DE3640453A1

DE3640453A1 - Bremsschlupfgeregelte zweikreis-fahrzeugbremsanlage

Info

Publication number: DE3640453A1
Application number: DE19863640453
Authority: DE
Inventors: Hans-Christof Klein
Original assignee: Alfred Teves GmbH
Current assignee: Continental Teves AG and Co oHG
Priority date: 1986-11-27
Filing date: 1986-11-27
Publication date: 1988-06-09
Also published as: JPS63154455A; US4848848A

Description

Die Erfindung betrifft eine bremsschlupfgeregelte Zweikreis- Fahrzeugbremsanlage, bei der die Pedalkraft auf einen Hauptzylinder und von diesem unter Einschaltung von zwei je einem der Bremskreise zugeordneten Druckmodulatoren über mehrere unabhängig absperrbare Druckmittelwege auf die Radbremszylinder übertragen wird, mit Sensoren zum Erkennen einer Blockierneigung der Räder sowie zur Erzeugung von Steuersignalen, anhand derer der Bremsdruck an den Rädern mit den Druckmodulatoren individuell oder gruppenweise beeinflußbar ist.

Bei einer zum Stand der Technik gehörigen Fahrzeugbremsanlage der genannten Art (P 5902) sind die Druckmodulatoren separate Aggregate mit je einem eigenen pneumatischen Servoantrieb. Damit geht ein hoher apparativer Aufwand und Steuerungsaufwand einher, und es ist nicht sichergestellt, daß bei Einsetzen der Bremsschlupfregelung ein gleicher geregelter Druck in beiden Bremskreisen herrscht, wie dies zur Gleichverteilung der Bremskraft wünschenswert ist.

Aufgabe der Erfindung ist es, eine apparative und regelungstechnisch unaufwendige Fahrzeugbremsanlage der genannten Art anzugeben, die bei Einsetzen der Bremsschlupfregelung einen gleichen geregelten Druck in beiden Bremskreisen sicherstellt und sich durch einen kompakten Aufbau der Druckmodulatoren auszeichnet.

Zur Lösung dieser Aufgabe wird vorgeschlagen, daß die Druckmodulatoren in Mehrfachanordnung, insbesondere Tandem- oder Twin-Anordnung der zugehörigen Hydraulikzylinder in einem Gehäuse untergebracht und mit einer gemeinsamen Antriebseinheit betätigbar sind.

Vor allem die Twin-Anordnung bietet im Hinblick auf einen kompakten Aufbau wesentliche Vorteile. Es ist so ein sehr einfacher Aufbau der Hydraulikzylinder und einer zur Steuerung dienenden Ventileinheit möglich. Die Hydraulikzylinder werden mit einer einzigen Antriebseinheit betätigt, was gegenüber separaten Antriebseinheiten für beide Druckmodulatoren erhebliche konstruktive Vereinfachungen bringt. Auch ist es in unaufwendiger Weise möglich, die Kraft der Antriebseinheit zur Erzielung eines gleichen Regeldrucks auf beide Hydraulikzylinder zu verteilen.

Im einzelnen können die Druckmodulatoren je einen hydraulischen Nehmerzylinder mit einem zum Hauptzylinder führenden Anschluß und einem zu wenigstens einem Radbremszylinder führenden Anschluß haben. Zwischen den Anschlüssen liegt vorzugsweise ein Ventil, das von einem in dem Nehmerzylinder angeordneten und mittels der Antriebseinheit gesteuerten Plungerkolben betätigbar ist. Vorzugsweise wird dieses Ventil von dem Plungerkolben vor dem Einsetzen der Bremsschlupfregelung in Offenstellung gehalten, wozu die Antriebseinheit eine Stellkraft auf den Plungerkolben ausübt, die die daran angreifende hydraulische Kraft übersteigt. Mit dem Einsetzen der Bremsschlupfregelung fällt die Stellkraft ab, worauf das Ventil schließt und der Nehmerzylinder durch einen entsprechenden, mit der Antriebseinheit gesteuerten Hub des Plungerkolbens ein bestimmtes Volumen Hydraulikflüssigkeit von dem wenigstens einen Radbremszylinder zur Minderung der Bremskraft übernimmt. Diese Anordnung ermöglicht es, durch entsprechende Steuerung des Plungerkolbens die Bremskraft in weiten Grenzen und mit schnellem Takt zu beeinflussen.

Es kann ein Multiplexbetrieb vorgesehen sein, bei dem mehrere, insbesondere zwei Radbremszylinder abwechselnd mit dem Nehmerzylinder eines Druckmodulators verbunden werden. Hierdurch kommt man für zwei oder mehrere Bremszylinder mit einem einzigen Druckmodulator aus. Andererseits garantiert das Vorhandensein je eines Druckmodulators pro Bremskreis einer Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage ein hohes Maß an Betriebssicherheit.

Die Antriebseinheit kann über ein Ausgleichsgetriebe auf die Plungerkolben arbeiten. Ein solches Ausgleichsgetriebe stellt ein einfaches Mittel dar, um die Kraft der Antriebseinheit wohldefiniert auf die Plungerkolben zu verteilen, und insbesondere bei Einsetzen der Bremsschlupfregelung einen gleichen Regeldruck in beiden Bremskreisen zu gewährleisten.

Ein für eine Twin-Anordnung von Nehmerzylindern besonders geeignetes Ausgleichsgetriebe enthält einen gelenkig mit einem angetriebenen Linearführungselement verbundenen Winkelhebel, der sich mit seinen Enden stirnseitig an den beiden Plungerkolben abstützt. Der Winkelhebel kann dabei so ausgelegt sein, daß die maximal zugelassene Relativbewegung der Plungerkolben gegeneinander gleich dem vollen Plungerkolbenhub ist. Die Enden des Winkelhebels sind vorzugsweise mit einer Abwälzkurve versehen, so daß bei allen Winkelstellungen des Hebels der Kontakt zwischen Abwälzkurve und Plungerkolben in dessen Achszentrum und mit quer zur Achsrichtung orientierter Tangente erfolgt. Der Hebel greift damit unabhängig von seiner Winkelstellung mit einem stets gleichen Hebelarm an beiden Plungerkolben an. Damit ist auch der geregelte Druck in beiden Nehmerzylindern unabhängig von der Winkelstellung des Hebels gleich. Man hat also bei kompaktem Aufbau Druckverhältnisse, die denen einer Tandem-Anordnung von Nehmerzylindern entsprechen.

