摘要
制动系统，具有一个执行装置和一个控制和调节装置，其中控制和调节装置根据执行装置的运动和/或位置控制至少一个电动驱动装置，以便在活塞-气缸系统的工作腔中设定压力，工作空间通过压力管道与至少一个车轮制动器相连，至少一个阀门布置在至少一个车轮制动器的制动缸和活塞-气缸系统的工作空间之间、控制和调节装置打开至少一个阀门以增加制动缸中的压力，关闭阀门以保持制动缸中的压力，其中，在通过活塞汽缸系统进行控制期间，调节初始压力，其中，控制和调节装置设计为在摩擦系数高时设置第一初始压力（91），在摩擦系数低时设置第二初始压力（91a），其中，第一初始压力（91）明显高于第二初始压力（91a）。
索赔
[1]一种制动系统，包括执行装置和控制调节装置，其中控制调节装置根据执行装置的运动和/或位置控制至少一个电动驱动装置（8），驱动装置通过非液压传动装置（5a）使活塞-气缸系统的活塞（1）位移、该工作空间通过压力管路 (13) 连接到至少一个车轮制动器 (15，17)，其特征是至少一个阀 (14，14a，14′，14a'，16，16a)，控制和调节装置打开至少一个阀 (14，14a，14′，14a'，16，16a)、16a），以增加制动缸中的压力并保持制动缸中的压力，一个或多个制动缸中的压力通过活塞-气缸系统和至少一个阀（14、14a、14′、14a'、16、16a）同时或连续调节，其中在控制过程中、通过活塞-气缸系统控制初始压力，其中控制和调节装置设计为在摩擦系数高时设定第一初始压力 (91)，在摩擦系数低时设定第二初始压力 (91a)，其中第一初始压力 (91) 明显高于第二初始压力 (91a)。
[2] 根据权利要求 1 所述的制动系统，其特征在于，控制和调节装置被设计成以这样一种方式设置第一和第二初步压力（91，91a），即压力积累梯度（pau/dt）与至少一个车轮制动器（15，17）的压力水平无关，是相同的。
[3] 根据权利要求 1 的制动系统，其特征在于，控制和调节装置的设计旨在以在一个控制周期内存在不同压力梯度（pau/dt）的方式调节第一和/或第二初始压力（91，91a）。
[4] 根据权利要求 1 的制动系统，其特征在于第一预压比设定压力高出约 10-30%。
[5] 根据权利要求 1 的制动系统，其特征在于驱动装置驱动活塞 (1)，该活塞与另一个液压耦合活塞一起布置在一个油缸中。
[6] 根据前述权利要求之一所述的制动系统，其特征在于，该制动系统有两个平行布置的活塞-气缸系统，每个系统有一个活塞（1），每个活塞（1）有一个驱动装置（8），用于调节各自的活塞（1）。
[7] 根据前述权利要求之一所述的制动系统，其特征在于，在每个车轮制动器（15、17）和活塞-气缸系统的工作空间之间安装了一个 2/2 通阀。
[8] 根据前述权利要求之一所述的制动系统，其特征在于连接活塞缸系统工作空间和制动缸的液压管路的流动阻力可忽略不计。
[9] 根据权利要求1所述的制动系统，其特征在于，至少一个阀门（14、14a、14′、14a'、16、16a）具有较大的流通截面，使得阀门（14、14a、14′、14a'、16、16a）没有节流功能。
[10] 根据权利要求1所述的制动系统，其特征在于，至少一个阀（14、14a、14′、14a'、16、16a）是压力补偿式二/二通座阀。
[11] 根据前述权利要求之一所述的制动系统，其特征在于，当至少一个活塞-气缸系统的至少一个活塞（1）失效时，促动装置直接或通过齿轮机构对其进行调节。
[12] 根据前述权利要求之一所述的制动系统，其特征在于控制和调节装置有一个特性图。
[13] 通过控制和调节装置在制动系统的至少一个制动缸中设定压力的方法，其中控制和调节装置根据执行装置的运动和/或位置控制至少一个电动驱动装置（8）、其中，驱动装置调节活塞-气缸系统的活塞 (1)，从而在活塞-气缸系统的工作空间中设定压力，该工作空间通过压力管路与至少一个车轮制动器 (15, 17) 连接，其特征在于，至少一个阀门 (14, 14a, 14′, 14a', 16, 16a) 布置在至少一个车轮制动器 (15. 17) 的制动缸与活塞-气缸系统的工作空间之间、控制和调节装置打开至少一个阀（14、14a、14′、14a'、16、16a）以在制动缸中建立压力并保持制动缸中的压力，一个或多个制动缸中的压力通过至少一个阀（14、14a、14′、14a'、16、16a），其中当摩擦系数高时设定第一预压（91），当摩擦系数低时设定第二预压（91a），其中第一预压（91）明显高于第二预压（91a）。
[14] 根据权利要求 13 所述的方法，其特征在于，车轮制动器中压力积聚过程中的压力积聚梯度（pau/dt）作为驾驶状态或车辆或各车轮制动控制的函数，通过活塞-气缸系统进行调节。
[15] 根据权利要求 14 所述的方法，其特征在于，在车轮制动器（15、17）的控制周期内，压力积聚梯度（pau/dt）会发生变化。
[16] 根据权利要求 15 所述的方法，其特征在于，在至少一个阀门（14、14a、14′、14a'、 16、16a）打开期间，压力积聚梯度（pau/dt）发生变化。
[17] 根据权利要求13至16中任一项所述的方法，其特征在于，控制和调节装置至少根据各车轮的速度、车辆的加速度和车轮制动器（15、17）各制动缸中的压力，确定各车轮或所有制动车轮所需的增压、减压、保压阶段和/或最佳滑移。
[18] 根据权利要求13至17中任一项所述的方法，其特征在于，控制和调节装置在第一车轮制动器的压力建立期间打开与车轮制动器（15，17）相关的阀门（14，14a，14′，14a'，16，16a），并且、在控制器确定的第一个车轮制动器 (15) 的压力设定后，立即关闭与第一个车轮制动器相关的阀门，并通过打开第二个车轮制动器的阀门，利用活塞汽缸系统调节第二个车轮制动器 (17) 的必要压力。
[19] 根据权利要求 13 至 17 之一所述的方法，其特征在于，在两个车轮制动器 （15、17）的情况下，通过同时打开各自相关的阀门（14、14a、14′、14a'、16、16a）来减 压。
[20] 根据权利要求 13 至 19 之一所述的方法，其特征在于，控制和调节装置具有一个存储器，其中存储车轮制动器相关阀门（14、14a、14′、14a'、16、16a）关闭时调整的压力和/或压力信号。
[21] 根据权利要求 13 至 20 之一所述的方法，其特征在于初始压力比设定压力高出约 10-30%。
