JP6827946B2 - ブレーキシステム毎のアウトレットバルブまたはブレーキ回路毎のアウトレットバルブを用いる新式のｍｕｘ調整（ｍｕｘ２．０）を備えるブレーキシステムおよび圧力調整方法 - Google Patents

Description

本発明は、請求項１の上位概念に記載されている、自動車用のブレーキシステムに関する。

国際公開第２００６／１１１３９２号（WO 2006/111392 A1）および国際公開第２０１０／０９１８８３号(WO 2010/091883 A1)から、ブレーキシステムが既知である。ここでは、ＡＢＳモードにおいて、複数のホイールブレーキにおける圧力が同時に、または閉じられているマルチプレクス方法において順次、設定される。この設定は、切替弁を介して、ならびに増圧および減圧のための駆動側のピストンの位置調整された制御を介して、各個々のホイールブレーキの圧力容積特性曲線を考慮して、行われる。有利には、流れ抵抗の少ない切替弁が、ホイールブレーキと接続されて、使用される。圧力はここで、シーケンシャルにまたは同時に、１つまたは複数のホイールブレーキにおいて変えられる。制御のために、圧力を、ピストン・シリンダ・ユニットとホイールブレーキとの間の流体力学的連通部において測定する圧力センサが使用される。

この方法の利点は、特に摩擦係数が低い場合および回生時の圧力調整が極めて正確である、ということである。さらに、弁にかかるコストが著しく低減される。なぜなら、ホイールブレーキ毎の各インレットバルブおよび各アウトレットバルブの代わりに、１つの切替弁しか必要とされないからである。これら２つの文献から既知のブレーキシステムの欠点は、電気モーターへの要求が高いということである。例えば、電気モーターは特に、小さい慣性質量ならびに逆動作に対する大きいトルクを有していなければならない。

独国特許出願公開第１０２０１２００２７９１号明細書（DE 10 2012 002 791 A1）から、ホイールブレーキが既知である。ブレーキマスタシリンダと分離弁とを有するこのホイールブレーキの基本構造は、市場で、ＭＫＣ１として既知である。これに関しては、独国特許出願公開第１０２０１３２２４３１３号明細書（DE 10 2013 224313 A1）も参照されたい。マルチプレクスモードはここで次のように設計されている。すなわち、ブレーキマスタシリンダも、圧力供給ユニットもそれぞれ分離弁を介してブレーキ回路と接続されているように設計されている。

この装置の利点は、モジュール構造、標準的なコンポーネント（ブレーキマスタシリンダ）の使用、ならびに別個の圧力供給ユニットの使用である。この装置では、ブレーキ回路において差圧は生じない。なぜなら圧力供給ユニットは、分離弁を介して、ブレーキ回路と接続されており、媒体分離のためのピストンの中間回路を介して差圧が生じることがないからである。

しかし欠点は、コンポーネントにかかるコストが高いということである。例えば特に、多数の弁、２つのチャンバを備えた、コストのかかるブレーキマスタシリンダおよびシミュレータが必要になる。

独国特許出願公開第１０２０１４１１７７２７号明細書（DE 102014117727 A1）では、独国特許出願公開第１０２０１２００２７９１号明細書（DE 10 2012 002 791 A1）に記載されたブレーキシステムに、新規の圧力供給ユニットが加えられている。この圧力供給ユニットは、ダブルストロークピストンを有しており、このダブルストロークピストンは、前進ストロークおよび後退ストロークにおいて動かされ、前進ストロークにおいては、後退ストロークとは異なる流体力学的横断面を有し、これによって、コントロールされた減圧が可能になる。

この構成の利点は、圧力生成ユニットによる継続的な移送、ならびに比較的小さい流体力学的面の使用による、インレットバルブとアウトレットバルブとを備える従来のブレーキシステムにおけるモーターの小型化ポテンシャルである。しかし調整モード時の使用のためのモータートルクに対する高いダイナミクス要求が原因で、この小型化の利点は利用不可能であり、したがってブレーキシステムを有利に小型化することはできない。

さらに、従来技術から、距離シミュレータを有する種々のブレーキマスタシリンダの構成が既知である。これらは、２つのピストンまたは３つのピストンならびに距離シミュレータによって形成されている。

ブレーキマスタシリンダの有利な構成は、距離シミュレータに対する相当するバルブ接続（フォールバックレベルにおけるスイッチオフ、機能弁、フォールバックレベル時の供給）、ならびにブレーキ・バイ・ワイヤモードにおけるペダルの分離のための、ブレーキ回路に対する分離弁を設けている。ここでは単なる例として、独国特許出願公開第１０２０１００８１４６３号明細書（DE 10 2010 081463 A1）および独国特許出願公開第１０２０１３２１６４７７号明細書（DE 10 2013 216477 A1）を参照されたい。さらなるブレーキシステムは、独国特許出願公開第１０２０１５１０３８５９．５号明細書（DE 10 2015 103859.5 A1）（２つのピストンによるＭＵＸ）、独国特許出願公開第１０２０１１１０２２７０号明細書（DE 102011102270 A1）（３つのピストン）、独国特許出願公開第１０２０１３２１６４７７号明細書（DE 10 2013216477 A1）（ＣＡＳ、３ピストンシステム、補助ピストン、プッシュ・ロッドピストン、浮動ピストン、部分マルチプレクスモードによる）および独国特許出願公開第１０２０１３２２４３１３号明細書（DE 10 2013224313 A1）から公知である。

本発明において説明される圧力調整モジュールは、距離シミュレータを有する全ての上述したブレーキ・バイ・ワイヤブレーキマスタシリンダ構成とともに機能し、したがって以下で、詳細に説明されない。ブレーキマスタシリンダ構成における違いは実質的に次のことによって理由付けされる。すなわち、ペダル反作用に関する異なる顧客の要望が大きく存在し、さらに、自動車サプライヤーは標準的なコンポーネントをブレーキマスタシリンダにおいて使用することを望んでおり、特定の構成は、圧力供給ユニットに対して１つまたは複数の分離弁を必要とする、ということである

独国特許出願公開第１０２０１３２１６４７７号明細書（DE 10 2013 216477 A1）から、ＡＢＳ用の圧力供給ユニットおよび圧力調整のためのバルブ接続を備えた３ピストンＴＨＺが既知である。通常モード時には、第２の圧力室は無圧であり、第３の圧力室はＳＫピストンに割り当てられている。これは自身の開始位置に固定されている。圧力調整は、ＨＡ回路においてはＭＵＸで行われ、前軸回路においては、必要に応じて、ＭＵＸで、または２つの付加的なアウトレットバルブで行われる。これらのアウトレットバルブは、Ｐ_ａｂ機能において、圧力媒体を付加的な弁を介してリザーバへと導く。圧力調整はマルチプレクスモードにおいて、国際公開第２００６／１１１３９２号（WO 2006/111392A1）から公知の容積測定を介して行われるのではなく、圧力検出器によって常に圧力測定をしながら、いわゆるホイールバルブのＰＷＭを介して行われる。

本発明の課題は、高い調整の質と調整の性能とを備えた低コストのブレーキシステムを提供することである。

本発明の上述の課題は、請求項１の特徴部分に記載された構成を有するブレーキシステムによって解決される。本発明の有利な構成もしくは設計は、従属請求項の特徴から明らかになる。

本発明のブレーキシステムは、ＡＢＳ用の４つの切替弁またはインレットバルブおよびアウトレットバルブを備える８バルブ技術によって構成されているマルチプレクス調整による、既知のブレーキシステムに対する顕著な改善を特徴とする。本発明のブレーキシステムは、有利には、ブレーキ・バイ・ワイヤブレーキシステムの種々のブレーキマスタシリンダコンセプトと組み合わせて、汎用可能である。

本発明のブレーキシステムは、極めて動的なＭＵＸモードを特徴とし、大きな性能向上を可能にし、さらに弁の数を最小にすることによる大きなコスト低減を可能にする。ここで有利には、修正されたインレットバルブをベースにした簡易化された切替弁を使用することが可能である。さらに、少数の圧力検出器／センサしか必要としない。特に有利には、小型の、低コストのモーターしか、圧力供給ユニットの駆動部として必要とされない。

本発明によって、有利には、圧力調整を伴う圧力調整モジュールが提供され、この圧力調整モジュールは、高い圧力調整の質と、短い周期時間による高いダイナミクスと、有利なコンタクトフローを有する、流れの僅かな切替弁の特別な簡易化された設計と、圧力供給ユニットのモーターへの低減された要求と、最小の流れ抵抗とを特徴とする。

これは、小型のブレーキシステムによって実現され、このブレーキシステムは、種々の動作モード、例えば回生、ＡＢＳ、ＥＳＰ、ＡＳＲにおける圧力容積制御による圧力調整における高い調整の質の形態としてのマルチプレクサの利点を、新式の減圧調整コンセプトおよび増圧調整コンセプトによって拡張する。この調整コンセプトは、一時的に開けられるブレーキ回路における周期時間の低減のために少数のアウトレットバルブしか必要としない。

課せられた要求は本発明では、次のことによって満たされる。すなわち、少数の弁および有利には圧力生成ユニットの有利な構成による、閉じられており、部分的に開けられるブレーキ回路における動作によって満たされる。ここでこの圧力生成ユニットは、１つの作動室だけを区切るプレッシャーピストンまたは２つの作動室を区切るダブルストロークピストンを備えた圧力生成ユニットのインテリジェントな構造を有している。

以下の基本的な着想が、本発明のブレーキシステムの基になっている。
・ＡＢＳ調整モードにおける最小の容積損失を伴う、閉じられており、部分的に開けられるブレーキ回路における圧力調整
・１つのまたは２つのブレーキ回路における複数の切替弁および１つのアウトレットバルブによる、高い自由度と、高い調整の質と、ダイナミクスとを備えた増圧および減圧
・圧力供給ユニットにおけるダブルストロークピストンを用いた、閉じられているブレーキ回路における、部分的に同時に行われる増圧および減圧
・圧力供給ユニットの電気モーターの電流測定の、間接的な圧力測定のための利用および２つのブレーキ回路における、特に減圧調整および増圧調整における利用
・圧力供給ユニットと、圧力供給ユニットをリザーバと接続している弁とを介した、圧力検出器を介した圧力測定による、正確な圧力制御された減圧（ＰＤ１、ＰＤ３弁を備えるダブルストロークピストン）
・事前充填作用を有するダブルストロークピストンとして構成された圧力供給ユニットの新式の構成、特に、高い圧力下での増圧時の種々の流体力学的面の利用
・閉じられているブレーキ回路におけるマルチプレクスモードにおける有利な調整による、開けられているブレーキ回路における動作の最小化

本発明のブレーキシステムでは、当然ながら、上述した全ての着想が実現される必要はない。しかし、次のことが重要である。すなわち、ブレーキ回路あたり最大１つのアウトレットバルブと、ホイールブレーキあたりそれぞれ１つの切替弁とが、増圧および減圧のために設けられており、これによって有利には必要な弁の数が、従来のＡＢＳシステムにおいて必要であった８つよりも少なくなる、ということが重要である。

本発明のブレーキシステムは、さらに、新たなインテリジェントなマルチプレクス方法を有している。このマルチプレクス方法は、複数のホイールブレーキにおいて、１つもしくは複数のアウトレットバルブの時間制御を介して実質的に同時の減圧を予定し、さらに自由選択式に、種々のブレーキ回路における同時の減圧と増圧も可能にする。

本発明の原理は、ダイナミクス要求が少なく、かつ圧力設定精度要求が高い通常モード時に、特に、通常の制動力倍力、回生、低μでのＡＢＳの場合に、全てのホイールブレーキもしくはホイールブレーキシリンダにおいて、圧力が、圧力供給ユニットのピストンの距離制御を介して、圧力容積特性曲線（複数の圧力容積特性曲線）を考慮して、同時にまたはシーケンシャルに増大および低減される、ということである。ここでは、切替弁のＰＷＭ制御は使用されない、または簡易化されたバルブ接続が使用される。その代わりに、ホイールブレーキに割り当てられている切替弁が、圧力設定時に常に全時間にわたって開弁されており、所望のもしくは予め定められた目標圧に到達した後に閉弁され、これによって、ホイールブレーキ内のブレーキ圧が保たれる。高いダイナミクス要求を有する動作状況、例えば高μ時のＡＢＳ、μスプリット、ＥＳＰおよびＡＳＲにおいては、圧力は基本的に全てのホイールブレーキシリンダにおいて、常に、圧力容積制御によって、マルチプレクスモードにおいて、すなわち同時にまたはシーケンシャルに増圧される。ここでも切替弁のＰＷＭ制御は使用されず、減圧は、ホイールブレーキの一部において、マルチプレクスモードにおいて、同時にまたはシーケンシャルに行われ、また１つもしくは２つのホイールブレーキにおいては、割り当てられた各アウトレットバルブを介して、圧力がリザーバ内へ移送される。ここでこの各アウトレットバルブは、事前に定められた時間の間だけ開弁され、これによって、この時間において、ホイールブレーキ内の圧力を、目標圧まで低減することが可能である。同様に、減圧を、圧力供給ユニットの作動室を介して、かつそこから切替弁にわたって、リザーバへと行うこともできる。この切替弁は同様に時間制御されるので、弁が開弁される所定の時間において、圧力を、目標圧まで減圧することができる。別のホイールブレーキにおける減圧を、同時に、容積制御を介して、圧力供給ユニットのピストンによって行うことができる。

