JP7239657B2 - ブレーキ回路／ホイールブレーキに特別に回路接続された吸入弁を介して増圧制御を行うブレーキ装置および圧力制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、特許請求項１の上位概念に記載の、特に車両用ブレーキ装置のための操作装置に関する。

１９７８年のＡＢＳ量産開始以来、ＡＢＳ制御中は減圧（Ｐ_ａｂ）後に圧力が吸入弁（ＥＶ）を介して段階的に上昇させられる（Ｐ_ａｕｆ）。最近では、吸入弁（ＥＶ）をＰＷＭ（パルス幅変調）制御して、圧力制御をより正確なものにしている。増圧（Ｐ_ａｕｆ）は、吸入弁（ＥＶ）を介して時間制御され、圧力振幅は、弁開放や、弁を介した差圧、弁圧および温度等のさらに別のパラメータの時間制御の関数である。段階的な増圧（Ｐ_ａｕｆ）は、圧力振動による騒音も生ぜしめる。

圧力振幅の精度および騒音を改善するために、本出願人の特許出願である独国特許出願第１０２００５０５５７５１号明細書（DE 10 2005 055751）および独国特許出願第１０２００９００８９４４号明細書（DE 10 2009 008944）において、いわゆるマルチプレクス法（ＭＵＸ）が紹介された。マルチプレクス法とは、圧力源（ピストン、複動式ピストン、差動ピストン、ポンプ等）に接続されたアクチュエータ、特にホイールブレーキに圧力を供給する制御法を意味し、この場合、圧力源の容積を測定しかつ制御することで、アクチュエータにおける増圧および減圧を制御する。特に、増圧（ｐ_ａｕｆ）および減圧（ｐ_ａｂ）のための圧力振幅は、ピストンシステムの容積配分によって行われ、この場合、圧力振幅は、ホイールシリンダのｐ－Ｖ特性曲線（圧力・体積特性曲線）から導出される。この方法は、正確で低騒音である。

独国特許出願公開第１０２０１３２０３５９４号明細書（DE 10 2013 203 594 A1）には、従来の吸入弁と、これらの吸入弁に並列接続された逆止弁とに接続されたピストンを介した容積制御方法が開示されている。制御中、各ホイールシリンダ内で制御されるＡＢＳ圧の差圧において、制御圧は常に、ホイールブレーキにおける最大圧力よりも大きくなければならない。差圧は、特にスプリットμの場合には、極めて高くなっていることがある。前掲の独国特許出願公開第１０２０１３２０３５９４号明細書から公知の方法は、１つのホイールシリンダから、このホイールシリンダに対応配置された吸入弁に並列接続された逆止弁を介した、体積の意図しない流出が行われないようにするために、ホイールシリンダにおける目下の圧力比に関する知識を必要とする。圧力比が見積もりでしかないと、±１５ｂａｒの圧力誤差が生じる場合がある。制御するには圧力値を比較するので、比較に際してさらに２倍の、すなわち±３０ｂａｒの圧力誤差が生じる場合がある。この方法では、予圧がホイールシリンダ内の圧力を下回らないようにすることを保証する必要があるので、制御圧は、ホイールシリンダの見積もられた圧力を上回る、少なくとも６０ｂａｒに保持されねばならない。弁のＰＷＭ制御の場合、弁の閉鎖圧は、例えば弁のコイル温度に左右される変動幅の影響下にある。これにより、制御圧をさらに大幅に高めねばならない。前掲の独国特許出願公開第１０２０１３２０３５９４号明細書から公知の方法が確実に機能するためには、制御圧が、ホイールブレーキ内の最高圧力を上回る１００ｂａｒの範囲内になければならない。増圧に際して弁は通流抵抗を形成するので、制御圧はさらに上昇することになる。このように高い所要制御圧は、ブレーキ装置と弁とにかなりの負荷をかけるので、大きな横断面積を有する弁は、不都合にも使用することができない。

吸入弁（ＥＶ）は、ブレーキシステム内で絞り抵抗を成すものであり、絞り抵抗は、増圧速度が高いとかなりの背圧を成し、この背圧は、ブレーキ倍力装置（ＢＫＶ）の故障時のフォールバックレベルにおける制動距離延長に現れる。ＡＢＳが組み込まれている場合、背圧はエンジンに約１０％の負荷をかけて、圧力を形成する。

本発明の根底を成す課題は、請求項１の上位概念に記載の操作装置をさらに改良することにより、必ずしもＰＷＭ法を用いる必要無しに、かつ弁を大きな横断面積すなわち小さな通流抵抗になるように設計して、差圧が高い場合でも確実に切替可能に設計する必要無しに、特に増圧Ｐ_ａｕｆを、より正確に制御することができるようにすることにある。弁の差圧強度は、とりわけ弁のコストを決定するので、当該方法によりコスト削減を達成することが望ましい。さらに、増圧Ｐ_ａｕｆ時の騒音も低減されることが望ましい。

この課題は、本発明に基づき特許請求項１記載の特徴により解決される。

新規な方法では、ｐ_ａｕｆに際して、主として路面の摩擦係数に左右される実圧力レベルに対して例えば約１０～２０ｂａｒの比較的小さな差圧を有する制御圧ｐ_ｖｏｒが、各ホイールブレーキに対して個別に調節される。この場合、例えば約１０～２０ｂａｒの小さな差圧は、全ての実圧力レベルに対して保持される。少なくとも２つのホイールブレーキに関してホイール圧を高める必要があり、そのためにそれぞれ異なる目標圧力が決定されている限りは、以下、圧力源を介して調節されるべき最高の制御予圧ｐ_ｖｏｒを、最高圧ｐ_{ｖｏｒ，ｍａｘ}と云う。この最高圧ｐ_{ｖｏｒ，ｍａｘ}は、１つのホイールブレーキにおいてブレーキ圧を変更する必要がない場合には、このホイールブレーキに閉じ込められた実圧力よりも低くてよい。ホイールブレーキ圧を、容積制御ΔＶおよび／または時間制御Δｔにより、それぞれ異なるホイールブレーキにおいて調節することができる、という可能性に基づき、ブレーキ装置のダイナミクスに関してかなりの利点が得られる。つまり、例えば２つのホイールブレーキにおいて調節されるべき目標圧よりも例えば１０～２０ｂａｒだけ高く設定された制御圧ｐ_ｖｏｒにより、これらのホイールブレーキにおける圧力、すなわち目標圧力を同時に、時間的にオーバラップして、または時間的に連続して制御もしくは調節することができる。例えば、各ホイールブレーキに対応配置された切替弁を所定時間だけ開放することにより、目標圧を所要の目標圧にまで上げることができる。この場合、所定時間だけ開放するとは、所定時間Δｔの間に一度だけ開放することを意味する。時間Δｔが終了すると、対応する弁が閉じられる。よって本発明による時間的な開放は、ＰＷＭ法とは明らかに相違するものである。

