(见步骤S216)，允许由驾驶者踩下制动踏板BP而发生行程，因而确保了将制动主缸压力Pm供应给制动轮缸5时制动踏板BP的平滑运动，即，确保了良好的制动踏板感觉。
在BA控制过程中，当在制动轮缸压力Pw超过制动主缸压力Pm之后通过关闭第一增压控制阀6来阻塞(截止)第一制动回路1时(见图11中的步骤S304)，可以快速地关闭第一增压控制阀6，因而提高了制动控制系统的可控性。
(6)先前提到的常开型阀(即，第一增压控制阀6)可被布置或构造成允许来自制动轮缸5的液体压力(制动轮缸压力Pw)沿着打开阀的方向作用(见图3)。
关于常开型阀(尤其是第一增压控制阀6c-6d)的功能和操作，如图3中所示，当制动主缸压力Pm低于制动轮缸压力Pw(即，Pm<Pw)时，液压沿着x轴正向(即，沿着打开第一增压控制阀6的方向)作用于柱塞64。因而，能够容易地使液压与沿着相反方向(x轴负向)作用的电磁力平衡。因此，当通过打开第一增压控制阀6建立第一制动回路1，并通过将制动轮缸压力Pw经由第一增压控制阀6(经由第一制动回路1)供应给制动主缸MC来减小制动轮缸压力Pw时，能够增强第一增压控制阀6的可控性。
相反，当制动主缸压力Pm高于制动轮缸压力Pw(即，Pm>Pw)时，液压沿着x轴负向(即，沿着阻塞(截止)第一制动回路1的方向)作用于柱塞64。因此，当随着电磁力的增大来关闭第一增压控制阀6时，即，当随着施加到线圈68的电流的电流值I增大来截止第一制动回路1(第一增压控制阀6)时，可以将液压作为辅助力与电磁力相结合一起作用于电枢67和柱塞64。通过应用作为辅助力并且以与电磁力同等意义地作用的液压，能够快速地截止第一增压控制阀6。因此，可以提供以下效果。
当在ABS控制过程中由驾驶者释放制动踏板BP，然后制动主缸压力Pm变得低于制动轮缸压力Pw时，制动轮缸压力控制终止。此时，通过打开第一增压控制阀6建立第一制动回路1，并通过将制动轮缸压力Pw经由第一增压控制阀6(经由第一制动回路1)供应给制动主缸MC(见图10中的步骤S225)，可以减小制动轮缸压力Pw。由于液压易于与沿着相反方向作用的电磁力平衡，所以能够在减小制动轮缸压力Pw时增强第一增压控制阀6的可控性，还能够确保制动轮缸压力Pw的平滑改变。这改善了制动踏板感觉。
当在ABS控制开始时通过关闭第一增压控制阀6而截止第一制动回路1时(在ABS控制中，制动踏板行程SBP大于或等于预定阈值SO即，SBP≥SO，见图8中的步骤S203)，制动主缸压力Pm变得高于制动轮缸压力Pw(即，Pm>Pw)。此时，借助于阀的构造，可以快速地关闭第一增压控制阀6，因而提高了制动轮缸压力控制的可控性。
(7)为每个个体行走轮FL-RR提供了第一制动回路1(液体线路1a-1d)和第二制动回路2(液体线路2a-2d)。第一控制阀(第一增压控制阀6)被构造为常开型阀。在行走轮FL-RR的这些常开型阀(第一增压控制阀6a-6d)中，与相应的前行走轮FL-FR相关的常开型阀(第一增压控制阀6a-6b)中的每个被布置或构造成，允许来自制动主缸MC的液体压力(制动主缸压力Pm)沿着打开阀的方向作用(见图2)。另一方面，与相应的后行走轮RL-RR相关的常开型阀(第一增压控制阀6c-6d)中的每个被布置或构造成，允许来自制动轮缸5的液体压力(制动轮缸压力Pw)沿着打开阀的方向作用(见图3)。
借助先前提到的前轮侧第一增压控制阀6a-6b的阀布置，在ABS控制过程中(见图9中的步骤S216)，当通过打开第一增压控制阀6a-6b(通过允许制动液流过液体线路1a-1b)建立第一制动回路1，并通过将制动主缸压力Pm经由第一增压控制阀6a-6b(经由第一制动回路1)供应给制动轮缸5a-5b来增大制动轮缸压力Pw时，能够将制动液有效地供应给具有高可控性的前轮侧制动轮缸5a-5b(与后轮侧制动轮缸5c-5d相比，消耗的制动液的流动速率更高)。此外，从制动主缸MC被供应给制动轮缸5a-5b的制动液的流动速率增大了由前轮侧制动轮缸5a-5b所消耗的制动液的流动速率，因而确保或允许制动踏板BP的行程，因此实现良好的制动踏板感觉。
另一方面，借助前面提到的后轮侧第一增压控制阀6c-6d的阀布置，能够增强在ABS控制开始时后轮侧制动轮缸压力的可控性(见图8中的步骤S203)。此外，当由于驾驶者释放制动踏板而使ABS控制终止，通过打开后轮侧第一增压控制阀6c-6d来减小制动轮缸压力Pw时(见图10中的步骤S225)，能够增强后轮侧制动轮缸压力的可控性。即，在ABS控制开始时以及在ABS控制结束时，能够增强或提高后轮侧制动轮缸压力的可控性。这有助于提高驾驶稳定性(提高车辆可驾驶性和提高车辆稳定性)。
(8)根据第一实施例产生的用于控制制动器的装置包括：制动踏板BP，驾驶者的制动操作是对制动踏板BP进行的；操纵变量检测器(即，行程传感器11)，被构造成检测制动踏板BP的操纵变量(即，制动踏板行程SBP)。控制单元CU被构造成基于检测到的制动踏板BP的操纵变量来选择性地控制第一控制阀和第二控制阀(第一增压控制阀6和第二增压控制阀7)，并且还被构造成当检测到的制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)大于或等于预定阈值SO(即，SBP≥SO)时，将第二控制阀(第二增压控制阀7)控制到阀打开状态。
即，在ABS控制过程中，控制单元CU基于制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)执行在第一制动回路1和第二制动回路2之间的切换。当制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)小于预定阈值SO(即，SBP<SO)时，控制单元CU为制动轮缸压力控制选择第一制动回路1(见从图8中的步骤S202到图9中的步骤S214-S224的流程)。相反，当制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)大于或等于预定阈值SO(即，SBP≥SO)时，控制单元CU为制动轮缸压力控制选择第二制动回路2(见从图8中的步骤S202到图9中的步骤S203-S213的流程)。预定阈值SO被设定为合适的行程，在30mm到40mm或40mm以上的范围内，在此行程下驾驶者不会体验到制动踏板BP的差或无缓冲的感觉。因此，在小于预定阈值SO的小行程范围(SBP<SO)内(在此范围内驾驶者会体验到制动踏板的差或无缓冲的感觉)，通过将制动主缸压力Pm直接供应到制动轮缸5，能够使制动踏板有一定程度的行程，从而防止了制动踏板BP的差或无缓冲的感觉。
(9)在根据第一实施例产生的控制制动器的方法中，利用制动控制系统，响应于制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)来控制在(i)仅仅通过第一制动回路1实现的增压、(ii)仅仅通过第二制动回路2实现的增压及(iii)通过第一制动回路1和第二制动回路2实现的增压之间的切换，其中，该制动控制系统具有：制动主缸MC；制动轮缸5；制动助力器BS，被构造为驱动制动主缸MC以增大制动主缸MC中的制动液的压力；第一制动回路1，被构造为将通过制动助力器BS增大了压力的制动液供应到制动轮缸5；液压源(即，泵P)，被设置用于与制动助力器BS分离地增大制动液的压力；和第二制动回路2，其与第一制动回路1并联布置并被构造成将通过液压源(即，泵P)增大了压力的制动液供应到制动轮缸5。
因此，所示实施例的制动控制方法可以提供与先前说明的效果(1)相同的效果。例如，在通过第一制动回路1和第二制动回路2实现的制动轮缸压力Pw的增压过程中，能够执行辅助驾驶者的制动操作(即，驾驶者的制动努力)的BA控制。
[第二实施例]
(第二实施例的阀布置)
根据第二实施例产生的用于控制制动器的装置的第一增压控制阀6构造与第一实施例的制动控制装置中的几乎相同，但是对于第一实施例和第二实施例的制动控制装置，每个个体前轮侧第一增压控制阀6a-6b的布置方向和每个个体后轮侧第一增压控制阀6c-6d的布置方向被反转。具体地说，在第二实施例中，前轮侧的第一增压控制阀6a-6b的第一端口62、62连接到液体线路1a-1b的相应的下游侧，从而通过液体线路1a-1b连接到相应的前轮侧制动轮缸5a-5b。即，前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的第一端口62用作制动轮缸压力端口。另一方面，前轮侧的第一增压控制阀6a-6b的第二端口65、65连接到液体线路1a-1b的相应的上游侧，从而通过液体线路1a-1b连接到制动主缸MC。即，前轮侧第一增压控制阀6a-6b中的每个的第二端口65用作制动主缸压力端口。另一方面，后轮侧的第一增压控制阀6c-6d的第一端口62、62连接到液体线路1c-1d的相应的上游侧，从而通过液体线路1c-1d连接到制动主缸MC。即，后轮侧第一增压控制阀6c-6d中的每个的第一端口62用作制动主缸压力端口。后轮侧的第一增压控制阀6c-6d的第二端口65、65连接到液体线路1c-1d的相应的下游侧，从而通过液体线路1c-1d连接到相应的后轮侧制动轮缸5c-5d。即，后轮侧第一增压控制阀6c-6d中的每个的第二端口65用作制动轮缸压力端口。
(第二实施例的效果)
(10)针对自动车辆的每个个体行走轮FL-RR，设置了第一制动回路1(液体线路1a-1d)和第二制动回路2(液体线路2a-2d)。第一控制阀(第一增压控制阀6)被构造为常开型阀。在行走轮FL-RR的这些常开型阀(第一增压控制阀6a-6d)中，常开型阀(第一增压控制阀6a-6d)中的与相应的前行走轮FL-FR相关的每个被布置或构造成，允许来自制动轮缸5的液体压力(制动轮缸压力Pw)沿着打开阀的方向作用(见图3)。另一方面，常开型阀(第一增压控制阀6c-6d)中的与相应的后行走轮RL-RR相关的每个被布置或构造成，允许来自制动主缸MC的液体压力(制动主缸压力Pm)沿着打开阀的方向作用(见图2)。
在第二实施例的制动控制装置中，借助先前提到的前轮侧第一增压控制阀6a-6b的阀布置，当由于驾驶者释放制动踏板而终止了ABS控制，通过打开前轮侧第一增压控制阀6a-6b(见图10中的步骤S225)来减少经过第一制动回路1(即，液体线路1a-1b)的制动轮缸压力Pw时，能够以高可控性将制动液从前轮侧制动轮缸5a-5b(与后轮侧制动轮缸5c-5d相比，消耗的制动液的流动速率较高)有效地排出。因此，能够增强对与后轮侧(RL-RR)相比具有较高制动力分配的前轮侧(FL-FR)的制动轮缸压力Pm的可控性，因而确保了车量减速速率(减速度G)的平滑改变。另外，从制动轮缸5a-5b供应到制动主缸MC的制动液的流动速率增大了由前轮侧制动轮缸5a-5b消耗的制动液的流动速率，因而增强了制动踏板感觉。
[第三实施例]
(第三实施例的BA控制)
现在参照图12，示出了在BA控制过程中关于由包含在第三实施例的制动控制装置中的控制单元CU执行的制动轮缸压力控制例程的流程图。图12的控制例程也作为时间触发的中断例程来执行。除了用图12的步骤S303A来代替图11的步骤S303之外，图12中示出的第三实施例的BA控制例程与图11中示出的第一实施例的BA控制例程类似。因而，出于将第一实施例和第三实施例进行对比的目的，用于指示与图11示出的例程中的步骤的相同步骤标号将被应用于图12示出的BA控制例程中使用的对应步骤标号。在下文将参照附图来详细描述步骤S303A，同时将省略对步骤S301、S302和S304-S314的详细描述，这是因为以上对它们的描述是不言自明的。