閉じられているブレーキ回路におけるマルチプレクスモードにおける減圧調整は、従来技術に対して、次のことに関して拡張されている。すなわち、２つのホイールブレーキにおける同時の減圧時に、複数の切替弁ＳＶが同時に、または時間的にずらして開弁されるということに関して、拡張されている。ここで、比較的高い圧力を有しているホイールの切替弁が時間的に早く開弁される。

開けられているブレーキ回路における減圧は、有利には、リザーバに対するアウトレットバルブの時間制御を介して行われる。アウトレットバルブを介した減圧によって、ブレーキ回路が短時間、開けられる。

上述した拡張によって、マルチプレクサもしくは圧力供給ユニットの負荷が著しく低減され、同時に、より短い周期時間によって調整の質が向上する。

ブレーキ回路の１つのホイールブレーキのアウトレットバルブの開弁によって圧力が低減され、同時に、このブレーキ回路の別のホイールブレーキにおける圧力が圧力供給ユニットによって低減されることによって、このブレーキ回路における圧力が迅速に低減される。相応するアウトレットバルブを有していない従来のマルチプレクサでは、あるブレーキ回路の２つのホイールブレーキにおける減圧は、時間的に順次行われなければならず、これによって継続時間は少なくとも２倍になってしまうであろう。

アウトレットバルブも、ホイールブレーキに割り当てられている２つの切替弁も、マルチプレクスモードにおいて開弁される場合、アウトレットバルブが有利には、このブレーキ回路の２つのホイールブレーキにおける減圧に利用されてもよい。

特に、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける調整を簡易化するために、有利には、ブレーキ回路における１つのアウトレットバルブのみが使用される。したがって、１つまたは２つのホイールブレーキシリンダにおける減圧のために、１つのアウトレットバルブ（ＡＶ３、図１ａ）が利用される。１つのアウトレットバルブを介した２つのホイールブレーキにおける減圧のために、ホイールブレーキシリンダは、圧力供給ユニットから分離される。同時に、ブレーキ回路ＢＫ ＩおよびＢＫ ＩＩにおける圧力が、ホイールブレーキの圧力容積制御を介して、同時にまたはシーケンシャルに増大または低減されてよい。このような自由度は、４つのホイールブレーキの圧力設定の周期時間の顕著な低減をもたらし、特に、極限的な状況において、例えばμが変動する場合に、特に高μ領域において、極めて有利に調整の質（車両速度とホイール速度の差）に作用し、制動距離をより短くする。さらに、ブレーキ回路における容積損失が最小化される。なぜなら、調整モードにおいて、極めて僅かな容積しか失われないからである。これは、圧力供給ユニットの容積の小型化に有利に作用する。

従来技術の前述された完全ＭＵＸシステムは、複数のホイールブレーキにおける圧力レベルが極めて異なっている場合に、既知のように、同時に行われる減圧Ｐ_ａｂの問題を有している。多くが、複数のホイール／ホイールシリンダの圧力容積特性曲線の評価を用いて、圧力制御に容積制御を使用している。しかし、特に前軸の、複数のホイール／ホイールブレーキの減圧Ｐ_ａｂ時の時間損失は、できるだけ小さくあるべきである。しかし既知のＭＵＸシステムの切替時間によって、明確な時間的なずれが、マルチプレクスモードへの必要な切替時間によって生じる。前軸（Ｖ）の高い制動力割合の結果、前軸は特に、良好な調整に対して高い要求を課す。これは、ホイールが常に極めて動的に、ほぼ最適なブレーキ圧で、最適スリップ近傍で動作されるべきであることを意味している。上述した、容積および時間制御を伴う極めて動的な調整ストラテジーが使用される限り、本発明のブレーキシステムは、このような要求に特に適している。

さらに、上述した既知のブレーキシステムでの（小さい）欠点は、ホイールが減圧Ｐ_ａｂを要求した場合には、増圧Ｐ_ａｕｆを行うことができない、ということであった。完全ＭＵＸに対する選択肢として、部分ＭＵＸシステムが提案され、ここでは、ＭＵＸを有するＢＫと、従来のＥＶバルブおよびＡＶバルブを有する第２のＢＫとが構想されている。

アウトレットバルブ（ＡＶバルブ）の重大な欠点は、圧力制御の精度が悪いこと、圧力変動および騒音形成である。上述した調整ストラテジーでは、主に、静かな、容積制御されたマルチプレクスモードが使用される。アウトレットバルブは、継続的に必要なのではなく、使用されるのは比較的希である。

これは、前軸に対する第１の優先順位と、リザーバへの非チョーク還流を伴うアウトレットバルブＡＶの付加的な使用とを有するマルチプレクサの優先順位制御によって実現される。後軸に対しては、第２の優先順位を有するマルチプレクサによって減圧Ｐ_ａｂが行われる。これに対して択一的に、減圧Ｐ_ａｂが後軸で、切替弁の正確な時間制御で行われてよく、これによって、僅かな時間遅延しか生じない。

調整全体の間、減圧の開始時に、全てのホイールの圧力が記憶される。したがって、圧力供給ユニット（ＤＥ）のＭＵＸ制御は迅速に、最適な制御圧に切り替えられる。圧力差が既知であり、かつ圧力容積特性曲線から、容積、ひいてはアウトレットバルブまたは切替弁の時間制御のための貫通流量も特定可能であるので、従来技術と比べて正確なアウトレットバルブの時間制御が、これによって可能になる。圧力変化の終端付近の圧力変動は、付加的に、圧力供給ユニットの相応するピストン制御による減圧サポートによって低減され得る。

この方法の時間的な経過を後に図面に詳細に示し、説明する。

容積制御とは、本発明では、制御装置が目下の圧力レベル、圧力容積特性曲線ならびに目標圧を各ホイールブレーキ（複数のホイールブレーキ）に対して評価し、これらのデータに基づいて、圧力供給ユニットによって提供されなければならない必要な移送容積を計算することである。このような移送容積に基づいて、次に、圧力供給ユニットのピストンの必要な変位距離が特定される。相応するバルブ接続および圧力供給ユニットの構成において、増圧Ｐ_ａｕｆをある１つのブレーキ回路で行い、同時に減圧Ｐ_ａｂを別の１つのブレーキ回路で行うことが可能になる。

マルチプレクスモードの場合に必要な弁は、差圧への要求および磁気回路の大きい寸法による貫流横断面によって、これまでは比較的高価であった。ブレーキ回路からアーマチュア室内へ、続いて弁座を介してホイールシリンダへと向かう電磁弁の相応する流れ込みによって、本発明のブレーキシステムでは、有利には、低コストの標準的な電磁弁が使用可能である。

調整をサポートするために、圧力センサが、圧力特定のために、一方のブレーキ回路内で使用される。他方のブレーキ回路における圧力は、分離弁による分断の場合、既知の方法を介して、電気モーターの位相流測定を介して間接的に求められる。温度センサが、ピストンを駆動する電気モーター内に配置される場合、圧力推定の精度がさらに高くなる。なぜなら、トルク定数は、温度に対して比例して変化するからである。ブレーキマスタシリンダの横断面積、伝達比が既知の場合には、電気モーターの位相電流とトルクとの間の比例関係を介して、圧力が計算可能である。

本発明のブレーキシステムに対しては、マルチプレクスモードにおける増圧および減圧が可能であるダブルストロークピストンの使用が有利である。別の弁（ＴＶ２ｂもしくはＺＡＶ）が、ダブルストロークピストンの第２のチャンバ（図４ａ、図５）における減圧に対して使用可能であるのも有利である。特に、ダブルストロークピストンの場合、１つまたは複数の減圧弁（ＰＤ３、ＰＤ１ 図５ａ−図５ｄ、図６）の使用が有利であり、これによって、ブレーキシステムにおける圧力が、実質的に、閉じられているモードにおいて低減され、減圧を高い圧力のもとでも、騒音が少なく行うことができる。これは特に、ＡＢＳ介入後の静止状態におけるフェーディングおよび減圧を伴う制動力倍力モードにおいて望まれている。

減圧はこの場合には、ピストン後退ストロークを介して、圧力供給ユニットを介した圧力検出器を介した圧力測定による圧力調整された減圧を介して、かつ／または圧力供給ユニット（ダブルストロークピストン）をリザーバと接続する弁（すなわちＰＤ３、ＰＤ１）を介して行われる。２つのブレーキ回路における減圧の調整のために、圧力検出器が、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおいて使用される。圧力が個々にブレーキ回路ＢＫ ＩおよびＩＩにおいて低減されるべき場合には、付加的に、位相電流測定に基づいた圧力推定が使用される。この際に減圧を、ピストンのチャンバ４を介して、または２つのチャンバ４および４ａを介して行うことができる。

ピストン後退ストロークを介した減圧はここで、通常の制動力倍力モードにおいて、阻止圧近傍の圧力まで行われ、ＰＤ３、ＰＤ１を介した減圧は、高い圧力からの減圧の場合に、特に、フェーディング後もしくはＡＢＳ調整過程の終了後に行われる。

圧力供給ユニットにおけるダブルストロークピストンは、流体力学的面が、前進ストロークと後退ストロークとにおいて異なっているように設計されていてよい。流体力学的に作用する面の変化によって、高い圧力のもとでのトルク需要が低減される。同時に、事前充填作用が得られる。すなわち、低い圧力のもとでの比較的大きい体積流によって、極めて迅速な制動が実現される、もしくはパッド空隙を克服することができる。

小さい流体力学的作用面は、ダブルストロークピストンが後退ストロークにおいて動作されることによって有効になる、もしくは付加的に前進ストロークにおいて、切替弁（ＳｈＶ）を介してまたは２つの弁（ＴＶ２およびＴＶ２ｂ）を介して、ダブルストロークピストンの前方チャンバと後方チャンバとが連通され、これによって、小さい流体力学的面が増圧において作用する。ダブルストロークピストンが引き戻されると、減圧弁ＰＤ１の開弁を介して、２つのブレーキ回路における圧力がリザーバ内へと低減される。これによって、閉じられているブレーキ回路における、騒音の少ない動作が可能になる。インテリジェントな駆動制御によって、分離弁の開弁が、高い差圧（ブレーキ回路圧力対ダブルストロークピストン内の圧力）の場合でも次のことによってサポートされる。すなわち、ダブルストロークピストンが、この弁の開弁の前に、作動室内の圧力を変え、低い差圧での開弁を可能にすることによってサポートされる。これによって、分離弁の小型化が可能になり、特に、多い貫流および低い差圧に合わせて分離弁を設計することが可能になる。

減圧はここで、圧力容積制御を介したピストン後退ストローク（ＰＤ１ 開弁）と、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおけるアウトレットバルブの必要に応じた開弁とによって行われ、ならびに減圧がＴＶ２ｂ（ＺＡＶ）を介して行われる。騒音の低減のために、この動作点に対して、アウトレットバルブが時間制御されて、制御下で開弁可能であり、ピストンを介した減圧が影響される。したがって圧力変動が回避され、目標圧レベルへの穏やかな過渡が実現される。これは特に、ＺＡＶを介した減圧時に有効に使用可能である。

後退ストロークにおいて、弁ＰＤ１が閉弁状態の場合には、増圧だけが行われる、もしくは容積が一方のブレーキ回路から他方のブレーキ回路へと移動される。このような増圧は、有利には、圧力が通常の動作レベルを超えて著しく増大されなければならない場合にのみ使用される。これは例えば１２０バールを超えるフェーディングの場合である。

さらに、図５ｂに示されているように、一方のブレーキ回路では、１つまたは２つのホイールブレーキシリンダにおいて圧力が低減可能であり、他方のブレーキ回路では、同時に、圧力容積制御方法によって圧力が増大可能である。圧力の調整はここでは、相応する、適した圧力容積特性曲線を介して行われ、この圧力容積特性曲線は、動かされるホイールブレーキの容積ならびに流体力学的作用面を考慮する。目標圧に達すると、属する各弁が閉弁され、依然として機能しているホイールブレーキの容積がＰＤ１を介して低減される。同時に、アウトレットバルブを介して、減圧が可能である。