また、通流量の僅かな変動も生じる。さらに、従来技術によるＡＢＳ圧力制御におけるよりもはるかに小さな差圧が弁に生じる。従来技術によるＡＢＳ圧力制御の場合、全てのホイールブレーキに同時に作用する制御予圧Ｐ_ｖｏｒは、例えば最高２００ｂａｒの極めて高い値に達することがあり、ペダル操作により生ぜしめられる。よって、弁横断面の流れ横断面積が同じ場合には、本発明による方法の場合、ＡＢＳ作動時の弁における所要開放力が、従来技術から周知のＡＢＳ制御法の場合よりも小さくなっている。したがって、本発明による方法では、弁を閉じるための電流を、周知のＡＢＳ制御法におけるよりも小さな値に制限することができる。もちろん、同じ弁電流において、本発明による方法の場合は弁横断面を、周知のＡＢＳ制御法におけるよりも大きな流れ横断面積を備えて設計することも可能である。さらに、閉鎖時の弁の時間制御に基づき、より小さな差圧と同時に、より小さな液圧振動ひいては差圧が大きな場合よりも少ない騒音が生じることになる。新規の方法の場合の圧力源、例えばピストンにおける圧力変化もやはり、より小さな差圧に基づいて、標準的なＡＢＳよりも小さくなっている。増圧Ｐ_ａｕｆの終了間近に弁を通る体積流量が時間的に減らされると、弁閉鎖時の圧力振動は最小になるので、騒音源となるのは弁の閉鎖ノイズだけになる。このノイズは、弁の電圧または電流を相応に制御することによる磁力の緩やかな減少に基づき、さらに大幅に低下され得る。

本発明による構成もしくは本発明の有利な実施形態により、ブレーキ装置における増圧を極めて正確に制御することができる、ということが意外にも簡単に達成され、この場合は特に、ブレーキ装置の吸入弁における背圧をも低く保持することができるようになっている。

本発明の有利な実施形態は、関連する別の請求項から明らかであり、この場合、図面の説明に記載された具体的な実施例の別の特徴もしくは特徴の組合せにより、有利に補足され得る。

以下に、本発明の有利な具体的な実施例を図示して、より詳しく説明する。

本出願人の独国特許発明第１０２０１４１０７１１２号明細書（DE 10 2014 107112）または独国特許出願公開第１０２０１２００２７９１号明細書（DE 10 2012 002 791 A1）に記載されているようなブレーキ装置を示す図である。 吸入弁（ＥＶ）および吐出弁（ＡＶ）の、本発明による弁回路を示す図である。 ブレーキ回路内の、本発明による吸入弁を示す図である。 ＡＢＳ作動中の時間（ｔ）の関数として生じ得るホイールブレーキシリンダ圧（Ｐ）の原則的な推移を示す図である。 ＡＢＳ作動中のホイールブレーキシリンダにおける圧力上昇（Ｐ）を制御する複数の異なる可能性を示す図である。 ホイールブレーキシリンダにおける圧力変化と体積変化との間の相関を示す図である。 容積変位とピストン変位との相関を示す図である。 ブレーキ回路（ＢＫ１およびＢＫ２）の接続部が、ピストン・シリンダユニットに別個に、または特別な機能、例えばＡＢＳのためのバイパス弁（ＢＶ）を介して配置されていることを示す図である。 ブレーキ回路（ＢＫ１もしくはＢＫ２）が選択的に別個に、または一緒に分離弁ＴＶ１またはＴＶ２に接続されている、２回路式の圧力供給を示す図である。 分離弁（ＴＶ１およびＴＶ２）を介してブレーキ回路（ＢＫ１およびＢＫ２）に接続されている、１回路式の圧力供給部を示す図である。

図１に示すブレーキシステム用の操作装置は、第１のピストン・シリンダユニット（マスタシリンダ）２を有しており、第１のピストン・シリンダユニット２は、圧力を形成するように操作装置４を介して操作可能であり、この場合はブレーキペダル（詳しくは図示せず）が操作装置の構成部材であってよい、もしくは操作装置に結合されている。ペダル感覚を生ぜしめるために、好適にはペダル力とペダル距離との間の通常の関係を生ぜしめる距離シミュレータが用いられる。操作装置は好適には、例えば本出願人の関連する独国特許出願公開第１０２０１００５０１３２号明細書（DE 10 2010 050132 A1）においてより詳細に記載されているような倍力制御（ＢＫＶ制御）用のセンサ装置５を備えている。この場合、第１のピストン・シリンダユニット２は、２つのシリンダ室もしくは作業室を有しており、これらは倍力機能制御用の切替弁６，８と液圧導管ＢＫ１，ＢＫ２とを介して、ホイールブレーキＲＢ１，ＲＢ２，ＲＢ３およびＲＢ４に接続されている。液圧導管ＢＫ１，ＢＫ２内には、それぞれホイールブレーキに対応する吸入弁ＥＶ１，ＥＶ２，ＥＶ３およびＥＶ４が配置されている。ホイールブレーキに通じる分岐導管からはさらに、各戻し導管が分岐しており、これらの戻し導管は吐出弁ＡＶ１，ＡＶ２，ＡＶ３およびＡＶ４を介してリザーバタンク１０に通じており、リザーバタンク１０は液圧導管１２，１４を介して、第１のピストン・シリンダユニット２の各作業室に接続されている。

ここでは別のピストン・シリンダユニット２０の形態の圧力供給装置（以下、「ＤＶ」とも云う）は、液圧導管ＨＬ１，ＨＬ２を介して液圧導管ＢＫ１もしくはＢＫ２に接続されている。

液圧導管ＨＬ１とＨＬ２との間には、圧力センサＤＧが配置されている。圧力センサＤＧおよび別の装置の信号は、原則として周知の形式で、電子制御ユニットＥＣＵ（図示せず）において処理される。