在步骤S303A，进行检查来确定制动踏板BP的行程SBP是否大于或等于预定阈值SO(即，SBP≥SO)。当SBP≥SO时，例程从步骤S303A进行到步骤S304。相反，当SBP<SO时，例程从步骤S303A进行到步骤S302，从而重复地执行对制动轮缸压力Pw的增大。基于来自行程传感器11的传感器信号来确定先前提到的制动踏板行程SBP。在第三实施例中，预定阈值SO被设定为范围从30mm至40mm或40mm以上的合适行程，在该行程下驾驶者不会经历制动踏板BP的差或无缓冲的感觉。
(第三实施例的效果)
(11)根据第三实施例产生的用于控制制动器的装置包括：制动踏板BP，驾驶者的制动操作是对制动踏板BP进行的；和操纵变量检测器(即，行程传感器11)，被构造成检测制动踏板BP的操纵变量(即，制动踏板行程SBP)。控制单元CU被构造成基于制动踏板BP的操纵变量来选择性地控制第一控制阀和第二控制阀(第一增压控制阀6和第二增压控制阀7)，并且还被构造成当制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)大于或等于预定阈值SO(即，SBP≥SO)时将第二控制阀(第二增压控制阀7)控制到阀打开状态。
因此，除了如先前在第(8)项中讨论的通过第一实施例的装置获得的效果之外，第三实施例的装置还可以提供如下效果。
即，在BA控制过程中，控制单元CU基于制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)进行在第一制动回路1和第二制动回路2之间的切换。当制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)小于预定阈值SO(即，SBP<SO)时，控制单元CU选择制动回路1-2用于制动轮缸压力控制(见图12中的从步骤S303A到步骤S302的流程)。相反，当制动踏板BP的操纵变量(制动踏板行程SBP)大于或等于预定阈值SO(即，SBP≥SO)时，控制单元CU仅仅选择第二制动回路2用于制动轮缸压力控制(见图12中的从步骤S303A到步骤S304-S314的流程)。因此，在小于预定阈值SO的小行程范围(SBP<SO)内(在此范围内驾驶者会体验到制动踏板的差或无缓冲的感觉)，通过将制动主缸压力Pm直接供应到制动轮缸5，能够使制动踏板有一定程度的行程，从而防止制动踏板BP的差或无缓冲的感觉。
[第四实施例]
(第四实施例的减压方法)
现在参照图13，示出了在第四实施例的装置(制动控制系统)中减小制动轮缸压力Pw的过程中的制动液的流动。如上面所阐述的，制动轮缸5、减压控制阀8与贮液器RES通过返回回路(第三制动回路)相互连接，该返回回路与第一制动回路1并联布置，使得返回回路中包括的一部分液体线路与第二制动回路2共用。在第四实施例的制动控制系统中，在正常制动模式中仅仅通过返回回路获得制动轮缸压力Pw的减小(见图13中的从制动轮缸5经过返回回路和减压控制阀8到贮液器RES的左侧制动液流)。相反，在制动轮缸压力Pw的期望减压速度Vp＊高的特定状态下，通过第一制动回路1以及返回回路获得制动轮缸压力Pw的减小(见图13中的从制动轮缸5经过返回回路和减压控制阀8到贮液器RES的左侧制动液流和图13中的从制动轮缸5经过第一制动回路1、第一增压控制阀6和制动主缸MC到贮液器RES的右侧制动液流)。因而，能够实现制动轮缸压力Pw的较高的减压速度。
现在参照图14，示出了在包含在第四实施例的制动控制装置中的控制单元CU内执行的减压控制例程(见图13的示意图)。图14的减压控制流程被设置为能够选择较高减压速度或正常减压速度。例如，当制动轮缸压力Pw高于制动主缸压力Pm时，执行图14的减压控制流程，以在VDC控制过程中代替图7中的步骤S110-步骤S112，或者在ABS控制过程中代替图8中的步骤S210-步骤S212，或者在BA控制过程中代替图9中的步骤S221-步骤S223或代替图11中的步骤S311-步骤S313。
在步骤S401，进行检查来确定制动轮缸压力Pw的期望减压速度Vp＊是否大于或等于预定速度值Vpo(即，Vp＊≥Vpo)，因而需要制动轮缸压力Pw的快速减小。当Vp＊≥Vpo时，换言之，在存在快速减压需求的情况下，例程从步骤S401进行到步骤S402。相反，当Vp＊<Vpo时，换言之，在没有快速减压需求的情况下，例程从步骤S401进行到步骤S405。在第四实施例中，预定速度值Vpo被设定为基本等于当仅通过返回回路(减压控制阀8)来获得制动轮缸压力Pw的减小时得到的最大减压速度的合适速度值。基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(控制命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差来计算或确定期望的减压速度Vp＊。
在步骤S402，与受控车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与受控车轮相关的任何一个)。另一方面，与受控车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与受控车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。同时，与受控车轮相关的第一增压控制阀6被去激活(OFF)并保持打开，以允许制动液流过第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与受控车轮相关的任何一个)。因此，通过将制动轮缸压力Pw通过与受控车轮相关的第一增压控制阀6(第一制动回路1)供应给制动主缸MC，可以实现制动轮缸压力Pw的同时减小。因此，可以通过减压控制阀8(返回回路)以及第一增压控制阀6(第一制动回路1)来实现制动轮缸压力Pw的减小。结果，与仅仅通过减压控制阀8(返回回路)实现的制动轮缸压力Pw的减小相比，能够有效地增大制动轮缸压力Pw的实际减压速度Vp。然后，例程从步骤S402进行到步骤S403。
在步骤S403，进行检查以基于通过与受控车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定受控车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S403进行到步骤S404。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S403返回到步骤S402，从而重复地执行对受控车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S404，与受控车轮相关的第一增压控制阀6被激活(ON)并保持关闭，以阻塞(截止)第一制动回路1，同时与受控车轮相关的减压控制阀8保持关闭，从而阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与受控车轮相关的任何一个之间的液体连通。以这种方式，快速制动轮缸压力减压模式(采用较高的减压速度)终止。
在由不等式Vp＊<Vpo定义的特定条件下执行的步骤S405中，为了启动正常的制动轮缸减压模式(以正常的减压速度)，与受控车轮相关的第一增压控制阀6被激活(ON)并保持关闭，从而阻塞(截止)第一制动回路1(即，液体线路1a-1d中的与受控车轮相关的任何一个)。另一方面，与受控车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，液体线路2a-2d中的与受控车轮相关的任何一个)。此外，与受控车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与受控车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。然后，例程从步骤S405进行到步骤S406。
在步骤S406，进行检查以基于由与受控车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定受控车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S406进行到步骤S407。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S406返回到步骤S405，从而重复地执行对受控车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S407，与受控车轮相关的减压控制阀8保持关闭，以阻塞贮液器RES和制动轮缸5a-5d中的与受控车轮相关的任何一个之间的液体连通。以这种方式，正常的制动轮缸减压模式(采用正常的减压速度)终止。
(第四实施例的效果)
(12)根据第四实施例产生的用于控制制动器的装置包括：贮液器RES，其与制动主缸MC的背压室连通；第三制动回路(返回回路)，制动轮缸5与贮液器RES通过该第三制动回路相互连接；以及第三控制阀(减压控制阀8)，设置在第三制动回路(返回回路)中，用来建立和阻塞制动轮缸5与贮液器RES之间的液体连通。当制动轮缸5中的制动轮缸压力Pw的期望减压速度Vp＊大于或等于预定速度值Vpo(即，Vp＊≥Vpo)时，控制单元CU被构造成将第一控制阀(第一增压控制阀6)和第三控制阀(减压控制阀8)控制到它们的阀打开位置。
即，当期望的减压速度Vp＊被设定为高速度值(即，Vp＊≥Vpo)时，通过第一制动回路1以及返回回路来实现制动轮缸压力Pw的减小。因此，能够实现较高的减压速度。
[第五实施例]
(第五实施例的液压回路)
现在参照图15，示出了第五实施例的制动控制系统的液压回路。第五实施例的制动控制系统与图1中示出的第一实施例的制动控制系统的不同之处在于：在第五实施例中，还设置了蓄压器(pressureaccumulator)ACC作为附加液压源。
从图15的液压回路可以看到，液体线路2f在止回阀9的下游连接到第二制动回路2(确切地为分支回路2A-2B的分支点)。蓄压器ACC通过液体线路2f连接到第二制动回路2。蓄压器ACC是暂时蓄积或存储从泵P供应的高压制动液的装置。蓄压器压力传感器14安装在液体线路2f中，用来检测蓄压器ACC中的液体压力，并向控制单元CU产生指示检测到的蓄压器压力的传感器信号。
当高压制动液存储在蓄压器ACC中时，可以利用第二增压控制阀7a-7d将制动液从蓄压器ACC通过第二制动回路2供应到制动轮缸5a-5d，由此可增大制动轮缸压力Pw。即，通过根据图16中示出的蓄压控制流程(随后描述)在蓄压器ACC中预蓄积或预存储高压制动液，仅仅通过将第二增压控制阀7a-7d控制到它们的阀打开状态，就能够容易地实现制动轮缸压力Pw的增大。在先前描述的由第一实施例的系统(见图7-图11)或第二实施例的系统(与第一实施例略有不同，不同之处在于：每个个体前轮侧第一增压控制阀6a-6b的布置方向和每个个体后轮侧第一增压控制阀6c-6d的布置方向被反转)执行的制动轮缸压力控制流程中，或者在先前描述的由第三实施例的系统执行的制动轮缸压力控制流程中，对于每个增压循环，电机M必须被激励来驱动泵P。通过(在图15-图16中示出的第五实施例的制动控制系统中)使用蓄压器ACC，不必在每个增压循环都激励电机M来驱动泵P。
参照图16，示出了当通过驱动泵P在蓄压器ACC中存储高压制动液时，在包含在第五实施例的系统中的控制单元CU内执行的蓄压控制流程。图16的蓄压控制流程作为时间触发中断例程来执行，在所有第二增压控制阀7a-7d全都被完全关闭的特定条件下，每隔预定采样时间间隔就触发该例程。
在步骤S501，进行检查以基于由蓄压器压力传感器14检测到的蓄压器压力Pa，来确定蓄压器压力Pa是否小于预定下限(即预定的蓄压器压力下限值)Pa1(即，Pa<Pa1)。当Pa<Pa1时，例程进行到步骤S502。相反，当Pa≥Pa1时，例程进行到步骤S503。预定下限Pa1被设定为这样的压力值，即，在发生蓄压器压力下降之后获得的蓄压器压力Pa变得高于所需制动轮缸压力的最大值的压力值，其中，该蓄压器压力Pa基本对应于从蓄压器ACC供应给制动轮缸压力5a-5d以增大制动轮缸压力Pw的制动液的量。
