CN101778747A - 用于汽车的制动系统 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种用于汽车的制动系统，其具有主制动缸(2)、流体控制单元(3’)和至少一个车轮制动器(4.1至4.4)，其中，为了在至少一个制动回路(10’，20’)中调节制动压力，所述流体控制单元(3’)对于每个制动回路包括转换阀(12)、吸入阀(11)和回油泵(15)。按照本发明，所述流体控制单元(3’)对于每个制动回路(10’，20’)具有滑阀(40)，该滑阀在回油泵(15)与主制动缸(2)之间连接到吸入管道中，其中，该滑阀(40)使在回油泵(15)吸入侧(42)的有效压力限制在可预先给定的最大压力值内。在此，所述滑阀(40)与吸入阀(11)串联或并联地设置。

Description

用于汽车的制动系统
技术领域
本发明涉及一种如独立权利要求1前序部分所述的用于汽车的制动系统。
背景技术
由现有技术已知制动系统，它们包括各种不同的安全系统，如防抱死系统(ABS)、电子稳定程序系统(ESP)等，并且执行各种不同的安全功能，如防抱死功能、驱动防滑控制(ASR)等。图1示出一种制动系统，通过它可以执行各种不同的安全功能。如图1所示，用于汽车的常规制动系统1包括主制动系统2、流体控制单元3和四个车轮制动器4.1至4.4，这些车轮制动器分别具有相应的车轮制动缸。四个车轮制动器4.1至4.4中的每两个车轮制动器被分配给一个制动回路10，20，其中，每个制动回路10，20与主制动缸2连接。因此，给第一制动回路10分配第一车轮制动器4.1和第二车轮制动器4.2，第一车轮制动器例如设置在汽车后轴的左侧，第二车轮制动器例如设置在汽车前轴的右侧，而给第二制动回路20分配第三车轮制动器4.3和第四车轮制动器4.4，第三车轮制动器例如设置在汽车前轴的左侧，第四车轮制动器例如设置在汽车后轴的左侧。给每个车轮制动器4.1至4.4分配入口阀13.1，13.2，23.1，23.2和出口阀14.1，14.2，24.1，24.2，其中，通过入口阀13.1，13.2，23.1，23.2可以分别在对应的车轮制动器4.1至4.4中增压，而通过出口阀14.1，14.2，24.1，24.2可以分别在对应的车轮制动器4.1至4.4中降压。由图1还可看出，给第一车轮制动器4.1分配第一入口阀13.1和第一出口阀14.1，给第二车轮制动器4.2分配第二入口阀13.2和第二出口阀14.2，给第三车轮制动器4.3分配第三入口阀23.2和第三出口阀24.2并且给第四车轮制动器4.4分配第四入口阀23.1和第四出口阀24.1。此外，第一制动回路10具有第一吸入阀11、第一转换阀12、第一流体储存器16和第一回油泵15。另外，第二制动回路20具有第二吸入阀21、第二转换阀22、第二流体储存器26和第二回油泵25，其中，第一和第二回油泵15，25由公共的电动机35驱动。此外，流体控制单元3为了确定当前的制动压力而包括传感器单元30。流体控制单元3为了在第一制动回路10中调节制动压力利用第一转换阀12、第一吸入阀11和第一回油泵15，并且为了在第二制动回路20中调节制动压力利用第二转换阀22、第二吸入阀21和第二回油泵25。
两个制动回路的回油泵15，25例如可以被设计成活塞泵或齿轮泵。当系统必须进行制动时，在ESP控制期间，通过打开吸入阀11或21可以调到最大为140bar的制动压力，以该压力对相应的回油泵15，25的吸入侧加载。在部分激活的系统状态下，回油泵15，25在吸入侧也可以被加载最大为140bar的压力。此外，如果主制动缸2的压力通过打开的转换阀12或22传递到回油泵15，25，然后通过相应的回油泵15或25增加至对于控制必需的车轮压力，则可能在回油泵15，25吸入侧上产生初压。在由活塞泵构成活塞泵15，25的实施方式中，作用于回油泵15，25偏心轮侧的密封件上的这个高压可能导致非常大的磨损、挤压并由此泄漏增大。如果使用齿轮泵作为回油泵15，25，则这个高压对回油泵15，25的轴密封环，这可能导致摩擦增大并且与活塞泵一样同样导致密封件的磨损增大，其中，耐高压的轴密封环是非常昂贵的。