ピストン・シリンダユニット２０は、ここでは駆動装置（詳しくは図示せず）、特にハイダイナミック電動モータおよび場合によっては回転運動を直線運動に変換するための伝動装置（特にボールねじ）を有している。第２のピストン・シリンダユニットのピストンは好適には、例えば本出願人の関連する独国特許出願公開第１０２０１３１１０１８８号明細書（DE 10 2013 110188 A1）においてより詳細に記載されているような複動式ピストンとして形成されている。駆動装置は、圧力供給部の容積配分用の回転角度センサ／距離センサ１６を備えている。液圧戻し導管Ｒが、前記ピストン・シリンダユニットをリザーバタンク１０に接続している。リザーバタンク１０への接続部には、別の液圧部材（逆止弁、電磁弁）が任意に配置され得る。

将来のブレーキシステムにとって重要なのは、流れ損失が小さい、ということが弁の寸法設定において考慮される点にある。この場合はいわゆる「タイム・トゥ・ロック（Time-to-Lock(TTL)）」の時間に応じた流量が考慮される。ＴＴＬは、高μに対するロック圧が１５０ｍｓ以内で達成されねばならないように設定されている。

操作装置は、図１では４つの吸入弁ＥＶと４つの吐出弁ＡＶとを備えた従来型のＡＢＳ用弁回路と共に示されている。これについては２つの変化形があり、変化形Ａは吸入弁に対して並列的な各１つの逆止弁ＲＶ（図１では一方のブレーキ回路のホイールブレーキＲＢ１およびＲＢ３のところにのみ例示）を有しており、変化形Ｂは大きな差圧用に、吸入弁ＥＶ内に強力な戻しばねを有している。変化形Ａは従来技術（例えば独国特許発明第１０２０１３２２４３１３号明細書（DE 10 2013 224 313））のブレーキシステムに用いられ、吸入弁を閉鎖して圧力を保持することはできない。それというのも、予圧がホイールブレーキ内の実圧力よりも低い場合には、逆止弁を介した減圧が行われるからである。よって、特に制御運転もしくは各ホイールブレーキにおいてそれぞれ異なる圧力を制御する別々の制御状態（例えば回収、ブレンド）において、予圧は常に、全ホイールのすべての実圧力よりも高く設定されていなければならない。このことは結果的に極めて厳密な時間制御をもたらす、あるいはＰＷＭ運転もしくは小さな製造誤差を有する弁を必要とする。さらに、弁の通流横断面を制限せねばならない。

ＡＢＳ運転においてロック圧は、フロントアクスル（ＶＡ）とリアアクスル（ＨＡ）との間で大幅に相違している。スプリットμの場合には、最大１３０Ｂａｒの極度の差圧に達することになる。

つまり、制御圧をロック圧の範囲内にしようとすると、ブレーキ回路内に約１３０Ｂａｒの相応の圧力差が生じ得る、すなわち、低μの吸入弁（low-μ EV）において大気圧（約１ｂａｒ）が保たれている場合、高μの吸入弁（high-μ EV）は１３０ｂａｒの最高圧を保つ必要がある。換言すると、操作装置もしくはブレーキ装置は、このような前提条件および場合によっては別の前提条件から生じる状態をも確実に処理することができねばならない（差圧セーフティー）。

高μの吸入弁（high-μ EV）において電気的な制御が行われず、制御圧が、例えば故障時に大気圧（ｂａｒ）まで降下した場合には、吸入弁が強力な戻しばねを有する前記ｂのケースが重要になる。この場合は高μの吸入弁（high-μ EV）が高いホイールシリンダ圧に抗して開かねばならず、このことは例えば既に述べた、吸入弁（ＥＶ）内の高い戻しばね力（ＲＦ）によってのみ可能である。ただし、強力な戻しばねは、同時に高い磁力をも生ぜしめるので弁が高価になると共に、弁は、ストッパに対する高い可動子衝突速度に基づき騒音をたてる、もしくはうるさくなることになる。

圧力センサＤＧは、ｐ－Ｖ特性曲線の評価およびメモリ用ならびに両ブレーキ回路の圧力レベルの検出用に必要である。圧力値は、電子制御装置（ＥＣＵ）（ここには図示せず）においてメモリされるもしくは読み出される。圧力センサＤＧは象徴的に両ブレーキ回路と接続されており、このことは、例えば各ブレーキ回路が相応の弁回路により並列接続されて増圧Ｐ_ａｕｆされる場合には、主にブレーキ回路１（ＢＫ１）に設けられた１つの圧力センサＤＧでもって行うことができる。

図１ａには、本発明に基づき変更された、逆止弁ＲＶ無しの吸入弁ＥＶと吐出弁ＡＶの弁回路が示されている。この場合、吸入弁（ＥＶ）は、弁の内室を介してブレーキ回路ＢＫ１もしくはＢＫ２に接続されており、これにより、予圧Ｐ_ｖｏｒが吸入弁ＥＶの閉鎖力を支援するようになっており、この場合、吸入弁ＥＶの通流方向は、図１に示した吸入弁ＥＶの通流方向に比べて逆転している。この場合、図１ａでは、弁通流は吸入弁ＥＶの可動子室を介して行われる。このことは、図１に示した弁入口が図１ａでは弁出口として用いられることにより達成され、この場合、弁出口は液圧接続部を介して各ホイールブレーキＲＢ１，・・・，ＲＢ４に接続されており、換言すると、ホイールブレーキシリンダおよびブレーキ回路に対する吸入弁ＥＶの接続部が入れ替えられている。この場合に上述した「制御装置の故障」が生じると、ホイールブレーキシリンダ圧が吸入弁ＥＶを開くようになっている。

弁の寸法設定に際しては、可動子室内の吸入弁入口と、弁座の下流側の吸入弁出口と、の間の圧力差により、動的な増圧に際して弁が閉じないということがないように、上述した接続装置に設けられる戻しばねを設定する必要がある。最高増圧ダイナミクスは、（ＴＴＬに関する）倍力装置作動中の非常ブレーキ状態、もしくは制御モード中の極端な圧力変化（例えばμジャンプ）において達成される。したがって吸入弁の戻しばねは、弁における最高増圧ダイナミクスに合わせて設定する必要がある。弁の弁座横断面積が増大されると、このことは弁における差圧の低下に有利であると同時に、短いＴＴＬを達成するためのエンジンの負荷低減をもたらす。より大きな横断面積は、戻しばねの寸法設定ひいては弁の磁力に対する要求をも、やはり低下させる。