システムでは、有利にはＭＵＸ調整、すなわち圧力容積特性曲線を介した圧力制御が、閉じられているブレーキ回路のもとで使用される（図２ａ−図２ｂ）。したがって、閉じられているブレーキ回路において、圧力が、圧力容積特性曲線に基づいて増大および低減される。これは特に、制動力倍力、回生、低い周波数および圧力振幅のもとでのＡＢＳモードで行われる。例えば、ＡＢＳモード後のコントロールされた減圧、高い周波数のもとでの同時の増圧および減圧等の別の動作ケースでは、圧力は、アウトレットバルブの時間制御に対して付加的に、必要に応じて、プランジャ距離制御によってサポートされて、減圧において影響される（図６ｂ）。

ブレーキ回路の開放時の減圧後に、常に、ブレーキ回路において容積損失、ひいては圧力生成ユニットのピストン位置における距離変化が生じる。したがって、圧力容積特性曲線のオフセットシフト分ΔＳ_０を検出するのが有利である（図２ｂ）。これはＭＵＸ調整にとっては不要である。しかし、ピストンが、調整過程の際にストッパーに当接するのを阻止するための、容積バランスの調整および最適化のために必要である。特に、ストローク方向において制限された容積を有するダブルストロークピストンの使用時には、ピストンの絶対位置の情報が調整にとって重要である。

アウトレットバルブ（複数のアウトレットバルブ）および減圧Ｐ_ａｂ時間制御を伴う、この提案された制御は、モーターのダイナミクスの負荷を著しく軽減する。アウトレットバルブの希な使用によって、ＡＢＳ圧力調整がブレーキ回路の開放を必要としない、という利点が得られる。これは、ブレーキ回路が故障する確率を低減させ、自動走行／制動に対する特別な利点をもたらす。

したがって圧力調整と、自身の種々の実施形態とを有する圧力調整モジュールは、制限を伴わない完全な圧力調整のためのモジュールと、欠陥に対するより高い安全性を提供する。従来のマルチプレクサの欠点、例えばシーケンシャルなホイール操作のために周期時間が長いこと、同時の増圧および減圧が不可能であること、電気モーターのダイナミクスに対する要求が高いことは、これによって解決され、最少のバルブコストを伴う、近似的に完全な調整に対する基礎が得られる。圧力供給ユニット（シングルストロークピストンまたはダブルストロークピストン）の選択に応じて、異なる自由度が得られる。シングルストロークピストンは、ソフトウェアの複雑性が低いという利点を有しており、ダブルストロークピストンは、全ての自由度を提供し、モーターの小型化を可能にする。さらに、圧力供給ユニットの選択とは無関係に、マルチプレクス調整の逆動作に対するモータートルク需要への要求が著しく低減され、電気モーターの構造サイズおよびコストが著しく低減される。

システムレイアウトにおけるさらなる改善は、有利には、圧力供給ユニットの容積を、スニッファ孔を介して、浮動ピストンの前面に供給することによって得られる。これによってさらに、有利には、コストの低減とともに、安全性が高まる。このようなシステムレイアウトの場合には、分離弁ＴＶ１を省くことができる。なぜなら、圧力供給ユニットは、システムの故障時に、ピストンの運動を介して分断されるからである。これはコスト上の利点を提供し（弁の数が少ない）、さらに圧力供給ユニットと第１のブレーキ回路（ＢＫ Ｉ）との間の流れ抵抗を低減させる。

ブレーキマスタシリンダと、１つまたは２つのブレーキ回路におけるアウトレットバルブ（複数のアウトレットバルブ）を有する圧力供給部とを有する、本発明のブレーキシステムの第１の可能な実施形態 簡易化された圧力容積特性曲線の例 図１ａに示された基本システムにおける圧力調整の可能性 従来技術の調整システムにおける、ＡＶ／ＥＶを有するバルブ接続 ブレーキ回路における切替弁とアウトレットバルブとを用いる新たな調整のための有利なバルブ接続 ブレーキ回路における本発明のインレットバルブ 閉じられているブレーキ回路（ＡＶ、ＺＡＶが閉じられている）における圧力容積調整 ホイールブレーキ１およびホイールブレーキ２に対する圧力容積特性曲線およびブレーキ回路の開放によるオフセットシフト 従来のマルチプレクス調整のシーケンス 減圧時の、ＡＶバルブによる周期の短縮 マルチプレクス調整 アウトレットバルブを介した減圧時の時間制御 ４つのホイールブレーキでの例示的な調整の時間経過 ４つのホイールブレーキでの例示的な調整の時間経過 ４つのホイールブレーキでの例示的な調整の時間経過 ダブルストロークピストン（ＤＨＫ）を備えた有利なブレーキシステム構造 ＤＨＫおよびアウトレットバルブによる本発明のマルチプレクスモードにおける増圧調整 ＤＨＫ後退ストロークおよびアウトレットバルブにおけるマルチプレクスモードにおける同時の減圧および増圧調整 ＤＨＫ前進ストロークおよびアウトレットバルブにおけるマルチプレクスモードにおける同時の減圧および増圧調整 圧力生成ユニットおよびＰＤ３弁を介した、閉じられている回路における２つのブレーキ回路における、調整されたまたは制御された減圧 有利な２回路式の構成におけるダブルストロークピストンシステム

図１ａは、本発明のブレーキシステムの基本実施形態を記載している。これは、ブレーキマスタシリンダＨＺＥと、シングルストロークピストン（３）を備えた圧力供給ユニットＤＥと、１つのブレーキ回路または自由選択的に２つのブレーキ回路における、アウトレットバルブ（複数のアウトレットバルブ）ＡＶ１、ＡＶ３と、を有している。ブレーキ回路ＢＫ ＩＩは、有利には、前軸に割り当てられている。アウトレットバルブＡＶ１はオプショナルである。すなわち、必ずしも設けられていなくてよい。

ブレーキシステムは、従来技術に従ったブレーキマスタシリンダから成る。このブレーキマスタシリンダは、ブレーキマスタシリンダユニットＨＺＥと、リターンスプリング１を備える浮動ピストンＳＫと、プレッシャーピストンＤＫまたはプランジャまたは補助ピストンＨｉｋｏと、流体力学的に動かされる距離シミュレータＷＳと、から成り、さらにピストン・シリンダ・ユニットの機能に対する相応する制御弁ＨＺＶを有している。これらは、例えば従来技術に記載されている。

特に以下の実施形態が可能である。
ａ）弁を介して遮断可能な距離シミュレータが接続されている、プレッシャーピストンＤＫと浮動ピストンＳＫとの形態の２つのピストンを有するブレーキマスタシリンダ
ｂ）距離シミュレータ操作に対する補助ピストンＨＳと、供給弁および／または故障時の機械的な介入を有する３ピストンシステム
ｃ）浮動ピストンＳＫと供給を伴う補助ピストンＨｉｋｏとを有する２ピストンシステム

全ての実施形態において、ブレーキマスタシリンダユニットＨＺＥは、圧力供給ユニットＤＥから分断可能である。これは、形態Ｖａｒ２では、分離弁ＴＶ１およびＴＶ２を介して行われ、または第２の、示されている形態Ｖａｒ１では、浮動ピストンの供給の遮断を介して行われる。ＨＺＥのバルブ接続は、次のことに配慮する。すなわち、圧力供給ユニットＤＥがアクティブな場合に、不所望な反作用がペダルＢＰに生じず、フォールバックレベル（システム故障）において、ブレーキマスタシリンダユニットＨＺＥの容積が、ホイールブレーキＲＢ１−４に移送されることに配慮する。さらに、各ホイールブレーキに、切替弁ＳＶ１−４が、ブレーキマスタシリンダＨＺＥの各属する作動室Ａ１もしくはＡ２へ流体力学的に接続されて配置されている。しかし本発明のブレーキシステムの場合には、ブレーキマスタシリンダＨＺＥの具体的な構成は重要ではない。

ブレーキシステムは４つの切替弁ＳＶ１、ＳＶ２、ＳＶ３およびＳＶ４を有しており、これらを介して圧力供給部ＤＥおよびブレーキマスタシリンダＨＺＥは、ホイールブレーキＲＢ１−４と接続されている。切替弁ＳＶ１−４は、有利には、少ない流れ抵抗を有しており、ＭＵＸモードに適している。付加的に、アウトレットバルブＡＶ３が、１つのブレーキ回路において、ＭＵＸとは無関係の、ホイールブレーキＲＢ３における減圧のために設けられている。アウトレットバルブＡＶ３は、ホイールブレーキＲＢ３とリザーバ１０との間の流体力学的連通部において配置されている。有利には、アウトレットバルブＡＶ３は、ブレーキ回路の前軸ホイールブレーキＲＢ３に位置付けされている。なぜならこのホイールブレーキにおける圧力は極限的な状況において、迅速に、かつ大きい時間遅延無く、低減されなければならないからである。なぜなら、顕著なブレーキ作用は、前軸から生じるからである。

圧力供給ユニットＤＥは、電気モーターＭから成る。電気モーターは、スピンドル２を介してピストン３を駆動する。このピストンは、圧力チャンバ４内の容積を圧縮する、または移送する。圧力供給ユニットのモーターＭは、２つまたは３つのセンサを有していてよい。すなわち、ａ）角度検出器６、ｂ）電気モーターの位相電流を測定する電流測定センサ７ならびにｃ）必要に応じて、電気モーターＭのコイル温度を求めるための温度センサ８

圧力供給ユニットＤＥは有利には、バルブブロックまたはＨＺＥ内に配置されている。圧力供給ユニットＤＥの圧力チャンバ４は、逆止弁５によってリザーバ１０と連通されている。圧力供給ユニットＤＥの出口には、圧力センサ９が配置されている。ブレーキ回路ＢＫ ＩＩは分離弁ＴＶ２を介して、ブレーキ回路ＢＫ Ｉは分離弁ＴＶ１を介して、圧力供給ユニットＤＥと接続されている。フォールバックレベルにおいて、チャンバと圧力供給ユニットＤＥとの分離が行われる分離弁ＴＶ１を省くことができる。これが、浮動ピストンＳＫのスニッファ孔ＳＬを介した圧力供給ユニットＤＥからの圧力供給によって行われてよい。

ＡＢＳおよび回生時の圧力調整のために、制御装置およびその調整部によって、増圧（以下でＰ_ａｕｆと称される）および減圧（以下でＰ_ａｂと称される）のための必要な圧力変化が特定される。圧力生成ユニットＤＥが圧力調整を担う。ここでは、同時にまたは時間的にずらして、個々のホイール／ホイールシリンダに圧力が供給される。このために、電気モーターＭによって、例えばピストン３を介して、相応する容積が、圧力変化のために２つの方向において移送される。

この際に、従来技術では、圧力変化が、切替弁のＰＭＷによる相応する時間制御およびＤＥの圧力の圧力制御によって行われ得る。しかしこれは、複雑な圧力モデルを伴う極めて正確なＰＷＭ方法を必要とする。したがって有利には、上述したように容積制御が使用される。このためには、それぞれ、増圧または減圧に関与するホイールブレーキＲＢ１−４の圧力容積特性曲線（ｐＶ特性曲線、図１ｂおよび図２ａを参照）のデータが、調整器のメモリに格納される。ここで、調整器によって、圧力変化分Δｐが要求されると、ホイールでの圧力調整のために、差分容積ΔＶがこれに相応して、ピストンによって、２つの方向±ΔＳにおいて調節される。さらに、１つまたは複数の切替弁の開弁が行われ、この切替弁は、容積移送が終了した後、再び閉弁される。ピストン３の位置、例えばストローク開始またはストローク中央、終端は、調整に対するΔＰ容積制御に対して意味が無い。ここでは圧力変化の間、時間的な制御が使用され、これによって、圧力変化の終端付近で移行機能が実行される。これは、例えば、圧力変動の低減のため、ひいてはこれと結び付いている騒音の低減のために行われる。

２つまたは２つよりも多くのホイールが同時に、圧力変化を必要とする場合には、高いダイナミクスが必要になる。本発明はこのために、モーターダイナミクスの負荷軽減のために、１つまたは２つの付加的なアウトレットバルブＡＶを使用することを提案する。容積制御時には、特に、圧力供給ユニットＤＥおよびホイール内の圧力レベルも重要である。圧力レベルが、圧力変化時に、調整されるべきホイールの開始圧力に相当する、ということがここでは有利である。これによって、迅速かつ騒音の少ない圧力調整が実現される。時間経過は、図３、図３ａ、図３ｂおよび図４、図４ａ、図４ｂに示されている。

圧力供給ユニットＤＥとして、シングルストロークピストン、段付きピストン、ダブルストロークピストンを有する、正確な容積制御を可能にする全てのポンプ、例えば、歯車ポンプも可能である。