[22] 根据权利要求 13 至 21 之一所述的方法，其特征在于，在达到压力积聚后， 驱动器或活塞（1）在其位置上保持一小段时间，以确保最后打开的电磁阀 （14、14a、14′、14a'、16、16a）完全关闭。
[23] 根据权利要求 13 至 22 之一所述的方法，其特征在于，为了在至少一个车轮制动器 （15、17）中建立压力，活塞-气缸系统的活塞（1）被调节以建立第一和/或第二主压力，并且至少一个阀门 （14、14a、14′、14a'、16、16a）随后被打开。
说明
[0001]本发明涉及一种制动系统，包括一个执行装置，特别是制动踏板，以及一个控制和调节装置，其中控制和调节装置根据执行装置的运动和/或位置控制一个电动驱动装置，驱动装置通过一个非液压传动装置使活塞-气缸系统的活塞发生位移，从而在气缸的工作腔中设定一个压力，工作腔通过一个压力管路连接到车轮制动器。
现有技术
[0002]现代制动系统由制动助力器（即将踏板力转换为车轮制动器上相应的放大制动力矩）和通过开式或闭式控制电路进行的制动力控制组成。除少数情况外，乘用车领域都使用液压管路作为踏板力传递制动压力的方式。
[0003]一种常见的方法是将液压单元（HU）分为用于制动助力器控制和制动力控制与调节的子单元。这种配置主要用于防抱死制动系统（ABS）、牵引力控制系统（TCS）、电子稳定程序（ESP）以及电子液压制动器（EHB）等系统。
[0004]液压装置（HU）由电磁阀、用于双回路制动系统的多活塞泵、用于驱动泵的电动机、液压蓄能器和多个压力变送器组成。压力控制是这样进行的：为了减小制动扭矩，压力介质通过电磁阀从车轮制动器释放到蓄能器，再从泵泵回主制动缸，从而引起踏板运动。压力的增加和减少均由电磁阀控制，其中压力变送器部分用于电磁阀控制。除 EHB 外，制动助力器还与真空 BKV 配合使用，BKV 部分包含开关装置和传感器，用于所谓的制动辅助功能和所谓的控制点检测。在汽油发动机中，真空的能量来源是内燃机，但作为直接喷射器，特别是在高海拔地区，内燃机只能提供微弱的真空。柴油发动机则使用机械或电力驱动的真空泵。最新的 ESP 系统能够实现额外的制动增压，或者在 BKV 失效时，通过切换电磁阀和真空泵实现时间常数更长的制动增压。这些系统和功能在 Vieweg Verlag 出版的 2003 年版制动手册中有详细介绍。
[0005]20 世纪 80 年代中期，Teves 使用 Mark II 系统，博世使用 ABS3 系统，这些系统都是集成单元，包含制动助力器和控制的所有组件，带有液压 BKV，参见 1986 年《博世汽车工程手册》第 20 版。由于成本原因，除了在装甲车辆中使用外，这些系统并未普及。全电动制动系统（称为 EMB）也是如此，它在车轮制动器上装有电动马达，与 42 V 电气系统一起得到了大力发展。除了成本增加外，还需要一个新的冗余电气系统来提供能量，以确保在发生故障时制动电路的制动能力。
[0006]带有电机驱动的楔形制动器也属于 EMB 系统。尽管能量要求较低，但为此也需要冗余的机载电源。由于滞后原因，楔形制动器需要额外的滚轮，而这些滚轮又需要集成到制动钳中，因此楔形制动器的设计问题尚未解决。楔形制动器及其带传感器的电机驱动装置必须能够承受恶劣的环境条件（灰尘、水、高温）。
[0007]BKV和HE的系统非常完善，特别是ABS到ESP的控制和调节功能。例如，电磁阀的压力控制操作允许对制动压力进行非常精细的计量，这也允许可变制动力协调 EBV。由于减压速度是高度非线性的，因此还不能达到最佳状态。此外，在 µ 跳或摩擦系数较小的情况下，减压速度由相对较低的泵输出决定，这会导致较大的控制偏差，从而损失制动距离。
[0008]从 DE 33 42 552 A1 中可以了解到一种通用的制动系统。在该制动系统中，主制动缸用于产生与踏板有关的压力，该压力作为电子控制和调节装置的参考变量，该装置将直接连接到制动回路的电液伺服装置的输出压力调节到由参考变量确定的值。如果控制装置或伺服装置本身出现故障，制动回路中的压力将由主油缸产生。除了制动主缸在正常工作时产生的指令变量外，还可以让汽车防抱死制动系统或牵引力控制系统产生的指令变量作用于电子控制和调节装置，从而作用于电液伺服装置。伺服装置有一个电动液压活塞-汽缸单元，其工作腔与制动回路相连，活塞可通过电动马达进行轴向调节。电动机的旋转运动通过与活塞相连的主轴转换为活塞的纵向运动。
[0009]DE 44 45 975 A1 号文献中记载了一种用于机动车辆的制动系统，该系统带有一个可由电动机驱动的液压制动压力发生器。根据 DE 44 10 299 A1 中已知的控制方案或控制程序，在摩擦系数较低的驾驶情况下，当初始压力较低且车轮同时出现不稳定性时，保持转弯力优先于实现较短的制动距离。
[0010]DE 35 00 745 C2 中已知一种用于调整公路车辆防抱死制动系统控制的电路布置，通过它可以控制制动压力控制阀。这些阀插入压力介质通路中。
发明目的
[0011]本发明的目的是提供一种体积小、结构紧凑的新型制动系统。
[0012]具有权利要求 1 所述特征的制动系统很好地解决了这一问题。根据权利要求 1 的制动系统的更多有利配置来自于各子权利要求的特征。
[0013]本发明制动系统的优点在于，它仅通过一个活塞汽缸单元，在每个制动回路的最小 空间内实现了制动助力器和伺服装置。活塞-气缸装置用于制动压力升高和制动压力降低、防抱死制动系统和防滑控制，以及在供电故障或驱动装置出现故障时使用。因此，制动助力器和控制装置体积小、集成度高、成本效益高，可节省安装空间、装配成本以及额外的液压和真空连接管路。此外，由于总长度较短，例如，在发生正面碰撞时，弹簧圆顶不会对主缸和踏板机构产生作用。
[0014]传感器系统和位移模拟器的优势在于，可变的踏板特性，例如线控制动功能，即制动压力的增加与踏板的驱动无关，可以自由变化，同时也考虑到了再生制动情况下发电机的制动效果。
[0015]此外，在相应的设计中，由于踏板直接作用于系统活塞，因此在发生驱动故障时不会出现不利的制动踏板下降。由于活塞的有效面积比传统制动主缸小，这也具有在动力故障时减少踏板力的优点。当放大装置完好无损或失效时，通过分离活塞路径可实现这一点。这就是所谓的传输阶跃，可将相同制动效果下的踏板力减少多达 40%。由于减少了包括电气连接在内的所需整体工作，故障率也随之降低。