Durch die Gestaltung der Abwälzkurven sind auf die Plungerkolben ausgeübte Querkräfte auf die Reibungskräfte in der Kontaktebene begrenzt. Diese Reibungskräfte sind schon bei als Flachstößel ausgebildeten Plungerkolbenenden gering. Sie lassen sich weiter herabsetzen, wenn man das Ende der Plungerkolben als Rollenstößel gestaltet, wobei die Rollen mit der jeweiligen Abwälzkurve in Berührung stehen. Die Querkräfte auf die Plungerkolben sind dann äußerst gering und mit herkömmlichen Kolbenführungselementen ohne große Reibungsverluste leicht aufzunehmen.

Für die Druckmodulatoren kommt eine elektromechanische Antriebseinheit in Betracht. Insbesondere kann das Linearführungselement, an dem der Winkelhebel angelenkt ist, durch einen Kugel spindel-Reibungskupplungs-Mechanismus betätigbar sein. In einer bevorzugten Variante ist aber als Antriebseinheit der Druckmodulatoren ein Vakuum-Servoantrieb vorgesehen, der zwei Kammern aufweist, die durch eine bewegliche, in geeigneter Weise mit dem Linearführungselement verbundene Wand getrennt sind. Eine Kammer steht ständig unter Vakuum, während die andere evakuierbar und mit unter steuerbarem Druck stehender Luft beaufschlagbar ist, um eine entgegen der hydraulischen Kraft wirkende Stellkraft an dem Plungerkolben zu erzeugen. Mit einem solchen Vakuum-Servoantrieb knüpft man in vorteilhafter Weise an vorhandene Vakuum-Anlagen des Fahrzeugs, insbesondere einen Vakuum- Bremskraftverstärker an.

Der Servoantrieb kann eine an der beweglichen Wand abgestützte, entgegen der hydraulischen Kraft an den Plungerkolben wirkende Feder enthalten. Diese kann als Sicherheitsfeder so dimensioniert sein, daß sie die Plungerkolben vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung auch bei dem höchstzulässigen hydraulischen Druck in der Ausgangsposition hält, um sicherzustellen, daß das im Nehmerzylinder liegende Ventil nicht schließt und den Hauptzylinder von dem beschalteten Radbremszylinder nicht trennt.

Eine derartige mechanische Sicherheitsfeder ist aber notwendigerweise sperrig und schwer. Alternativ wird daher vorgeschlagen, die Feder schwach auszulegen, und die Stellkraft im wesentlichen pneumatisch durch Lufteinspeisung in die belüftbare Kammer des Servoantriebs aufzubringen. Die Summe aus pneumatischer Stellkraft und Federstellkraft muß dabei vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung die hydraulische Kraft am Plungerkolben sicher übersteigen.

Es ist beispielsweise möglich, die belüftbare Kammer des Servoantriebs über ein gesteuertes Ventil mit der Atmosphäre zu verbinden, und allein die unter Atmosphärendruck stehende Umgebungsluft zu verwenden, um die pneumatische Stellkraft auf die Plungerkolben aufzubringen. Die entsprechende Druckdifferenz an der beweglichen Wand des Servoantriebs reicht ohne weiteres aus, um den Plungerkolben in seiner Ausgangsstellung zu halten. Weniger vorteilhaft ist aber, daß man bei Einsetzen der Bremsschlupfregelung die belüftbare Kammer des Servoantriebs ausgehend vom vollen Atmosphärendruck evakuieren muß, was eine gewisse Einsetzverzögerung der Regelung mit sich bringt.

Tatsächlich genügt gerade bei niedrigem hydraulischen Druck in den Bremskreisen ein wesentlich geringerer Luftdruck in der belüftbaren Kammer des Servoantriebs, um die erforderliche pneumatische Niederhaltekraft auf die Plungerkolben auszuüben. Luft von geeignetem Druck kann in einem möglicherweise vorhandenen Vakuum-Bremskraftverstärker des Hauptzylinders zur Verfügung stehen. Ein solcher Vakuum-Bremskraftverstärker hat üblicherweise zwei durch eine bewegliche Wand getrennte Arbeitsräume, von denen einer ständig unter Vakuum steht, während der andere evakuierbar und bremspedalbetätigt mit unter steuerbarem Druck stehender Luft beaufschlagbar ist. Es wird nun erfindungsgemäß vorgeschlagen, die belüftbare Kammer des Servoantriebs mit letzterem Arbeitsraum des Bremskraftverstärkers zu verbinden. Durch entsprechende Auslegung des Servoantriebs kann sichergestellt werden, daß so eine ausreichende pneumatische Stellkraft aufgebracht wird, um den Plungerkolben vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung in seiner Ausgangsstellung zu halten. Andererseits herrscht aber in der Regel ein Unterdruck in der belüftbaren Kammer des Servoantriebs, so daß deren Evakuierung zum Einsetzen der Bremsschlupfregelung schnell vor sich geht.

Es sei angemerkt, daß auch bei Anschluß des Servoantriebs an einen Vakuum-Bremskraftverstärker eine gesteuerte Verbindung der belüftbaren Kammer des Servoantriebs zur Atmosphäre von Nutzen ist, um in jedem Fall eine Rückkehr in die Ausgangs- Ruhelage zu gewährleisten. Insbesondere wenn der Bremsvorgang bei laufender Bremsschlupfregelung durch Loslassen des Bremspedals abrupt unterbrochen wird, baut sich der Druck in dem belüftbaren Arbeitsraum des Vakuum-Bremskraftverstärkers ab, und es muß nach erfolgter Trennung von Servoantrieb und Vakuum- Bremskraftverstärker durch Belüftung der belüftbaren Kammer des Servoantriebs ein bestimmter Luftdruck aufrechterhalten bzw. erzeugt werden. Der damit einhergehende Steueraufwand ist aber in Ansehung der erwähnten übrigen Vorteile vertretbar.

Da aus Sicherheitsgründen davon ausgegangen wird, daß die eine Kammer des Servoantriebs ständig mit einer Vakuumquelle verbunden ist, und in der anderen Kammer ebenfalls nur der entsprechende Vakuumdruck erreicht werden kann, muß eine besondere Einrichtung vorhanden sein, um die auf die Plungerkolben wirkende Federstellkraft zu überwinden, wenn durch die Bremsschlupfregelung der hydraulische Druck auf Null abgesenkt werden soll. Zu diesem Zweck enthält der Servoantrieb vorzugsweise eine weitere, mit dem Linearführungselement verbundene, die Vakuumkammer abschließende und an die Atmosphäre angrenzende bewegliche Wand, die so dimensioniert ist, daß die darin wirkende Kraft im wesentlichen die Federstellkraft kompensiert.