最大磁力は小さい。それというのも、ホイールブレーキシリンダ圧（１３０ｂａｒ）と、弁閉鎖状態、すなわち可動子空隙が小さな状態でのマスタブレーキシリンダ圧（大気圧１ｂａｒ）と、の間に作用する差圧が、最大でも１３０ｂａｒであるからである。従来の吸入弁ＥＶは、２５０ｂａｒの高いマスタブレーキシリンダ圧と、１ｂａｒのホイールブレーキシリンダ圧と、の間の、最大約２５０ｂａｒの極めて高い差圧、ならびに流量と増圧速度が高い場合の背圧における極めて高い差圧に抗して機能せねばならない。

吸入弁の逆転した配置形式に基づき、吸入弁ＥＶを、より大きな横断面を備えひいては背圧が小さくなるように寸法設定する可能性が生じる。

図１ｂには、本発明による吸入弁ＥＶの１つの可能な構成、およびブレーキ回路ＢＫに対する接続、ならびに圧力供給部ＤＶとホイールブレーキＲＢｉが示されている。

吸入弁ＥＶは、磁気可動子ＭＡと、磁石基体ＭＧＫと、励磁コイルＥＳと、を有している。電磁弁ＥＶが給電されると、磁力ＭＫが可動子ＭＡを位置Ｓ_Ａ０から位置Ｓ_Ａ２へ、距離差Ｓ_Ａだけ移動させる。磁気可動子ＭＡは、プランジャＭＳｔｏｅを同じ距離だけ移動させるので、プランジャＭＳｔｏｅが弁座ＶＳに当接して、電磁弁の流出部Ｅａを閉じる。可動子ＭＡは、この位置ではまだ磁石基体ＭＧＫに対して残留空隙Ｓ_０を有しており、この残留空隙Ｓ_０は、可動子ＭＡが弁ＥＶの励磁コイルＥＳの給電遮断時に、磁気回路の磁気損失により磁石ケーシングＭＧＫに付着しないように設けられている。戻しばねＲＦは、弁電流遮断時に可動子ＭＡを出発位置に戻す。この場合、磁力Ｆ_Ｍは、空隙が小さくなる、すなわち距離が増大するときには非線形に上昇する。戻しばねＦ_ＲＦは、磁力Ｆ_Ｍが出発位置Ｓ_Ａ０ではばね力よりも大きくなっていて、これにより弁の確実な閉鎖が保証されているように設定されている。ばね力は、距離Ｓ_Ａが増大するにつれ上昇するが、終点位置Ｓ_Ａ２ではやはり、磁力Ｆ_Ｍよりも小さくなっている。好適には線特性ばねが使用され、これにより給電状態での終点位置における磁力Ｆ_Ｍが、戻し力よりも大幅に高くなるようにし、その結果、弁を少ない電流で保持することができるようになっている、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くても、確実な閉鎖が保証されていることになる。保持は、差圧が高い場合でも保証されている。それというのも、磁力が弁閉鎖位置では非線形に大きく増大するからである。ただし戻しばねは、無電流状態で開く弁としての機能を保証することができるように、かつ弁が常に確実に開くように寸法設定されていてもよい。

弁の出口Ｅ_ａは、各ホイールブレーキＲＢｉ（ＲＢ１－ＲＢ４）に接続されており、入口Ｅ_ｉは、一方のブレーキ回路ＢＫｉもしくは圧力供給ユニットＤＶ（２０）に接続されている。このような接続に基づき、吸入弁ＥＶは、戻しばねＲＦによっても、ホイールブレーキ内の圧力によっても開放可能であり、このことは特に、ブレーキ装置に故障もしくはアクシデント（例えば弁における電圧障害）が生じた場合に極めて重要である。さらに、ブレーキ回路内の圧力が高く、ホイールブレーキ内の圧力が低い場合でも、入口Ｅｉと出口Ｅａとの間の差圧だけが、プランジャＭＳｔｏｅに作用する。弁におけるこの差圧は、増圧においては比較的小さなものであるが、ばねＲＦの設定時に考慮する必要があり、これにより、圧力供給部ＤＶからホイールブレーキに体積が圧送されるときの増圧に際し、差圧により弁が押されて閉じられないようにする。差圧により弁が押されて閉じられるという作用は、大きな開放横断面積ＯＥＱもしくは小さな流れ損失を有する弁により低減される。

特に、予圧と、ホイールブレーキにおける実圧力と、の間の差圧が低い、圧力体積制御もしくは時間制御による増圧時に、上述した大きな開放横断面積を有する弁を使用することができる。それというのも、制御精度が極めて高いからである。このこともやはり、特に急速な増圧時（ＴＴＬ）に僅かな流れ損失しか生じず、駆動モータは最短時間での急速な増圧（ＴＴＬ＝１５０ｍｓ）のために少ない電力しか必要としない、という利点を有している。

さらに、有利に形成された吸入弁の少ない流れ損失に基づき、この吸入弁を介して急速に減圧を行うことができる。吸入弁ＥＶを介した正確な減圧は、圧力供給ユニット２０のピストン運動を相応に制御することによって行うことができる。周知のＭＵＸ法を、上述した弁回路を用いて、または特に例えばリアアクスルのホイールブレーキ等の、容積制御の少ない消費装置のブレーキ回路に設けられた吐出弁ＡＶを介した減圧制御を用いて実施することも、任意に可能である。すなわち、ＭＵＸ法は新規の弁回路に関連して２つのホイールブレーキ（例えばフロントアクスル）においてのみ用いられ、別の２つのホイールブレーキでは従来通りの減圧が行われる、という組合せも可能である。このことは、２つのホイールブレーキ／アクチュエータには吸入弁と吐出弁（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吸入弁もしくは切替弁ＥＶしか設けられていない、ということを意味すると考えられる。この場合、フロントアクスルのホイールブレーキにのみ、図１ａおよび図１ｂに示した本発明による新規の弁回路が装備され得、リアアクスルでは標準的な回路／標準的な弁が使用され得る。