[0016]电动马达驱动装置还可以通过可变压力升高，特别是压力下降率的精细压力控制来改进 ABS/ESP 控制。还可以在真空范围内将压力降至 1 巴以下，以便在最低摩擦力系数（如湿冰）下运行。同样，还可以在制动开始时实现压力的快速增加，例如在不到 50 毫秒的时间内达到 0 - 100 巴，从而显著缩短制动距离。
[0017]本发明的制动系统所需的能量要少得多，因为它配备了一个用于制动力提升的 2/2 通阀，可保持调节的制动压力和控制功能。
[0018]阀门和液压管路应设计成具有尽可能小的流动阻力，即大的流动截面，以便通过活塞缸系统实现尽可能快和可变的增压或减压，因为此时特别是阀门以及连接通道和管道不再具有节流作用。这就确保了只有活塞-气缸系统才能决定压力升高或降低的速度。
[0019]也可以为每个制动回路或车轮制动器提供一个单独的活塞-气缸系统，并配备相关的驱动装置。同样，也可以使用一个活塞-气缸系统，在该系统中，两个活塞可在一个气缸中轴向移动，其中气缸通过液压耦合，只有一个活塞由电机形式的驱动装置机械驱动。
[0020]这些说明表明，具有快速和可变控制的电动活塞驱动装置以及具有压力和特性图评 估功能的电磁阀的概念对控制器来说具有很大的潜力，可进一步减少制动距离和提高行 驶稳定性。压力补偿座阀或滑阀的温度依赖性低，开关时间短，因此可以缩短死区时间，从而缩短循环时间。
[0021]制动系统还需要通过与控制相关的程序进行控制，以便尽可能缩短切换时间，即必须能够尽快切换到另一个控制通道或另一个车轮制动器，以便对其进行控制。在这种情况下，在调整一个车轮制动器的压力时，对下一个要调整的车轮制动器的信号进行评估，以便在第一个车轮制动器的调整过程结束后立即切换到另一个车轮制动器，这已被证明是有利的。
[0022]本发明展示了一种特殊方法，通过活塞位移、电流或压力评估相应制动器的压 力体积特性，从而控制恒定和可变坡度。
[0023]此外，人们还发现提供更大直径的制动管和可加热制动管是非常有利的。
[0024]下图更详细地解释了根据本发明的制动系统的各种配置。
[0025]图表显示
图 1：一个制动回路用于两个车轮制动器的制动系统的第一个实施方案；
图 2：制动系统的第二种实施方案，每种情况下都有两个活塞汽缸系统，用于两个车轮制动器的两个制动回路；
图 3：本发明制动系统的路径模拟器；
图 4：制动系统的第三个实施例，其中活塞-气缸系统有一个气缸和两个活塞；
图 5：本发明制动系统的原理结构；
图 6：传统制动系统和本发明制动系统从压力P0（例如，相当于干燥路面的阻塞极限）开始减压时的压力曲线；
图 7：传统制动系统在高 µ 和低 µ 时的压力降低和压力积累情况
图 7a：基于本发明的制动系统在高 µ 和低 µ 时的压力降低和压力增加情况
图 8：传统制动系统和基于本发明的制动系统的车轮速度和压力时间曲线；
图 9至图 10a：减压过程中的压力曲线和阀门位置；
图 11：几个控制周期的时间曲线。
[0026] 图 1 显示了负责产生压力和制动增压的集成装置的剖面图。在此过程中，带有常用密封件2和3的活塞1通过专门设计的齿条5a 在气缸壳体4中平行于活塞移动。密封件2的设计使其在真空状态下也能密封活塞腔4′。齿条5a将力传递到活塞1 的前球端。
[0027]此时有一个轴环螺栓1a，齿形齿条5a和回位弹簧9通过轴环螺栓1a将活塞带入初始位置。在这里，齿条与气缸壳体4a 接触。这种外部弹簧的优点是气缸较短，死角小，有利于通风。由于横向力的作用，齿条由带有滑块12 的滚轮10和11支撑。图 1 清楚地表明，齿条与活塞平行排列，导致总长度较短。该装置必须非常短，才能位于碰撞区之外。为此，齿条必须设计成非常坚硬的 H 型。滚子的布置方式使齿条在端部位置5b（如虚线所示）的弯曲长度相对较小，由于偏置压缩力的作用，该位置的弯曲力最大。齿条由电机8的小齿轮通过齿轮7经齿形轮廓5a和齿轮6 驱动。这种具有较小时间常数的电机最好是无刷电机，如带有无铁绕组的钟形转子，或者最好是 PCT 专利申请 PCT/EP2005/002440 和 PCT/EP2005/002441 所述的电机。输出级21 通过微控制器 (MC)2 2 对其进行控制，最好是通过三股线进行控制。为此，分流器23可测量电流和传感器信号24，并显示转子的位置，还可通过相应的仪表显示活塞的位置。除了控制电机外，电流和位置测量还可用于间接压力测量，因为电机扭矩与压力成正比。为此，必须在车辆投入运行时以及在运行过程中创建一个映射图，将不同的流量分配到活塞的位置上。在运行过程中，利用后面描述的助力器特性线将活塞移动到与图中的一定压力相对应的位置。如果位置和电机扭矩不完全匹配，例如受温度影响，则会在运行过程中调整图谱。也就是说，图谱是不断调整的。初始特性图由车轮制动器的压力-容积特性、发动机特性值、传动效率和车辆减速度组成。有了后者，就可以实现与踏板力成正比的车辆减速，这样驾驶员就不必适应不同的制动效果。
[0028]活塞1在管路13 中产生相应的压力，该压力通过 2/2 通电磁阀 (MV)14传递到车轮制动器15，并通过 2/2 通电磁阀 (MV)16 传递到车轮制动器17。上述安排有几个优点。如图 4 所示，可以使用另一个活塞电机装置来代替两个低成本的小型电磁阀。不过，这意味着成本、重量和空间要求大大增加。
[0029]每个制动回路使用一个活塞电机装置即可。
[0030]第二个优点是对能量的要求非常低，而且电机的设计仅用于脉冲操作。具体做法是在达到压力或电机扭矩的设定值时关闭电磁阀，然后仅以低电流运行电机，直到制动踏板指定新的设定值。这使得能源需求和平均功率都非常小。例如，在传统设计中，从 100 km/h 紧急制动时，电机将消耗3A 的大电流。而根据本发明，电机在活塞行程中仅需约 0.05 A 电流，相当于 1.7%。如果数值与功率有关，在传统情况下，车载电源至少在 3 秒钟内的负载大于 1000 W，而采用本发明的脉冲操作时，平均功率仅约为 50 W。在干燥路面上以 250 公里/小时的速度进行紧急制动时，制动时间最长可达 10 秒，因此可以节省更多的能源。为减轻车载电源的脉冲负载，可在电源中使用一个存储电容器27，如箭头所示，该电容器也可用于其他电动马达。
[0031]压力变送器可用于电磁阀之前或之后的压力管路13中，因符合技术现状而未示出。