Die schwach ausgelegte Feder ist nicht in der Lage, allein die Stellkraft aufzubringen, um die Plungerkolben in ihrer Ausgangsposition zu halten. Hierzu ist vielmehr in jedem Fall ein Vakuumdruck in der Vakuumkammer des Servoantriebs erforderlich. Als Sicherheitseinrichtung ist daher in einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung eine vakuumgelöste und bei Abfall des Vakuums wirksam werdende Bremse vorgesehen, die das Linearführungselement festbremst und dadurch bei einer Störung der Vakuumversorgung die Plungerkolben in ihrer Ausgangsposition hält.

In einer weiteren Variante der Erfindung kommt statt eines pneumatischen Antriebs ein Elektromotor als Antriebseinheit für Druckmodulatoren in Twin-Anordnung zum Einsatz. Als Ausgleichsgetriebe ist in diesem Fall vorzugsweise ein Differentialgetriebe zwischen zwei Plungerkolbenantriebe beispielsweise in Form von Kugelspindelantrieben eingeschaltet.

Die Erfindung wird im folgenden anhand von in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 das Gesamtschaltbild einer bremsschlupfgeregelten Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage mit zwei Druckmodulatoren in Twin-Anordnung;

Fig. 2 die Schnittansicht des Nehmerzylinders eines der Druckmodulatoren;

Fig. 3 die schematische Schnittansicht eines Vakuum-Servoantriebs der Druckmodulatoren;

Fig. 4 ein Diagramm, das die Kraft-Weg-Charakteristik des Vakuum-Servoantriebs zeigt;

Fig. 5 die Druckkennlinie eines Vakuum-Bremskraftverstärkers, der mit dem Vakuum-Servoantrieb verbunden ist, in Abhängigkeit von der ausgeübten Pedalkraft;

Fig. 6 eine Kennlinie der an den Plungerkolben angreifenden hydraulischen Kraft und einer ihr entgegengesetzten Niederhaltekraft in Abhängigkeit von der Pedalkraft;

Fig. 7 in schematischer Schnittansicht ein Ausgleichsgetriebe mit einem Winkelhebel, über den die Niederhaltekraft des Vakuum-Servoantriebs auf die beiden Plungerkolben der Druckmodulatoren verteilt wird; das Ende der Plungerkolben ist hier als Flachstößel ausgebildet;

Fig. 8 als Einzelheit einen Rollenstößel am Ende eines Plungerkolbens;

Fig. 9 eine an den Enden des Winkelhebels ausgebildete Abwälzkurve;

Fig. 10 als Variante einen elektromotorischen Antrieb der Druckmodulatoren über ein Differentialgetriebe.

Fig. 1 zeigt das Gesamtschaltbild einer bremsschlupfgeregelten Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage. Von einem Tandem-Hauptbremszylinder 10 gehen zwei Bremskreise 12, 14 zu nicht näher dargestellten Radbremszylindern VL, VR, HL, HR ab. In der üblichen Diagonalanordnung der Bremskreise versorgt beispielsweise der Bremskreis 12 den Bremszylinder VR am rechten Vorderrad und HL am linken Hinterrad, während der Bremskreis 14 die Radbremszylinder VL am linken Vorderrad und HR am rechten Hinterrad versorgt.

In die Bremskreise 12, 14 ist je ein Druckmodulator 16, 18 eingeschaltet. Die Druckmodulatoren 16, 18 sind in Twin-Anordnung der zugehörigen hydraulischen Nehmerzylinder in einem gemeinsamen Gehäuse untergebracht. Sie werden beide von einem Vakuum-Servoantrieb 20 betätigt, um bei auftretender Blockierneigung der Räder den Bremsdruck an den Radbremszylindern VL, VR, HL, HR gesteuert herabzusetzen.

Zu der Fahrzeugbremsanlage gehören nicht näher dargestellte Sensoren, die eine Blockierneigung jedes einzelnen Rads erfassen und Steuersignale an eine elektronische Steuereinheit 24 abgeben. Letztere ist zusammen mit einem hydraulischen Ventilblock 26 zwischen den Nehmerzylindern der Druckmodulatoren an den Vakuum-Servoantrieb 20 angebaut. Die Steuereinheit beeinflußt elektromagnetisch betätigte Ventile V 1 bis V 8 im Sinn der gewünschten hydraulischen Druckregelung an den Radbremszylindern VL, VR, HL, HR. Auf Einzelheiten der elektronischen Steuerung kommt es hier nicht an.

Die Druckmodulatoren 16, 18 haben je einen zu dem Bremskreis 12 bzw. 14 gehörigen Anschluß 22, der zu dem Hauptbremszylinder 10 führt. Die Anschlüsse 22 befinden sich an der Stirnseite der Nehmerzylinder. Von der Peripherie der Nehmerzylinder geht eine dem jeweiligen Bremskreis 12 bzw. 14 zugeordnete Leitung 28, 30 ab, die sich an die beiden Radbremszylinder des Bremskreises verzweigt. Die Zweige werden von je einem schnellschaltenden 2/2- Wege-Ventil V 1, V 3 bzw. V 2, V 4 beherrscht, die unabhängig voneinander durchschalten bzw. sperren. Die zu je einem Vorderrad bzw. Hinterrad gehörigen Radbremszylinder VL, VR bzw. HL, HR eines bestimmten Bremskreises 12, 14 können so in einem Multiplexbetrieb an den Mitnehmerzylinder des zugehörigen Druckmodulators 16, 18 geschaltet werden.

Der Tandem-Hauptbremszylinder 10 mit einer Pedalkraft F _F betätigt. Er ist mit einem Vakuum-Bremskraftverstärker 32 kombiniert, der die Pedalkraft zur Druckerhöhung in den Bremskreisen 12, 14 verstärkt. Der Vakuum-Bremskraftverstärker 32 hat zwei durch eine bewegliche Wand getrennte Arbeitsräume B 1, B 2, von denen einer ständig mit einer Vakuumquelle VAC verbunden ist. Der andere Arbeitsraum B 2 ist in der Ruhestellung des Bremspedals ebenfalls evakuiert. Es wird bei beginnender Pedalbetätigung von der Vakuumquelle VAC getrennt und mit Luft beaufschlagt, deren Druck mit der Betätigungskraft F _F gesteuert ansteigt. Damit wird eine pneumatische Kraft auf die elastische Wand des Vakuum-Bremskraftverstärkers 32 ausgeübt, die die Pedalkraft F _F unterstützt.