在步骤S502，电机M被激励(ON)来驱动泵P，因而从贮液器RES吸取制动液，然后通过止回阀9和液体线路2f将加压的高压制动液从泵P供应给蓄压器ACC。蓄压器ACC可以存储高压制动液。这样，蓄压控制流程的一个执行循环终止。
在步骤S503，进行检查以基于由蓄压器压力传感器14检测到的蓄压器压力Pa，来确定蓄压器压力Pa是否大于或等于预定上限(即预定的蓄压器压力上限值)Pa2(即，Pa≥Pa2)。当Pa≥Pa2时，例程从步骤S503进行到步骤S504。相反，当Pa<Pa2时，例程从步骤S503进行到步骤S505。预定上限Pa2被设定为低于图15中示出的液压制动回路的容许压力的压力值。
在步骤S504，电机M被去激励(OFF)以停止泵P的操作，由此向蓄压器ACC供应制动液的过程停止。这样，控制流程的一个执行循环终止。
在步骤S505，进行检查以基于均由蓄压器压力传感器14检测到的蓄压器压力Pa的先前值Pa(old)与蓄压器压力Pa的当前值Pa(new)之间的偏差，来确定蓄压器压力Pa是否正在增大。当蓄压器压力Pa仍在增大时，例程从步骤S505进行到步骤502。相反，当蓄压器压力Pa没有在增大时，例程从步骤S505进行到步骤S504。
通过执行先前讨论的图16的蓄压控制流程，可以将蓄压器压力Pa控制到从预定下限Pa1至预定上限Pa2的范围内的特定压力值Pac(Pa1≤Pac≤Pa2)。
由图15中示出的第五实施例的系统执行的其它制动轮缸压力控制流程(除了图16中的蓄压控制流程之外)与以下变型控制流程相同：被略微修改以从图7(第一实施例和第二实施例)的制动轮缸增压步骤S104中删除对电机M的激励(ON)的变型控制流程；被略微修改以从图8(第一实施例和第二实施例)的制动轮缸增压步骤S205中删除对电机M的激励(ON)的变型控制流程；被略微修改以从图11(第一实施例和第二实施例)的制动轮缸增压步骤S306中删除对电机M的激励(ON)的变型控制流程；以及被略微修改以从图12(第三实施例)的制动轮缸增压步骤S306中删除对电机M的激励(ON)的变型控制流程。
(第五实施例的效果)
(13)作为液压源，根据第五实施例产生的用于控制制动器的装置(制动控制系统)包括泵P和蓄压器ACC，该蓄压器ACC存储通过泵P的操作而产生的高压制动液。
利用具有蓄压器ACC以及泵P的液压系统构造作为液压源，当在蓄压器ACC中存储有高压制动液时，通过打开第二增压控制阀7a-7d可将制动液从蓄压器ACC经由第二制动回路2供应给制动轮缸5a-5d，由此可以增大制动轮缸压力Pw。即，通过在蓄压器ACC中预蓄积或预存储高压制动液，仅仅通过将第二增压控制阀7a-7d控制到它们的阀打开状态，就能够容易地实现制动轮缸压力Pw的增大。通过使用蓄压器ACC，不必每个增压循环都激励电机M来驱动泵P。此外，在增压模式下(在VDC控制过程中、在ABS控制过程中或在BA控制过程中)，通过使用存储在蓄压器ACC中的高压制动液，能够以快速的增压速度来实现制动轮缸压力Pw的增大。
[第六实施例]
(第六实施例的液压回路)
现在参照图17，示出了第六实施例的制动控制系统的液压回路。第六实施例的制动控制系统与图1中示出的第一实施例的制动控制系统的不同之处在于：在第六实施例中，仅仅为前轮侧(左前行走轮FL和右前行走轮FR)设置了第一制动回路1和第一增压控制阀6。
从图17的液压回路可以看到，第一制动回路1的连接到制动主缸MC的第一液体压力室(第一施压室)的分支回路1A通过第一增压控制阀6a连接到左前制动轮缸5a。第一制动回路1的分支回路1A对应于第一实施例的系统的液体线路1a。以类似的方式，第一制动回路1的连接到制动主缸MC的第二液体压力室(第二施压室)的分支回路1B通过第一增压控制阀6b连接到右前制动轮缸5b。第一制动回路1的分支回路1B对应于第一实施例的系统的液体线路1b。在第六实施例中，第一制动回路1和第一增压控制阀6没有连接到后制动轮缸5c-5d。仅有第二制动回路2连接到后制动轮缸5c-5d。图17的第六实施例的其它液压系统构造与图1中示出的第一实施例相同。
采用先前讨论的第六实施例的液压系统构造，制动控制系统能够仅仅针对前轮侧(前行走轮FL-RR)选择第一制动回路1或第二制动回路2。另一方面，关于后轮侧(后行走轮RL-RR)，仅仅通过第二制动回路2来实现每个后制动轮缸5c-5d的制动轮缸压力Pw的增大。即，关于后轮侧(后行走轮RL-RR)，每个个体后制动轮缸5c-5d与用于输入驾驶者腿部力量的制动踏板BP机械断开，并且可以通过电子控制致动器(例如，泵P、第二增压控制阀7和减压控制阀8)来产生与驾驶者的制动操作(即，驾驶者踩下制动踏板)大致对应的制动液压力，从而为后轮侧提供所谓的线控制动控制系统(电气操作的液压制动系统)。以与图1的第一实施例的系统相同的方式，图17的第六实施例的系统确保了制动踏板BP的反作用力(回推力)，换言之，合适的制动踏板感觉。
现在参照图18，示出了在VDC控制过程中关于由包含在图17示出的第六实施例的系统中的控制单元CU执行的后轮侧制动轮缸压力控制例程(见步骤S601-步骤S612)并包含在正常制动模式下的过程(见从步骤S601跳转至步骤S607的流程)的流程图。
在步骤S601，对于每个后制动轮缸5c-5d，基于车辆所需制动力计算部102和目标制动轮缸压力计算部103的计算结果，对制动轮缸压力控制的执行(启动)进行检查。当确定应当控制后行走轮的后制动轮缸压力PWRL-PWRR中的至少一个时，输入目标后制动轮缸压力PWRL＊-PWRR＊，然后基于输入的目标制动轮缸压力，启动自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。然后，例程从步骤S601进行到步骤S602。相反，当确定不应当控制后制动轮缸压力PWRL-PWRR中的任何一个时，例程从步骤S601进行到步骤S607，从而执行正常制动模式(后面会描述)。
以与步骤S103类似的方式，在步骤S602，进行检查以基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(VDC命令制动轮缸压力)和检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差，来确定是否应当增大VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当对步骤S602的回答是肯定(是)时，即，当需要增大VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S602进行到步骤S603。相反，当对步骤S602的回答是否定(否)时，即，当不需要增大VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S602进行到步骤S608。
在步骤S603，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被激活(ON)并保持打开，从而允许制动液流过第二制动回路2(即，液体线路2c-2d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭。另外，电机M被激励以驱动泵P。结果，通过与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7，即通过第二制动回路2将泵压力(从泵P产生的排出压力)供应到VDC控制的车轮的制动轮缸5。以这种方式，通过泵压力实现VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。然后，例程从步骤S603进行到步骤S604。
在步骤S604，进行检查以基于由与VDC控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S604进行到步骤S605。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S604返回到步骤S603，从而重复地执行对VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的增大。
在步骤S605，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2c-2d中的与VDC控制的车辆相关的任何一个)。另外，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作，从而终止基于泵压力的制动轮缸增压模式。然后，发生步骤S606。
在步骤S606，进行检查以基于车辆所需制动力计算部102和目标制动轮缸压力计算部103的计算结果，来确定是否应当重复地控制或调节VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当确定应当重复地执行VDC控制的车轮的制动轮缸压力控制时，输入目标后制动轮缸压力PWRL＊-PWRR＊，然后例程返回到步骤S602，从而对VDC控制的车轮重复地执行自动液体压力控制(制动轮缸压力控制)。相反，当确定不应重复地执行VDC控制的车轮的制动轮缸压力控制因而应当终止VDC控制时，例程从步骤S606进行到步骤S607。
在步骤S607，关于终止了VDC控制的、VDC控制的车轮，或者关于没有以VDC控制制动模式操作的VDC未控制的车轮，第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，并且减压控制阀8保持关闭。此时，电机M被去激励(OFF)而停止泵P的操作。因此，阻塞了第二制动回路2(即，液体线路1c-1d中的与终止了VDC控制的、VDC控制的车轮相关的任何一个，或者与没有以VDC控制制动模式操作的VDC未控制的车轮相关的剩余液体线路)，以在贮液器RES与制动轮缸5c-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间建立液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。这样，后轮侧的VDC控制流程终止。
以与步骤S109类似的方式，在步骤S608，进行检查以基于计算出的目标制动轮缸压力Pw＊(VDC命令制动轮缸压力)与检测到的制动轮缸压力Pw(实际制动轮缸压力)之间的偏差，来确定是否应当减小VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw。当对步骤S608的回答是肯定(是)时，即，当需要减小VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S608进行到步骤S609。相反，当对步骤S608的回答是否定(否)时，即，当不需要减小VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw时，例程从步骤S608进行到步骤S612。
在步骤S609，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而阻塞(截止)第二制动回路2(即，液体线路2c-2d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个)。另一方面，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持打开，以建立贮液器RES和制动轮缸5c-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而允许制动轮缸压力被释放或逸出到贮液器RES。以这种方式，实现VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。然后，例程从步骤S609进行到步骤S610。