図２は標準的なＡＢＳによる、ＡＢＳ作動中の時間（ｔ）の関数として生じ得るホイールブレーキシリンダ圧（Ｐ）の原則的な推移を示す図である。運転者は、ブレーキペダル（図１には図示せず）を操作することにより、予圧Ｐ_ｖｏｒでもってブレーキをトリガする。この場合、運転者は全てのホイールがＡＢＳ制御に移行するようにブレーキペダルを操作する、ということを前提とする。

平滑な路面では、ＡＢＳ制御の影響を受けて生じるホイールブレーキシリンダ圧ｐは小さい。この特性線は、符号”low-μ”で示されている。予圧ｐ_ｖｏｒとホイールブレーキシリンダ圧ｐ_{ｌｏｗ－μ}との間の差圧Δｐ_ｌｏｗは大きな値をとってよい。それというのも、制御されない予圧ｐ_ｖｏｒは、最高２５０ｂａｒの値に達することがあるからである。制御された予圧において、前記のいわゆるΔｐ_ｌｏｗは、ホイールブレーキシリンダ圧が３０ｂａｒの最高値にある場合には、約５０ｂａｒであってよい。

左右のホイールが、それぞれグリップの異なる路面の上で回転することになる非対称的な路面（スプリットμ）では、ＡＢＳ制御の影響を受けて、左右のホイールにそれぞれ異なるホイールブレーキシリンダ圧が生じる。この場合、例えば左前輪ＲＢ１には高いブレーキ圧ｐ_ＲＢ１が印加されるのに対して、右前輪ＲＢ２では低いブレーキ圧Ｐ_ＲＢ２が保たれる。制御された予圧において、前記のいわゆるΔＰ_ｌｏｗは、ホイール圧の差がｌｏｗとｈｉｇｈとの間で１３０ｂａｒの最大値である場合には、約１５０ｂａｒであってよい。

マルチプレクス運転では、圧力供給ユニットＤＶからホイールブレーキシリンダ内への体積移動に基づきホイールブレーキシリンダにおいて経時変化する圧力制御ｐ（ｔ）が生ぜしめられる。吸入弁ＥＶが閉じると、ホイールブレーキシリンダ内の圧力Ｐは最早変化してはならない。圧力供給ユニットＤＶが左前輪（ＶＬ）における圧力Ｐ_ＲＢ１を上昇させ、次いで圧力供給ユニットＤＶが右前輪における圧力Ｐ_ＲＢ２を上昇させようとする場合、左前輪における圧力Ｐ_ＲＢ１は、右前輪における圧力Ｐ_ＲＢ２の上昇過程中に変化してはならない。

マルチプレクス運転のこの設定は、吸入弁ＥＶに関する構造的な前提条件を前提としている。従来の吸入弁ＥＶは、弁に組み込まれた逆止弁（図１に”ＲＶ”で例示）を有している。この逆止弁は、「弁制御装置の故障」といった故障時に、ホイールブレーキシリンダの放圧を生ぜしめる。圧力供給ユニットＤＶが右前輪の圧力Ｐ_{Ｌｏｗ－μ}（ＶＲ）を低い圧力レベルに調節した場合、逆止弁は左前輪（ＶＬ）の圧力の「圧力保持」を許さない。この場合は左前輪の吸入弁ＥＶの逆止弁ＲＶを通ってブレーキフルードが圧力供給ユニットＤＶに流れ戻ることにより、左前輪のホイールブレーキシリンダ内の圧力Ｐ_{ｈｉｇｈ－μ}は、右前輪のホイールブレーキシリンダ圧Ｐ_{Ｌｏｗ－μ}を辛うじて上回るレベルまで低下させられる（一点鎖線で示唆）。左前輪のホイールブレーキシリンダＰ_{ｈｉｇｈ－μ}と右前輪のホイールブレーキシリンダＰ_{ｌｏｗ－μ}との間の大きな差圧ΔＰを維持することはできない。

対策としては、吸入弁ＥＶから逆止弁ＲＶを除去する。この場合にはマルチプレクス運転中に、左前輪のホイールブレーキシリンダＰ_ＲＢ１と右前輪のホイールブレーキシリンダＰ_ＲＢ２との間の差圧ΔＰが維持され得る。「弁制御装置の故障」といった故障時に、圧力がホイールブレーキシリンダ内に閉じ込められたままにならないようにするためには、吸入弁ＥＶの戻しばね力を、より高く設定する必要がある。戻しばね力は、ホイールブレーキシリンダ内の圧力Ｐが高くても吸入弁ＥＶが確実に開くように、大幅に増大されねばならない。戻しばね力の増大に相応して、吸入弁用の制御電流Ｉ_ＥＶも高める必要があり、これにより予圧Ｐ_ｖｏｒとホイールブレーキシリンダ圧Ｐとの間の差圧が高くても、弁を確実に閉鎖状態で保持することができる。ただしこのことは既に述べたように、相応に高い磁力に基づき吸入弁ＥＶを高価にすると共に、ストッパに対する高い可動子衝突速度に基づいて大きな騒音を生ぜしめることになる。

特別な吸入弁ＥＶ、いわゆる「圧力リリーフ弁」の使用により、吸入弁ＥＶの戻しばね力をより高く設定せねばならない、ということは回避され得る。これらの弁もやはり高価なので、本発明では図１ａに示して説明した逆止弁ＲＶ無しの、吸入弁ＥＶの変更された弁回路を提案する。この場合、吸入弁ＥＶの内室が、ブレーキ回路ＢＫ１もしくはブレーキ回路ＢＫ２と接続されている。上述した「弁制御装置の故障」といった故障が生じると、ホイールブレーキシリンダ圧が自動的に吸入弁ＥＶを開くようになっている。

吸入弁ＥＶが閉じられた場合に、吸入弁ＥＶ用の制御電流ｉ_ＥＶは、高い方のホイールブレーキシリンダ圧Ｐと低い方の予圧Ｐ_ｖｏｒとの間の差圧ΔＰを維持することができる程度の高さにしかならずに済む。これに相応して磁力も小さくなっている。それというのも、ホイールブレーキシリンダ圧（１３０ｂａｒ）と、弁閉鎖状態、すなわち可動子空隙が小さな状態での予圧（０ｂａｒ）と、の間には、１３０ｂａｒの最大差圧が作用しているからである。マルチプレクス運転中、吸入弁ＥＶ用の制御電流ｉ_ＥＶは、最大差圧ΔＰに対して最高値になっている必要がある。