Der Vakuum-Servoantrieb 20 der Twin-Anordnung von Druckmodulatoren 16, 18 weist ebenfalls eine bewegliche Wand 34 auf, die zwei Kammern M 1, M 2 in dem gemeinsamen Gehäuse der Druckmodulatoren 16, 18 abteilt. Die bewegliche Wand 34 übt in noch näher beschriebener Weise über ein Ausgleichsgetriebe eine Stellkraft auf Plungerkolben in den Nehmerzylindern der Druckmodulatoren 16, 18 aus. Die Kammer M 1 des Servoantriebs 20 ist über ein Rückschlagventil 36 ständig mit der Vakuumquelle VAC verbunden. Die andere Kammer M 2 steht über eine Leitung 38 mit der belüftbaren Kammer B 2 des Vakuum-Bremskraftverstärkers 32 in Verbindung. In der Leitung 38 liegt ein 2/2-Wegeventil V 5, das alternativ durchschaltet oder sperrt. Die Kammer M 2 kann somit gesteuert mit dem Arbeitsdruck beaufschlagt werden, der in dem belüftbaren Arbeitsraum des Vakuum-Bremskraftverstärkers 32 herrscht. Eine weitere Leitung 40 mit einem funktionsgleichen 2/2-Wegeventil V 6 führt von der Kammer M 2 an die Vakuumquelle VAC. Die Kammer M 2 kann somit über das Ventil V 6 gesteuert evakuiert werden. Schließlich ist noch ein dritter Anschluß der Kammer M 2 vorgesehen, der über ein Rückschlagventil 42 und das 2/2-Wegeventil V 7 zur Atmosphäre führt. Letzteres ist ein Hilfsventil, über das die Kammer M 2 gesteuert belüftet werden kann.

Zu den Druckmodulatoren 16, 18 gehört eine Bremse LOCK, die bei anstehendem Vakuum gelöst ist und bei Abfall des Vakuums anzieht. Ein zu dieser Bremse führender Anschluß 14 kann über das 2/2-Wegeventil V 8 wahlweise mit der Vakuumquelle VAC oder der Atmosphäre verbunden werden.

Fig. 2 zeigt einen Nehmerzylinder mit Plungerkolben, wie er bei beiden Druckmodulatoren 16, 18 vorhanden ist. Der Nehmerzylinder hat eine mehrfach abgestufte Zylinderbohrung 46. An der Stirnseite des Nehmerzylinders, an der der Anschluß 22 zum Hauptzylinder 10 abgeht, ist ein Bereich großen Durchmessers der Zylinderbohrung 46 als Gewindebohrung 48 ausgebildet, in die mit einem Gewindeabschnitt 50 ein Ventileinsatz 52 eingeschraubt ist. Der Ventileinsatz 52 weist eine mittige, abgestufte Axialbohrung 54 für den Anschluß 22 auf, und er enthält ein den Anschluß 22 beherrschendes Stößelventil.

Dem Gewindeabschnitt 50 des Ventileinsatzes 52 ist ein Flansch 56 von noch größerem Durchmesser vorgeordnet, der im montierten Zustand vor der Stirnfläche 58 des Nehmerzylinders zu liegen kommt. Zwischen Stirnfläche 58 und Flansch 56 ist eine Unterlegscheibe 60 eingespannt, anhand deren Dicke eine einfache Toleranzabstimmung erfolgen kann. Zum Inneren des Nehmerzylinders hin folgt auf den Gewindeabschnitt 50 eine Partie kleineren Durchmessers des Ventileinsatzes 52, die passend in einen Abschnitt kleineren Durchmessers der Zylinderbohrung 46 eingreift und hier mit einem O-Ring 63, der in einer umlaufenden Ringnut des Nehmerzylinders einsitzt, abgedichtet ist. Die Partie kleineren Durchmessers 62 wird stirnseitig von einem Boden 64 begrenzt, der eine mittige Durchlaßöffnung 66 hat. Letztere kann von einem konischen Ventilglied 68 verschlossen werden, das in der Axialbohrung 54 aufgenommen ist. Ein mit dem Ventilglied 68 verbundener Ventilstößel 70 ragt mit Spiel durch die Durchlaßöffnung 66 hindurch und steht über den Boden 64 hinaus. Das Ventilglied 68 ist mit einer Ventilfeder 72 in Schließrichtung vorgespannt. Ein Ende der Ventilfeder 72 ist dabei gegen die Basis des Ventilglieds 68 abgestützt und mit einem Zapfen 74 zentriert. Das andere Ende der Ventilfeder 72 legt sich an einen Stützring 76 an, der in die Axialbohrung 54 eingepaßt ist.

Stromab von dem Stößelventil enthält die Zylinderbohrung 46 einen Plungerkolben 78. Dieser ist axial verschieblich in einem kombinierten Dichtungs-Führungspaket 80 aufgenommen, das von der anderen Seite her in einen aufgeweiteten Abschnitt der Zylinderbohrung 46 eingebaut, mit einem O-Ring 82 abgedichtet und mit einem Sprengring 84 gesichert ist. Vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung nimmt der Plungerkolben 78 eine Ausgangsposition ein, bei der er mit seiner Stirnseite an den Ventilstößel 70 anstößt und so daß Stößelventil entgegen der Kraft der Vetilfeder 72 in seiner Offenstellung hält. Es besteht daher Durchlaß zwischen dem Anschluß 22 und einem Abschnitt 86 der Zylinderbohrung 46, der deutlich größere Durchmesser als der Plungerkolben 78 hat und als Plungerzylinder dient. Die Wandung des Plungerzylinders 86 kann unbearbeitet bleiben. Von dem Plungerzylinder geht der schon erwähnte radiale Anschluß 28, 30 zu den Radbremszylindern ab.