在步骤S610，进行检查以基于由与VDC控制的车轮相关的制动轮缸压力传感器13检测到的实际制动轮缸压力，来确定VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw是否达到其目标制动轮缸压力Pw＊。当已经达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S610进行到步骤S611。相反，当没有达到目标制动轮缸压力Pw＊时，例程从步骤S610返回到步骤S609，从而重复地执行对VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw的减小。
在步骤S611，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，以阻塞贮液器RES和制动轮缸5c-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通，从而终止制动轮缸减压模式。然后，例程从步骤S611进行到步骤S606。
以与步骤S113类似的方式，在步骤S612，执行VDC控制的车轮的保压模式。具体地讲，与VDC控制的车轮相关的第二增压控制阀7被去激活(OFF)并保持关闭，从而截止第二制动回路2(即，液体线路2c-2d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个)。另外，与VDC控制的车轮相关的减压控制阀8保持关闭，从而阻塞贮液器RES和制动轮缸5c-5d中的与VDC控制的车轮相关的任何一个之间的液体连通。在这些条件下，通过均与VDC控制的车轮相关并且完全关闭的第二增压控制阀7和减压控制阀8，密封了VDC控制的车轮的制动轮缸5中的制动液，因此，VDC控制的车轮的制动轮缸压力Pw保持不变。然后，例程从步骤S612进行到步骤S606。
从对(i)在VDC控制过程中由图1中示出的第一实施例的系统执行的图7的制动轮缸压力控制例程与(ii)在VDC控制过程中由图17中示出的第六实施例的系统执行的图18的后轮侧制动轮缸压力控制例程之间的比较可以理解，第六实施例的系统的后轮侧制动轮缸压力控制例程(见图18的后轮侧VDC控制流程)与以下的变型控制流程相同，该变型控制流程被略微修改而删除了：(i)图7中的关于第一增压控制阀6的步骤S102和(ii)图7的致动器控制步骤S108中的第一增压控制阀6的激活(ON＝阀关闭)。同样，由第六实施例的系统执行的后轮侧ABS控制流程与以下的变型控制流程相同，该变型控制流程被略微修改而删除了：(i)图8中的关于第一增压控制阀6的步骤S203、(ii)在致动器控制步骤S216(见图9)和步骤S225(见图10)中的第一增压控制阀6的去激活(OFF＝阀打开)、(iii)图9中的关于第一增压控制阀6的步骤S218和(iv)图9的致动器控制步骤S211和步骤S224中的第一增压控制阀6的激活(ON＝阀关闭)。以类似的方式，由第六实施例的系统执行的后轮侧BA控制流程与以下的变型控制流程相同，该变型控制流程被略微修改而删除了：(i)在图11的致动器控制步骤S302中的第一增压控制阀6的去激活(OFF＝阀打开)和(ii)图11中的关于第一增压控制阀6的步骤S304。
关于对前轮侧(前行走轮FL-FR)的制动轮缸压力控制，由第一实施例(见图1)和第六实施例(见图17)的系统执行的控制行为相同。因此，将省略对第六实施例的系统执行的前制动缸压力控制的详细描述，这是因为对它们的上述描述是不言自明的。
(第六实施例的效果)
(14)根据第六实施例产生的用于控制制动器的装置(制动控制系统)包括制动主缸MC；制动轮缸5；制动助力器BS，被构造成驱动制动主缸MC以增大制动主缸MC中的制动液的压力；第一制动回路1，被构造为将通过制动助力器BS增大了压力的制动液供应到制动轮缸5；液压源(即，泵P)，被设置用于与制动助力器BS分离地增大制动液的压力；第二制动回路2，与第一制动回路1并联布置，并被构造成将通过液压源(即，泵P)增大了压力的制动液供应到制动轮缸压力5；操纵变量检测器(即，行程传感器11)，被构造成检测制动踏板BP的操纵变量(即，制动踏板行程SBP)；和控制单元CU，被构造成选择通过第一制动回路1实现的增压和通过第二制动回路2实现的增压中的任何一种。在通过第二制动回路2(即，液体线路2c-2d)实现的增压过程中，控制单元CU执行线控制动(BBW)控制，该线控制动控制响应于检测到的操纵变量(制动踏板行程SBP)对制动轮缸5(即，后制动轮缸5c-5d)中的制动液自动加压。
换言之，第六实施例的系统可以被认为是一种特定情况，在这种特定情况下，在第一实施例的制动控制方法(见第(9)项)中，在仅仅通过第二制动回路2(液体线路2c-2d)实现增压期间，以响应于检测到的操纵变量(制动踏板行程SBP)对后制动轮缸5c-5d中的制动液自动加压的方式执行线控制动控制模式。
因此，通过选择由第一制动回路1实现的增压或由第二制动回路2实现的增压，第六实施例的系统可以提供与第(1)项的效果相同的效果。关于后轮侧(后行走轮RL-RR)，即使在正常的制动模式下，也通过第二制动回路2(即，液体线路2c-2d)自动控制后制动轮缸5c-5d中的制动轮缸压力PWRL-PWRR。如上面所讨论的，可以仅仅通过第二制动回路2来增大后轮侧(后制动轮缸5c-5d)的制动轮缸压力PWRL-PWRR。即，不管制动主缸压力Pm为何，都可自动控制后制动轮缸压力。因而，能够在确保高的制动系统响应性的同时提高制动轮缸压力控制的自由度。
以线控制动控制对第六实施例的系统进行了例示，该线控制动控制以如下方式执行：在仅仅通过第二制动回路2(液体线路2c-2d)实现增压期间，响应于检测到的操纵变量(制动踏板行程SBP)，对后制动轮缸5c-5d中的制动液自动加压。如下所述，可将这种线控制动控制应用于前轮侧(前行走轮FL-FR)。
例如，当检测到的操纵变量(制动踏板行程SBP)大于或等于预定阈值SO(即，SBP≥SO)时，仅仅通过第二制动回路2(液体线路2a-2b)来增大前轮侧(前制动轮缸5a-5b)的制动轮缸压力PWFL-PWFR。相反，当检测到的操纵变量小于预定阈值SO(即，SBP<SO)时，仅仅通过第一制动回路1(液体线路1a-1b)来增大前轮侧的制动轮缸压力PWFL-PWFR。具有这种变型布置，能够提供与第(8)项和第(11)项的效果相同的效果。
(15)仅仅为用于增大自动车辆的前制动轮缸5a-5b中的制动轮缸压力PWFL-PWFR的前轮制动系统设置第一制动回路1。换言之，没有为用于增大后制动轮缸5c-5d中的制动轮缸压力PWRL-PWRR的后轮制动系统设置第一制动回路1。
因此，在正常的制动模式中，以通过第一增压控制阀6a-6b(第一制动回路1的分支回路1A-1B)将制动主缸压力Pm供应给制动轮缸5a-5b的方式，第一制动回路1与前轮侧(前行走轮FL-FR)连通。即，通过驾驶者的制动操作来增大前轮侧的制动轮缸压力PWFL-PWFR。另一方面，关于后轮侧(后行走轮RL-RR)，以通过第二增压控制阀7c-7d(液体线路2c-2d)将泵压力供应给后制动轮缸5c-5d的方式，仅使第二制动回路2与后制动轮缸5c-5d连通。即，通过泵P的操作来增大后轮侧的制动轮缸压力PWRL-PWRR。如前面所述，制动主缸压力Pm仅被施加到前轮侧(确切地说是前制动轮缸5a-5b)。在第六实施例的系统中，由于没有从制动主缸MC到后制动轮缸5c-5d的制动液供应，所以与第一实施例相比，可以减少从制动主缸MC供应到制动轮缸5的制动液的量。由于制动主缸MC供应的制动液量减少，第六实施例的系统可以缩短驾驶者操作的制动踏板BP的所需行程。这增强了制动器的可操作性，尤其增强了驾驶者操作的制动踏板BP的可操作性。
另外，由于先前讨论的制动主缸MC供应的制动液量的减少，所以可以减小制动主缸MC的尺寸，因而可以减小制动助力器BS的尺寸。紧凑且较轻的制动主缸和助力器单元可以提供在车辆上的较容易的安装性(增强的可安装性)、扩大的设计灵活性、以及对整个制动系统较小的空间需求。
所示实施例的系统使用真空助力器作为制动助力器BS，该真空助力器利用来自真空源的真空而链接到制动踏板推杆，用以放大通过制动踏板BP传递的力。因此，代替因先前讨论的通过制动主缸MC供应的制动液量的减少来减小制动助力器BS的尺寸，可以降低施加到制动助力器BS的真空。即使在从真空源(例如，发动机进气歧管)产生的真空(低于大气压)很小的内燃机上，也能够令人满意地确保所需的制动轮缸压力Pw值。
此外，以后轮侧线控制动控制例示了第六实施例的系统，根据所述后轮侧线控制动控制，可以仅仅通过第二制动回路2来增大后轮侧(后制动轮缸5c-5d)的制动轮缸压力PWRL-PWRR。可替代地，作为变型，可以仅仅通过第二制动回路2来增大前轮侧(前制动轮缸5a-5b)的制动轮缸压力PWFL-PWFR。该变型可以提供与上面所讨论的相同的操作和效果。
[第七实施例]
(第七实施例的液压回路)
现在参照图19，示出了第七实施例的制动控制系统的液压回路。由于下面讨论的原因，图19中示出的第七实施例的制动控制系统的液压回路与图1中示出的第一实施例的液压回路略微不同。
关于第一实施例的系统的液压回路(见图1)，止回阀9、泵P、电机M和泄压阀10对于前轮侧(前行走轮FL-FR)和后轮侧(后行走轮RL-RR)是共用的。关于第七实施例的系统的液压回路(见图19)，止回阀9A、泵P(A)、电机M(A)和泄压阀10A是为前轮侧(前制动轮缸5a-5b)设置的，而止回阀9B、泵P(B)、电机M(B)和泄压阀10B是为后轮侧(后制动轮缸5c-5d)设置的。图19中示出的第七实施例的系统的液压回路的其它构造与图1中示出的第一实施例相同。因而，出于将第一实施例和第七实施例进行比较的目的，用来指示图19中示出的第七实施例的系统中的元件的相同标号将应用于图1中示出的第一实施例的系统中使用的对应参考标记。在下文将参照附图来描述用于前轮侧的止回阀9A、泵P(A)、电机M(A)和泄压阀10A及用于后轮侧的止回阀9B、泵P(B)、电机M(B)和泄压阀10B，同时将省略对其它元件的详细描述，这是因为上面对它们的描述是不言自明的。
从图19的液压回路可以看到，第二制动回路2的下游侧被分成两条分支回路2A和2B。由电机M(A)驱动的泵P(A)连接到第二制动回路2的分支回路2A的下游侧。泵P(A)从贮液器RES吸取制动液，因而被引入到泵入口的制动液被加压。加压后的高压制动液被供应到分支回路2A的更下游侧(即，去往第二增压控制阀7a-7b)。止回阀(单向控制阀)9A设置在分支回路2A的在泵出口下游的部分中，以允许沿着一个方向的自由流动，并防止任何沿着相反方向的回流(从下游侧到上游侧的任何回流)。第二制动回路2的分支回路2A在止回阀9A的下游进一步分成两条液体线路2a和2b。液体线路2a-2b的下游端连接到相应的前制动轮缸5a-5b。第二增压控制阀7a-7b设置在相应的液体线路2a-2b中。
左侧泄压液体线路2e的一端连接到第二制动回路2的分支回路2A的在泵P(A)和止回阀9A之间的部分。左侧泄压液体线路2e的另一端连接到与贮液器RES连通的液体线路，即，第二制动回路2的在泵P(A)上游的部分，或者液体线路3a-3d的与减压控制阀8a-8d的相应上流侧连通的部分中的任一部分。因此，左侧泄压液体线路2e通过液体线路3a-3d和分支回路2A连接到贮液器RES。泄压阀10A设置在左侧泄压液体线路2e中。与止回阀9A-9B、泵P(A)-P(B)、电机M(A)-M(B)和左右泄压阀10A-10B有关的液压回路的构造，在前轮侧分支回路2A和后轮侧分支回路2B中是相同的。因而，将省略对用于后轮侧的止回阀9B、泵P(B)、电机M(B)和泄压阀10B的详细描述。