図２ａには、グリップする路面および平滑な路面におけるＡＢＳ作動時Ｐ_ａｕｆに各ホイールに生じ得る最大差圧が示されている。この場合、Δｐ_ｈｉｇｈは、グリップする路面において生じ得る最大差圧であるのに対し、ΔＰ_ｌｏｗは、平滑な路面における最大差圧である。マルチプレクス運転に基づき、ここではＰ_{ｖｏｒ－ｈｉｇｈ}とＰ_ＲＢ１との間の最大差圧ΔＰ_ｈｉｇｈも、Ｐ_{ｖｏｒ－ｌｏｗ}とＰ_ＲＢ２との間の最大差圧ΔＰ_ｌｏｗも小さくなっている。よって弁閉鎖用の弁電流も大きくなくてよい。

異なる予圧Ｐ_{ｖｏｒ－ｌｏｗ}およびＰ_{ｖｏｒ－ｈｉｇｈ}は、圧力供給ユニットの相応の制御により動的に調節される、すなわちＲＢ１とＲＢ２との間で切り替えられる場合には、ＲＢ２の吸入弁の開放前に、より低い予圧レベルを生ぜしめるために、事前に圧力発生ユニットのピストンが戻される。ＲＢ２をＲＢ１に切り替える際に、ピストンが前進させられる。

１つのホイールブレーキの圧力変化開始前の、実圧力レベルでの目標圧は、各ホイールブレーキの実圧力よりも最高４０ｂａｒ高く始まる。予圧レベルは、ホイール目標圧レベル（ｐ_ＲＢ２もしくはｐ_ＲＢ１は、この図面では目標圧であり、ホイール実圧力ではない）に対する予圧の差圧がほぼ一定に保たれるように動的に変化させられる。このことは、弁の比較的正確な時間制御を可能にし、ひいては弁製造誤差に対する要求を減らすことになる。

ピストンの切替に基づき、ＲＢ１とＲＢ２とにおける増圧は時間をずらしてしか行うことができないが、このことは少ない遅延時間に基づいて、制御装置パフォーマンスにあまり影響を及ぼさない。制御装置パフォーマンスに対する影響は、ハイダイナミックモータの使用により最小に抑えることができる。ホイールブレーキＲＢ１～ＲＢ４における減圧は、時間的な遅延無しでいつでも行うことができる。

図３には、ＡＢＳ作動中に各ホイールブレーキシリンダ内の圧力上昇Ｐを制御することのできる様々な手段が示されている。図示されているのはやはり、時間（ｔ）の関数としての、ホイールブレーキシリンダＲＢ１およびホイールブレーキシリンダＲＢ２における例示的な圧力推移Ｐ_ＲＢ１，Ｐ_ＲＢ２である。マルチプレクス運転に基づき必要とされる予圧Ｐ_ｖｏｒは、Ｐ_{ｖｏｒ－ＭＵＸ}で示されている。

ホイールブレーキシリンダＰ_ＲＢ２のｘ１における圧力推移は、ホイールブレーキシリンダＲＢ２の吸入弁ＥＶを所定の時間Δｔの間だけ開放することにより、容積制御ΔＶは行わずに制御された圧力上昇を示している。この時間中、ホイールブレーキＲＢ１の吸入弁は閉じられており、ホイールブレーキＲＢ１内の圧力は保持されるが、任意に吐出弁を介して変化させることもできる（図３の時間的な圧力推移には表されていない）。この制御された圧力上昇Ｐ_ａｕｆは時間制御で表され（Δｔ制御）、この場合、前記時間Δｔの間は吸入弁ＥＶが開かれ、この時間Δｔは増圧ジャンプＰ_ａｕｆの値と、とりわけ予圧Ｐ_{ｖｏｒ，ＭＵＸ}とホイールブレーキシリンダＰ_ＲＢ２内の圧力との間の差圧とに応じて決定される。Δｔ制御の場合、上述したようにＲＢ２の吸入弁の開放前により低い予圧レベルを生ぜしめるために、最初にピストンが戻されることはない。その代わり、吸入弁が即座に開かれると共に、ピストンが直ちに押しずらされて、ブレーキ回路内に（Ｐ_ＲＢ２よりも大きな）より高い圧力レベルＰ_{ｖｏｒ，ＭＵＸ}が生ぜしめられる。これによりＰ_ＲＢ２における増圧は、より早期に始まる。このことは、例えばマルチプレクス制御が減圧直前にある場合のレアケースにおいて、容積制御に対する択一的な手段と見なされているものである。Δｔ制御は、圧力供給部（ＤＶ）のピストンの変位にあまり時間を必要としない。吸入弁ＥＶの開放によってはまだ、ホイールブレーキシリンダＲＢ２内での顕著な昇圧は行われない。なぜならば、圧力供給部ＤＶは高い液圧剛性を有しているからである。吸入弁ＥＶが開かれると、予圧Ｐ_{ｖｏｒ－ＭＵＸ}は降下する。予圧Ｐ_{ｖｏｒ，ＭＵＸ}をほぼ一定に保つためには、圧力供給部ＤＶが体積を圧送する必要がある。この場合、予圧Ｐ_{ｖｏｒ，ＭＵＸ}は、理想的にはホイールブレーキシリンダＲＢ２内の圧力（Ｐ_ＲＢ２）を上回る小さな値（例えば２０ｂａｒ）に制御される。これにより、圧力供給部ＤＶにかけられる負荷は最小に制限され続ける。

Ｘ２の時点で弁開放時間Δｔ_１内での昇圧Δｐ_１のために行われるホイールブレーキシリンダＲＢ１における体積変化ΔＶの制御に並行して、ホイールブレーキシリンダＲＢ２に対する時間制御（Δｔ制御）が開始される。ホイールブレーキシリンダＲＢ１の吸入弁の開放時間（Δｔ_１）中に、ホイールブレーキシリンダＲＢ２の吸入弁は一時的にΔｔの間だけ開放され、これによりホイールブレーキシリンダＲＢ２内の圧力は、値Δｐだけ上昇することになる。これに対応する容積を、圧力供給部ＤＶのピストン制御時に考慮する必要がある。この場合、前記容積は、２つのホイールブレーキの圧力体積特性曲線に関する体積変化に相当し、この体積変化は、その時々の圧力変化の合計に基づきホイールブレーキの圧力体積特性曲線から読み取ることができる。特に前輪の圧力変化と後輪の圧力変化とでは異なる圧力体積特性曲線が考慮される。それというのも、これらの圧力体積特性曲線は大幅に相違しているからである。