[0032]活塞1通过排气孔从储液器18供液。电磁阀19与该管路相连。如果活塞快速移动以降低压力，密封件3可能会从储液器中排出流体，尤其是在低压情况下，这是众所周知的不利情况。为防止这种情况，低压电磁阀19打开，与储液器的连接中断。该回路还可用于在车轮回路15/17 中达到真空状态，这有利于在摩擦系数很低的情况下对车轮进行控制，例如在湿滑的冰面上，因为车轮制动器不会产生制动扭矩。另一方面，当出现蒸汽锁时，活塞在未达到相应压力的情况下已处于停止状态，此时可有意识地使用吸气。在这种情况下，活塞由电磁阀控制，使摆动的活塞产生压力。如果不需要这种功能，可以使用防喷密封圈3代替电磁阀19。
[0033]微控制器22通过输出级28 控制电磁阀14、16 和19。
[0034]在断电或电机失灵的情况下，活塞由传动装置的杠杆26移动。该杠杆和活塞之间有一定的间隙，以防止在快速踩下踏板时，杠杆在电机移动活塞之前撞到活塞。
[0035]有关 ABS/ASR 的车轮速度和车轮压力或 ESP 的偏航率和车轮压力的控制功能已在各种 出版物中介绍过，在此不再赘述。
[0036]新系统的基本功能应以表格形式显示：
压力 压力
功能 电动机 车轮制动器 15 电磁阀 14 车轮制动器 17 电磁阀 16
结构 0 上的 BKV 结构 0
部分通电 P = 常量 1 P = 常量 1
部分通电 减少 0 减少 0
制动控制 开 建立 0 建立 0
部分通电 P = 常量 1 P = 常量 0
0 P = 常量 1
部分通电 减少 0 P = 常量 1
部分通电 减少 0 减少 0
[0037]部分流量的大小取决于 BKV 或制动控制所需的压力增加或减少速度。由于活塞速度决定了压力变化速度，因此关键在于电动马达的时间常数要极小，即在整个驱动装置的小运动质量上实现快速的瞬时增压和减压。此外，快速和精确的活塞位置控制对于制动控制也是必要的。在快速降低扭矩的过程中，制动钳的压缩力也会起到支撑作用，但在压力较低时，压缩力较小。然而，正是在这种情况下，压力下降率也应较高，以避免在冰面等情况下车轮速度出现较大的控制偏差。
[0038] This concept has a decisive advantage over conventional pressure control via solenoid valves, since the piston speed determines the rate of pressure change. For example, at a small differential pressure at the outlet valve that determines the pressure drop, the flow rate and thus the rate of pressure drop are low. As already mentioned, the piston unit can be used separately for each wheel with and without a solenoid valve. To take advantage of the low energy consumption, the electric motor would have to be equipped with a fast electromagnetic brake, which is more expensive. The design shown with one piston unit and two solenoid valves is preferable in terms of space and cost. However, in terms of control technology, there is a restriction here: when there is a pressure drop at one wheel, the other wheel cannot build up pressure. However, since the pressure reduction time is approx. < 10% of the pressure build-up time in the control cycle, this restriction is not a significant disadvantage. The control algorithms must be adapted accordingly, e.g. after a phase of constant pressure from the opening of the solenoid valve, the electric motor must be energized with a current that is assigned the appropriate pressure in the wheel brake according to the BKV characteristic or is e.g. 20% higher than the previous locking pressure in the control cycle. Alternatively, an adaptive pressure level can also be introduced during the control, for example, which is 20% higher than the highest locking pressure of the axle or the vehicle. The locking pressure is the pressure at which the wheel runs unstable with increased slip.
[0039]在控制工程方面，该概念也为减压提供了新的可能性。在控制工程方面，压力降低和制动扭矩降低基本上与车轮的旋转加速度、密封件的滞后成正比，与车轮的惯性矩成反比。根据这些数值可以计算出所需的减压量，考虑到所述的特性图，当 MV 关闭时，活塞已经可以提供相应的容积。当 MV 打开时，压力会迅速降低，实际上变成真空。这是基于以下假设：由于相应的开启横截面，中压的节流效应小于当前的解决方案。在这种情况下，根据压力容积特性，通过专门提供的腔体容积，压力下降的速度比传统解决方案更快。另外，也可以通过相应地调整活塞速度等方法，使压力下降到比所需压力下降稍大的腔体内。为了精确控制压力下降，这里需要很短的开关时间来关闭电磁阀，这最好可以通过预励磁和/或过励磁来实现。此外，在特殊控制情况下，使用已知的 PWM 方法将 2/2 电磁阀的衔铁置于中间位置以产生节流效果也是非常有利的。