図１ａでは、上述した機能の際に、圧力生成が、１回路式で、直接的に、ＢＫ Ｉにおける分離弁ＴＶ１を介して（Ｖａｒ２）、または択一的に、ＳＫピストンの前面のスニッファ孔ＳＬを介して（Ｖａｒ１）行われる。ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける圧力供給は、分離弁ＴＶ２を介して行われる。浮動ピストンＳＫの前面のスニッファ孔ＳＬを介した供給時には、自由選択的に、分離弁ＴＶ１を省くことができる。なぜなら、システム故障時には、圧力生成ユニットＤＥは、ブレーキマスタシリンダ作用から分離されるからである。ここでは、ピストンＳＫが動き、圧力供給ユニットＤＥを切り離す。これに対して択一的に、破線で示したように、圧力生成ユニットＤＥが、ＴＶ１を介して直接的に、ＢＫ Ｉと接続されてよい（Ｖａｒ２）。ＳＫピストンは、Ｖａｒ１においては、フォールバックレベルにおいてのみ動かされるので、特別な診断回路が必要であり、ここでは浮動ピストンＳＫが動かされ、密閉性が検査される。

図１ｂは、簡易化された圧力容積特性曲線をベースにした、既知の圧力制御を記載している。これは、ＭＵＸ調整をベースにしている。要求されている圧力差Δｐに相応して、特性曲線から、容積変化分ΔＶが読み出される。この容積変化分は、ピストン３の距離変化分Δｓにおける圧力生成ユニットＤＥのプランジャの変位によって実行される。これは、増圧の場合にも、減圧の場合にも当てはまる。

図１ｃは、図１ａの基本実施形態における圧力調整の基本的な可能性を示している。このシステム自体、圧力調整の以下の自由度を有している。
・主に、全てのホイールシリンダにおけるマルチプレクス調整（圧力容積制御による圧力調整）による、全てのブレーキ回路ＢＫ ＩおよびＢＫ ＩＩにおける、同時またはシーケンシャルな増圧および減圧
・開弁状態の分離弁ＴＶ１を介した、ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける増圧および減圧におけるマルチプレクス調整、ならびに分離弁ＡＶ３を介した、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける同時の減圧
・ホイールブレーキＲＢ１、ＲＢ２およびＲＢ４のための、ブレーキ回路ＢＫ ＩおよびＩＩにおける、増圧および減圧における、ＳＶ１、ＳＶ２、ＳＶ４を介したマルチプレクス調整ならびに閉弁状態の切替弁ＳＶ３のもとでの、開弁状態のアウトレットバルブＡＶ３を介した、ホイールブレーキＲＢ３における同時の減圧

ＢＫ Ｉにおける切替弁ＳＶ１およびＳＶ２を介した減圧Ｐ_ａｂは、主に、圧力容積制御を介してシーケンシャルに、または同時に行われる。このために、各切替弁ＳＶｉは常に開弁状態にある。異なる開始圧力のもとでの同時の減圧Ｐ_ａｂの場合には、自由選択式に、ＭＵＸ調整から異なっていてよい。ここでは、切替弁ＳＶ１とＳＶ２が時間的にずらして開弁され、減圧Ｐ_ａｂが切替弁ＳＶ２を介して制御される。分離弁ＴＶ１は、減圧時には、通して開弁されている。ホイールブレーキＲＢ１はこの実施例において、比較的高い圧力を有している。したがって、属する切替弁ＳＶ１は切替弁ＳＶ２より前に開弁される。圧力差が既知であることに基づいて（ホイールブレーキＲＢ１およびＲＢ２におけるホイール圧ならびに圧力生成ユニットＤＥにおける圧力は既知である）、時間制御が正確に決定される。圧力生成ユニットＤＥの圧力に近似的に達すると、切替弁ＳＶ２が開弁される。次に、さらなる減圧が、２つのホイールブレーキシリンダＲＢ１およびＲＢ２において同時に、ピストン３を介した制御によって、開弁状態の切替弁ＳＶ１、ＳＶ２およびＴＶ１のもとで行われる。ホイールの目標圧に達すると、相応する切替弁ＳＶ１もしくはＳＶ２が閉弁される。あるホイールにおいてさらなる減圧が望まれている場合には、さらなる減圧が各ホイールブレーキにおいて行われる。

上述したように、システムの簡易化のために、有利には、ＰＷＭ制御を特に、騒音低減のためにも省くことができる。

減圧の例示的な時間経過は、図４ａから図４ｃに示されている。

図１ｄは、４つのインレットバルブＥＶと、４つのアウトレットバルブＡＶと、を有する、ＡＢＳ用の従来のバルブ接続を示している。このバルブ接続が、ＭＵＸに対して、より少数のＡＶとともに、例えばＭＵＸでの差圧とともに使用されるべき場合には、このような圧力の他に、エラーケースが考慮されなければならない。すなわち非対称の走行路の場合には、例えばＥＣＵによって、突発的に圧力生成ユニットと、さらにバルブ駆動制御部と、が故障し、圧力生成ユニットは同時に、低い圧力レベルに位置する。このような場合には、例えばＥＶ１：１３０バールであり、ＥＶ２：０バールである。圧力生成ユニットの故障時には、これは、ＥＶ１の場合には、バルブアーマチュアのリターンスプリングが１３０バール付近で開かなければならないことを意味する。これを可能にするために、弁の磁気回路は相応に大きくなければならず、これによって弁が高価になってしまう。選択肢として、圧力負荷軽減弁が使用可能であるが、この弁のコストは同様に高い。

弁座のサイズ決定の際に、さらに、次のことが考慮されるべきである。すなわち、ブレーキ圧が圧力生成ユニットによって迅速に増大されるべき場合に、背圧を小さくするために、弁座ができるだけ大きくあるべきである、ということが考慮されなければならない。背圧は直接的にモータートルク、出力に影響を与える。

図１ｅは、切替弁ＳＶの変更された貫流を示している。液圧媒体はブレーキ回路もしくは圧力生成ユニットから、弁座へのアーマチュア空間を介して、ホイールシリンダへと流れる。上述したエラーケースが生じた場合には、ホイール圧が切替弁を開弁する。しかし磁力は、同様に１３０バール付近で閉じなければならない。しかしこれは、小さいアーマチュア間隙の場合に、弁終端位置において生じる。したがって、切替弁が相応する高い体積流で「引上げられ」ないように、切替弁ＳＶのリターンスプリングは、僅かにだけ付勢されなければならない。従来のインレットバルブは、約２２０バールまで付近で閉弁しなければならないので（図１ｅでは１３０バール）、同じ磁石サイズの場合には、弁座面が増大され得る。これは、比較的小さい背圧もしくは流れ抵抗を意味しており、ＭＵＸモードにとって有利である。したがって図１ｅに示されているバルブ接続は、本発明のブレーキシステムにとって有利である。

図１ｆは、本発明のインレットバルブＥＶの可能な構成およびブレーキ回路ＢＫならびに圧力供給部ＤＶおよびホイールブレーキＲＢ_ｉへの接続を示している。

インレットバルブＥＶは、マグネットアーマチュアＭＡと、磁気基体ＭＧＫと、励起コイルＥＳと、を有している。電磁弁ＥＶが通電されると、磁力ＭＫがアーマチュアＭＡを位置ＳＡ_０から位置ＳＡ_２へ、差分距離ＳＡぶんシフトさせる。マグネットアーマチュアＭＡは、プランジャＭｓｔｏｅを同じ距離だけ動かす。したがって、プランジャＭｓｔｏｅは弁座ＶＳに当接し、電磁弁の出口Ｅ_ａを閉じる。アーマチュアＭＡはこの箇所においても、磁気基体ＭＧＫに対して残りの空隙Ｓ_０を有している。この磁気基体は、アーマチュアＭＡが、バルブＥＶの励起コイルＥＳの通電のオフ時に、磁気回路の再磁化損失によって、磁気ケーシングＭＧＫに付いてしまうことがないように設けられている。リターンスプリングＲＦは、弁電流のスイッチオフ時に、アーマチュアＭＡを開始位置に戻るように動かす。磁力Ｆ_Ｍはここで、空隙が小さくなる場合に、すなわち距離が増大する場合に、非線形に上昇する。リターンスプリングＦ_ＲＦの大きさは次のように決定されている。すなわち、開始位置ＳＡ_０における磁力Ｆ_Ｍがばね力よりも大きく、これによって弁の確実な閉弁が保証されるように決定されている。ばね力は、距離ＳＡの上昇と共に増大し、最終位置ＳＡ_２においては、同様に、磁力Ｆ_Ｍよりも小さい。有利には、線形のバネが使用され、これによって磁力Ｆ_Ｍが最終位置において、所与の電流のもとで、リターン力よりも格段に高くなり、したがって、弁を僅かな電流によって保持することができる、もしくはホイールブレーキと圧力供給部との間の差圧が高い場合にも確実な閉弁が保証される。この保持は、差圧が高い場合にも保証される。なぜなら、磁力は、閉弁状態の弁位置のもとで、強く非線形に増大するからである。しかし常開型の弁としての機能が保証可能であり、弁が常に確実に開弁しているように、リターンスプリングのサイズが決定されてもよい。

弁の出口Ｅ_ａは、ホイールブレーキＲＢ_ｉ（ＲＢ１−ＲＢ４）に接続されており、入口Ｅ_ｉは、ブレーキ回路ＢＫ_ｉもしくは圧力供給ユニットＤＶ（２０）に接続されている。このような接続によって、インレットバルブＥＶはリターンスプリングＲＦによっても、ホイールブレーキ内の圧力によっても開弁可能である。これは特に、ブレーキシステムのエラーケースもしくは障害のケース（例えば、弁での圧力降下）において、極めて重要である。さらに、ブレーキ回路における圧力が高く、かつホイールブレーキにおける圧力が低い場合にも、入口Ｅ_ｉと出口Ｅ_ａとの間の圧力差しかプランジャＭｓｔｏｅに作用しない。弁でのこのような差圧は、増圧時には比較的小さいが、ばね設計ＲＦの際には、次のことが考慮されなければならない。すなわち、容積が圧力供給部ＤＶからホイールブレーキ内に搬送される場合に、この圧力差によって、増圧時に弁が押し閉められないようにすることが考慮されなければならない。大きい開口横断面ＯＥＱもしくは低い流れ損失を有する弁は、この作用を低減させる。

特に、ホイールブレーキにおける事前圧力と実際圧力との間の低い差圧を伴う、圧力容積制御もしくは時間制御による増圧時には、大きい開口横断面を有する上述した弁が使用可能である。なぜなら、調整精度が極めて高いからである。これは同様に、次のような利点を有している。すなわち、低い流れ損失だけが、特に、迅速な増圧（ＴＴＬ）時に発生し、駆動モーターが、僅かなエネルギーしか、短時間（ＴＴＬ＝１５０ｍｓ）における迅速な増圧に対して必要としない、という利点を有している。

さらに、有利に設計されたインレットバルブの低い流れ損失に基づいて、減圧が、インレットバルブを介して迅速に行われ得る。インレットバルブＥＶを介した正確な減圧は、圧力供給ユニット２０のピストン運動の相応する制御によって行われ得る。自由選択的に、既知のＭＵＸ方法を、上述したバルブ接続によって実行すること、またはアウトレットバルブＡＶを介した、ブレーキ回路における減圧制御によって実行することも可能である。これは特に、僅かな容積バランス調整を有する負荷、例えば、後軸のホイールブレーキに対して実行することが可能である。すなわち、組み合わせも可能であり、ＭＵＸ方法は、新たなバルブ接続と関連して、２つのホイールブレーキ（例えば前軸）においてのみ使用され、２つの別のホイールブレーキでは、減圧が従来のように行われる。これは次のことを意味するであろう。すなわち、２つのホイールブレーキ／アクチュエータにはインレットバルブとアウトレットバルブ（ＥＶ＋ＡＶ）とが設けられており、２つのホイールブレーキ／アクチュエータにはインレットバルブもしくは切替弁ＥＶだけが設けられているということを意味するであろう。このような場合には、前軸のホイールブレーキだけに、図１ａおよび図１ｂに示された本発明の新たなバルブ接続が装備され、後軸には、標準的な接続／標準的な弁が使用されるだろう。

図２ａは、切替弁ＳＶおよび圧力検出器までの連通路を伴うホイール／ホイールシリンダの圧力容積特性曲線を示している。２つの特性曲線が示されている。特性曲線Ｐ_{ａｕｆ ａ}は、いわゆる硬直した特性曲線に相当し、別の特性曲線Ｐ_ａｕｆは、格段に多くの容積を必要とする。これは、例えば、空隙または不良な換気によって、極限的な状況において蒸気泡を生じさせてしまう。