发明内容
而按照本发明的如独立权利要求1特征所述的用于汽车的制动系统的优点是，所述流体控制单元对于每个制动回路具有滑阀，该滑阀在回油泵与主制动缸之间连接到吸入管道中，其中，该滑阀使在回油泵吸入侧的有效压力限制在可预先给定的例如为6bar的最大压力值内。由此，以有利的方式防止，在由活塞泵构成的回油泵的偏心轮室的密封件上或者在由齿轮泵构成的回油泵的轴密封环上在系统运行期间存在超过100bar的高压。通过限制回油泵吸入侧的有效压力可以减少在回油泵中的密封件的磨损、摩擦、挤压，由此以有利的方式也减少回油泵向外泄漏，提高效率并可以明显延长回油泵的使用寿命。在由齿轮泵构成的回油泵中还避免昂贵的、复杂的且耐高压的轴密封环并且可以安装成本有利的轴密封件。
通过在从属权利要求中描述的措施和改进方案能够对在独立权利要求中给出的用于汽车的制动系统进行有利改进。
特别有利的是，所述滑阀具有主制动缸接口、泵接口和通到大气的压力卸载接口。可纵向移动的活塞在压力卸载侧由调整弹簧加载弹簧力并且在初始位置上完全开启通过活塞孔而存在的主制动缸接口与泵接口之间的连通。
如果在滑阀中增加压力，则使活塞克服调整弹簧的弹簧力朝着压力卸载接口的方向运动。通过活塞运动减小了在主制动缸接口与泵接口之间的连通程度。如果达到预先给定的最大压力值，则在主制动缸接口与泵接口之间的连通通过活塞的止动位置被完全中断，由此以有利的方式在回油泵的吸入侧上不会形成更高的压力。如果在滑阀中的当前压力下降到低于最大压力值，则通过调整弹簧的弹簧力使活塞从止动位置又朝着初始位置方向运动。由此以有利的方式保证，在通到主制动缸的管道中可以增加压力，而不会使在回油泵吸入侧中的压力升高到超过预先给定的最大压力值。最大压力值例如可以通过调整弹簧的弹簧特性调节和给定。
在按照本发明的制动系统的一种设计方案中，所述滑阀的主制动缸接口经由吸入阀与主制动缸连接，即滑阀和吸入阀串联在回油泵与主制动缸之间的吸入管道中。在回油泵抽吸运行期间，滑阀的活塞保留在初始位置，在该位置，主制动缸接口通过活塞孔与泵接口连通。在制动系统的部分激活状态期间，由回油泵通过泵接口对活塞加载压力，该压力使活塞克服调整弹簧的弹簧力朝着压力卸载接口方向运动，其中，活塞在达到最大压力值和对应的止动位置时完全中断主制动缸接口与泵接口之间的连通。由此以有利的方式禁止在泵接口上对回油泵继续增压。在活塞与外壳之间的密封这样构成，使对应的泄漏如此之小，使得运转的回油泵可以输送这个泄漏量并因此由于泄漏不会继续增加压力。如果在滑阀中的当前压力例如由于回油泵的输送效率下降到低于最大压力值，则活塞通过调整弹簧的弹簧力从止动位置又朝着初始位置方向运动，由此继续开启主制动缸接口与泵接口之间的连通。
作为替代方案，所述滑阀的主制动缸接口直接与主制动缸连接，即所述滑阀和吸入阀并联连接并且分别使回油泵的吸入侧与主制动缸连接。在这种替代的实施方式中，所述滑阀包括阶梯形的活塞，该活塞向着压力卸载的接口具有第一直径并且向着泵接口具有第二直径，其中第二直径大于第一直径。所述活塞从第一直径到第二直径的过渡部分被设计成密封锥体，该密封锥体与外壳中的密封座对应。在无压力状态下，所述滑阀的活塞保留在初始位置，在该位置，主制动缸接口通过活塞孔与泵接口连通。
在AB S作用期间，所述活塞由主制动缸通过主制动缸接口加载压力，该压力使活塞克服调整弹簧的弹簧力朝着压力卸载接口的方向运动，其中，所述活塞在达到最大的压力值和相应的止动位置时完全中断主制动缸接口与泵接口之间的连通，在止动位置，所述活塞的密封锥体密封在外壳的密封座中。由此禁止从主制动缸到回油泵的入流并且流体控制单元可以执行正常的ABS控制。