Bei einem normalen Bremsen ohne Einsetzen der Bremsschlupfregelung bleibt das Stößelventil offen. Der hydraulische Druck in dem Plungerzylinder 86 steigt an, und es wird eine hydraulische Kraft F _p auf die Stirnfläche des Plungerkolbens 78 ausgeübt. Diese hydraulische Kraft muß von einer in Gegenrichtung wirkenden Stellkraft überkompensiert werden, damit der Plungerkolben 78 seine Ausgangsposition beibehält und das Stößelventil offen bleibt. Mit dem Einsetzen der Bremsschlupfregelung läßt man diese Stellkraft abfallen. Der Plungerkolben 78 fährt dann zurück, das Stößelventil schließt, und der Plungerzylinder 86 übernimmt Hydraulikflüssigkeit von den beschalteten Radbremszylindern, was, wie erwähnt, im Multiplexbetrieb erfolgen kann. Der hydraulische Druck an den Radbremszylindern und damit die Bremskraft hängt im folgenden Regelbetrieb von der Position des Plungerkolbens 78 und der darauf ausgeübten Stellkraft ab.

Fig. 3 zeigt im einzelnen den Vakuum-Servoantrieb 20, der die auf beiden Plungerkolben 78 der Twin-Anordnung von Druckmodulatoren 16, 18 lastende Stellkraft aufbringt. Der Servoantrieb hat ein Gehäuse 88 mit einem an seiner Rückseite nach innen gezogenen, starren Boden 90. In die so ausgebildete Gehäuseeinbuchtung 92 wird der Ventilblock 26 unter Abdichtung eingebaut. Das Gehäuse 88 ist durch die bewegbare Wand 34 in die beiden Kammern M 1, M 2 unterteilt, wobei die belüftbare Kammer M 2 dem Boden 90 benachbart, und die ständig mit der Vakuumquelle verbundene Kammer M 1 auf der dem Boden abgewandten Seite angeordnet ist. Zu dieser Kammer M 1 führt ein Vakuumanschluß durch einen mittig und axial in dem Gehäuse 88 angeordneten Faltenbalg 94, der Anschlußöffnungen 96, 98 im Boden 90 bzw. der bewegbaren Wand 34 einschließt. Durch den Faltenbalg 94 wird auch eine elektrische Verbindung der den Servoantrieb beschaltenden Ventile V 5 bis V 8 mit der elektronischen Steuereinheit 24 hergestellt, die an den Ventilblock 26 angebaut ist. Die bewegbare Wand 34 hat einen Durchmesser d _{M 1}, und der Faltenbalg 94 einen Durchmesser d _{M 2}. Bei einer Differenzdruckbeaufschlagung der Kammern M 1, M 2 steht daher als wirksame Fläche der bewegbaren Wand die entsprechende Differenzfläche A _{M 1}-A _{M 2} zur Verfügung.

Die Kraftabnahme von dem Servoantrieb 20 erfolgt mittels einer mittig und axial in dem Gehäuse 88 aufgenommenen, von dem Boden 90 weggerichteten Stange 100. Wie nachstehend anhand von Fig. 7 erläutert, ist die Stange 100 mit einem Linearführungselement verbunden, an dem ein die Verteilung der Stellkraft auf die Plungerkolben besorgender Winkelhebel gelenkig gelagert ist. Ohne daß es an dieser Stelle auf Einzelheiten ankommt, erkennt man, daß man durch Einleiten von Luft in die Kammer M 2 eine Stellkraft an der Stange 100 erzeugt, die der an den Plungerkolben 78 wirkenden hydraulischen Kraft F _p entgegengerichtet und damit geeignet ist, die Plungerkolben 78 in ihrer Ausgangsstellung zu halten.

Der Servoantrieb 20 enthält eine Feder 102, die sich einerseits um die Gehäuseeinbuchtung 92 herum am Boden 90, und andererseits radial außen an der bewegbaren Wand 34 abstützt. Es handelt sich um eine Druckfeder, deren Federkraft F _S die entgegen der hydraulischen Kraft F _p an den Plungerkolben gerichtete Stellkraft verstärkt. Im Interesse der Platz- und Gewichtsersparnis ist die Feder 102 dabei so schwach ausgelegt, daß sie allein nicht in der Lage wäre, die Plungerkolben bei dem höchst zulässigen hydraulischen Druck vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung in ihrer Ausgangsposition zu halten. Die hierzu erforderliche Stellkraft wird vielmehr ganz überwiegend durch Luftbeaufschlagung der Kammer M 2 aufgebracht.

Wie anhand von Fig. 1 erläutert, ist die Kammer M 2 mit dem belüftbaren Arbeitsraum B 2 des Vakuum-Bremskraftverstärkers 32 verbunden. Vor einer Bremsbetätigung herrscht in beiden Arbeitsräumen B 1, B 2 des Bremskraftverstärkers 32 Vakuum, und dasselbe gilt für die Kammern M 1, M 2 des Servoantriebs 20. Die bewegliche Wand 34 des Servoantriebs nimmt dann dank der Wirkung der Feder 102 die in Fig. 3 gezeigte, vom Boden 90 maximal entfernte Ausgangsstellung ein. Wird nun das Bremspedal betätigt und eine Kraft F _F auf den Bremskraftverstärker 32 eingeleitet, so erfolgt eine Belüftung des Arbeitsraumes B 2, und der hydraulische Druck p _h in den Bremskreisen 12, 14 steigt an. Eine typische Kennlinie ist Fig. 5 zu entnehmen. Damit wächst auch die auf den Plungerkolben 78 wirkende hydraulische Kraft F _p. Zugleich mit dem Arbeitsraum B 2 des Vakuum-Bremskraftverstärkers 32 wird aber auch die Kammer M 2 des Servoantriebs 20 mit Luft beaufschlagt. Bei entsprechender Auslegung des Servoantriebs 20 kann erreicht werden, daß die sich dadurch an der beweglichen Wand 34 ergebende pneumatische Stellkraft zusammen mit der Federkraft F _S die hydraulische Kraft F _p an den Plungerkolben 78 übersteigt, wie dies in Fig. 6 illustriert ist. Die Plungerkolben 78 bleiben dadurch in ihrer Ausgangsstellung, bis die Bremsschlupfregelung einsetzt. Letzteres geschieht dadurch, daß man nach Sperren des Ventils V 5 das Ventil V 6 öffnet und die Kammer M 2 mit der Vakuumquelle VAC in Verbindung bringt. Die pneumatische Stellkraft fällt dadurch ab, und die Plungerkolben 78 können sich in Bewegung setzen.