これは次のことを意味する。すなわち、Ｖ_ａの場合に、例えばΔＰ＝Ｐ_１−Ｐ_２に対する値がＶ_１−Ｖ_２＝ΔＶ_ａ＝ΔＳ_ａに相当し、Ｖ_ａｕｆ＝Δ_ｐの場合に、Ｖ_１ａ−Ｖ_２ａ＝ΔＶ＝ΔＳに相当することを意味する。Ｐ_ａｕｆおよびＰ_ａｂに対するこのような特性曲線は、例えば、ライン終端コントロールの際にはじめて、個々のホイールブレーキによってもブレーキ回路でも、Ｐ_ａｕｆに対してもＰ_ａｂに対しても、制御装置のメモリ内に格納される。各制動時には、特性曲線は、圧力Ｐと容積Ｖ_（Δｓ）との比較によって測定される。比較的大きい差が生じる場合には、上述したコントロール時のような車両静止状態のもとで、特性曲線が格納または適合されてよい。重要なのは、さらに、Ｐ_ａｕｆとＰ_ａｂとの間の値が変動し得る、ということである。通常はＶ_０は空隙によって増圧Ｐ_ａｕｆ時に比較的大きいが、減圧Ｐ_ａｂ時にはそうではない。空隙が低減された後、これらの特性曲線はほぼ等しくなる。

しかし不良な換気もしくは蒸気泡の場合には、これらの特性曲線は類似した経過を有し、ただし、相応する圧力値に対してより大きい容積を伴う。

調整のために、増圧Ｐ_ａｕｆと減圧Ｐ_ａｂとに対して、これらのｐＶ特性曲線が使用される。

図２ｂは、閉じられているブレーキ回路もしくは開弁状態のアウトレットバルブＡＶによる減圧後のシフトにおける、ヒステリシスのない圧力調整のための簡易化された関連する圧力容積特性曲線を示している。圧力Ｐ１から出発して、差圧Δｐの目標設定を介して、必要な容積シフト分ΔＶもしくはピストンの距離変化分Δｓが、特性曲線から読み出される。これらの特性曲線は相違しており、かつ圧力が１つのブレーキ回路において変えられるのか、または複数のブレーキ回路において変えられるのかとは無関係である。次にピストンがこれに相応してシフトされる。圧力が１つまたは複数のアウトレットバルブを介して低減される場合、圧力生成ユニットにおいて圧力損失が生じる。閉じられているブレーキ回路におけるさらなる減圧または増圧の場合には、圧力容積特性曲線の距離割り当てが、圧力の検出によって決定される。これは通常、容積バランス調整のコントロールに対して必要である。なぜなら、圧力生成ユニットの作動室は、制限された容積しか有しておらず、したがって、ピストンのストローク運動が終端する付近で、ピストンは、容積変更命令時に、ストッパーに衝突してしまうだろう。圧力生成ユニットのピストンが圧力変化後にストッパーの近傍に到達し、かつさらなる増圧が待機している場合には、ピストンは、閉弁状態の切替弁ＳＶのもとで、短時間の間、後退させられ、これによってリザーバから容積が吸い込まれる。ダブルストロークピストンを伴う構成の場合（図５−図６）、これが後退させられる、または後退ストロークモードに切り替えられる。

図３は、国際公開第２００６／１１１３９３号（WO 2006/111393 A1）もしくは国際公開第２０１０／０９１８８３号(WO 2010/091883 A1)から既知であるようなＭＵＸ調整の時間経過を示している。このシステムは、いわゆる４チャネルＭＵＸと称され、ここでは同時の減圧（同時のＰ_ａｂ）のクリチカルなケースを除いて、減圧Ｐ_ａｂがホイールチャネル（シリンダ）毎に、シリアルに処理される。最悪のシナリオでは、これは、長い遅延時間の原因となる。弁、モーターの個々の応答時間の結果としての遅延時間および各減圧Ｐ_ａｂに対する時間は、大きい差分速度またはスリップも意味する。これは制動の安定性を低減させ、さらに、不利には制動距離を長くしてしまう。切替弁、モーターの応答時間および減圧勾配の最適化が実行されたが、コストがこの最適化を制限する。しかし全てのチャネルにして減圧Ｐ_ａｂが同時に行われるケースは、実際には希にしか確認されなかった。

さらなる制限は、国際公開第２００６／１１１３９３号（WO 2006/111393 A1）もしくは国際公開第２０１０／０９１８８３号(WO 2010/091883 A1)から公知の調整コンセプトにおいては、減圧Ｐ_ａｂに対する必要な優先順位にある。減圧が必要な場合には、増圧Ｐ_ａｕｆは行われ得ない。通常、増圧Ｐ_ａｕｆに対する時間は、調整周期において約２００ｍｓであり、それぞれ約１０ｍｓの遅延時間を伴って、調整周期毎に２回から３回までの小さいＰ_ａｕｆが行われるので、これはクリチカルと認められず、ただし４チャネルＭＵＸに対する小さい不足分として記録される。

自身の調整コンセプトを有する本発明のブレーキシステムは以下の改善を有している。
・前軸での付加的なアウトレットバルブの挿入
・ホイールブレーキの制御および調整のための種々の制御方法およびストラテジー、例えばＶＡ、コーナーブレーキング
・同時に行われる減圧Ｐ_ａｂを伴う増圧_ａｕｆの可能性（図５ｂおよび図５ｃに示されている）

図３は、従来のＭＵＸモード時の、時間にわたった個々のホイールブレーキにおける圧力経過を示している。ここでは圧力が、複数のホイールブレーキにおいて、時間的に順次連続して低減される。Ｖ１およびＶ２は前軸ホイールブレーキであり、Ｈ１およびＨ２は後軸ホイールブレーキである。Ｘでは、同時の減圧Ｐ_ａｂのための信号が生じる。切替弁ＳＶの応答時間ｔ_ｖＳＶは、約５ｍｓである。モーターの応答時間ｔ_ｖＭは、約１０ｍｓである。ここでは、圧力生成ユニットのピストンがまずは、（１）での圧力変化前に、個々のホイールの種々の圧力レベルに対して、はじめに、位置決めされなければならない、ということが考慮される。次に、減圧Ｐ_ａｂが、約１０ｍｓのｔ_ａｂを想定して行われ、ここでこの時間において圧力がΔｐぶん、したがって約２０バール低減される。

図３において想定されている、切替弁およびモーターの応答時間は、客観的な比較のために、図３ａにおける時間的な圧力経過の図の場合にも想定されている。この圧力経過は、本発明の圧力経過に相当する。

４つのインレットバルブと４つのアウトレットバルブとを有する従来のＡＢＳシステムでは、ＡＢＳ調整器によって、常にΔｐが特定され、次に、要求されている減圧がホイールブレーキにおいて生じるようにアウトレットバルブが開弁されるべき時間が決定される。このような時間制御には、既知のようにトレランスが伴い、これは、圧力調整の精度を制限してしまう。さらに、アウトレットバルブＡＶの閉弁時には、常に圧力変動が生じ、これは不利には、騒音の原因となる。

ＡＢＳ調整器はここで、必要な圧力差Δｐを、実質的にホイール角加速度および部分的にホイールスリップから、修正ファクタであるａ）ホイール慣性モーメント、ｂ）ギヤ段およびｃ）フェーディング識別を伴って特定する。

時間制御とは異なり、図１および図１ａに示されているような従前のＭＵＸでは、圧力供給部の容積制御が使用され、ここではΔｖ＝Δｐに相当する。ここでこれは、ホイールの圧力容積特性曲線を評価して行われる。これによって、圧力調整の精度は格段に高くなり、減圧が終了する付近で時間的な圧力経過に影響が与えられ、僅かな圧力変動しか生じない。

図３におけるＶ１では、（ｘ）ｔ_ｖＭの後に、ｔ_ｖＭの応答時間およびＳＶ１のｔ_ｖの応答時間が作用する。切替弁ＳＶ１の開弁後に、モーターＭは、圧力を、時間ｔ_ａｂにわたって、低減させることができる。次にＳＶ１が（２）で、再び閉弁される。しかしその前に、モーターは、圧力供給部の説明した容積制御を介して、要求されている圧力レベルに既に達している。

その後、モーターは既に、前軸Ｖ２の減圧Ｐ_ａｂに合わせられ、これはその後、Ｖ２のＳＶ２の開弁後にも行われる。これによって、シーケンスＶ１−Ｈ２において、６０ｍｓの上述した想定を伴った全体的な遅延時間が生じる。これはほぼ、約１５ｋｍ／ｈの調整偏差Δｖに相当する。

図３ａには、本発明の調整コンセプトに対する時間的な圧力経過が示されている。時点（１）での前軸ホイールブレーキＶ１での減圧Ｐ_ａｂは、図３における（１）に相当する。前軸ホイールブレーキＶ２では、付加的なアウトレットバルブＡＶが、減圧Ｐ_ａｂのために使用される。この減圧_ａｂは、ほぼ遅延せずに、（１１）で、上述した時間制御Δｔを介して行われ、ここでは（１２）で、ＳＶ２を閉弁した後に、圧力変動が生じる。したがって、高μ時に、後輪の場合よりも格段に大きい寄与を制動力作用に対してもたらす、前輪Ｖ１およびＶ２の調整はほぼ遅延しない。Ｖ１の減圧Ｐ_ａｂの間、モーターは、（１３）で既に、後輪Ｈ１での圧力変化のために準備されている。この圧力変化は次に、（１４）から（１５）で、容積制御によって、圧力生成ユニットＤＥによって行われる。後輪Ｈ１、Ｈ２はしばしば、Ｖ１またはＶ２と同じ、比較的高い圧力レベルを有しているので、同時の減圧Ｐ_ａｂを容積制御によって行うことができる。これに対する選択肢として、Ｈ２で、（１６）で、時間制御された減圧Ｐ_ａｂをブレーキ回路内へと行うこともできる。これに対する前提条件は、後輪Ｈ２のホイールブレーキにおけるＭＵＸ圧力レベルが、容積制御によって減圧が行われる後輪Ｈ１の場合よりも低いということである。同様に、後軸ホイールブレーキＨ２における減圧を、属するアウトレットバルブの時間制御された開弁を介して行うことが可能である。

前軸調整および後軸調整の変化形態が、図４、図４ａ、図４ｂにおいて詳細に示されている。遅延時間ｔｖの比較は、（１０）での６０ｍｓでの図３における従前のＭＵＸ方法および（１７）での２５ｍｓに対する比較において、格段の改善を示している。これは、Ｖ２およびＨ２での、アウトレットバルブによるもしくはブレーキ回路内への、時間制御される減圧Ｐ_ａｂの使用によって、Ｈ１およびＨ２での部分的に同時に行われるＰ_ａｂによっておよびＨ１および（１３）での優先順位制御によって可能になる。

図４−図４ｂは、本発明の調整コンセプトでの種々の実際の圧力レベルおよび前輪および後輪Ｈ１、Ｈ２、Ｖ１およびＶ２の変化形態での圧力経過を示している。

図４は、種々の段階での、時間的な圧力経過Ｖ１からＨ２までを示している。段階０−Ｘでは、複数のホイールブレーキにおける種々の圧力レベルに基づいて、同時の増圧Ｐ_ａｕｆおよび減圧Ｐ_ａｂが行われ得ない圧力経過が示されている。これは最も頻繁に生じるケースである。これに相当して、ここでも、完全マルチプレクスモードが有効である。すなわち、増圧Ｐ_ａｕｆにも減圧Ｐ_ａｂにも対する、容積制御を介した正確なΔｐ調整である。増圧Ｐ_ａｕｆの場合には、時には、例えば（２０）で、同時の増圧要求の場合に、時間的にずれた増圧Ｐ_ａｕｆがＨ１およびＨ２で行われる。しかし、部分的に同時に行われる増圧Ｐ_ａｕｆも行われ得る。同様に、図４ｂに示されているように、部分的に同時に行われる減圧が可能である。

図４におけるＸでは、全てのホイールブレーキにおける同時の減圧のための信号Ｐ_ａｂが生じる。これは、時間遅延無しに実行される。これら２つの変化形態ＡおよびＢは図４ａおよび図４ｂにおいて詳細に扱われている。