[0040]快速减压可能会产生对车轮有影响的压力振荡。为了避免这种破坏性影响，可以进一步控制活塞行程，例如控制所需减压量的 80%（快速减压）。其余 20% 的减压可以通过随后控制的慢速活塞运动缓慢完成，或者通过电磁阀减压控制，即通过电磁阀脉冲和分阶段减压来完成。这样就避免了有害的车轮振动。在防抱死制动系统（ABS）控制下，缓慢减压可一直持续到车轮再次加速。
[0041]这样就可以对车轮速度进行非常小的控制偏差。上述方法也可用于压力增加。可以根据控制标准优化压力增加率。这可确保车轮在最大摩擦力附近制动，从而实现最佳制动效率和最佳行驶稳定性。
[0042]上文提到了控制的特殊情况，在这种情况下，节流效果是有利的。例如，当两个车轮需要同时减压时就是这种情况。在这种情况下，节流阀效应是有利的，直到促动活塞提供了如此大的腔体容积，以至于随后的快速减压可以从不同的压力水平进入真空。如果电磁阀的横截面上有内置节流阀，并且两个车轮回路中的压力需要同时建立，也可以使用类似的程序。不过，单独交替增压更为可取，因为可以通过评估特性图和控制活塞调节速度来计量增压。同样的交替程序也可作为上述方法的替代方案，利用节流阀效应来降低压力。作为进一步的选择，活塞已经可以通过一个比减压控制信号响应阈值更低的控制信号缩回。根据目前的技术水平，这是控制器检测到锁止趋势和中压切换到压力保持的信号（参见制动器手册第 52-53 页）。该信号在减压信号发出前 5-10 毫秒发出。拟议的快速驱动装置可在约 5 毫秒内提供 10 巴减压的腔体容积。
[0043]根据用于减压的活塞位置，控制器可决定是否有足够的腔体容积用于同时为两个车轮制动器减压。
[0044] 图 2 显示了用于 BKV 和控制功能的整个集成装置。如图 1 所示，该装置由两个活塞单元及相关电机和变速箱组成，用于两个制动回路和四个车轮制动器。活塞单元安装在外壳4 中。外壳连接在前壁29 上。
[0045]制动踏板30通过轴承销31将踏板力和踏板运动传递到叉形件32，叉形件32 通过球形接头作用于传动装置33。该装置有一个带杆35 的圆柱形延伸部分34。
[0046]气缸34和杆35安装在套筒37 中。套筒中装有行程模拟器弹簧36和36a，其中一个弹簧的作用力较弱，另一个弹簧的作用力则逐渐增强。行走模拟器也可以由更多的弹簧或橡胶元件构成。这就决定了踏板力的特性。踏板行程由传感器38 检测，在所示示例中，传感器38 是根据涡流原理制造的，将带有目标的杆35浸入其中。
[0047]踏板运动被传递到元件32和33，活塞34与套筒37 中的杆35一起运动。杠杆26可旋转地安装在操作装置上，在断电时与活塞接触。踏板行程传感器向电子控制单元提供行程信号，电子控制单元根据 BKV 特性通过电动机使活塞移动。如图 1 所示，杠杆26和两个活塞1 之间有一个间隙。传动装置通过螺栓39 和回位弹簧40 有一个防扭装置，螺栓39 显示为偏置，回位弹簧40 支持踏板回位弹簧，回位弹簧未显示。根据目前的技术水平，已知的许多行走模拟器解决方案也是部分通过活塞液压驱动，并在能量供应失效时通过电磁阀关闭。这种解决方案比较复杂，而且会产生滞后现象。还有一些已知的解决方案，当活塞被驱动以产生制动压力时，当能量供应失效时，行走模拟器的行走就会停止。
[0048]本发明的目的是提供一种简单的解决方案，当电源出现故障时，路径模拟器将被 关闭。为此，当电源完好时，通过具有高传动比的衔铁杠杆41和保持磁铁42 对衬套37施加反作用力，当电力供应失效时，反作用力被消除。两级杠杆也可用于减小磁铁。详见图 3。在这种情况下，杠杆在克服间隙后通过制动踏板与两个活塞接触，从而将踏板力传递到活塞上。活塞的尺寸使其在踏板全行程时产生的压力仍能达到良好的制动效果，例如 80%。然而，活塞的行程要比踏板行程大得多，在能量供应和电力驱动完好的情况下，可以产生高得多的制动压力。但是，驾驶员无法施加相应的踏板力。这种设计被称为传动比跳跃，通过将带有行程模拟器的执行单元与活塞解耦来实现。在传统设计中，BKV 和带活塞的主制动缸是串联连接的，如果能量供应失效，在相同的车轮制动压力下，所需的踏板力最多增加5倍。例如，在牵引蓄电池没电的车辆时，就会出现这种情况。
[0049]操纵杆26是可旋转安装的，因此可以考虑到活塞运动中的公差，例如由于不同的通风。这种补偿也可以是有限的，使杠杆停在传动装置的止动装置33a上。
[0050]不过，还必须考虑更多的故障情况。
电机故障。
[0051]在这种情况下，邻近的完整活塞驱动的放大和控制完全有效。制动压力在到达止点33a 后通过杠杆26在失效回路中产生。此外，还可以增加第二回路的助力特性，从而降低所需的踏板力。不过，这也可以在不停车的情况下进行。
一个制动电路故障。
[0052]在这种情况下，活塞移动到外壳4 中的止动位置。完整的第二回路完全有效。与现在的传统系统不同，没有 "下降 "踏板，众所周知，"下降 "踏板会刺激驾驶员。如果驾驶员不踩下踏板，这种刺激也会导致制动效果完全丧失。
[0053] 图 3 描述了行走模拟器锁的功能。在极限情况下，驾驶员可以施加很大的踏板力，锁止机构必须通过衔铁杠杆41 来施加这些力。为了避免带有励磁线圈43的磁铁42完全施加这些力，杠杆的球形上端41a与衬套37 不对称地啮合。当踩下踏板直到杆35接触到基座37b 时，这种杠杆作用会导致衬套37轻微扭转，从而在导轨中产生摩擦力，同时凸耳37a也可以支撑在外壳4 上。这意味着磁力可以保持在相对较低的水平。磁铁还被设计成固定磁铁42，因此由于气隙较小，只需很小的固定力即可。如果电源出现故障，衔铁杆41会通过套筒37偏转到虚线点位置41′。当执行装置33回到初始位置时，回位弹簧44会使电枢杆回到初始位置。
[0054] 如图 6 所示，传感器38被移至外壳4 中套筒孔的末端，这对与控制单元的电气连接有好处。制动灯开关46 也是如此。在本实施例中，显示了涡流传感器的目标45。
[0055] 如图 7 所述，可以通过插座37改变行走模拟器的锁定，以避免 ABS 系统中的踏板 反馈效应。为此，带有轴承的杠杆41和带有接收器42a的磁铁42可以通过电机60 移动，电机60通过齿轮60b 驱动主轴60a。杠杆安装在主轴的延长线上，磁铁外壳则连接在主轴上。