Δｔを過ぎると、ＲＢ１の圧力は一定に保たれる、すなわちＲＢ１の吸入弁と吐出弁とは閉鎖状態を保つ。次に時間Δｔ_２にわたってホイールブレーキシリンダＲＢ１の吸入弁ＥＶが開いている間も、ホイールブレーキシリンダＲＢ２内の昇圧は行われない、すなわちＲＢ２の吸入弁は引き続き閉じられたままである。この場合、ホイールブレーキシリンダＲＢ２内の昇圧Δｐ_２は、圧力供給部ＤＶの容積変位ΔＶに対応している。吸入弁ＥＶ２が時間Δｔ_２の間だけ開く前に、予圧Ｐ_{ｖｏｒ，ＭＵＸ}が圧力供給部ＤＶによる相応の容積変位を介してホイールブレーキシリンダＲＢ１内の圧力に適合されるので、吸入弁ＥＶ２が時間Δｔ_２の間だけ開くときに予圧Ｐ_{ｖｏｒ，ＭＵＸ}が下がることはない。この場合、ホイールブレーキシリンダＲＢ１内の圧力変化時の騒音増大は、極めて僅かである。ホイールブレーキシリンダ１内の昇圧Δｐ_２は、ホイールブレーキシリンダ内のブレーキ圧変化Δｐと、ホイールブレーキシリンダＲＢ１内の体積変化ΔＶと、の間の相関から直接求めることができる（図４参照）。容積変位ΔＶは、圧力供給部ＤＶのピストン変位Δｓから直接求めることができる（図５に関する以下の説明を参照）。つまり、ピストン変位ΔｓはホイールブレーキシリンダＲＢ１内の圧力変化Δｐ_２に関する１つの基準でもある。

図６～図６ｂには、電気的な圧力供給部との弁回路の接続の、種々様々な可能性が示されている。圧力供給部ＤＶは、単動式ピストン、差動ピストン、複動式ピストン、または電動モータを介して駆動されている容積ポンプ（例えばギヤポンプ）から成っていてよい。

図６では、２つのブレーキ回路ＢＫ１およびＢＫ２がピストン・シリンダユニット２０もしくは圧力供給ユニットＤＶに接続されている。この場合、両ブレーキ回路ＢＫ１およびＢＫ２は圧力供給部ＤＶに別個に接続されていてよいか、または特別な機能、例えばＡＢＳ圧力補償のためのバイパス弁ＢＶを介して接続されていてよい。

図６ａに示す２回路式の圧力供給の場合、ブレーキ回路ＢＫ１もしくはＢＫ２は、選択的に別個にまたは一緒に、分離弁ＴＶ１または分離弁ＴＶ２に接続される。

この場合も圧力供給部の出口は、分離弁ＴＶ１およびＴＶ２の上流側のバイパス弁ＢＶを介して接続可能であり、このことは安全上の利点を有している。それというのも、分離弁ＴＶ１およびＴＶ２は、圧力供給部ＤＶをブレーキ回路ＢＫ１およびＢＫ２から分離するからである。圧力供給部として提供されるのは、２回路式ポンプまたは独国特許発明第１０２０１４１０７１１２号明細書（DE 10 2014 107 112）に記載の複動式ピストンである。

図６ｂに示す１回路式の圧力供給部は、分離弁ＴＶ１およびＴＶ２を介してブレーキ回路ＢＫ１およびＢＫ２に接続される。

図６ａおよび図６ｂに示した分離弁はまず第１に、システム故障時に、ペダル操作時のマスタシリンダの体積が圧力供給ユニットにより受け入れられることを他の機構が阻止しない限り、圧力発生ユニットをマスタシリンダ２から切り離すために必要とされる。

説明した方法によるＡＢＳ制御作動中は、特に圧力センサを使用すると、両ブレーキ回路が開かれた分離弁を介して有利に接続されることになる。

全ての圧力供給部は、所定の容積制御を介した所定の圧力変化を可能にする。この場合、例えば圧力供給部のピストンの異なる速度に基づき、容積の経時変化も変更可能であり、このことは、圧力振動を低下させる潜在的な可能性を有している。

２ 第１のピストン・シリンダユニット
３ 距離シミュレータ
４ 操作装置
５ センサ装置
６ 弁
８ 弁
１０ リザーバタンク
１２ 液圧導管
１４ 液圧導管
１６ センサ
２０ 圧力源、第２のピストン・シリンダユニット
ＡＶ 吐出弁
ＥＶ 吸入弁
ＢＫ１ 液圧導管、ブレーキ回路
ＢＫ２ 液圧導管、ブレーキ回路
ＢＶ バイパス弁
ＤＧ 圧力センサ
ＨＬ１ 液圧導管
ＨＬ２ 液圧導管
ＲＢ１ ホイールブレーキ
ＲＢ２ ホイールブレーキ
ＲＢ３ ホイールブレーキ
ＲＢ４ ホイールブレーキ
Ｔ１ 分離弁
Ｔ２ 分離弁

Claims (23)