図４ａは、変化形態Ａを、図３ａにおいて説明されているように、同様に、Ｖ１およびＶ２でのＰ_ａｂを伴う開始点Ｘで始まって示している。前輪Ｖ１では、減圧Ｐ_ａｂは、圧力生成ユニットＤＥを介した容積制御を用いて行われる。後輪Ｈ２に対しては、（２１）で、制御されたＰ_ａｂが、時間ｄｔ＝ｆ（ｄｐ）を介して行われる。このような減圧は、十分な差圧ΔｐがＨ２−Ｖ１間に存在する場合に行われる。全てのホイールの圧力レベルは、本発明の調整コンセプトにおいて、またはＭＵＸ方法においても既知であるので、後輪Ｈ２における相対的に正確な減圧Ｐ_ａｂも、時間制御を介して、または切替弁ＳＶＨ２の開弁を介して実現される。必要な開弁時間Δｔが、圧力レベルの変化に基づいて、Ｍ１（ＭＵＸ）によって、柔軟に調整されてもよい。後輪Ｈ１の減圧Ｐ_ａｂは、同様に容積制御によって行われる。これは、（１３）での準備から出発して、次に、（２２）での属する切替弁の開弁によって行われる。

結果として、図４ａに示されているように、相対的に小さいｔ_ｖｍａｘが生じる。（１１）では、時間制御された減圧Ｐ_ａｂが、前輪Ｖ２のために行われる。ここでも、リザーバに対する圧力差が既知であり、これによって、正確な圧力制御が、アウトレットバルブの時間制御された開弁によって可能である。

図４ｂは、後輪Ｈ１およびＨ２での、部分的に同時に行われる減圧のための変化形態Ｂを示している。これは、後輪Ｈ１対Ｈ２での相対的に小さい圧力差に基づいている。ここでは、（１３）での準備の後に、（２３）で減圧Ｐ_ａｂが、ＭＵＸによって行われる。すなわち、圧力生成ユニットを用いた容積制御によって行われる。（２４）では、後輪Ｈ２は、減圧Ｐ_ａｂにおいて、後輪Ｈ２に属している切替弁ＳＶＨ２を開弁することによって接続される。（２５）では、Ｈ２に対する制御された減圧Ｐ_ａｂが実現され、そのために切替弁ＳＶＨ２が閉弁される。次に（２６）では、容積制御を介して、後輪Ｈ１に対するΔｐが得られ、そのために（２６）で切替弁ＳＶＨ１が閉弁される。

２つの方法とも、短い遅延時間を可能にする。部分的に、制御された減圧Ｐ_ａｂは圧力変動を生じさせるが、これは、極限的な状況においてのみ、同時に行われる減圧Ｐ_ａｂの際に生じる。

総合的かつ付加的に、特徴は以下の通りである。
・各ホイールの圧力は、減圧Ｐ_ａｂの開始時および終了時に（図４、図４ａ）、メモリに格納される。２つの値は、このホイールまたは後続する複数のホイールの後続の圧力変化の基準として使用される。
・最後の増圧Ｐ_ａｕｆ（図４）の圧力がメモリに格納され、これによって、圧力生成ユニットＤＥの圧力の設定のベースを、後続の減圧Ｐ_ａｂの準備として形成する。
・アウトレットバルブＡＶは時間制御されており、ここで、このために、リザーバに対する圧力差が考慮される。前軸のホイールは、切替弁ＳＶを介してのみ、ブレーキ回路と接続されている。ここで前軸の第２のホイールには、ブレーキ回路への切替弁ＳＶと、リザーバへのアウトレットバルブＡＶと、が割り当てられており、したがって切替弁ＳＶは、後軸によってＰ_ａｂのために時間制御され、またＭＵＸは、低い圧力レベルを伴う前軸のホイールを制御し、ここでは、後軸ＨＡの切替弁ＳＶの時間制御ｔ_ａｂが、差圧Δｐを評価する。
・差圧の他に、時間制御に対して（弁が特定の時間の間、開弁される）、圧力容積特性曲線からの相応するアウトレットバルブＡＶのΔｐが評価される。走行安定性に向けられたＭＵＸの優先順位制御は制動距離で、例えば前軸ＶＡのホイールで優先権を有しており、別の優先権を、最高の負の加速のＰ_ａｂまたは正の加速のＰ_ａｕｆを伴う正のμ跳躍的変化時に有している。なぜなら、ここでは、調整されるべきΔｐが最大だからである。
・圧力生成ユニットによる、およびアウトレットバルブまたは切替弁の、並行して使用される、時間制御された開弁による容積制御による圧力変化は、組み合わされたＭＵＸ調整器を形成する。
・時間制御の際には、相応する容積が、調整器によって特定された圧力変化分Δｐに相応して、容積移送の際に考慮されなければならない。

図５は、ブレーキマスタシリンダと、ブレーキマスタシリンダバルブＨＺＶと、ダブルストロークピストンを備える圧力供給部と、切替弁とアウトレットバルブ（複数のアウトレットバルブ）と、を備える圧力調整部を有する本発明の圧力供給ユニットＤＥの別の実施形態を説明している。

ここでブレーキマスタシリンダＨＺＥは、各ブレーキ回路ＢＫ ＩおよびＢＫ ＩＩと接続されている。分離ロジックに対しては、図１ａと同じことが当てはまる。ダブルストロークピストン３の前進ストロークチャンバ４はブレーキ回路ＢＫ Ｉと、分離弁ＴＶ１を介して連通されており、ＢＫ ＩＩと、分離弁ＴＶ２を介して連通されている。後退ストロークチャンバ４ａは、分離弁ＴＶ２ｂを介してＢＫ ＩＩと連通されており、ＨＺＥを介してＢＫ Ｉと連通されている。移送は、有利には、浮動ピストンＳＫを介して実施される。前進ストロークチャンバ４および後退ストロークチャンバ４ａは、切替弁ＳｈＶを介して相互に流体力学的に連通可能である。この切替弁ＳｈＶは、２つのチャンバの間の短絡を可能にし、特に、前進ストローク（左へのストローク）の際には、ピストン３の流体力学的作用面を低減するために使用される。ＤＨＫ３の後退ストロークチャンバ４ａは、切替弁ＰＤ１を介して、リザーバ１０と連通されている。２つのチャンバ４および４ａは、さらに、それぞれ、逆止弁を介して、リザーバ１０と連通されている。このようなシステム構築は、以下の自由度を提供する。
・同時またはシーケンシャルに、分離弁ＴＶ１、ＴＶ２およびＰＤ１およびホイールブレーキＲＢ１−ＲＢ４の切替弁ＳＶ１−ＳＶ４を介して行われる、全ホイールブレーキシリンダにおけるマルチプレクス調整（圧力容積制御による圧力調整）による全てのブレーキ回路における増圧および減圧
・ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける増圧および減圧における、およびアウトレットバルブＡＶ３、ＺＡＶを介した、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける減圧におけるマルチプレクス調整
・ダブルストロークピストン制御を介した、同時に行われる、ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける減圧とブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける増圧の際のマルチプレクス調整
・ダブルストロークピストン制御を介した、同時に行われる、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける減圧とブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける増圧におけるマルチプレクス調整
・マルチプレクス調整での、ＡＶ３を介した常時の減圧ＲＢ３

図５ａは、例示的に、時間的に相互に並行して経過し得る、複数の圧力調整方法の一部を示している。
・開弁状態のＰＤ３弁のもとでの、ダブルストロークピストン３の後退ストロークを用いた圧力容積制御を介した、ＳＶ１、ＴＶ１を介した、ＲＢ１におけるコントロールされた減圧または択一的に、ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける位相電流測定に基づく圧力推定を介した減圧の圧力制御
・開弁状態のＰＤ３弁のもとでの、ダブルストロークピストン３の後退ストロークを用いた圧力容積制御を介した、ＳＶ２、ＴＶ１を介した、ＲＢ２におけるコントロールされた減圧または択一的に、ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける位相電流測定に基づく圧力推定を介した減圧の圧力制御
・アウトレットバルブＡＶ３の時間制御による、ＡＶ３を介したＲＢ３における減圧
・それぞれ別の弁が同様に、この時間に開弁されなければならない、切替弁ＳＶ４もしくはＰＤ１の時間制御による、ダブルストロークピストン３を用いた、ＲＢ４における減圧または択一的に、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける圧力測定をベースにした圧力推定を介した減圧の圧力制御

異なる開始圧力のもとでの同時の減圧Ｐ_ａｂの場合には、自由選択的に、ＭＵＸ調整から逸脱してよく、ここでは切替弁ＳＶ１とＳＶ２が時間をずらして開弁される。分離弁ＴＶ１はここで、減圧時に通して開弁される。ＲＢ１内の圧力は比較的高い圧力なので、切替弁ＳＶ１は、切替弁ＳＶ２の前に開弁される。圧力差（ホイール圧ＲＢ１およびＲＢ２および圧力供給ユニットの前進ストロークチャンバにおける圧力）が既知なので、時間制御を正確に特定することができる。同時に、減圧がＺＡＶを介してホイールブレーキＲＢ４において行われ、ＴＶ２が閉弁されているので、圧力供給ユニットＤＥの前進ストロークチャンバにおける圧力を正確に特定することができない場合には、前進ストロークチャンバにおける圧力を、電気モーターのトルクからの圧力推定ｐ／ｉを介して使用することができる。圧力生成ユニットＤＥの圧力に近似的に達すると、切替弁ＳＶ２が開弁される。次にさらなる減圧が、同時に、２つのホイールブレーキシリンダにおいて、ピストン３を介した制御によって、開弁状態のＳＶ１、ＳＶ２およびＴＶ１のもとで行われる。各ホイールの目標圧に達すると、相応する弁ＳＶ１もしくはＳＶ２が閉弁される。さらなる減圧が所定のホイールにおいて望まれている場合には、さらなる減圧がここで、所定のホイールブレーキにおいてのみ行われ得る。

ＭＵＸモードにおける減圧制御と並行して、ＢＫ ＩＩにおいて、圧力が、ＡＶ３の時間制御を介して低減されてよい。これは時間的に自由に特定可能である。なぜなら、ＳＶ３の閉弁を介して、別のホイールブレーキシリンダは影響を受けないからである。ホイールブレーキＲＢ４における減圧の時間的な駆動制御も、ＢＫ Ｉの減圧時に、ＭＵＸモードにおいて、自由に選択されてよい。

図５ｂは、例示的に、時間的に相互に並行して経過し得る、複数の圧力調整方法の一部を示している。
・閉弁状態のＰＤ１弁のもとでの、ダブルストロークピストン３の後退ストロークを用いた圧力容積制御を介した、切替弁ＳＶ１およびＴＶ１を介したＲＢ１におけるコントロールされた減圧
・閉弁状態のＰＤ１弁のもとでの、ダブルストロークピストン３の後退ストロークを用いた圧力容積制御を介した、切替弁ＳＶ２およびＴＶ１を介したＲＢ２におけるコントロールされた減圧
・時間制御ΔｔによるアウトレットバルブＡＶ３を介したＲＢ３における減圧（時間Δｔの間のＡＶ３バルブの開弁）
・閉弁状態のＰＤ１弁のもとでの、ダブルストロークピストンの後退ストロークを用いた圧力容積制御による、分離弁ＴＶ２ｂ（ＺＡＶ）を介したＲＢ４における減圧

ホイールブレーキＲＢ４における同時の増圧と減圧の場合には、増圧ダイナミクスは、減圧ダイナミクスによって、および有効なピストン面によって、および流体力学的な差圧によって特定される。これは調整において考慮されるべきである。ホイールブレーキＲＢ４における目標圧に達すると、切替弁ＳＶ４が閉弁される。ＢＫ Ｉにおける圧力がさらに低減されるべき場合には、ＰＤ１が、ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおけるさらなる減圧のために開弁される。

図５ｃは、例示的に、時間的に相互に並行して経過し得る、複数の圧力調整方法の一部を示している。
・開弁状態のＰＤ１弁のもとでの、ダブルストロークピストン３の前進ストロークを用いた圧力容積制御を介した、切替弁ＳＶ１およびＴＶ１を介した、ＲＢ１におけるコントロールされた増圧
・開弁状態のＰＤ１弁のもとでの、ダブルストロークピストン３の前進ストロークを用いた圧力容積制御を介した、切替弁ＳＶ２およびＴＶ１を介した、ＲＢ２におけるコントロールされた増圧
・アウトレットバルブＡＶ３の時間制御による、アウトレットバルブＡＶ３を介した、ＲＢ３における減圧
・切替弁ＳＶ４またはＰＤ１弁の時間制御による、ダブルストロークピストン３を介した、ＲＢ４における減圧

一方のブレーキ回路における減圧Ｐ_ａｂおよび他方のブレーキ回路における増圧Ｐ_ａｕｆの多くの機能のために、ブレーキマスタシリンダＨＺＥの浮動ピストンＳＫが動くことが可能である。阻止するために、阻止要素ＳＥがＢＫ ＩまたはＢＫ ＩＩ内に配置可能であり、この阻止要素は、直接的にＳＫに、機械的なブロッキングとして作用する。阻止要素は、ＨＺＶの構成部分であってもよい。