在制动系统的部分激活状态期间(在该状态下，在通到主制动缸的管道中压力增加)，所述滑阀的活塞由主制动缸接口加载压力，该压力使活塞克服调整弹簧的弹簧力朝着压力卸载接口方向运动，其中，所述活塞在达到最大压力值和相应的止动位置时完全中断主制动缸接口与泵接口之间的连通。如果在滑阀中的当前压力下降到低于最大压力值，则所述调整弹簧的弹簧力使活塞从止动位置朝着初始位置的方向运动并且重新开启主制动缸接口与泵接口之间的连通。
所述滑阀的活塞在ESP作用期间保留在初始位置，其中，所述回油泵在这个状态下通过滑阀和吸入阀并联地吸入流体。由此以有利的方式减少通过吸入阀和滑阀的压力损失。这尤其在低温和高粘滞液体的情况下可以改善增压动态特性。如果所述滑阀以相应较大的横截面构成，则吸入阀可以由简单的出口阀构成，该出口阀具有较大的流动阻力，但是在成本上更加经济，或者可以省去吸入阀。
附图说明
在附图中示出本发明有利的、下面要描述的实施方式。附图中：
图1示出了常规的制动系统的示意方框图。
图2示出了按照本发明的制动系统的第一实施例的示意方框图。
图3a和3b分别示出了用于按照图2的按照本发明的制动系统的滑阀的第一实施例的示意剖视图。
图4示出了按照本发明的制动系统的第二实施例的示意方框图。
图5a和5b分别示出了用于按照图4的按照本发明的制动系统的滑阀的第二实施例的示意剖视图。
在附图中，相同的附图标记表示执行相同或类似功能的元件或部件。
具体实施方式
在图2中所示的按照本发明的用于汽车的制动系统1’基本上与按照图1的常规制动系统1相同地构成并且包括许多部件，它们执行与在常规制动系统1中相同或类似的功能。因此，按照本发明的用于汽车的制动系统1’的第一实施例包括主制动缸2、流体控制单元3’和四个车轮制动器4.1至4.4，其中，所述制动系统1’分成两个相同结构的制动回路10’和20’。为了简化描述，在图2中只完整示出第一制动回路10’并且对其进行详细描述。如同由图2看到的那样，例如设置在汽车后轴左侧上的第一车轮制动器4.1和例如设置在汽车前轴右侧上的第二车轮制动器4.2被分配给第一制动回路10’。给第一和第二车轮制动器4.1和4.2分别分配了入口阀13.1，13.2和出口阀14.1，14.2，其中，通过入口阀13.1，13.2可以分别在对应的车轮制动器4.1或4.2中增加压力，而通过出口阀14.1，14.2可以分别在对应的车轮制动器4.1或4.2中降低压力。为了调节制动压力，第一制动回路10’具有第一吸入阀11、第一转换阀12、第一流体储存器16和第一回油泵15，该回油泵例如由活塞泵或齿轮泵构成并且由电动机35驱动。此外，所述流体控制单元3’为了确定当前的制动压力而包括传感器单元30。如同由图2还看到的那样，所述流体控制单元3’对于每个制动回路10’，20’分别具有附加的滑阀40，该滑阀相似回油泵15与吸入阀11之间连接到吸入管道中，从而使回油泵15在吸入侧经由滑阀40和吸入阀11与主制动缸2连接。所述滑阀40将回油泵15吸入侧42上的有效压力限制在可预先给定的最大压力值内。最大压力值例如可以在4至10bar的范围中预先给定作为压力极限值。最好预先给定约6bar的最大压力值。由此防止，在由活塞泵构成的回油泵15的偏心轮室的密封件上或者在由齿轮泵构成的回油泵15的轴密封环上在系统运行期间存在超过100bar的高压，从而可以减少回油泵15的密封件的磨损、摩擦、挤压。由此以有利的方式可以减少回油泵15向外泄漏，提高效率并明显延长回油泵15的使用寿命。在由齿轮泵构成的回油泵15中还避免了昂贵的、复杂的和耐高压的轴密封环并且可以安装成本有利的轴密封件。