1. 車両用ブレーキ装置のための操作装置であって、
   制御装置と、
   第１のピストン・シリンダユニットであって、前記第１のピストン・シリンダユニットの少なくとも１つの作業室は、少なくとも１つの液圧導管と、少なくとも無電流状態で開く吸入弁を有する弁装置と、を介して、少なくとも１つのアクチュエータもしくはホイールブレーキに接続されている、第１のピストン・シリンダユニットと、
   前記少なくとも１つの液圧導管、あるいは、前記少なくとも１つの液圧導管に接続された前記少なくとも１つのアクチュエータもしくは前記ホイールブレーキに圧力媒体を供給する、制御可能な圧力源と、
   を備え、
   前記制御装置は、前記吸入弁を介して増圧を制御するようになっており、
   各前記吸入弁の内室もしくは可動子室は、液圧導管を介して対応するブレーキ回路に接続されており、
   各前記吸入弁の弁座出口は、液圧導管を介して対応するホイールブレーキもしくはアクチュエータに接続され、
   少なくとも１つのアクチュエータもしくはホイールブレーキにおける減圧は、各前記アクチュエータもしくはホイールブレーキに関連する前記吸入弁を介して行われ、
   各ホイールブレーキ内の圧力は、該各ホイールブレーキと関連する各前記吸入弁の閉鎖により保持され、
   ホイールブレーキ内の前記圧力が、給電された前記吸入弁により、前記ホイールブレーキ内に蓄積され、かつ、無給電の前記吸入弁が、前記ホイールブレーキ内部の前記圧力によって開く、
   操作装置。
2. 前記弁装置は、少なくとも１つの吐出弁を有し、少なくとも１つのアクチュエータもしくはホイールブレーキのそれぞれにおける減圧は、前記アクチュエータもしくはホイールブレーキのそれぞれに関連するそれぞれの吐出弁を介して行われる、請求項１記載の操作装置。
3. 異なるアクチュエータもしくはホイールブレーキにおける異なる摩擦係数に基づく特定の制御状態において、目標圧が異なる高さの少なくとも２つのホイールブレーキで増圧するときに、前記制御装置は前記圧力源を介して、少なくとも２つの異なる予圧を調節もしくは制御するようになっており、前記制御状態において、１つのホイールブレーキに対する前記予圧は、少なくとも１つの別のホイールブレーキの実圧力よりも小さい、請求項１記載の操作装置。
4. 少なくとも１つのアクチュエータもしくはホイールブレーキにおける増圧は、前記制御装置の設定に従った容積制御により行われ、前記圧力源は、所望の圧力変化を得るために必要とされる液圧媒体の移動体積を調整させるもしくは供給する、
   請求項１記載の操作装置。
5. 前記増圧は、容積制御および／または時間制御されて開く吸入弁を介して同時に、時間を重複して、または、連続して行われ、前記制御装置は、各前記ホイールブレーキもしくは各前記アクチュエータにおける完全な圧力変化のために、各吸入弁を所定の時間の開始時に開き、かつ、前記所定の時間の経過後に閉じるようになっている、請求項１記載の操作装置。
6. 戻しばねが、各吸入弁の開放位置の方向に弁作動部材に力を加えるようになっている、請求項１記載の操作装置。
7. ホイールブレーキ圧が、所与の吸入弁の開放を支援するようになっており、供給電圧に障害が生じた場合に、前記ホイールブレーキ圧および前記戻しばねが、前記所与の吸入弁を押し開けるようになっている、請求項６記載の操作装置。
8. 前記吸入弁は、無電流状態で開く弁であり、各吸入弁に関連する前記ホイールブレーキ内で加圧された液圧媒体は、弁座に当接する、可動に支持された弁部材に、前記弁部材を前記制御装置または電力供給部の故障時に、前記弁座から離して前記吸入弁を開く力を加えるようになっている、請求項６記載の操作装置。
9. 前記吸入弁は、従来の吸入弁よりも大きな横断面を有している、請求項１記載の操作装置。
10. 各ホイールブレーキの前記予圧は、前記各ホイールブレーキに関連する前記吸入弁の閉鎖過程を支援する、請求項３記載の操作装置。
11. 所与の吸入弁は、圧力を放出する弁座を有している、もしくは対応する前記ホイールブレーキ内のブレーキ圧が最大の場合に前記吸入弁が開かれることを保証する、対応する戻しばねを備えて設計されている、請求項１記載の操作装置。
12. 容積制御と時間制御との組合せが想定されており、体積圧送による前記容積制御と前記時間制御とが、ホイール圧と該ホイール圧に関連するホイールに対応する予圧との差圧に応じて行われる、請求項１記載の操作装置。
13. 圧力変化のための、時間的に可変の予圧レベルは、前記圧力源を介して調節可能もしくは制御可能であり、圧力が変化させられる特定のホイールブレーキに対する、前記予圧と実圧力との差として定義される予圧の差は、４０ｂａｒ以下であり、前記時間的に可変の予圧レベルと前記特定のホイールのホイール目標圧との対応する差圧は、１０～２０ｂａｒに保持される、請求項１記載の操作装置。
14. 前記アクチュエータもしくは前記ホイールブレーキの圧力供給は、単一の回路より行われ、前記制御可能な圧力源の１つの作業室が、分離弁を介して前記ブレーキ回路に接続されている、請求項１記載の操作装置。
15. 前記圧力源は、直接に、または、液圧部材を介してリザーバタンクと接続された少なくとも１つのピストン、差動ピストン、複動式ピストンまたは圧送ポンプを有している、請求項１記載の操作装置。
16. 前記容積制御は、時間的に可変に行われる、請求項４記載の操作装置。
17. 前記操作装置は、第１のピストン・シリンダユニット用のブレーキペダル装置をさらに有している、請求項１記載の操作装置。
18. 前記制御装置は、前記吸入弁による容積制御および／または時間制御を介して増圧を制御するようになっている、請求項１記載の操作装置。
19. 少なくとも１つのアクチュエータもしくはホイールブレーキのそれぞれにおける減圧は、前記アクチュエータもしくはホイールブレーキのそれぞれに関連する前記吸入弁のみを介して行われる、請求項１記載の操作装置。
20. 前記制御装置は、前記吸入弁による容積制御および／または時間制御を介して増圧を制御するようになっており、
    前記アクチュエータもしくは前記ホイールブレーキへの圧力供給は、２回路式で行われ、前記制御可能な圧力源の２つの作業室が、分離弁を介して前記ブレーキ回路に接続され、前記圧力源の出口が、前記分離弁の上流側でバイパス弁を介して互いに接続されている、請求項１記載の操作装置。
21. 請求項１記載の操作装置を作動させるための方法であって、制御モードにおける実ホイールブレーキ圧のときの前記圧力源の制御予圧を、１５０ｂａｒ以下に保持するステップを含む、方法。
22. マルチプレクスの場合には、少なくとも１つの故障状態において、付加的な逆止弁を使用せずに、前記弁装置の弁を用いて、前記アクチュエータもしくは前記ホイールブレーキのうちの少なくとも１つに閉じ込められた圧力を解放するステップを含む、請求項２１記載の方法。
23. 制御予圧を、異なるホイールブレーキに対する圧力体積特性曲線を考慮して、前記圧力源の圧力発生ユニットの前記ピストンの前進または後退により動的に調節するステップと、
    １つのホイールブレーキの増圧前に、前記ホイールブレーキの実圧力に対する差圧を４０ｂａｒ以下に調節するステップと、
    をさらに含む、請求項２１記載の方法。

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