このような圧力調整システムによって、図５ｂおよび図５ｃに示されている、一方のブレーキ回路におけるＰ_ａｕｆの機能および他方のブレーキ回路におけるＰ_ａｂの機能が、ブレーキ回路の圧力レベルとは無関係に実現される。

図５ｄは、例示的に、ブレーキ回路ＢＫ Ｉおよびブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける減圧を示している。これは高い圧力からの減圧時に使用される。ここでは、開弁状態の分離弁ＴＶ１およびＴＶ２のもとで、以下のことが実現される。
・ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける位相電流測定に基づく、圧力推定を介した減圧の圧力制御を介した、弁ＳＶ１およびＰＤ３の時間制御による、ＲＢ１におけるコントロールされた増圧
・ブレーキ回路ＢＫ Ｉにおける位相電流測定に基づく、圧力推定を介した減圧の圧力制御を介した、弁ＳＶ２およびＰＤ３の時間制御による、ＲＢ２におけるコントロールされた増圧
・ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける圧力検出器に基づく圧力測定を介した減圧の圧力制御を介した、弁ＳＶ３およびＰＤ３の時間制御による、ＲＢ３におけるコントロールされた増圧
・ブレーキ回路ＢＫ ＩＩにおける圧力検出器に基づく圧力測定を介した減圧の圧力制御を介した、弁ＳＶ４およびＰＤ３の時間制御による、ＲＢ４におけるコントロールされた増圧

ホイール個々の減圧に対しては、図５ａに示されたのと類似して、切替弁ＳＶ１−ＳＶ４が、時間的にずらして切り替えられてよい。

ＰＤ３弁と類似した方法で行われる、ＰＤ１弁を介した減圧の方法は図示されていない。減圧が、全てのブレーキ回路によって、ＰＤ１弁を介して行われてよい。減圧を、ＰＤ３弁を介しても、ＰＤ１弁を介しても行うことができる。これは、図５ａと同様であるが、全てのホイールブレーキの圧力が、圧力供給ユニットを介して低減され、これによって、閉じられているブレーキ回路における減圧の利点を供給する、という点で異なっている。これは特に、制動過程の終了後に（例えばＡＢＳモードの後に）、安全技術に関する利点を有する。

図６は、有利には２回路式の構成におけるダブルストロークピストンを有するシステムを示している。ＴＨＺ、ＤＥの構成およびＭＵＸおよびＡＶによる圧力制御ＡＢＳ用のバルブ接続は、図５ｃと同一である。

図５ｃとは異なり、圧力供給部は、前進ストロークにおいてブレーキ回路ＢＫ ＩＩと浮動ピストンＳＫの後面に作用する。これは、容積と圧力をブレーキ回路ＢＫ Ｉへ移送する。ダブルストロークピストン３が、終端位置の近傍に達すると、ダブルストロークピストンが反転され、後退ストロークで動作され、ＢＫ Ｉに作用する。次に、この後退ストロークを介して、圧力が、浮動ピストンＳＫの前面に作用する。これは圧力を同様に、ブレーキ回路ＢＫ ＩＩに移送する。ＳＫピストンは常に、今日のＴＨＺのように、自身のシールとともにアクティブである。

ダブルストロークピストン３は付加的に、バイパス弁ＳｈＶを有している。これは実質的に、３つの条件下で切り替えられる。
ａ）高い圧力のもとで、ピストンの力の低減のために、前進ストロークの容積が、圧力調整のためにも、ダブルストロークピストン３の後面に導かれる
ｂ）ＡＢＳ調整の場合に、ＭＵＸ調整の場合にも、ダブルストロークピストン３が、１回路式に、ＳｈＶ弁を介して切り替えられる
ｃ）高い圧力レベルからの減圧Ｐ_ａｂが、２つのブレーキ回路ＢＫ ＩおよびＢＫ ＩＩにおいて同時に行われる

このようなバルブ接続は、浮動ピストン位置に対して次のような結果を有する。すなわち、リターンスプリング１が、浮動ピストンＳＫを右側のストッパーに動かす、または中央位置に留まる。圧力検出器９は、ＢＫ ＩＩにおける圧力を測定し、「１回路式」での接続の場合に、調整機能および制御機能のために、２つのブレーキ回路における圧力を評価する。

ＢＫ Ｉにおける増圧Ｐ_ａｕｆおよびＢＫ ＩＩにおける減圧Ｐ_ａｂの場合、およびその逆の場合の特別な機能に対して、有利には、ＢＫ ＩＩにおいて、ＴＨＺへの連通部においてまたはブレーキ回路ＢＫ Ｉにおいて、阻止要素ＳＥが使用される。この阻止要素は、浮動ピストンＳＫの運動を阻止する。阻止要素ＳＥは、ＨＶＺの構成部分であってもよい。

このシステムは、さらに、ＢＫ ＩＩにおける圧力を、ＤＨＫピストン３を介して、およびＢＫ Ｉから分離させて弁ＴＶ２ｂおよびＰＤ１を介して低減させる付加的なポテンシャルを含んでいる。

この解決方法は、回生時の２つの軸での種々の圧力レベル駆動制御に対する使用時に利点を有する。このために、この場合には、阻止要素ＳＥが、ＳＫでまたはＢＫ Ｉにおいて使用されなければならない。

アウトレットバルブ（複数のアウトレットバルブ）を介した、付加的な、重ねて行われる時間制御に並んで、図５−図６に示されたこのような機能は、本発明のＭＵＸシステムに、インレットバルブおよびアウトレットバルブによるホイール個々の調整よりも格段に低いコストのもとで高い調整ダイナミクスと調整精度とを有する極めて良好な性能を与える。

Claims (28)