Soweit bislang beschrieben, ist der Servoantrieb 20 nicht in der Lage, im Bremsschlupfregelbetrieb einen hydraulischen Druck Null an den Radbremszylindern zu erzeugen. Da die Kammer M 1 ständig mit der Vakuumquelle in Verbindung steht, und in der Kammer M 2 allenfalls derselbe Vakuumdruck erreicht werden kann, lastet auch unter Druckgleichgewichtsbedingungen in jedem Falle die Federkraft F _S auf den Plungerkolben, was einen Restdruck an den Radbremszylindern zur Folge hat. Die Federkraft F _S kann nun aber aus konstruktiven Gründen nicht beliebig klein gemacht werden.

Diesem Hindernis abzuhelfen, ist gemäß Fig. 3 die zur Kraftabnahme von dem Servoantrieb 20 dienende Stange 100 mit einer weiteren beweglichen Wand 104 verbunden, die sich auf der dem Boden 90 abgewandten Seite des Servoantriebs 20 befindet und die ständig unter Vakuum stehende Kammer M 1 zur Atmosphäre hin begrenzt. Die bewegliche Wand 104 hat einen Durchmesser d _{M 3} und eine entsprechende wirksame Fläche A _{M 3}. Die Beaufschlagung dieser Fläche mit Atmosphärendruck führt zu einer Kraft an der Stange 100, die der hydraulischen Kraft F _p gleichgerichtet, und der Federkraft F _S entgegengerichtet ist. Durch geeignete Dimensionierung der beweglichen Wand 104 kann man so die Federkraft F _S annähernd vollständig kompensieren, und nach Einsetzen der Bremsschlupfregelung bei Druckgleichgewicht in den Kammern M 1, M 2 einen Bremsdruck in den Radbremszylindern erzeugen, der sich in der Wirkung nicht von einem Bremsdruck Null unterscheidet.

Die Auslegungsbedingungen des Servoantriebs 20 sind unter Berücksichtigung der verschiedenen konstruktiven Verlustflächen in Fig. 4 zusammengefaßt. Die abhängige Größe ist dabei der Hub s _M der die Kammern M 1, M 2 trennenden beweglichen Wand 34. Unter Gleichgewichtsbedingungen gilt:

F _p= Δ p _L (A _{M 1}-A _{M 2}) + F _s - Δ p _Lmax A _{M 3} F _p= 0 für Δ p _L = 0, wennA₃= F _s/Δ p _Lmax Δ p _L= p _{M 2}-p _{M 1}

Diesen Gleichgewichtsbedingungen ist zu entnehmen, daß bei dem beschriebenen Aufbau des Vakuum-Servoantriebs eine bestimmte Differenzdruckkraft erforderlich ist, um in jedem Fall in die Ausgangslage zurückzugelangen; insbesondere, wenn der Bremsvorgang während der laufenden Bremsschlupfregelung durch Loslassen des Bremspedals abrupt unterbrochen wird. Dadurch baut sich der Luftdruck in dem belüftbaren Arbeitsraum B 2 des Vakuum- Bremskraftverstärkers 32 ab, und man muß bei geschlossenem Ventil V 5 durch Öffnen des Hilfsventils V 7 einen bestimmten Luftdruck an der elastischen Wand 34 aufrechterhalten bzw. erzeugen.

Fig. 7 zeigt ein Ausgleichsgetriebe, über das die Stellkraft des Servoantriebs 20 auf die beiden Plungerkolben 78 der Twin-Anordnung von Druckmodulatoren 16, 18 übertragen wird. Die mit der beweglichen Wand 34 verbundene Stange 100 ist längsparallel zu den Plungerkolben 78 geführt, bzw. mit einem entsprechenden Linearführungselement 106 verbunden, das in dem die Plungerzylinder 86 enthaltenden Gehäuse 108 laufen kann. Die Einfahrbewegung des Linearführungselements 106 in das Gehäuse 108 ist durch eine Anschlagfläche 110 begrenzt. Das Linearführungselement 106 kommt in mittiger Anordnung zwischen den Plungerkolben 78 in einer gemeinsamen Ebene mit diesen zu liegen.

An der Stange 100 oder dem Linearführungselement 106 ist ein Winkelhebel 112 angelenkt, der mit gleichlangen Hebelarmen auf die Plungerkolben 78 arbeitet. Der Winkelhebel 112 schwenkt um eine Achse 114, die quer zu der Bewegungsrichtung der Stange 100 orientiert ist. Die Plungerkolben 78 ragen mit ihren Enden aus dem Gehäuse 108 heraus. Sie sind gemäß Fig. 7 als Flachstößel mit einer als Lauffläche 116 dienenden Stirnebene ausgebildet. Von dieser Lauffläche 116 nach außen vorspringend sind Führungselemente 118 vorgesehen, die zwei einander gegenüberliegende, ebene Führungsflächen haben und den Winkelhebel 112 in einer U-Konfiguration zwischen sich aufnehmen.

Die Enden des Winkelhebels 112 weisen je eine Abwälzkurve 122 auf, die mit der entsprechenden stirnendigen Lauffläche 116 des Plungerkolbens in Berührung steht. Die Abwälzkurve ist 122 so gestaltet, daß in allen Schwenkstellungen des Winkelhebels 112 der Kontakt mit dem Plungerkolben 78 stets in dessen Achszentrum und mit horizontaler Tangente erfolgt. Die wirksamen Hebelarme a der Plungerkolben 78 sind dadurch unabhängig von der Winkelstellung des Winkelhebels 112 konstant, wodurch auch der Druck in beiden Plungerzylindern 86 gleich ist. Man hat so Druckverhältnisse, die denen einer Tandem-Plungerzylinderanordnung äquivalent sind.

Fig. 9 zeigt Abwälzkurven 122, die der genannten Bedingung genügen. Es handelt sich um Kreisevolventen gemäß der Gleichung

Durch die Gestaltung der Abwälzkurven 122 sind die auf die Plungerkolben 78 ausgeübten Querkräfte auf die Reibungskräfte in der Kontaktebene begrenzt. Diese sind schon bei Einsatz von Flachstößeln an den Enden der Plungerkolben 78 gering, lassen sich aber durch den Einsatz von Rollenstößeln 124 weiter herabsetzen. Fig. 8 zeigt ein entsprechendes Ausführungsbeispiel mit einer vor der Stirnseite des Plungerkolbens 78 gelagerten Rolle 126, deren Achse 128 sich parallel zu der des Winkelhebels 112 erstreckt. Die Rolle 126 läuft auf der Abwälzkurve 122 des Winkelhebels 112 ab. Letztere kann dabei zwischen Führungsflächen nach Art der Führungsflächen 120 gemäß Fig. 7 aufgenommen sein. Diese Führungsflächen 120 bilden eine Drehsicherung für die in Fig. 7 als Vakuum-Teller dargestellte bewegliche Wand 34 des Servoantriebs 20 und den damit verbundenen Hebelmechanismus.