除了以下几点之外，在第七实施例(见图19)的系统的控制单元CU内执行的自动制动控制流程(即，VDC控制流程、ABC控制流、BA控制流程)与第一实施例(见图1)的类似。
当增大前制动轮缸5a-5b内的制动轮缸压力PWFL-PWFR时，电机M(A)被激励(ON)而驱动泵P(A)。当增大后制动轮缸5c-5d内的制动轮缸压力PWRL-PWRR时，电机M(B)被激励(ON)而驱动泵P(B)。
(第七实施例的效果)
(16)作为液压源，根据第七实施例产生的用于控制制动器的装置(制动控制系统)包括由电动机M驱动的泵P。用于车辆的前轮侧(前制动轮缸5a-5b)的泵P(A)和用于车辆的后轮侧(后制动轮缸5c-5d)的泵P(B)是彼此独立地设置的。因而，可以彼此独立地设计或设置适于前制动轮缸5a-5b的负载能力(load capacity)的泵P(A)和电机M(A)和适于后制动轮缸5c-5d的负载能力的泵P(B)和电机M(B)。因此，与在第一实施例的系统中采用的泵P和电机M的每个相比，可以使在第七实施例的系统中采用的用于前轮侧的泵P(A)和电机M(A)和用于后轮侧的泵P(B)和电机M(B)的每个的尺寸减小。由于上面讨论的原因，当执行仅前轮侧的制动轮缸压力控制或执行仅后轮侧的制动轮缸压力控制时，与第一实施例的系统相比，第七实施例的系统能够降低电功耗(消耗的电流)。
此外，在第一实施例的系统中，必须通过单个泵P和单个电机M自动控制制动轮缸5a-5d内的四个制动轮缸压力PWFL-PWRR。相反，第七实施例的系统通过一个泵(例如，前轮侧泵P(A))和一个电机(例如，前轮侧电机M(A))只需控制两个制动轮缸压力(例如，制动轮缸5a-5b中的两个前制动轮缸压力PWFL-PWFR)。因而，能够增强在制动轮缸压力控制过程中的增压响应性和控制精确度。
[第八实施例]
(第八实施例的液压回路)
现在参照图20，示出了第八实施例的制动控制系统的液压回路。由于下面讨论的原因，图20中示出的第八实施例的制动控制系统的液压回路与图17中示出的第六实施例略微不同。
关于第六实施例的系统的液压回路(见图17)，止回阀9、泵P、电机M和泄压阀10对于前轮侧(前行走轮FL-FR)和后轮侧(后行走轮RL-RR)是共用的。关于第八实施例的系统的液压回路(见图20)，止回阀9C、泵P(C)、电机M(C)和泄压阀10C是为前轮侧(前制动轮缸5a-5b)设置的，而止回阀9D、泵P(D)、电机M(D)和泄压阀10D是为后轮侧(后制动轮缸5c-5d)设置的。图20中示出的第八实施例的系统的液压回路的其它构造与图17中示出的第六实施例相同。因而，出于将第六实施例和第八实施例进行比较的目的，用来指示图20中示出的第八实施例的系统中的元件的相同标号将应用于图17中示出的第六实施例的系统中使用的对应标号。在下文将参照附图来描述用于前轮侧的止回阀9C、泵P(C)、电机M(C)和泄压阀10C及用于后轮侧的止回阀9D、泵P(D)、电机M(D)和泄压阀10D，同时将省略对其它元件的详细描述，这是因为上面对它们的描述是不言自明的。
换言之，从图19至图20中示出的两个液压回路之间的比较可以看出，第八实施例的系统(见图20)与第七实施例的系统(见图19)的不同之处在于：在第八实施例中，仅仅为前轮侧(左前行走轮FL和右前行走轮FR)设置了第一制动回路1和第一增压控制阀6。
从图20的液压回路可以看出，用于前轮侧的第一组的泵P(C)、电机M(C)和止回阀9C设置在第二制动回路2的分支回路2A中，而用于后轮侧的第二组的泵P(D)、电机M(D)和止回阀9D设置在第二制动回路2的分支回路2B中。左侧泄压液体线路2e的一端连接到分支回路2A的在泵P(C)和止回阀9C之间的部分。左侧泄压液体线路2e的另一端连接到与贮液器RES连通的液体线路。以类似的方式，右侧泄压液体线路2e的一端连接到分支回路2B的在泵P(D)和止回阀9D之间的部分。右侧泄压液体线路2e的另一端连接到与贮液器RES连通的液体线路。泄压阀10C设置在左侧泄压液体线路2e中，而泄压阀10D设置在右侧泄压液体线路2e中。图20中示出的第八实施例的系统的液压回路的其它构造与图17中示出的第六实施例相同。
除了以下这点之外，在第八实施例(见图20)的系统的控制单元CU内执行的自动制动控制流程(即，VDC控制流程、ABS控制流程、BA控制流程)与第六实施例(见图17)的类似。
当增大前制动轮缸5a-5b内的制动轮缸压力PWFL-PWFR时，电机M(C)被激励(ON)而驱动泵P(C)。当增大后制动轮缸5c-5d内的制动轮缸压力PWRL-PWRR时，电机M(D)被激励(ON)而驱动泵P(D)。
(第八实施例的效果)
(17)仅仅为用于增大自动车辆的前制动轮缸5a-5b内的制动轮缸压力PWFL-PWFR的前轮制动系统设置第一制动回路1。作为液压源，根据第八实施例产生的用于控制制动器的装置(制动控制系统)包括由电动机M驱动的泵P。用于前轮侧(前制动轮缸5a-5b)的泵P(C)和用于后轮侧(后制动轮缸5c-5d)的泵P(D)是彼此独立地设置的。因此，第八实施例(图20)的系统可以提供与第六实施例(见图17)的系统相同的效果。此外，能够彼此独立地设置或设计：(i)适于前制动轮缸5a-5b的负载能力的泵P(C)和电机M(C)；和(ii)适于后制动轮缸5c-5d的负载能力的泵P(D)和电机M(D)。因此，与在第六实施例的系统中采用的泵P和电机M的每个相比，可以使在第八实施例的系统中采用的用于前轮侧的泵P(C)和电机M(C)和用于后轮侧的泵P(D)和电机M(D)的每个的尺寸减小。由于上面讨论的原因，当执行仅前轮侧的制动轮缸压力控制或执行仅后轮侧的制动轮缸压力控制时，与第六实施例的系统相比，第八实施例的系统能够降低电功耗(消耗的电流)。
关于前轮侧(前行走轮FL-FR)，具体地讲，在正常制动模式下，建立第一制动回路1(分支回路1A-1B)和前制动轮缸5a-5b之间的液体连通，从而通过第一增压控制阀6a-6b(分支回路1A-1B)将制动主缸压力Pm供应给制动轮缸5a-5b。即，可以通过驾驶者的制动操作来增大前制动轮缸5a-5b内的制动轮缸压力PWFL-PWFR。相反，关于后轮侧(后行走轮RL-RR)，建立第二制动回路2(分支回路2B)和后制动轮缸5c-5d之间的液体连通，从而通过第二增压控制阀7c-7d(液体线路2c-2d)将泵压力供应给制动轮缸5c-5d。即，可以通过泵P的操作来增大后轮侧的制动轮缸压力PWRL-PWRR。对于第八实施例(图20)的系统布置，关于后轮侧，即使在正常制动模式下，也必须操作(激励)泵P(D)和电机M(D)；结果，必须频繁地使用或操作后轮侧的泵P(D)和电机M(D)。由于相同的原因，对于第六实施例(图17)的系统布置，关于后轮侧，即使在正常制动模式下，也必须操作(激励)前轮侧和后轮侧共用的泵P和电机M；结果，必须频繁地使用或操作泵P和电机M。如前面所讨论的，由于与第六实施例的系统的泵P和电机M相比，第八实施例的系统的泵P(D)和M(D)的尺寸减小，所以第八实施例(见图20)的系统能够降低电功耗(消耗的电流)。
此外，在第一实施例(见图1)的系统中，必须通过单个泵P和单个电机M自动控制制动轮缸5a-5d内的四个制动轮缸压力PWFL-PWRR。以与第七实施例(图19)的系统类似的方式，第八实施例(见图20)的系统通过一个泵(例如，前轮侧泵P(C))和一个电机(例如，前轮侧电机M(C))只需控制两个制动轮缸压力(例如，制动轮缸5a-5b中的两个前制动轮缸压力PWFL-PWFR)。因而，能够增强在制动轮缸压力控制过程中的增压响应性和控制精确度。
[第九实施例]
(第九实施例的液压回路)
现在参照图21，示出了第九实施例的制动控制系统的液压回路。图21中示出的第九实施例的制动控制系统的液压回路与图1中示出的第一实施例的类似，除了在第九实施例(见图21)中，第一增压控制阀6和第二增压控制阀7被合并为一个三通阀(在下文被称作“第三增压控制阀4”)。
从图21的液压回路可以看到，在第九实施例的系统中，第三增压控制阀4设置在第一制动回路1和第二制动回路2的设置有第一实施例的系统的第一增压控制阀6和第二增压控制阀7的部分中。第三增压控制阀4是常开型弹簧偏置式三通电磁阀。更具体地讲，第三增压控制阀4用作所谓的比例阀，它被构造成根据流过电磁阀线圈的电流的电流值按比例地改变其阀开度，因而能够无限定位(由图21中的第三增压控制阀4a-4d中的每个的阀符号中的两个平行水平条表示)。四个第三增压控制阀4a-4d(统称为“第三增压控制阀4”)设置在相应的液体线路1a-1d中。液体线路2a-2d的下游端也连接到相应的增压控制阀4a-4d。制动主缸MC和泵P中的每个通过第三增压控制阀4a-4d连接到各制动轮缸5a-5d。图21中示出的第九实施例的系统的液压回路的其它构造与图1中示出的第一实施例类似。
响应于来自控制单元CU的相应控制命令，控制第三增压控制阀4a-4d的打开和关闭操作，用来建立(允许)或阻塞(截止)流过第一制动回路1(液体线路1a-1d)的制动液的流动，并用来建立(允许)或阻塞(截止)流过第二制动回路2(液体线路2a-2d)的制动液的流动。当制动主缸压力Pm变得高于制动轮缸压力Pw(即，Pm>Pw)时，在第三增压控制阀4被去激励(OFF)的情况下，允许将制动主缸压力Pm供应到制动轮缸5。在第三增压控制阀4被激励(ON)的情况下，使对制动轮缸5的制动主缸压力Pm供应截止。相反，当制动轮缸压力Pw变得高于制动主缸压力Pm(即，Pw>Pm)时，在第三增压控制阀4被去激励(OFF)的情况下，允许将制动轮缸压力Pw供应到制动主缸MC。在第三增压控制阀4被激励(ON)的情况下，使对制动主缸MC的制动轮缸压力Pw供应截止。除了上文之外，在第三控制阀4被激励(ON)的情况下，允许将泵压力供应到制动轮缸5。在第三增压控制阀4被去激励(OFF)的情况下，使对制动轮缸5的泵压力供应截止。
(第三增压控制阀)
下面将参照图22来详细描述第三增压控制阀4的详细结构。图22示出了第三增压控制阀4的轴向截面。在解释第三增压控制阀4的详细结构时，假设第三增压控制阀4的轴向由指示y轴方向的箭头y示出，从第一柱塞402到电枢405所定向的y轴方向是y轴正向。从图22可以看到，第三增压控制阀4包括外壳401、第一柱塞402、第二柱塞403、第三柱塞404、电枢405、第一杆406、第二杆407、第一弹簧408、第二弹簧409、第三弹簧410、线圈411、制动主缸压力端口412、制动轮缸压力端口413、泵压力端口414、第一阀座415、第二阀座416、第三阀座417、第一通道418和第二通道419。
线圈411安装在外壳401的y轴正向一侧的外周边。第一缸室401a、第二缸室401b、第三缸室401c和第四缸室401d按从外壳401的y轴负向一侧到外壳401的y轴正向一侧的顺序限定在外壳401中。
制动主缸压力端口412被构造为在第一缸室401a的y轴负向一侧形成在外壳401中的径向孔(径向通孔)。制动主缸压力端口412通向第一缸室401a中或与第一缸室401a连通。制动主缸压力端口412还通过第一制动回路1(液体线路1a-1d的上游侧)连接到制动主缸MC。制动轮缸压力端口413被构造为基本在第二缸室401b的中点处形成在外壳401中的径向孔(径向通孔)。制动轮缸压力端口413通向第二缸室401b中或与第二缸室401b连通。制动轮缸压力413还通过第一制动回路1(液体线路1a-1d的下游侧)连接到制动轮缸5。泵压力端口414被构造为在第三缸室401c的y轴负向一侧形成在外壳401中的径向孔(径向通孔)。泵压力端口414通向第三缸室401c中或者与第三缸室401c连通。泵压力端口414还通过第二制动回路2(液体线路2a-2d)连接到泵P。