如图3a和3b所示，所述滑阀40具有主制动缸41、泵接口42、通到大气的压力卸载接口43和可纵向活动的活塞44，该活塞通过密封件46相对于外壳和相对于压力卸载接口43密封。可纵向活动的活塞44在压力卸载一侧上由调整弹簧45加载弹簧力，并且在图3a所示的初始位置上完全开启在主制动缸接口41与泵接口42之间通过活塞孔44.1而存在的连通。在回油泵15的抽吸运行期间，所述滑阀40的活塞44保留在初始位置，在该位置，主制动缸接口41与泵接口42之间的连通被完全开启。在制动系统1’的部分激活状态期间，所述活塞44由泵接口42加载压力，该压力使活塞44克服调整弹簧45的弹簧力朝着压力卸载接口43方向运动，其中，主制动缸接口41与泵接口42之间的连通程度通过活塞运动而被减小。在达到最大压力值时，活塞44位于对应的止动位置上，该止动位置在图3b中示出，在该位置上，主制动缸接口41与泵接口42之间的连通通过活塞44完全中断。由此禁止对回油泵15继续增压。最大压力值例如可以通过调整弹簧45的弹簧特性调整。最好将最大压力值调到约6bar。在活塞44与外壳之间的金属密封这样构成，使得只产生小泄漏，运转的泵可以毫无问题地输送该泄漏量。因此由于泄漏不能继续增加压力。如果在滑阀40中的当前压力继续下降到低于最大压力值，则活塞44通过调整弹簧45的弹簧力从止动位置由朝着初始位置方向运动，由此重新开启主制动缸接口41与泵接口42之间的连通。由此保证，可以在通到主制动缸2的管道中增加压力，而不会使回油泵15吸入侧中的压力升高超过预先给定的最大压力值。在图3b中，附图标记47表示活塞44的最大行程。
在图4中示出的按照本发明的用于汽车的制动系统1”的第二实施例基本与按照图2的按照本发明的制动系统1’相同地构成并且包括相同的部件，这些部件执行相同或类似的功能。因此，按照本发明的用于汽车的制动系统1”的第二实施例包括主制动缸2、流体控制单元3”和四个车轮制动器4.1至4.4，其中，该制动系统1”也分成两个相同构造的制动回路10”和20”，其中，为了简化描述在图4中同样只完整地示出第一制动回路10”并且对其进行详细描述。因为按照本发明的制动系统1’，1”的两个实施例基本上包括相同的部件，因此为了避免文字重复在这里只描述制动系统1”的第二实施例与制动系统1’的第一实施例的不同之处。
如同由图4还看到的那样，所述流体控制单元3”对于每个制动回路10”，20”与按照图2的制动系统1’第一实施例类似分别具有附加的滑阀50，该滑阀在回油泵15与主制动缸2之间连接到吸入管道中，从而使回油泵15在吸入侧通过滑阀50或吸入阀11与主制动缸2连接，即，滑阀50与吸入阀11并联连接。该滑阀50使回油泵吸入侧52上的有效压力限制在可预先给定的最好约为6bar的最大压力值内。由此在按照本发明的制动系统1”的第二实施例中防止了，在由活塞泵构成的回油泵15的偏心轮室的密封件上或者在由齿轮泵构成的回油泵15的轴密封环上在系统运行期间存在超过100bar的高压，从而可以减少回油泵15的密封件的磨损、摩擦、挤压。由此以有利的方式可以减少回油泵15向外泄漏，提高效率并明显延长回油泵的使用寿命。在由齿轮泵构成的回油泵中还避免昂贵的、复杂的且耐高压的轴密封环并且可以安装成本有利的轴密封件。
如同由图5a和5b看到的那样，所述滑阀50具有主制动缸接口51、泵接口52、通到大气的压力卸载接口53和可纵向活动的活塞54。与第一实施例的滑阀40不同，滑阀50的可纵向活动的活塞54是由阶梯形活塞54构成，该活塞向着压力卸载接口53具有第一直径58.1和向着泵接口52具有第二直径58.2，其中，第二直径58.2大于第一直径58.1。所述活塞54向着压力卸载的接口53和向着泵接口52分别通过密封环56.1和56.2相对于外壳密封。所述活塞54从第一直径58.1到第二直径58.2的过渡部分被设计成密封锥体59，该密封锥体与外壳中的密封座60对应。