1. 自動車用のブレーキシステムであって、前記ブレーキシステムは、
   操作装置（ＢＰ）と、
   前記操作装置（ＢＰ）への反力を生成する距離シミュレータ（ＷＳ）と、
   第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）と、
   制御装置と、
   を有しており、
   前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）は、少なくとも１つのピストン（ＳＫ）と少なくとも１つの作動室（Ａ１，Ａ２）とを有しており、該作動室（Ａ１，Ａ２）は、少なくとも１つの流体力学的連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）を介して、ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１−４）と連通しており、
   各ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）に、少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）が割り当てられており、各ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）は、それぞれ、自身に割り当てられている制御可能な、増圧（Ｐ_ａｕｆ）および減圧（Ｐ_ａｂ）のための常開型の切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）を介して、自身に割り当てられている連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）と接続可能であり、
   前記ブレーキシステムは、少なくとも１つの、電気モーターによって駆動される圧力供給ユニット（ＤＥ）を有しており、前記圧力供給ユニットは、少なくとも１つの作動室（４，４ａ）を有しており、ここで前記圧力供給ユニット（ＤＥ）によって、ブレーキ圧が、１つまたは複数のホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）において同時にまたは順次連続して増大可能かつ低減可能であるブレーキシステムにおいて、
   １つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）にのみアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられている、または、各ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）のそれぞれ１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）にのみアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられており、
   前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）は、前記ホイールブレーキと圧力媒体リザーバ（１０）との間の流体力学的連通部に配置されており、
   インレットバルブ（ＥＶ）の内部空間もしくはアーマチュア空間（Ｅｉ）は、流体力学的管路を介して、属するアクチュエータ／ブレーキ回路（ＢＫ）と連通しており、弁座出口（Ｅ _ａ ）は、流体力学的管路を介して、属するホイールブレーキ（ＲＢ）と連通しており、
   前記インレットバルブは、前記インレットバルブのリターンスプリングおよび前記ホイールブレーキの圧力の両方によって開けることができ、
   前記リターンスプリングおよび前記インレットバルブの開口横断面は、増圧時に、容積が圧力供給ユニットからホイールブレーキ内に搬送される場合に事前圧力と実際圧力との間の差圧によって前記インレットバルブが押し閉められないように構成されている
   ことを特徴とする自動車用のブレーキシステム。
2. １つの前軸ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）に１つのアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられている、
   請求項１記載のブレーキシステム。
3. 前記圧力供給ユニット（ＤＥ）は、作動室（４）を１つだけ有しており、前記作動室（４）は、２つのさらなる流体力学的連通路（ＶＬ３，ＶＬ４）によって、２つのブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）と連通しており、
   前記２つのさらなる連通路（ＶＬ３，ＶＬ４）のうちの少なくとも１つの連通路の遮断および選択的な開放のために、前記連通路内に分離弁（ＴＶ１，ＴＶ２）が配置されている、
   請求項１または２記載のブレーキシステム。
4. 前記制御装置は、メモリを有しており、前記メモリ内に、各ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）において生じた実際ホイールブレーキ圧（Ｐ_{ＲＢｉｓｔ，ｉ}）が格納されており、
   前記制御装置は、格納された前記実際ホイールブレーキ圧（Ｐ_{ＲＢｉｓｔ，ｉ}）と目標ホイールブレーキ圧（Ｐ_{ＲＢｓｏｌｌ，ｉ}）とに基づいて、１つの前記ホイールブレーキ（複数の前記ホイールブレーキ）の圧力容積特性曲線を考慮して、前記１つもしくは複数のホイールブレーキにおいて前記目標ホイールブレーキ圧（Ｐ_{ＲＢｓｏｌｌ，ｉ}）に達するために、前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が開弁されるべき時間（ｔ_ａｂ）を決定し、
   前記制御装置は、前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）を前記時間（ｔ_ａｂ）の経過後に閉弁する、
   請求項１から３までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
5. 前記制御装置は、アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられている前記ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）内のブレーキ圧を、事前に計算された時間（ｔ_ａｂ）の間開弁されている前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）を介して、前記リザーバ（１０）内へと低減し、
   前記制御装置は、同じブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の別のホイールブレーキ（ＲＢ２，ＲＢ４）および／または別のブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の少なくとも１つの別のホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）における同時の減圧（Ｐ_ａｂ）または増圧（Ｐ_ａｕｆ）のために、１つもしくは複数の各割り当てられている切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）を開弁し、前記１つもしくは複数のホイールブレーキにおいて、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）の相応する駆動制御によって、前記目標ブレーキ圧を設定もしく調整する、
   請求項４記載のブレーキシステム。
6. １つのブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２）に割り当てられている前記１つのアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が、２つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２もしくはＲＢ３，ＲＢ４）における減圧（Ｐ_ａｂ）のために用いられ、
   前記制御装置は、共通の減圧（Ｐ_ａｂ）のために、２つの切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２もしくはＳＶ３，ＳＶ４）ならびに前記各アウトレットバルブ（ＡＶ１もしくはＡＶ３）を開弁する、
   請求項１から５までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
7. 前記制御装置は、前記２つの切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２もしくはＳＶ３，ＳＶ４）の開弁の間、属する前記分離弁（ＴＶ１もしくはＴＶ２）の閉弁または前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）の前記ピストン（ＳＫ）の固定によって、前記ブレーキ回路（ＢＫ ＩもしくはＢＫ ＩＩ）を前記圧力供給ユニット（ＤＥ）から分離させる、
   請求項６記載のブレーキシステム。
8. 前記制御装置は、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）による同時にまたは時間的にずらされて行われる減圧および／または増圧のために、前記圧力供給ユニットの少なくとも１つの圧力室（４，４ａ）において圧力を設定し、前記切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）を同時にまたは時間的にずらして開弁および／または閉弁して、それぞれ、前記ホイールブレーキにおいて必要な目標圧を設定し、
   前記少なくとも１つのアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）によって、減圧が、前記アウトレットバルブに割り当てられている前記１つもしくは複数のホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）において、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）に関連しないで行われる、
   請求項１から７までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
9. 前記制御装置は、同時にまたは時間的にずらされて行われる減圧および／または増圧のために、前記ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）を占めているまたは計算されたホイールブレーキ圧を考慮して前記圧力供給ユニット（ＤＥ）を駆動制御し、
   前記圧力供給ユニット（ＤＥ）は、１つの各ホイールブレーキ（複数の各ホイールブレーキ）に対して設定されるべき目標圧を、１つもしくは複数の開弁されている切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）のもとで生成し、前記目標圧に達した後、前記制御装置は、前記１つもしくは複数の切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）を、前記１つもしくは複数のホイールブレーキにおいて前記目標圧を保持するために閉弁し、ここで前記少なくとも１つのアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）によって、前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）に割り当てられている前記ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）における減圧を、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）に関連せずに行うことができる、
   請求項１から８までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
10. 少なくとも１つの圧力センサ（９）が、少なくとも１つのブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）における圧力を求めるために用いられる、
    請求項１から９までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
11. 前記１つもしくは複数のブレーキ回路を介した前記ホイールブレーキ（ＲＢｍおよびＲＢｎ）における減圧に対して同時にまたは時間的に重なって、少なくとも１つの別のホイールブレーキ（ＲＢ_ｉ）において、前記属するアウトレットバルブの開弁を介して減圧を行う、
    請求項１０記載のブレーキシステム。
12. 自動車用のブレーキシステムであって、前記ブレーキシステムは、
    操作装置（ＢＰ）と、
    前記操作装置（ＢＰ）への反力を生成する距離シミュレータ（ＷＳ）と、
    第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）と、
    制御装置と、
    を有しており、
    前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）は、少なくとも１つのピストン（ＳＫ）と少なくとも１つの作動室（Ａ１，Ａ２）とを有しており、該作動室（Ａ１，Ａ２）は、少なくとも１つの流体力学的連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）を介して、ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１−４）と連通しており、
    各ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）に、少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）が割り当てられており、各ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）は、それぞれ、自身に割り当てられている制御可能な、増圧（Ｐ _ａｕｆ ）および減圧（Ｐ _ａｂ ）のための切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）を介して、自身に割り当てられている連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）と接続可能であり、
    前記ブレーキシステムは、少なくとも１つの、電気モーターによって駆動される圧力供給ユニット（ＤＥ）を有しており、前記圧力供給ユニットは、少なくとも１つの作動室（４，４ａ）を有しており、ここで前記圧力供給ユニット（ＤＥ）によって、ブレーキ圧が、１つまたは複数のホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）において同時にまたは順次連続して増大可能かつ低減可能であるブレーキシステムにおいて、
    １つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）にのみアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられている、または、各ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）のそれぞれ１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）にのみアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられており、
    前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）は、前記ホイールブレーキと圧力媒体リザーバ（１０）との間の流体力学的連通部に配置されており、ここで前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）と前記圧力媒体リザーバ（１０）との間にさらなる弁は配置されておらず、
    前記制御装置は、メモリを有しており、前記メモリ内に、各ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）において生じた前記実際ホイールブレーキ圧（Ｐ_{ＲＢｉｓｔ，ｉ}）が格納される、かつ／または、調整モデルにおいて、各ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）の、可能性のあるブレーキ圧（Ｐ’_{ＲＢｉｓｔ，ｉ}）が繰り返し計算され、測定された値によって更新され、
    前記制御装置は、前記ホイールブレーキにおける種々の目標圧への、１つのブレーキ回路の少なくとも２つのホイールブレーキにおける同時の増圧のために、関与している各前記ホイールブレーキ（ＲＢ１−４）の圧力容積特性曲線を評価し、生成されるべき最も高い目標圧に基づいて、このために必要な、前記ピストン（３）のピストン距離（ｄｓ）を計算し、前記ピストン（３）を前記ピストン距離（ｄｓ）ぶん、前記駆動部（Ｍ，２）によって変位させ、ここで最も高い目標圧（Ｐ_{ｓｏｌｌ，ｍ}）を有している前記ホイールブレーキ（ＲＢｍ）の前記切替弁（ＳＶｍ）は、前記ホイールブレーキ（ＲＢｍ）において前記目標圧（Ｐ_{ｓｏｌｌ，ｍ}）が生じるまで、開弁されたままであり、
    前記制御装置は、残りのホイールブレーキ（ＲＢｎ）の前記切替弁（ＳＶｎ）に対して、個々に、前記切替弁（ＳＶｎ）がそれぞれ開弁されたままであるべき持続時間（ｔ_{ａｕｆ，ｎ}）を計算し、これによって、前記各ホイールブレーキ（ＲＢｎ）内の圧力が前記各目標圧（Ｐ_{ｓｏｌｌ，ｎ}）へと増大され、かつ、前記切替弁（ＳＶｎ）を、計算された各前記持続時間（ｔ_{ａｕｆ，ｎ}）の間だけ開弁する、
    ブレーキシステム。
13. 切替弁（ＳＶｍ）は、前記属するブレーキ回路内の圧力が、前記ホイールブレーキ（ＲＢｍ）内の前記実際圧力（Ｐ_{ｉｓｔ，ｎ}）と等しいまたは前記実際圧力（Ｐ_{ｉｓｔ，ｎ}）よりも低い時点ではじめて開弁される、
    請求項１２記載のブレーキシステム。
14. 前記１つもしくは複数のブレーキ回路を介した前記ホイールブレーキ（ＲＢｍおよびＲＢｎ）における増圧に対して同時にまたは時間的に重なって、少なくとも１つの別のホイールブレーキにおいて、前記属するアウトレットバルブの開弁を介して減圧を行う、
    請求項１２または１３記載のブレーキシステム。
15. 前記圧力供給ユニット（ＤＥ）は、ピストン・シリンダ・システム（２，３，４，４ａ）であって、前記ピストン・シリンダ・ユニットのピストン（３）は、電気モーター（Ｍ）によって駆動され、かつ、少なくとも１つの作動室（４，４ａ）を区切る、
    請求項１から１４までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
16. 少なくとも１つのホイールブレーキにおける増圧および／または減圧のために、前記制御装置は、各ホイールブレーキ（ＲＢ１−４）の圧力容積特性曲線を評価し、生成されるべき圧力増大もしくは圧力低減に基づいて、このために必要な、前記ピストン（３）のピストン距離（ｄｓ）を計算し、前記ピストン（３）を、必要な前記弁の相応する駆動制御のもとで、前記ピストン距離（ｄｓ）ぶん、前記駆動部（Ｍ，２）によって変位させる、
    請求項１から１５までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
17. 前記制御装置は、一方のブレーキ回路内の圧力を圧力センサによって特定し、他方のブレーキ回路内の圧力を前記駆動モーターの位相電流を介して特定し、前記ホイールブレーキにおける前記増圧もしくは減圧の制御時に、関与している前記ホイールブレーキの１つの圧力容積特性曲線（複数の圧力容積特性曲線）ならびに１つの必要な開弁時間（複数の必要な開弁時間）（ｔ_{ａｕｆ，ｎ}もしくはｔ_ａｂ，ｎ）を考慮した、前記ピストン（３）の必要な前記ピストンストローク（ｄｓ）の計算時に、求められたもしくは計算された前記ブレーキ回路圧力を考慮する、
    請求項１から１６までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
18. 前記圧力供給ユニット（ＤＥ）の前記作動室（４ａ）は、流体力学的連通部（ＶＤ）を介して、前記圧力媒体リザーバ（１０）と連通しており、
    切替可能な弁（ＰＤ１）が、前記流体力学的連通部（ＤＶ）の遮断のために、属する前記切替弁（ＳＶ_ｉ）の開弁および前記弁（ＰＤ１）の開弁によって、少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ_ｉ）において、時間制御されて減圧が行われ得るように用いられ、
    事前に特定された前記開弁時間（ｔ_ａｂ，ｉ）が、設定されるべきホイールブレーキ圧を特定する、
    請求項１から１７までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
19. 別の圧力室（４）を介して、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）によって、容積制御された減圧または増圧が、他方のブレーキ回路の少なくとも１つのホイールブレーキにおいて、各ホイールブレーキの同時に開弁されている切替弁のもとで行われる、
    請求項１８記載のブレーキシステム。
20. 前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）の前記ピストン（ＳＫ）は、２つの作動室（Ａ１，Ａ２）を互いに分離し、各作動室（Ａ１，Ａ２）は、少なくとも１つの流体力学的連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）を介して、ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１−４）と連通する、
    請求項１から１９までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
21. 自動車用のブレーキシステムであって、前記ブレーキシステムは、
    操作装置（ＢＰ）と、
    前記操作装置（ＢＰ）への反力を生成する距離シミュレータ（ＷＳ）と、
    第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）と、
    制御装置と、
    を有しており、
    前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）は、少なくとも１つのピストン（ＳＫ）を有しており、前記ピストン（ＳＫ）は、２つの作動室（Ａ１，Ａ２）を互いに分離し、各作動室（Ａ１，Ａ２）は、少なくとも１つの流体力学的連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）を介して、ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）の少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１−４）と連通しており、
    各ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）に、少なくとも１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）が割り当てられており、各ホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）は、それぞれ、自身に割り当てられている制御可能な、増圧（Ｐ _ａｕｆ ）および減圧（Ｐ _ａｂ ）のための切替弁（ＳＶ１，ＳＶ２，ＳＶ３，ＳＶ４）を介して、自身に割り当てられている連通路（ＶＬ１，ＶＬ２）と接続可能であり、
    前記ブレーキシステムは、少なくとも１つの、電気モーターによって駆動される圧力供給ユニット（ＤＥ）を有しており、前記圧力供給ユニットは、少なくとも１つの作動室（４，４ａ）を有しており、ここで前記圧力供給ユニット（ＤＥ）によって、ブレーキ圧が、１つまたは複数のホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３，ＲＢ４）において同時にまたは順次連続して増大可能かつ低減可能であるブレーキシステムにおいて、
    １つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）にのみアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられている、または、各ブレーキ回路（ＢＫ Ｉ，ＢＫ ＩＩ）のそれぞれ１つのホイールブレーキ（ＲＢ１，ＲＢ３）にのみアウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）が割り当てられており、
    前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）は、前記ホイールブレーキと圧力媒体リザーバ（１０）との間の流体力学的連通部に配置されており、
    前記圧力供給ユニット（ＤＥ）は１つの圧力室（４）を有し、前記１つの圧力室（４）は、流体力学的連通部（ＶＬ３）を介して前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）の前記作動室（Ａ１）と連通しており、前記流体力学的連通部（ＶＬ３）は、前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）の前記ピストン（ＳＫ）を遮断位置に変位させることによって遮断可能である、
    ブレーキシステム。
22. 前記制御装置は、前記増圧および／または前記減圧時に、前記ピストン（３）の前記絶対位置を考慮し、それぞれ前記増圧もしくは減圧に関与している前記ホイールブレーキの１つもしくは複数の実際圧力、目標圧および圧力容積特性曲線に関連して、前記ピストン（３）の必要な前記変位距離（ｄｓ）を決定する、
    請求項１から２１までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
23. 低いダイナミクス要求と高い圧力設定精度要求とを伴う通常モードの際に、全てのホイールブレーキにおいて、圧力が、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）の前記ピストン（３）の距離制御（ｄｓ）を介して、前記各圧力容積特性曲線を考慮して、同時にまたはシーケンシャルに、増大および低減され、
    高いダイナミクス要求を有する動作状況において、圧力が、少なくとも１つのホイールブレーキにおいて、属する前記アウトレットバルブ（ＡＶ１，ＡＶ３）を介して、かつ／または、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）のアウトレットバルブ（ＰＤ１）を介して同時に低減される、
    請求項１から２２までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
24. 前記操作装置（ＢＰ）によって、前記供給生成ユニット（ＤＥ）の故障時、または別の故障ケースにおいて、前記第１のピストン・シリンダ・ユニット（ＨＺＥ）の前記少なくとも１つのピストン（ＳＫ，Ｈｉｋｏ）は、少なくとも１つのホイールブレーキにおける増圧のために変位可能である、
    請求項１から２３までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
25. 前記減圧は、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）の前記ピストン（３）の距離制御された前記ストロークを介して、または、前記ダブルストロークピストン（３）の圧力チャンバ（ＤＨＫ１，ＤＨＫ２）の前記連通路を介して、開弁状態の弁（ＰＤ１，ＰＤ３）によって前記リザーバ（１０）内へと行われ、
    前記制御装置は、各ホイールブレーキにおいて測定された圧力または計算された圧力を、減圧制御のために使用する、
    請求項１から２４までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
26. 高圧時の減圧が、通常動作における阻止圧付近の領域内の圧力（２００バール−＞約８０〜１００バール）まで、圧力を介して、または、ＰＤ３弁の時間制御を介して、自由選択的に、同時にまたは時間的にずらされて行われる、前進ストロークモードにおける前記ダブルストロークピストンの距離制御のもとで行われ、
    その後、前記ダブルストロークピストンの後退ストロークモードにおける圧力容積制御を介した、大気圧までの減圧が行われる、
    請求項１から２５までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
27. 前記分離弁（ＴＶ１，ＴＶ２，ＴＶ２ｂ）は、多い貫流および低い差圧に合わせて設計されている、
    請求項１から２６までのいずれか１項記載のブレーキシステム。
28. 前記制御装置は、前記圧力供給ユニット（ＤＥ）を用いて、分離弁（ＴＶ１，ＴＶ２，ＴＶ２ｂ）の開弁前または開弁中に、相応する圧力室（４，４ａ）における圧力を、前記ピストン（３）の変位によって生成し、
    前記ピストンは、開弁されるべき前記分離弁（ＴＶ１，ＴＶ２，ＴＶ２ｂ）で十分に小さい差圧が生じる大きさである、
    請求項２７記載のブレーキシステム。

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