第一通道418被构造为以使第一缸室401a和第二缸室401b互连通的方式形成在第一缸室401a和第二缸室401b之间的外壳401中的小直径连通通道(沿着y轴方向延伸的轴向通孔)。以类似的方式，第二通道419被构造为以使第二缸室401b和第三缸室401c互连通的方式形成在第二缸室401b和第三缸室401c之间的外壳401中的小直径连通通道(沿着y轴方向延伸的轴向通孔)。
第一柱塞402以沿着y轴方向可滑动的方式被容纳在第一缸室401a中。第一杆406以沿着y轴方向可滑动的方式被容纳在第一通道418中。第二柱塞403以沿着y轴方向可滑动的方式被容纳在第二缸室401b中。第二杆407以沿着y轴方向可滑动的方式被容纳在第二通道419中。第三柱塞404以沿着y轴方向可滑动的方式被容纳在第三缸室401c中。电枢405以沿着y轴方向可滑动的方式被容纳在第四缸室401d中。
第一弹簧408设置在第一柱塞402的y轴负向一侧的端面和第一缸室401a的y轴负向一侧的端面之间，使得弹簧408沿着y轴正向永久压迫第一柱塞402。第二弹簧409设置在第二柱塞403的y轴负向一侧的端面和第二缸室401b的y轴负向一侧的端面之间。第三弹簧410设置在电枢405的y轴正向一侧的端面和第四缸室401d的y轴正向一侧的端面之间，使得弹簧410沿着y轴负向永久压迫电枢405。即，第三弹簧410的弹力迫使电枢405的y轴负向一侧的端面与第三柱塞404的x轴正向一侧的端面接触。
第一阀座415在第一缸室401a的y轴正向一侧的端面处(换言之，在第一通道418的通向第一缸室401a的右侧开口端处)与外壳401的阶形部分一体地形成。第一柱塞402的y轴正向一侧的尖端402a被布置成与第一阀座415相对。第一柱塞402沿着y轴正向的轴向运动使第一柱塞402的尖端402a与第一阀座415毗连接合，然后用作阀芯的第一柱塞402的尖端402a就位于第一阀座415上。在尖端402a保持在第一阀座415上的情况下，第一通道418的右开口端(即，第一阀座415)完全关闭。
第二阀座416在第二缸室401b的y轴正向一侧的端面处(换言之，在第二通道419的通向第二缸室401b的右开口端处)与外壳401的阶形部分一体地形成。第二柱塞403的y轴正向一侧的尖端403a被布置成与第二阀座416相对。第二柱塞403沿着y轴正向的轴向运动使第二柱塞403的尖端403a与第二阀座416毗连接合，然后用作阀芯的第二柱塞403的尖端403a就位于第二阀座416上。在尖端403a保持在第二阀座416上的情况下，第二通道419的右开口端(即，第二阀座416)完全关闭。
第三阀座417在第三缸室401c的y轴负向一侧的端面处(换言之，在第二通道419的通向第三缸室401c的左开口端处)与外壳401的阶形部分一体地形成。第三柱塞404的y轴负向一侧的尖端404a被布置成与第三阀座417相对。第三柱塞404沿着y轴负向的轴向运动使第三柱塞404的尖端404a与第三阀座417毗连接合，然后用作阀芯的第三柱塞404的尖端404a就位于第三阀座417上。在尖端404a保持在第三阀座417上的情况下，第二通道419的左开口端(即，第三阀座417)完全关闭。
在第一阀座415保持打开的情况下，建立了制动主缸压力端口412与制动轮缸压力端口413之间的液体连通，因而允许制动液流过第一制动回路1。相反，在第一阀座415保持关闭的情况下，阻塞了制动主缸压力端口412与制动轮缸压力端口413之间的液体连通，因而阻塞了第一制动回路1。在第二阀座416和第三阀座417均保持打开的情况下，建立了泵压力端口414与制动轮缸压力端口413之间的液体连通，因而允许制动液流过第二制动回路2。相反，在第二阀座416和第三阀座417均保持关闭的情况下，阻塞了泵压力端口414与制动轮缸压力端口413之间的液体连通，因而阻塞了第二制动回路2。
下面来详细描述第三增压控制阀4(见图22)的功能和操作。当从控制单元CU向线圈411施加了电流时，流过线圈411的电流产生电磁力。电磁力根据流过线圈411的电流的电流值I而变化。电流值I越大，从线圈411产生的电磁力越大。电磁力沿着y轴正向吸引电枢405，使得电枢405沿着y轴正向位移。
当流过线圈411的电流的电流值I为0(即，I＝0)时，作用于电枢405的电磁力变为0。另一方面，第三弹簧410的弹力沿着y轴负向作用于电枢405。第三柱塞404(与电枢405毗连接合)与电枢405一起被沿着y轴负向压迫或推动。第三柱塞404沿着y轴负向的轴向运动使第三柱塞404的尖端404a与第三阀座417毗连接合，因而第三阀座417被关闭。此外，通过第三弹簧410的弹力，第二杆407(与第三柱塞404毗连接合)、第二柱塞403(与第二杆407毗连接合)、第一杆406(与第二柱塞403毗连接合)和第一柱塞402(与第一杆406毗连接合)均被沿着y轴负向压迫或推动。因而，第二柱塞403的尖端403a被迫使离开第二阀座416，同时第一柱塞402的尖端402a被迫使离开第一阀座415。结果，第二阀座416和第五阀座415变得保持打开。
此时，第二弹簧409的弹力沿着y轴正向作用于第二柱塞403。此外，第一弹簧408的弹力沿着y轴正向作用于第一柱塞402。由于通过不等式，即，(第三弹簧410的弹力F3)>(第二弹簧409的弹力F2)+(第一弹簧408的弹力F1)，来定义弹力设置，所以可以在流过线圈411的电流的电流值为0(即，I＝0)的特定条件下，获得柱塞402-404和电枢405的轴向位置的先前讨论的状态。
如上文所讨论的，在I＝0的条件下，此时电枢405的轴向位移Xa(随后描述)为0，第三阀座417保持关闭，第二阀座416和第一阀座415保持打开。第三增压控制阀4的这种阀状态(即，I＝0且Xa＝0)对应于在第一实施例的系统中第一增压控制阀6保持打开而第二增压控制阀7保持关闭的状态，因而第二制动回路2被阻塞，并且允许制动液流过第一制动回路1。
假设第一柱塞402的尖端402a与第一阀座415之间的距离由标号L1表示，且第二柱塞403的尖端403a与第二阀座416之间的距离由标号L2表示，这些距离L1-L2之间的关系被设定或确定为在I＝0(零电流)的条件下满足不等式L1<L2。
随着电流值I从0逐渐增大，电磁力从0逐渐增大。在根据电流值I的增大而增大的电磁力的作用下沿着y轴正向吸引电枢405。由于电流值I的增大，电枢405开始迎着第三弹簧410的弹力沿着y轴正向略微位移。假设由线圈411的吸引力产生的电枢405的轴向位移由“Xa”表示，第三柱塞404沿着y轴正向发生与电枢405的轴向位移Xa相同的位移，同时在第二弹簧409的弹力的作用下保持与电枢405毗连接合，其中，第二弹簧409的弹力是通过第二柱塞403和第二杆407传递给第三柱塞404的。结果，第三阀座417保持打开。
此时，第二柱塞403沿着y轴正向发生与电枢405的轴向位移Xa相同的位移，同时在第二弹簧409的弹力的作用下保持与第二杆407毗连接合。第一柱塞402也沿着y轴正向发生与电枢405的轴向位移Xa相同的位移，同时在第一弹簧408的弹力的作用下保持与第一杆406毗连接合。
当电枢405的位移Xa小于距离L1(即，Xa<L1)时，第二阀座416也保持打开。由于在I＝0的条件下两个距离L1和L2的设置(即，L1<L2)，当Xa<L1时，第二阀座416也保持打开。因此，在Xa<L1的条件下，第一阀座、第二阀座和第三阀座415-417全都保持打开。第三增压控制阀4的这种阀状态(即，0<Xa<L1)对应于在第一实施例的系统中第一增压控制阀6保持打开且第二增压控制阀7保持打开的状态，因而允许制动液流过第二制动回路2，并且允许制动液流过第一制动回路1。
然后，当电流值I继续增大从而电枢405的位移Xa变得与距离L1相同时，使第一柱塞402的尖端402a与第一阀座415毗连接合。结果，第一阀座415关闭。此时(即，当Xa＝L1时)，由于在I＝0的条件下两个距离L1和L2的设置(即，L1<L2)，所以第二阀座416仍保持打开。因此，在Xa＝L1的条件下，第三阀座417保持打开，第二阀座416保持打开，第一阀座415保持关闭。第三增压控制阀4的这种阀状态(即，Xa＝L1)对应于在第一实施例的系统中第一增压控制阀6保持关闭而第二增压控制阀7保持打开的状态，因而允许制动液流过第二制动回路2，而阻塞第一制动回路1。
然后，当由于电流值I继续增大使得电枢405的位移Xa超出距离L1(即，L2>Xa>L1)时，在第一弹簧408的弹力的作用下保持第一柱塞402的尖端402a与第一阀座415之间的毗连接合(换言之，第一阀座415的关闭状态)。另一方面，第三柱塞404和第二柱塞403在第二弹簧409的作用下沿着y轴正向发生与电枢405的轴向位移Xa相同的位移。即，在L2>Xa>L1的条件下，第三阀座417保持打开，第二阀座416保持打开，而第一阀座415保持关闭。
然后，当由于电流值I的继续增大使得电枢405的位移Xa变得大于或等于距离L2(即，Xa≥L2)时，使第二柱塞403的尖端403a与第二阀座416保持毗连接合。结果，第二阀座416关闭。在Xa≥L2的条件下，第三阀座417保持打开，而第二阀座416保持关闭，第一阀座415保持关闭。第三增压控制阀4的这种阀状态(即，Xa≥L2)对应于在第一实施例的系统中第一增压控制阀6保持关闭且第二增压控制阀7保持关闭的状态，因而第一制动回路1和第二制动回路2均被阻塞。
(第九实施例的效果)
(18)根据第九实施例产生的用于控制制动器的装置包括：制动踏板BP，驾驶者的制动操作是对制动踏板BP进行的；和操纵变量检测器(即，行程传感器11)，被构造成检测制动踏板BP的操纵变量(即，制动踏板行程SBP)。第一控制阀(第一增压控制阀6)和第二控制阀(第二增压控制阀7)被合并成一个三通阀(第三增压控制阀4)。三通阀(第三增压控制阀4)具有连接到制动主缸MC的第一端口(制动主缸压力端口412)、连接到液压源(泵P)的第二端口(泵压力端口414)和连接到制动轮缸5的第三端口(制动轮缸压力端口413)。控制单元CU被构造为基于检测到的制动踏板BP的操纵变量执行在以下状态之间的切换：(i)建立了第一端口(制动主缸压力端口412)与第三端口(制动轮缸压力端口413)之间的液体连通的第一状态；和(ii)建立了第二端口(泵压力端口414)与第三端口(制动轮缸压力端口413)之间的液体连通的第二状态。
因此，图21-图22的第九实施例的系统以对应于在第一实施例的系统中采用的第一增压控制阀6和第二增压控制阀7的各个开闭状态的方式，通过借助供应到线圈411的电流的电流值I的变化来控制电枢405的位移Xa，可以提供与第一实施例相同的操作和效果。此外，通过使用第三增压控制阀4(三通阀)，可以通过单个控制阀(三通阀)来实现两个控制阀(即第一增压控制阀6和第二增压控制阀7)的功能，从而实现紧凑的液压回路(尺寸减小的液压控制单元或尺寸减小的液压调节器)。
[变型例]
在第一实施例的系统中，用作压力控制阀(即，第一增压控制阀6、第二增压控制阀7和减压控制阀8中的每个)的是阀开度根据流过电磁阀的线圈的电流的电流值而改变的所谓的电磁比例阀。不使用这种比例阀的话，可以使用经常被称作“开关阀”的二位电磁阀，这种阀可在完全打开状态和完全关闭状态之间切换。可替代地，第一增压控制阀6可以被构造为开关电磁阀，而第二增压控制阀7和减压控制阀8种的每个可以被构造为比例阀。即，为了提供用于制动轮缸压力控制的期望的液压调节器，可以将开关阀和比例阀彼此合适地组合。
第2007-238741号日本专利申请(于2007年9月14日提交)的全部内容通过引用包含于此。