可纵向活动的活塞54在压力卸载侧上由调整弹簧55加载弹簧力并且在无压力状态下保留在初始位置上，该位置在图5a中示出，在该位置上，通过活塞孔54.1在主制动缸接口51与泵接口52之间存在的连通被完全开启。在ABS作用期间，所述活塞54由主制动缸接口51加载压力，该压力使活塞54克服调整弹簧55的弹簧力朝着压力卸载接口53方向运动。在达到最大压力值和对应的止动位置(在图5b中示出)时，所述活塞54的密封锥体59密封在外壳的密封座60中，并且在主制动缸接口51与泵接口52之间的连通由活塞54完全中断。由此禁止从主制动缸2到回油泵15的流入并且流体控制单元3”可以在这个状态下执行ABS控制。
在制动系统的部分激活状态期间，所述滑阀50的活塞54由主制动缸接口加载压力，该压力使活塞54克服调整弹簧55的弹簧力朝着压力卸载接口53的方向运动，其中，通过活塞运动减小主制动缸接口51与泵接口52之间的连通程度。在达到约为6bar的最大压力值时，活塞54位于对应的止动位置，该位置在图5b中示出，在该位置上，通过活塞54完全中断主制动缸接口51与泵接口52之间的连通。由此中断对回油泵15的继续增压。如果在滑阀50中的当前压力下降到低于约为6bar的最大压力值，则调整弹簧55的弹簧力使活塞54从止动位置朝着初始位置的方向运动，由此重新开启主制动缸接口51与泵接口52之间的连通。由此保证，可以在通到主制动缸2的管道中增加压力，而不会使在回油泵15吸入侧中的压力升高超过预先给定的最大压力值。在图5b中附图标记57表示活塞54的最大行程。
在ESP作用期间，所述滑阀50的活塞54保留在初始位置，其中，所述回油泵15在这个状态下通过滑阀50和吸入阀11并联地抽吸流体。由此减少通过吸入阀11和滑阀50的压力损失，因此尤其在低温和高粘滞液体的情况下可以改善增压动态特性。如果滑阀50以相应较大的横截面构成，则可以使吸入阀11由简单的出口阀构成，该出口阀具有较大的流动阻力，但是成本更有利，或者可以完全省去吸入阀11。
通过按照本发明的制动系统，以有利的方式防止了，在回油泵上存在超过100bar的高压。由此可以减少回油泵密封件的磨损、摩擦、挤压并由此也减少回油泵向外泄漏，并且提高效率。在由齿轮泵构成回油泵的实施例中还可以用简单且成本有利的轴密封件代替昂贵的、复杂的和耐高压的轴密封环。

Claims (10)

1.一种用于汽车的制动系统，其具有主制动缸(2)、流体控制单元(3’，3”)和至少一个车轮制动器(4.1至4.4)，其中，为了在至少一个制动回路(10’，10”，20’，20”)中调节制动压力，所述流体控制单元(3’，3”)对于每个制动回路包括转换阀(12)、吸入阀(11)和回油泵(15)，其特征在于，所述流体控制单元(3’，3”)对于每个制动回路(10’，10”，20’，20”)具有滑阀(40，50)，该滑阀在回油泵(15，25)与主制动缸(2)之间连接到吸入管道中，其中，所述滑阀(40，50)使在回油泵(15，25)吸入侧(42)的有效压力限制在可预先给定的最大压力值内。
2.如权利要求1所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(40，50)具有主制动缸接口(41，51)、泵接口(42，52)和通到大气的压力卸载接口(43，53)，其中，可纵向移动的活塞(44，54)在压力卸载侧由调整弹簧(45，55)加载弹簧力并且在初始位置上完全开启主制动缸接口(41，51)与泵接口(42，52)之间通过活塞孔(44.1，54.1)而存在的连通。
