液压控制装置.pdf

本发明涉及一种用于控制制动液缸中工作液体压力的液压控制装置，包括与制动液缸连通的泵装置、低压力源、电磁操作的压力控制阀和控制器，该泵装置包括至少一组使加压液体排放到制动液缸和泵的操作电机中的泵；低压力源用于储存从所述制动液缸中排放的液体；电磁操作压力控制阀位于所述低压源和所述制动液缸之间并利用提供的电能工作，用于根据电能量来控制制动液缸液压；控制器包括用于通过控制电机而增加在所述制动液缸中液压的增压控制装置和用于通过控制加在控制阀上所述电能量而减小制动液缸中液压的减压控制装置。

1.  一种用于控制制动液缸中工作液体压力的液压控制装置，所述装置包括：
与所述制动液缸(18、24、50、52)连通的泵装置(30)，该泵装置包括至少一组为液体加压并使加压液体排放到所述制动液缸中的泵(32、34)以及操作所述泵的电机(38、40)；
用于储存从所述制动液缸中排放的液体的低压力源(31)；
电磁操作压力控制阀(58、62)，该控制阀位于所述低压力源和所述制动液缸之间并利用提供的电能工作，用于根据所述电能的量来控制在所述制动液缸中液压；及
控制器(160、71、72、74-78、166、168、170、172)，该控制器包括用于通过控制所述电机而增加在所述制动液缸中液压的增压控制装置(S35、S42、S49、S68、S91)和用于通过控制加在所述电磁操作压力控制阀上的所述电能的量而减小在所述制动液缸中液压的减压控制装置(S36、S44、S45、S66、S92)，
其中所述电磁操作的压力控制阀(62)包括电磁操作的座阀(130)和电磁力发生装置(132)，该座阀具有阀座(134)、可移动地座合并离开所述阀座上的阀件(136)；电磁力发生装置用于根据施加的电能而产生电磁驱动力(Fs)，于是电磁驱动力在第一方向上作用在所述阀件上，该第一方向为使所述阀件移动座合到所述阀座上的方向，所述座阀是这样设计的，基于所述低压力源(31)和所述制动液缸(50、52)之间液压差的压差力(Fp)以与第一方向相反的第二方向作用在所述阀件上，其特征在于：所述控制器还包括电能控制装置(160、S144、S147、S152-S154)，当所述座阀的阀件保持座合到所述阀座上时，根据所述制动液缸中液压，该电能控制装置用于控制提供到所述电磁力发生装置上的电能。

2.  根据权利要求1所述的液压控制装置，其特征在于：所述电能控制装置控制提供到所述电磁力发生装置(132)上的所述电能，以使所述电磁驱动力(Fs)比所述压差力(Fp)大。

3.  根据权利要求1或2所述的液压控制装置，其特征在于：所述电能控制装置控制提供到所述电磁力发生装置(132)上的所述电能，以使所述电磁驱动力(Fs)比所述压差力(Fp)大至少预定临界值(Fr)。

4.  根据权利要求3所述的液压控制装置，其特征在于：所述临界值由在所述电磁操作压力控制装置(62)中液压增加的至少最大速度(α)来确定。

5.  根据权利要求3或4所述的液压控制装置，其特征在于：所述临界值由至少使所述阀件(136)座合到所述阀座(134)上需要的力(Fss)来确定。

6.  根据权利要求3或4所述的液压控制装置，其特征在于：所述临界值(Fr)由至少经过所述阀件(136)和所述阀座(134)之间间隙的工作液体泄漏量来确定。

7.  根据权利要求1或2所述的液压控制装置，其特征在于：所述电能控制装置包括用于控制提供到所述电磁力发生装置(132)上电能的装置，以使所述电磁驱动力(Fs)比所述压差力(Fp)大临界值(Fr)，所述临界值由在所述电磁操作压力控制装置(62)中液压增加的至少最大速度(α)和使所述阀件(136)座合到所述阀座(134)上需要的力(Fss)来确定。

8.  根据权利要求1所述的液压控制装置，其特征在于：所述电能控制装置还根据流过所述电磁操作的座阀(130)的工作液体的温度来控制加到所述电磁力发生装置(132)上的电能。

9.  根据权利要求1所述的液压控制装置，其特征在于：所述控制器还包括能量缓慢增加装置(160、S134-S136、S152、S164、S175)，当所述座阀(130)的所述阀件(136)座合到所述阀座(134)上时，该装置用于使提供到所述电磁力发生装置上的电能缓慢地增加。