虽然上文是对实现本发明的优选实施例的描述，但是应当明白，本发明不限于在此示出和描述的具体实施例，而是在不脱离由权利要求所限定的该发明的范围或精神的情况下，可以做出各种改变和变型。

Claims (24)

1、一种用于控制制动器的装置，包括：
制动主缸(MC)；
制动轮缸(5)；
制动助力器(BS)，被构造成驱动所述制动主缸(MC)以增大该制动主缸(MC)中的制动液的压力；
第一制动回路(1)，被构造成将通过所述制动助力器(BS)增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸(5)；
第一控制阀(6)，设置在第一制动回路(1)中，用来建立和阻塞所述制动主缸(MC)和所述制动轮缸(5)之间的液体连通；
液压源(P)，被设置用于与所述制动助力器(BS)分离地增大制动液的压力；
第二制动回路(2)，与第一制动回路(1)并联布置，并被构造成将通过所述液压源(P)增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸(5)；
第二控制阀(7)，设置在第二制动回路(2)中，用来建立和阻塞所述液压源(P)和所述制动轮缸(5)之间的液体连通；以及
控制单元(CU)，被设置成控制第一控制阀(6)、第二控制阀(7)和液压源(P)的操作，所述控制单元(CU)被构造成当增大所述制动轮缸(5)中的制动轮缸压力(Pw)时选择性地控制第一控制阀(6)和第二控制阀(7)，并且还被构造成当至少第二控制阀(7)被控制到阀打开位置时通过操作所述液压源(P)来增大所述制动轮缸压力(Pw)。
2、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，其中：
使第一控制阀(6)的阀座直径大于第二控制阀(7)的阀座直径。
3、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，还包括：
贮液器(RES)，与所述制动主缸(MC)的背压室连通；
第三制动回路，所述制动轮缸(5)和所述贮液器(RES)通过该第三制动回路相互连接；以及
第三控制阀(8)，设置在第三制动回路中，用来建立和阻塞所述制动轮缸(5)与所述贮液器(RES)之间的液体连通。
4、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，其中：
第一控制阀(6)是常开型阀；以及
第二控制阀(7)是常闭型阀。
5、如权利要求4所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述常开型阀(6)被布置成允许来自所述制动主缸(MC)的液体压力(Pm)沿着打开所述常开型阀(6)的方向作用。
6、如权利要求4所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述常开型阀(6)被布置成允许来自所述制动轮缸(5)的液体压力(Pw)沿着打开所述常开型阀(6)的方向作用。
7、如权利要求2所述的用于控制制动器的装置，其中：
第一控制阀(6)是常开型阀；以及
第二控制阀(7)是常闭型阀。
8、如权利要求7所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述常开型阀(6)被布置成允许来自所述制动主缸(MC)的液体压力(Pm)沿着打开所述常开型阀(6)的方向作用。
9、如权利要求8所述的用于控制制动器的装置，还包括：
第三制动回路，所述制动轮缸(5)和所述贮液器(RES)通过该第三制动回路相互连接；以及
第三控制阀(8)，设置在第三制动回路中，用来建立和阻塞所述制动轮缸(5)和所述贮液器(RES)之间的液体连通。
10、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，还包括：
制动踏板(BP)，驾驶者的制动操作是对该制动踏板作出的；以及
操纵变量检测器(11)，被构造成检测所述制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)，
其中，所述控制单元(CU)被构造成基于检测到的所述制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)选择性地控制第一控制阀(6)和第二控制阀(7)，并且还被构造成当检测到的所述制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)大于或等于预定阈值(SO)时将第二控制阀(7)控制到阀打开位置。
11、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，其中：
仅仅为前轮制动系统设置第一制动回路(1)，该前轮制动系统增大自动车辆的前轮侧的制动轮缸(5a；5b)中的制动轮缸压力(PWFL；PWFR)。
12、如权利要求4所述的用于控制制动器的装置，其中：
为自动车辆的每个个体行走轮(FL-RR)设置第一制动回路(1)和第二制动回路(2)；
第一控制阀(6)是常开型阀；
在行走轮(FL-RR)的这些常开型阀(6a-6d)中，与所述车辆的前轮侧(FL-FR)相关的常开型阀(6a；6b)被布置成允许来自所述制动主缸(MC)的液体压力(Pm)沿着打开前轮侧常开型阀(6a；6b)的方向作用；
在行走轮(FL-RR)的这些常开型阀(6a-6d)中，与所述车辆的后轮侧(RL-RR)相关的常开型阀(6c；6d)被布置成允许来自所述制动轮缸(5)的液体压力(Pw)沿着打开后轮侧常开型阀(6c；6d)的方向作用。
13、如权利要求4所述的用于控制制动器的装置，其中：
为自动车辆的每个个体行走轮(FL-RR)设置第一制动回路(1)和第二制动回路(2)；
第一控制阀(6)是常开型阀；
在行走轮(FL-RR)的这些常开型阀(6a-6d)中，与所述车辆的前轮侧(FL-FR)相关的常开型阀(6a；6b)被布置成允许来自所述制动轮缸(5)的液体压力(Pw)沿着打开前轮侧常开型阀(6a；6b)的方向作用；
在行走轮(FL-RR)的这些常开型阀(6a-6d)中，与所述车辆的后轮侧(RL-RR)相关的常开型阀(6c；6d)被布置成允许来自所述制动主缸(MC)的液体压力(Pm)沿着打开后轮侧常开型阀(6c；6d)的方向作用。
14、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，还包括：
制动踏板(BP)，驾驶者的制动操作是对该制动踏板作出的；以及
操纵变量检测器(11)，被构造成检测所述制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)，
其中，第一控制阀(6)和第二控制阀(7)被合并成一个三通阀(4)，所述三通阀(4)具有连接到所述制动主缸(MC)的第一端口(412)、连接到所述液压源(P)的第二端口(414)和连接到所述制动轮缸(5)的第三端口(413)，并且所述控制单元(CU)被构造成基于检测到的所述制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)来执行在第一状态和第二状态之间的切换，在第一状态中建立了第一端口(412)和第三端口(413)之间的液体连通，在第二状态中建立了第二端口(414)和第三端口(413)之间的液体连通。
15、一种用于控制制动器的装置，包括：
制动主缸(MC)；
制动轮缸(5)；
制动助力器(BS)，被构造成驱动所述制动主缸(MC)以增大该制动主缸(MC)中的制动液的压力；
第一制动回路(1)，被构造成将通过所述制动助力器(BS)增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸(5)；
液压源(P)，被设置用于与所述制动助力器(BS)分离地增大制动液的压力；
第二制动回路(2)，与第一制动回路(1)并联布置，并被构造成将通过所述液压源(P)增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸(5)；
操纵变量检测器(11)，被构造成检测所述制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)；以及
控制单元(CU)，被构造成选择通过第一制动回路(1)实现的增压和通过第二制动回路(2)实现的增压中的任何一个，
其中，在通过第二制动回路(2)实现的增压过程中，所述控制单元(CU)执行响应于检测到的操纵变量(SBP)而对所述制动轮缸(5)中的制动液自动加压的线控制动控制。
16、如权利要求15所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述控制单元(CU)被构造成当检测到的操纵变量(SBP)大于或等于预定阈值(SO)时选择通过第二制动回路(2)实现的增压。
17、如权利要求16所述的用于控制制动器的装置，其中：
仅仅为前轮制动系统设置第一制动回路(1)，该前轮制动系统增大自动车辆的前轮侧的制动轮缸(5a；5b)中的制动轮缸压力(PWFL；PWFR)。
18、如权利要求3所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述控制单元(CU)还被构造成，当所述制动轮缸(5)中的制动轮缸压力(Pw)的期望减压速度(Vp＊)大于或等于预定速度值(Vpo)时，将第一控制阀(6)和第三控制阀(8)控制到它们的阀打开位置。
19、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述液压源包括泵(P)和蓄压器(Acc)，所述蓄压器存储通过泵(P)的操作而产生的高压制动液。
20、如权利要求1所述的用于控制制动器的装置，其中：
所述液压源包括由电动机(M)驱动的泵(P)；
彼此相互独立地设置用于自动车辆的前轮侧的泵(P(A))和用于该车辆的后轮侧的泵(P(B))。
21、如权利要求20所述的用于控制制动器的装置，其中：
仅仅为前轮制动系统设置第一制动回路(1)，该前轮制动系统增大车辆的前轮侧的制动轮缸(5a；5b)中的制动轮缸压力(PWFL；PWFR)。
22、一种利用制动控制系统来控制制动器的方法，所述制动控制系统具有制动主缸(MC)、制动轮缸(5)、制动助力器(BS)、第一制动回路(1)、液压源(P)和第二制动回路(2)，所述制动助力器(BS)被构造成驱动所述制动主缸(MC)以增大该制动主缸(MC)中的制动液的压力，所述第一制动回路(1)被构造成将通过所述制动助力器(BS)增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸(5)，所述液压源(P)被设置用于与所述制动助力器(BS)分离地增大制动液的压力，所述第二制动回路(2)与所述第一制动回路(1)并联布置，并被构造成将通过所述液压源(P)增大了压力的制动液供应到所述制动轮缸(5)，该方法包括：
响应于制动踏板(BP)的操纵变量(SBP)，控制在(i)仅仅通过第一制动回路(1)实现的增压、(ii)仅仅通过第二制动回路(2)实现的增压以及(iii)通过第一制动回路(1)和第二制动回路(2)实现的增压之间的切换。
23、如权利要求22所述的用于控制制动器的方法，其中：
在仅仅通过第二制动回路(2)实现的增压过程中，执行响应于所述操纵变量(SBP)而对所述制动轮缸(5)中的制动液自动加压的线控制动控制。
24、如权利要求22所述的用于控制制动器的方法，其中：
在通过第一制动回路(1)和第二制动回路(2)实现的增压过程中，执行辅助驾驶者的制动操作的制动辅助控制。