[0056] 图 4 显示了仅有一个电动马达7a 的解决方案的示意图。该描述基于图 1 和图 2。电机的驱动小齿轮带动齿条5c 移动，与图 1 类似，齿条5c 也可以平行移动。它与活塞1a 相连，活塞1a在制动回路13a中产生压力，同时通过压力使活塞1a位移，从而在制动回路13 中产生压力。这种活塞布置相当于传统的制动总泵，其活塞和密封件有许多变体。如上图所示，2/2 通电磁阀 14、14a、16、16a布置在制动回路中。防抱死制动系统的压力调节按上述方式进行。制动平衡功能由并行路径模拟器36和路径传感器38 执行。在这里，活塞1a和制动踏板之间也有一个间隙或空行程s0。制动液从储液器18、18a进入活塞腔。这种布置方式具有成本效益。由于电动马达必须提供两倍的扭矩，因此 BKV 功能在压力增加时的动力低于双马达变体。此外，如图 7 所述，第 2 个电机的冗余功能被省略，包括制动回路故障时的踏板故障。
[0057] 图 5 显示了图 1 和图 2 所述的压力调节装置，该装置包含一个电动机8，通过分流器23进行控制，通过输出级21 进行压力比例电流测量。后者以简化形式显示。活塞位移由旋转编码器72或活塞位移传感器74 检测，后者也用于控制 EC 电机。该电机驱动活塞，通过 2/2 通电磁阀14、14a 将压力介质输送到相应的车轮制动器。相应的制动液储液器18与活塞外壳相连。四轮制动器和附加的 2/2 通电磁阀14' 和14a'也可使用成本效益高的中央执行装置。活塞位移传感器74或位移或旋转角度传感器以及车轮回路中的压力变送器73和73a可用于控制活塞。
[0058]在 ABS、EHB 和 ESP 系统中，用于压力控制和压力增大和减小的电磁阀被设计成节流阀 （ATZ Automobiltechnische Zeitung101(1999) 4, p. 224）。原则上，其目的是使增压和减压梯度尽可能陡峭，以便在控制过程中迅速平衡制动扭矩过剩。然而，现有技术中使用的电磁阀都有死区时间，这意味着在控制指令发出后会发生额外的压力变化，例如关闭。通常情况下，如果梯度为1500巴/秒，切换时间为 2 毫秒，则压力变化约为 3 巴。这一关闭过程也会引起压力振荡，从而影响车轮的运行并产生噪音。这就意味着电磁阀的开关特性决定了增压或泄压的最大坡度。由于所使用阀门的节流阻力是固定的，因此增压和泄压梯度是高度非线性的，近似于ΔP为压差的函数。不过，可变和恒定的压力梯度有利于实现最佳和简单的控制。
[0059]本发明的关键在于 2/2 电磁阀的设计和尺寸，使其几乎没有节流效应，从而由 执行装置决定压力梯度。最好使用温度依赖性低的压力释放阀座阀。
[0060] 如图 5a 所示，了解车轮制动器的压力-容积特性对于控制坡度非常重要。上半部分显示了压力（电流）与吸收体积的关系，吸收体积与活塞行程或旋转角度 α 成正比。这是众所周知的非线性关系。对于恒定压力梯度控制，必须对压力-体积特性进行评估，以实现相应的活塞速度控制。
[0061]在一个中央执行装置为多个控制通道服务的方法中，保持一个控制通道上的停留时间 尽可能短非常重要，因为在这段时间内其他控制通道不需要服务。在这种情况下，快速的压力梯度（尤其是在减压过程中）和 2/2 通电磁阀的短切换时间就显得尤为重要。下图对此进行了详细说明。
[0062] 图 6 描述了从压力水平P0 开始的压力降低过程，压力水平P0 例如相当于干燥路面上的阻塞极限。如果在冰面上发生 µ 跳车或水滑，则必须将压力水平降低到89 号线的水平。在开头提到的系统中，根据管路86进行的压力降低不是线性的，在低压水平时梯度很小。在配有先进储气罐的系统中，储气罐会在88 处充满。非常缓慢的虚线压力曲线是由回流泵的性能决定的。相比之下，根据本发明方案设计的系统会产生几乎恒定的梯度--87 线，由于设计原因，该梯度可以比传统系统（86 线）更大或更高。由于活塞的定位速度，只有在压力80 很低的情况下，才会出现一个过渡区域。即使在低温条件下，电磁阀和管道的尺寸也不应对相应的压力梯度形成明显的流动阻 力，因此只有活塞的调节速度才是主要的。制动管的直径可以大一些，或者也可以对制动管进行电加热。
[0063] 图 7 显示了高 µ 时左侧和低 µ 时右侧的压降和压力积聚情况。
[0064]与驱动装置在主缸中产生的初始压力91相对应。如前所述，压力降低梯度pab/dt 取决于压力水平，而压力升高梯度pau/dt 则取决于相对于初始压力的压差。特别是，当控制压力较低时，压差较高，因此 pau/dt 也较高。阀门的时钟为阶梯式压力增加。由于电磁阀的快速关闭，会产生压力振荡92a和93a，从而产生相当大的噪音，甚至影响车轮的运行。
[0065] 图 7a 显示了新系统中高 µ 和低 µ 时的压力-时间行为。无论压力水平如何，压力梯度pab/dt 和pau/dt 可以是相同的。在控制周期内，压力积聚梯度pau/dt 可以不同，例如第一个压力积聚pau1大，第二个压力积聚pau2 小。
[0066]可变压力梯度可用于在减压和增压过程中形成过渡区域94和94a，从而避免压力振荡。系统的预压也可以通过相应的执行元件控制来控制，使预压比最大调节压力高 20%。这样可以相应地节省用于控制执行元件的电能。
[0067] 图 8 显示了车轮速度和压力随时间的变化。曲线高度线性化。在制动过程中，车轮速度增加到95 点，此时超过了锁止极限，表现为车轮加速度增加。在开始减压之前，需要等待差速ΔV0。在此阶段保持压力恒定是合理的。在时间96 时，根据传统系统中的曲线101开始减压。这发生在tVA 死区时间之后。在102时刻，导致阻塞趋势的扭矩过剩通过相应的压力降低得到平衡。轮速VR1,2再次增加，因此阻塞趋势消失。为简单起见，在考虑传统系统时，假定两个轮速同步并同时受控。在这种情况下，传统系统中会出现所谓的控制偏差ΔV3。
[0068]在本发明的系统中，在tVA 之后的第96秒也开始快速降压，在第 97 秒终止，出现更小的控制偏差ΔV1，之后第一个车轮不再锁止（vr1'再次增加）。现在，系统切换到第二个控制通道，在tVA 之后导致压力降低，在98 时完成。这导致控制偏差 ΔV2，尽管有偏移控制，但仍小于传统系统中的ΔV3。
[0069]在第一个控制循环中，如果两个车轮都变得不稳定并超过了95 /96点，压力降低也可以同时发生在新系统的两个车轮上，因为初始压力水平是相同的。这一点非常重要，因为在压力增加率较高的情况下制动时，扭矩盈余要大于随后的控制循环，在随后的控制循环中，由于压力的阶梯式增加，平均压力增加率要小得多。