Wie der gestrichelten Darstellung in Fig. 7 zu entnehmen, ist der Winkelhebel 112 so ausgelegt, daß die maximal zugelassene Relativbewegung der Plungerkolben 78 gegeneinander genau gleich dem vollen Plungerhub ist. Die entsprechenden Auslegungsbedingung kann mit einfachen geometrischen Überlegungen der Zeichnung entnommen werden. Das Linearführungselement 106 hat die Funktion einer Längsführung des Hebelmechanismus. Es sei angemerkt, daß ein Vakuum-Servoantrieb 20 für das Linearführungselement 106 nicht zwingend ist. Man kann auch eine elektromechanische Betätigung, beispielsweise durch einen Kugelspin del-Reibungskupplung-Mechanismus, unter Beibehaltung der weiteren Antriebsmerkmale an der Lagerung des Winkelhebels 112 angreifen lassen. In diesem Fall sollte eine konventionell ausgelegte, d. h. die Plungerkolben vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung auch bei maximalem hydraulischem Druck niederhaltende Sicherheitsfeder vorhanden sein.

Der zuvor beschriebene Vakuum-Servoantrieb 20 ist nur bei anliegendem Vakuumdruck funktionstüchtig, da die schwach ausgelegte Feder 102 allein nicht in der Lage ist, die Plungerkolben 78 gegen die daran angreifende hydraulische Kraft F _p niederzuhalten. Um sicherzustellen, daß die Plungerkolben 78 auch bei einer Störung der Vakuumversorgung in ihrer Ausgangsposition bleiben, ist erfindungsgemäß eine Blockiereinrichtung vorgesehen, die auf das Linearführungselement 106 arbeitet. Die nur in Fig. 1 schematisch angedeutete Blockiereinrichtung hat die Gestalt einer vakuumgelösten und federbetätigten Bremse, die mit einem separaten, federbelasteten Vakuum-Luftzylinder verbunden ist und über das Ventil V 8 angesteuert wird. Bei anliegendem Vakuumdruck gibt die Bremse das Linearführungselement 106 frei. Fällt hingegen der Vakuumdruck ab, so wird das Linearführungselement 106 blockiert, wodurch die Plungerkolben 78 in ihrer Ausgangsposition verriegelt sind und keine Axialbewegungen ausführen können.

Die Beschaltung des Vakuum-Servoantriebs 20 läßt sich dadurch vereinfachen, daß seine belüftbare Kammer M 2 statt mit dem belüftbaren Arbeitsraum B 2 des Vakuum-Bremskraftverstärkers 32 direkt mit der Atmosphäre in Verbindung gebracht wird. Die Luftdruckdifferenz in den Kammern M 1, M 2 würde dann in jedem Fall ausreichen, um die Plungerkolben 78 in der Ausgangsstellung zu halten. Der Zugriff auf den gesteuerten Luftdruck in dem Vakuum-Bremskraftverstärker 32 bringt aber den Vorteil mit sich, daß bei Einsetzen der Bremsschlupfregelung die Kammer M 2 nicht ausgehend von Atmosphärendruck, sondern einem regelmäßig wesentlich niedrigeren Druck evakuiert werden muß. Damit geht ein Regelzeitgewinn einher, der insbesondere in einem Multiplexbetrieb von erheblicher Bedeutung ist.

Auch die Verwendung eines Vakuum-Servoantriebs mit einer konventionell ausgelegten, die Stellkraft zum Niederhalten der Plungerkolben 78 im wesentlichen allein aufbringenden Sicherheitsfeder liegt im Rahmen der vorliegenden Erfindung. Die oben beschriebenene Variante, bei der die Stellkraft ganz überwiegend durch die Aktuatorkraft des Vakuum-Servoantriebs aufgebracht wird, hat aber den Vorteil einer drastischen Verkleinerung der Feder 102 und einer damit einhergehenden Platz- und Gewichtsersparnis.

Fig. 10 zeigt eine weitere Antriebsvariante für eine Twin-Anordnung von Druckmodulatoren 16, 18. Hier sind die Plungerkolben 78 zur Längsverstellung mit je einem Kugelspindelantrieb 130 verbunden. Zwischen die Kugelspindel-Antriebe 130 ist ein Differentialgetriebe 132 mit einer als Spiralfeder ausgeführten Sicherheitsfeder 134 eingeschaltet. Das Differentialgetriebe 132 ist über ein Zahnradvorgelege 136 und eine elektromagnetisch geschaltete Kupplung 138 antriebsmäßig mit einem Elektromotor 140 verbunden.

Das Reduzieren des hydraulischen Druckes in den Plungerzylindern 86 erfolgt dadurch, daß der Elektromotor 140 gegen das Drehmoment der Sicherheitsfeder 134 die Plungerkolben 78 mit Hilfe der Kugelspindel-Antriebe 130 in Richtung s _p bewegt. Das Differentialgetriebe 132 stellt dabei sicher, daß beide Kugelspindeln mit dem gleichen Drehmoment angetrieben werden. Dies wiederum bedingt, von den sich unterschiedlich auswirkenden Reibungswiderständen einmal abgesehen, Druckgleichheit in beiden Plungerzylindern. Der Wiederaufbau des Bremsdrucks erfolgt bei geöffneter Kupplung 138 allein durch die Sicherheitsfeder 134.