3.如权利要求2所述的制动系统，其特征在于，在滑阀(40，50)中增加的压力使活塞(44，54)克服调整弹簧(45，55)的弹簧力朝压力卸载接口(43，53)的方向运动，其中，在主制动缸(41，51)与泵接口(42，52)之间的连通程度通过活塞运动被减小；在主制动缸接口(41，51)与泵接口(42，52)之间的连通在预先给定的最大压力值下通过活塞(44，54)的止动位置被完全中断；当在滑阀(40，50)中的当前压力下降到低于最大压力值时，调整弹簧(45，55)的弹簧力使活塞(44，54)从止动位置又朝着初始位置的方向运动。
4.如权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(40)的主制动缸接口(41)通过吸入阀(11)与主制动缸(2)连接。
5.如权利要求4所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(40)的活塞(44)在回油泵(15，25)的吸入运行期间保留在初始位置上，并且在制动系统的部分激活状态期间由泵接口(42)加载压力，该压力使活塞(44)克服调整弹簧(45)的弹簧力朝着压力卸载接口(43)方向运动，其中，活塞(44)在达到最大压力值和对应的止动位置时完全中断主制动缸接口(41)与泵接口(42，52)之间的连通；当在滑阀(40)中的当前压力下降到低于最大压力值时，所述调整弹簧(45)的弹簧力使活塞(44)从止动位置朝着初始位置方向运动。
6.如权利要求1至3中任一项所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(40，50)的主制动缸接口(41，51)直接与主制动缸(2)连接。
7.如权利要求6所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(50)包括阶梯形的活塞(54)，该活塞向着压力卸载接口(53)具有第一直径(58.1)并且向着泵接口(52)具有第二直径(58.2)，其中，第二直径(58.2)大于第一直径(58.1)，并且活塞(54)从第一直径(58.1)到第二直径(58.2)的过渡部分被设计成密封锥体(59)，该密封锥体与外壳中的密封座(60)对应。
8.如权利要求6或7所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(40)的活塞(44)在无压力状态下保留在初始位置上，而在ABS作用期间由主制动缸接口(51)加载压力，该压力使活塞(54)克服调整弹簧(55)的弹簧力朝着压力卸载接口(43)的方向运动，其中，所述活塞(54)在达到最大的压力值和相应的止动位置时完全中断主制动缸接口(41)与泵接口(42，52)之间的连通，在止动位置上，所述活塞(54)的密封锥体(59)密封在外壳的密封座(60)中，其中，所述流体控制单元(3’，3”)在这个状态下执行ABS控制。
9.如权利要求6至8中任一项所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(50)的活塞(54)在制动系统的部分激活状态下由主制动缸接口(51)加载压力，该压力使活塞(54)克服调整弹簧(55)的弹簧力朝着压力卸载接口(53)方向运动，其中，所述活塞(54)在达到最大压力值和相应的止动位置时完全中断主制动缸接口(41)与泵接口(42，52)之间的连通，在止动位置上，所述活塞(54)的密封锥体(59)密封在外壳的密封座(60)中；当在滑阀(50)中的当前压力下降到低于最大压力值时，所述调整弹簧(55)的弹簧力使活塞(54)从止动位置朝着初始位置的方向运动。
10.如权利要求6至9中任一项所述的制动系统，其特征在于，所述滑阀(50)的活塞(54)在ESP作用期间保留在初始位置上，其中，所述回油泵(15，25)在这个状态下通过滑阀(50)和吸入阀(11)并联地吸入流体。
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