[0070]如图所示，传统系统在第一个控制周期中会出现2到3 倍的较大控制偏差，众所周知，这意味着更长的制动距离和侧向力损失。
[0071]上述说明表明，在同时出现不稳定和延时减压的情况下，必须尽可能缩短延时。但需要注意的是，这种情况在实际应用中很少发生。
[0072] 图 9 和图 10 显示了影响时滞的主要参数。压力随时间变化的曲线以线性化形式显示。
缩写的意思是
tVA：控制设备或执行机构的延迟时间或死锁时间
tVM：2/2 电磁阀的延迟时间
tC： 计算机的采样时间或采样率；从一个车轮切换到下一个车轮时，计算机需要这段时间来计算速度
标签：压降时间
ΔT： 时间偏移
[0073]在图 9 中，控制器在 103 处发出减压指令，三角形标记的减压指令发生在tVA之后，在 tab 之后完成。在此阶段，第二控制通道（虚线）通过关闭 2/2 通电磁阀保持压力恒定。在 104 处的 tab 之后，tc 同时作用于 2 ×tVM。在tVA或通过tVM 平行打开 2/2 通电磁阀后，会出现下一个pab，而在延长tC后，会出现下一个压力变化，这可能会导致压力增加或减少。需要注意的是，由于控制周期中的时间系数10-20大于选项卡，因此压力积聚的关键性较低，因为许多恒压阶段（见图 7a）都处于开启状态。图 9 显示了对Δt = 17 ms 作为时间偏移的定量分析。
[0074] 图 9a 显示了减少 Δt 的一种方法。在103处再次发出控制指令。在这种情况下，主要根据车轮加速度和车轮惯性矩在tVA 期间计算出必要的压力减小量，以便在tVA之后计算机切换到下一个控制通道，这样在标签和tVA或tVM 之后，Δt 已经达到下一个压力减小量。如左图所示，Δt 从 17 毫秒减少到 12 毫秒 - 40%。
[0075] 图 10 和图 10a 分别与图 9 和图 9a 相对应，不同之处在于将 tab 选得小了2 倍，这意味着采用图 9a 中的方法，Δt 可以从 17ms 减小到 7ms。由于这个值很小，时间偏移对控制偏差的影响可以忽略不计，因此可以用一个执行器操作四个控制通道。在减少延迟时间或死区时间 tVA 和 tVM 方面，还有更多潜力可挖。
[0076]如图所示，tVA和减压率在很大程度上决定了切换时间 Δt，即tVA应尽可能小，减压率应尽可能大。
[0077]2/2 电磁阀的死区时间可以在一定范围内变化，因为控制信号已经使活塞移动，所以压力降低过程中的微小开关延迟并不明显。电磁阀一打开，流体就进入活塞腔，几乎没有节流。从性能图中可以看到压力降低的末端，并可通过相应的提前量加以考虑。在增压过程中，EC 电机的启动时间略早于电磁阀的预期开启时间。由于压力介质只到达制动器，活塞可在阀门打开时移动，因此电机的启动时间表示实际的打开时间。必要时，必须对启动时间进行修正。关闭时间也可以通过类似方法进行检查。
[0078]根据控制算法和特性图，可以知道压力累积结束的时间。如果没有达到预期的增压效果，电磁阀就会过早关闭，其控制时间就会被修正为较晚关闭。电机/活塞在达到增压值后会保持一小段时间，以确保电磁阀关闭。
[0079] 图 11 描述了几个控制周期的时序。图中显示了两个车轮VR1和VR2 的速度曲线以及相关的压力曲线p1和p2。图中显示了压力的增加。众所周知，这里形成了VR1和VR2相对于车速VF 的速度差。这被称为滑移。图中还显示了所谓的最佳摩擦速度Vopt，其滑移通常为 10%，但也可能在 5%至 30%之间波动。这意味着Vopt通常是VF 的 90%。压力增加后，在 105 处超过Vopt，Δv 经过后（见图 8），由于两个车轮具有相同的初始压力水平且都超过了Vopt，因此在第一个控制周期中两个车轮都释放了压力。根据图 9a或图 10a 所示的方法，此处开始减压，减压最好与车轮加速度和惯性矩成比例，VR1和VR2 的加速度和惯性矩不同。
[0080]该计算过程独立于车轮速度或加速度的计算。例如，减压数据可以存储在特性图中，因此不需要大量的计算能力/时间。107时，在VR1处完成减压，109 时在VR2 处完成减压。在每种情况下，这都是为了使车轮上的摩擦扭矩大于制动扭矩，从而使车轮重新加速。在109 时，VR1超过 Vopt，VR2超过 100。此时，压力增加，其增加量再次与车轮加速度和车轮惯性矩成正比，与压力降低相比有所减少，例如减少 90%。
[0081]在经过例如 30 毫秒的压力稳定阶段后，101 处会出现几巴的小压力升高。但是，如果车轮处于低滑移值，压力可以设置得更高。
[0082]在时间102，下一次压力降低至113发生在VR1。在114 时，压力增大与109和100 相同，在115和116 时，压力减小发生在VR2。在119 时刻，对应于100的较大压力累积和对应于111的较小压力累积同时发生。在此，大压力积聚优先，小压力积聚偏移 tv。在VR2，即时间 117 时，车轮加速度较大的滑移点已经很明显。这导致压力按照100 时的条件增加。同样的情况在119 时再次发生。
[0083]在这种表示方法中，为了表示清楚，没有考虑延迟时间tVA和tVM以及计算时间tc。
[0084]在本发明中，术语 "控制周期 "是指在速度低于最佳摩擦速度或超过相应的滑移值 （见图 11 中的点105和106）后启动减压的控制过程。当速度超过最佳摩擦速度或再次低于滑移值时，"控制周期 "结束，见图 11 的109或110点。因此，车轮制动器的 "控制周期 "总是由压力增加或释放阶段和压力保持恒定的后续阶段组成。
[0085]以下是根据本发明的实施例。
示例 1：
[0086]一种制动系统，包括执行装置，特别是制动踏板，以及控制和调节装置，其中控制和调节装置根据执行装置的运动和/或位置控制至少一个电动驱动装置，驱动装置通过非液压传动装置使活塞-气缸系统的活塞位移、从而在气缸的工作空间中设定压力，工作空间通过压力管路与车轮制动器相连，其特征在于，在车轮制动器的制动缸和活塞-气缸系统的工作空间之间布置有阀门，其中，控制和调节装置打开阀门以降低或增加制动缸中的压力，关闭阀门以保持制动缸中的压力。
体现 2：
[0087]根据实施例1 的制动系统，其特征在于驱动装置具有用于调节活塞-气缸系统活塞的电 动或机电驱动装置。
体现 3：
[0088]根据实施例1或2 的制动系统，其特征在于驱动装置驱动一个活塞，该活塞与液压耦合的另一个活塞一起布置在一个油缸中（串联活塞-油缸系统）。