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102781740A (zh) * 2010-02-26 2012-11-14 本田技研工业株式会社 车辆用制动装置及车辆用制动装置的控制方法
CN103328251A (zh) * 2011-01-26 2013-09-25 罗伯特·博世有限公司 用于车辆制动系统的控制设备、制动系统和用于运行车辆的制动系统的方法
CN107161126A (zh) * 2016-03-08 2017-09-15 现代自动车株式会社 用于在abs制动期间控制车辆的相反转向的方法
CN114585544A (zh) * 2019-10-29 2022-06-03 三菱电机株式会社 车辆防抱死制动系统控制装置
CN115257680A (zh) * 2022-09-05 2022-11-01 柏瑞科(上海)轨道交通科技有限公司 一种适用于城轨车辆减振型电子机械制动单元
CN115298072A (zh) * 2020-03-19 2022-11-04 株式会社爱德克斯 车辆用制动装置

Families Citing this family (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4636062B2 (ja) * 2007-08-27 2011-02-23 トヨタ自動車株式会社 車両の挙動制御装置
CN102271978B (zh) * 2009-01-15 2013-08-14 丰田自动车株式会社 车辆稳定控制装置
DE102009002359A1 (de) * 2009-04-14 2010-10-21 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben eines bremskraftverstärkten Bremssystems eines Fahrzeugs und Steuervorrichtung für ein bremskraftverstärktes Bremssystem eines Fahrzeugs
JP5056954B2 (ja) * 2009-07-17 2012-10-24 トヨタ自動車株式会社 車両挙動制御装置
DE102009028770A1 (de) * 2009-08-21 2011-02-24 Robert Bosch Gmbh Verfahren zur Betätigung einer hydraulischen Fahrzeugbremsanlage
JP5454007B2 (ja) * 2009-08-27 2014-03-26 株式会社アドヴィックス 車両用液圧ブレーキの制御ユニット
JP5454893B2 (ja) * 2009-09-28 2014-03-26 株式会社アドヴィックス 制動制御装置と当該制動制御装置に用いられるモータ回転数演算方法
US8874341B2 (en) * 2010-02-09 2014-10-28 Ford Global Technologies, Llc Electronic brake actuator brake-by-wire system and method
US9002608B2 (en) * 2010-02-09 2015-04-07 Ford Global Technologies, Llc Electro-hydraulic brake-by-wire system and method
US20110160971A1 (en) * 2010-02-09 2011-06-30 Dale Scott Crombez Electro-Hydraulic Brake Brake-By-Wire System and Method
DE102010002272A1 (de) * 2010-02-24 2011-08-25 Robert Bosch GmbH, 70469 Bremssystem für ein Fahrzeug und Verfahren zum Betreiben eines Bremssystems eines Fahrzeugs
AT510073B1 (de) 2010-07-14 2016-12-15 Maschf Kba-Mödling Ag Wasserkraft-staudruckmaschine
DE102010042589A1 (de) * 2010-10-18 2012-04-19 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum automatischen Bremsen eines Fahrzeugs
JP5673185B2 (ja) * 2011-02-16 2015-02-18 トヨタ自動車株式会社 液圧制御装置
CN103260981B (zh) * 2011-02-28 2015-07-29 日立汽车系统株式会社 制动控制装置
JP5848980B2 (ja) * 2012-02-09 2016-01-27 日立オートモティブシステムズ株式会社 ブレーキ装置
CN103921783B (zh) * 2014-04-01 2016-06-29 中国第一汽车股份有限公司 利用制动开关和制动主缸压力识别真实制动的系统及方法
JP2016002977A (ja) * 2014-06-19 2016-01-12 日立オートモティブシステムズ株式会社 ブレーキ装置
US10688979B2 (en) 2015-03-16 2020-06-23 Ipgate Ag Brake system with floating piston-main brake cylinder unit with a novel type of MUX control (MUX 2.0) with at least one outlet valve, and method for regulating pressure
JP6941056B2 (ja) 2015-03-16 2021-09-29 アイピーゲート・アクチェンゲゼルシャフト ブレーキ回路／ホイールブレーキに特別に回路接続された吸入弁を介して増圧制御を行うブレーキ装置および圧力制御方法
JP6337865B2 (ja) * 2015-10-16 2018-06-06 トヨタ自動車株式会社 車両用停車制御装置
JP6485418B2 (ja) * 2016-08-09 2019-03-20 トヨタ自動車株式会社 ブレーキ制御装置
JP6531739B2 (ja) 2016-08-09 2019-06-19 トヨタ自動車株式会社 ブレーキ制御装置
DE102019100935A1 (de) * 2019-01-15 2020-07-16 Liebherr-Hydraulikbagger Gmbh Bremsvorrichtung für eine Arbeitsmaschine

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4037468A1 (de) * 1990-11-24 1992-05-27 Daimler Benz Ag Verfahren zur aktivierung der hydraulischen betriebsbremsanlage eines strassenfahrzeuges
DE4314448A1 (de) * 1993-05-03 1994-11-10 Teves Gmbh Alfred Bremsanlage für Kraftfahrzeuge mit elektrischem Antrieb
JP3132346B2 (ja) * 1994-09-28 2001-02-05 トヨタ自動車株式会社 車輌の制動装置
JPH10250555A (ja) * 1997-03-14 1998-09-22 Unisia Jecs Corp ブレーキ制御装置
JPH10315947A (ja) * 1997-03-14 1998-12-02 Sumitomo Electric Ind Ltd 電磁弁及びそれを用いたアンチロック制御装置
JP3726462B2 (ja) * 1997-11-21 2005-12-14 アイシン精機株式会社 車両の制動制御装置
JP2004009914A (ja) 2002-06-07 2004-01-15 Advics:Kk 自動ブレーキ装置
US7475952B2 (en) * 2005-04-21 2009-01-13 Delphi Technologies, Inc. Braking system with mechanical combination valves
JP5309423B2 (ja) 2006-03-08 2013-10-09 コニカミノルタ株式会社 捺染用インクジェットインクセット及び捺染用インクジェットインクセットの製造方法

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102781740A (zh) * 2010-02-26 2012-11-14 本田技研工业株式会社 车辆用制动装置及车辆用制动装置的控制方法
US8827377B2 (en) 2010-02-26 2014-09-09 Honda Motor Co., Ltd. Vehicle brake device and vehicle brake device control method
CN102781740B (zh) * 2010-02-26 2015-03-25 本田技研工业株式会社 车辆用制动装置及车辆用制动装置的控制方法
CN103328251A (zh) * 2011-01-26 2013-09-25 罗伯特·博世有限公司 用于车辆制动系统的控制设备、制动系统和用于运行车辆的制动系统的方法
US9248812B2 (en) 2011-01-26 2016-02-02 Robert Bosch Gmbh Control device for a braking system of a vehicle, braking system, and method for operating a braking system for a vehicle
CN107161126B (zh) * 2016-03-08 2021-02-05 现代自动车株式会社 用于在abs制动期间控制车辆的相反转向的方法
CN107161126A (zh) * 2016-03-08 2017-09-15 现代自动车株式会社 用于在abs制动期间控制车辆的相反转向的方法
CN114585544A (zh) * 2019-10-29 2022-06-03 三菱电机株式会社 车辆防抱死制动系统控制装置
CN114585544B (zh) * 2019-10-29 2023-07-25 三菱电机株式会社 车辆防抱死制动系统控制装置
CN115298072A (zh) * 2020-03-19 2022-11-04 株式会社爱德克斯 车辆用制动装置
CN115298072B (zh) * 2020-03-19 2024-03-19 株式会社爱德克斯 车辆用制动装置
CN115257680A (zh) * 2022-09-05 2022-11-01 柏瑞科(上海)轨道交通科技有限公司 一种适用于城轨车辆减振型电子机械制动单元
CN115257680B (zh) * 2022-09-05 2024-04-16 马天和 一种适用于城轨车辆减振型电子机械制动单元

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