Bezugszeichenliste 10 Tandem-Hauptbremszylinder
12, 14 Bremskreis
16, 18 Druckmodulator
20 Vakuum-Servoantrieb
22 Anschluß
24 Steuereinheit
26 Ventilblock
28, 30 Leitung
32 Vakuum-Bremskraftverstärker
34 bewegliche Wand
36 Rückschlagventil
38, 40 Leitung
42 Rückschlagventil
44 Anschluß
46 Zylinderbohrung
48 Gewindebohrung
50 Gewindeabschnitt
52 Ventileinsatz
54 Axialbohrung
56 Flansch
58 Stirnfläche
60 Unterlegscheibe
62 Partie kleineren Durchmessers
63 O-Ring
64 Boden
66 Durchlaßöffnung
68 Ventilglied
70 Ventilstößel
72 Ventilfeder
74 Zapfen
76 Stützring
78 Plungerkolben
80 Dichtungs-Führungspaket
82 O-Ring
84 Sprengring
86 Plungerzylinder
88 Gehäuse
90 Boden
92 Gehäuseeinbuchtung
94 Faltenbalg
96, 98 Vakuum-Anschlußöffnung
100 Stange
102 Feder
104 bewegliche Wand
106 Linearführungselement
108 Gehäuse
110 Anschlagfläche
112 Winkelhebel
114 Achse
116 Lauffläche
118 Führungselement
120 Führungsfläche
122 Abwälzkurvel
124 Rollenstößel
126 Rolle
128 Achse
130 Kugelspindel-Antrieb
132 Differentialgetriebe
134 Sicherheitsfeder
136 Zahnradvorgelege
138 Kupplung
140 Elektromotor

Claims

1. Bremsschlupfgeregelte Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage, bei der die Pedalkraft auf einen Hauptzylinder und von diesem unter Einschaltung von zwei je einem der Bremskreise zugeordneten Druckmodulatoren über mehrere unabhängig absperrbare Druckmittelwege auf die Radbremszylinder übertragen wird, mit Sensoren zum Erkennen einer Blockierneigung der Räder sowie zur Erzeugung von Steuersignalen, anhand derer der Bremsdruck an den Rädern mit den Druckmodulatoren individuell oder gruppenweise beeinflußbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckmodulatoren (16, 18) in Mehrfachanordnung, insbesondere Tandem- oder Twin-Anordnung der zugehörigen Hydraulikzylinder in einem Gehäuse untergebracht und mit einer gemeinsamen Antriebseinheit betätigbar sind.

2. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckmodulatoren (16, 18) je einen hydraulischen Nehmerzylinder (86) mit einem zum Hauptzylinder (10) führenden Anschluß (22) und einem zu wenigstens einem Radbremszylinder (VL, VR, HL, HR) führenden Anschluß (28, 30) haben, und daß zwischen den Anschlüssen (22; 28, 30) ein Ventil liegt, das von einem in dem Nehmerzylinder angeordneten und mittels der Antriebseinheit gesteuerten Plungerkolben (78) betätigbar ist.

3. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß in einem Multiplexbetrieb mehrere, insbesondere zwei, Radbremszylinder (VR, HL; VL, HR) mit dem Nehmerzylinder (86) verbindbar sind.

4. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebseinheit über ein Ausgleichsgetriebe auf die Plungerkolben (78) arbeitet.

5. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgleichsgetriebe einen gelenkig mit einem angetriebenen Linearführungselement (106) verbundenen Winkelhebel (112) aufweist, der sich mit seinen Enden stirnseitig an den beiden Plungerkolben (78) abstützt.

6. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Winkelhebel (112) so ausgelegt ist, daß die maximal zugelassene Relativbewegung der Plungerkolben (78) gegeneinander gleich dem vollen Plungerkolbenhub ist.

7. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Enden des Winkelhebels (112) mit einer Abwälzkurve (122) versehen sind, so daß bei allen Winkelstellungen des Hebels (112) der Kontakt zwischen Abwälzkurve (122) und Plungerkolben (78) in deren Achszentrum und mit quer zur Achsrichtung orientierter Tangente erfolgt.

8. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Plungerkolben (78) an ihren Enden mit Rollen (26) versehen sind, die auf der jeweiligen Abwälzkurve (122) ablaufen.

9. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Linearführungselement (106) elektromechanisch bewegbar ist, insbesondere durch einen Kugelspindel-Reibungskupplungs-Mechanismus.

10. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Linearführungselement (106) mit einem Vakuum-Servoantrieb (20) betätigbar ist, der zwei Kammern (M 1, M 2) aufweist, die durch eine bewegliche, mit dem Linearführungselement (106) verbundene Wand (34) getrennt sind, wobei eine Kammer (M 1) ständig unter Vakuum steht, während die andere evakuierbar und mit unter steuerbarem Druck stehender Luft beaufschlagbar ist, um eine entgegen der an den Plungerkolben (78) angreifenden hydraulischen Kraft F _p wirkende Stellkraft an den Plungerkolben (78) zu erzeugen.

11. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Vakuum-Servoantrieb (20) eine an der beweglichen Wand abgestützte, entgegen der hydraulischen Kraft F _p an den Plungerkolben (78) wirkende Feder (102) enthält.

12. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder (102) schwach ausgelegt ist, und die Stellkraft im wesentlichen pneumatisch durch Lufteinspritzung in die belüftete Kammer (M 2) des Vakuum-Servoantriebs (20) aufbringbar ist, wobei die Summe aus pneumatischer Stellkraft F _N und Federstellkraft F _S vor Einsetzen der Bremsschlupfregelung die hydraulische Kraft F _p an den Plungerkolben (78) übersteigt.

13. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die belüftbare Kammer (M 2) des Vakuum-Servoantriebs (20) über ein gesteuertes Ventil V 7 mit der Atmosphäre verbindbar ist.

14. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Hauptzylinder (10) mit einem Vakuum-Bremskraftverstärker (32) verbunden ist, der zwei durch eine bewegliche Wand getrennte Arbeitsräume (B 1, B 2) hat, von denen einer ständig unter Vakuum steht, während der andere evakuierbar und bremspedalbetätigt mit unter steuerbarem Druck stehender Luft beaufschlagbar ist, und daß die belüftbare Kammer (M 2) des Vakuum-Servoantriebs (20) mit letzterem Arbeitsraum (B 2) des Bremskraftverstärkers (32) verbunden ist.

15. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Vakuum-Servoantrieb (20) eine weitere, mit dem Linearführungselement (106) verbundene, die ständig unter Vakuum stehende Kammer M 1 abschließende und an die Atmosphäre angrenzende bewegliche Wand (104) aufweist, die so dimensioniert ist, daß die daran wirkende Kraft im wesentlichen die Federstellkraft F _S kompensiert.

16. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Vakuum-Servoantrieb (20) eine vakuumgelöste und bei Abfall des Vakuums wirksam werdende Bremse enthält, die das Linearführungselement (106) festbremst.

17. Zweikreis-Fahrzeugbremsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebseinrichtung ein Elektromotor (140) ist, und daß als Ausgleichsgetriebe ein Differentialgetriebe (132) zwischen zwei Plungerkolbenantriebe beispielsweise in Form von Kugelspindelantrieben (130) eingeschaltet ist.