例 4：
[0089]根据实施例1至 3 之一的制动系统，其特征在于制动系统有两个平行布置的活塞-汽缸系 统，每个活塞都有一个驱动装置，用于调节各自相关的活塞。
体现 5：
[0090]根据前述实施例之一的制动系统，其特征在于，在每个车轮制动器和活塞-气缸系统的工作空间之间布置了一个阀门，特别是一个 2/2 通阀门。
体现 6：
[0091]根据前述实施例之一的制动系统，其特征在于连接活塞缸系统工作腔和制动缸的 液压管路的流动阻力可忽略不计。
例 7：
[0092]根据示例 6 的制动系统，其特征在于阀门具有较大的流通截面，因此阀门不具有节流功能，阀门尤其是 2/2 滑阀。
例 8：
[0093]根据实施例 6 的制动系统，其特征在于阀门是压力补偿式 2/2 通座阀。
体现 9：
[0094]根据前述实施例之一的制动系统，其特征在于，在发生故障时，执行装置可直接或通过齿轮机构调整至少一个活塞-气缸系统的至少一个活塞。
体现 10：
[0095]根据前述实施例之一的制动系统，其特征在于活塞汽缸系统和/或车轮制动器制动缸工作空间的压力是通过传感器确定的。
体现 11：
[0096]根据前述实施例之一的制动系统，其特征在于连接车轮制动器和活塞汽缸系统的液压管路的至少部分可以通过加热装置，特别是电加热元件进行加热。
体现 12：
[0097]根据前述实施例之一的制动系统，其特征在于控制和调节装置有一个知识数据库，特别是以特征图的形式，尤其是设计为自适应的。
体现 13：
[0098]根据前述实施例之一的制动系统至少一个制动缸的压力设定方法，其特征在于通过至少一个活塞缸系统和与车轮制动器相关的阀门同时或连续调节一个或多个制动缸的压力。
体现 14：
[0099]根据实施例 13 所述的方法，其特征在于车轮制动器中压力增加和/或压力减少的 变化率是通过活塞汽缸系统作为车辆或各自待制动车轮的驾驶状态或制动控制的函数来调 节的。
体现 15：
[0100]根据实施例 13 或 14 所述的方法，其特征在于车轮制动器中压力升高和/或压力降低的 变化率在控制周期内发生变化。
体现 16：
[0101]根据实施例 15 所述的方法，其特征在于，在车轮制动器阀门打开的时间内， 压力降低和/或压力升高的变化率会发生变化，尤其是最初较高，在压力降低或压力升高 阶段结束时会降低。
体现 17：
[0102]根据其中一个实施例的方法，其特征在于控制和调节装置至少根据车轮速度、车辆加速度和车轮制动器各制动缸中的压力，确定各车轮或所有制动车轮所需的增压、减压、保压阶段和/或最佳滑移。
体现 18：
[0103]根据其中一个实施例的方法，其特征在于，控制和调节装置在第一车轮制动器的增压或减压过程中，打开与车轮制动器相关的阀门，在设定由控制器确定的第一制动器的压力后，控制和调节装置立即关闭与第一车轮制动器相关的阀门，并通过打开第二车轮制动器的阀门，通过活塞汽缸系统调节第二车轮制动器的必要压力。
体现 19：
[0104]根据实施例 18 所述的方法，其特征在于下一个要调整的车轮所需的减压或增压是特别根 据测量的车轮加速度和车轮惯性矩，尤其是根据特征图计算出来的。
体现 20：
[0105]根据实施例 19 所述的方法，其特征在于，在调整第一车轮制动器的压力时，要计算出第二车轮制动器新设定的压力减少量或压力增加量。
体现 21：
[0106]根据实施例 13 至 20 之一的方法，其特征在于，两个车轮制动器的减压是通过同时打开 各自相关的阀门来实现的，特别是当两个车轮制动器的制动缸中或制动操作的第一个控制 循环中最初存在大致相同的压力水平时。
体现 22：
[0107]根据实施例 21 的方法，其特征在于第一车轮的阀门比第二车轮的阀门更早关闭。
体现 23：
[0108]根据实施例 13 至 22 之一的方法，其特征在于，控制和调节装置具有一个存储器， 其中存储了在关闭车轮制动器相关阀门时调整的压力和/或压力信号，例如电机电流或 活塞位置。
体现 24：
[0109]根据实施例 13 至 23 中任一个实施例的方法，其特征在于，在通过活塞-气缸系统进行 控制时，初始压力比要控制的压力高出约 10-30%，特别是 20%。
体现 25：
[0110]根据实施例 13 至 24 中任一实施例的方法，其特征在于，在达到压力积聚后，电机 或活塞分别在其位置上保持一小段时间，以确保最后打开的电磁阀完全关闭。
体现 26：
[0111]根据实施例 13 至 25 之一的方法，其特征在于，驱动装置的响应时间 tVA 较小，以实现较大的压力下降率（dpdown/dt）和/或压力上升率（dpup/dt），特别是压力变化率大于每秒 1500 巴。
体现 27：
[0112]根据实施例 13 至 26 中任一项所述的方法，其特征在于，如果控制器同时指定多个车轮进行减压，则将减压速率（dpab/dt）选择或设置为非常高。
体现 28：
[0113]根据实施例 13 至 27 中任一个实施例的方法，其特征在于控制器计算出最佳压力，以 实现制动车轮的最佳滑移，并且相关车轮制动器的压力升高到比计算出的最佳压力略小的压 力，尤其是小 1-20%，最好是小 5-10%，从而避免再次超过最佳滑移。
体现 29：
[0114]根据实施例 28 所述的方法，其特征在于，为了实现尽可能最佳的滑移，压力的增 加是分步进行的，首先是根据控制周期大幅增加压力，然后是压力保持阶段与压力增 加阶段交替进行，每种情况下压力变化都很小。
体现 30：
[0115]根据实施例 29 所述的方法，其特征在于，在第一车轮的保压阶段，通过同一活塞汽缸 系统启动或执行第二车轮的增压阶段。
体现 31：
[0116]根据实施例 13 至 30 中任一个实施例的方法，其特征在于，控制装置在控制 2/2 通 阀时，考虑到它们的响应时间或死区时间，使 2/2 通阀在阀门响应时间之前接收到打开或关 闭的指令，从而使阀门在计算出的时间实际打开或关闭。
体现 32：
[0117]根据实施例 13 至 31 中任一个实施例的方法，其特征在于，控制 2/2 通阀门的控制装 置根据相应激活后发生的已激活驱动装置或活塞调节路径的反应得出阀门的响应时间， 并将其存储在存储器中，用于后续控制。
体现 33：
[0118]根据实施例 13 至 32 中任一个实施例的方法，其特征在于，在至少一个车轮制动器 中进行增压或减压时，活塞-气缸系统的活塞已在调节，相关的一个或多个阀门稍后开 启。