10.  根据权利要求9所述的液压控制装置，其特征在于：所述能量缓慢增加装置(160、S164)使提供到所述电磁力发生装置(132)上的电能以一定的速度增加，该速度与所述制动液缸(50、52)中液压增加的最大速度(α)对应。

11.  根据权利要求9或10所述的液压控制装置，其特征在于：在所述制动液缸(50、52)中液压和减速系数(γ)的基础上，所述能量缓慢增加装置(160、S164)使提供到所述电磁力发生装置(132)上的电能缓慢地增加。

12.  根据权利要求9所述的液压控制装置，还包括增压装置(30、200、160、S144、S167、179)，当满足了使所述制动液缸中液压增加的预定条件时，该增压装置用于增加所述制动液缸(50、52)中的液压，其特征在于：所述能量缓慢增加装置还包括初始能量增加装置(160、S134-S136)，该初始能量增加装置根据探测到的指示所述条件将要被满足的信号，在所述条件满足之前，用于把电能提供到所述电磁力发生装置(132)上。

13.  根据权利要求12所述的液压控制装置，其特征在于：所述电能控制装置包括供能终止装置(160、S135、S136)，当在没有满足所述预定条件而进行所述能量提供之后，经过预定时间(Nspre)时，终止提供电能到所述电磁力发生装置(132)。

14.  根据权利要求12或13所述的液压控制装置，其特征在于：所述增压装置包括液压源(30、200)和位于所述液压源和所述制动液缸(50、52)之间的电磁操作的增压控制阀(179)，其特征在于：所述控制器还包括用于控制加在所述电磁操作增压控制阀上电能的装置(160、S144、S167)，以增加在所述制动液缸中的液压。

15.  根据权利要求9所述的液压控制装置，其特征在于：所述能量缓慢增加装置包括当终止减小所述制动液缸(50、52)中液压的操作的预定条件满足时，用于开始对所述电磁力发生装置(132)进行电能提供的装置(160、S152、S175)。

液压控制装置
技术领域
本发明涉及用于控制在液压操作制动液缸中的液压的液压控制装置。
背景技术
JP-A-10-322803(公开于本发明提出之前的1998年12月4日)公开了一种液压控制装置，该装置使用了作为高压力源的电操作液压源。这种液压控制装置包括(1)用于把加压液体提供到制动液缸的上述高压力源，该高压力源包括泵、操作泵的电机和用于存储由泵加压的工作液体的蓄能池；(2)用于存储从制动液缸中排放的液体的低压源；(3)电磁操作增压控制阀，该阀位于高压力源和制动液缸之间，并可进行电控制，用于根据提供的电能把制动液缸中的液压控制到一定的水平；(4)电磁操作减压控制阀，该阀位于低压源和制动液缸之间，并可进行电控制，用于根据提供的电能把制动液缸中液压控制到一定的水平；以及(5)控制装置，该控制装置用于控制增压控制阀和减压控制阀，以调节制动液缸中的液压，同时控制电机以保持蓄能池中的液压在预定水平。
当在制动液缸中的液压在该液压控制装置控制下增加时，提供在电磁操作增压控制阀上的电能通过液压控制装置来控制，其中电磁操作的减压控制阀保持在关闭状态。根据提供到增压控制阀上的被控制电能，控制从蓄能池经过增压控制阀提供到制动液缸的液压。当在液压控制装置控制下减小制动液缸中的液压时，通过液压控制装置来控制提供到减压控制阀的电能，其中增压控制阀保持在关闭状态。把制动液缸中的液压减小到对应于被控制的电能的水平。于是，通过控制提供到增压控制阀和减压控制阀上的电能来控制制动液缸中的液压。
本发明的受让人提出如日本专利申请号No.10-102476中公开的液压控制装置(该装置在本发明提出时还没有公开)。在该申请中公开的液压控制装置包括常开的电磁操作的截止阀，该阀位于制动液缸和贮液池之间，当电能没有提供时该阀处于打开状态，而当有电能提供时处于关闭状态。在传统的液压控制中，位于制动液缸和贮液池之间的电磁操作截止阀为常闭阀，即该阀在没有电能提供时处于关闭状态，以阻止由制动液缸引起的制动效应的延迟启动。在通过释放制动液缸操作件而进行的制动液缸的每一操作后，例如，该常闭截止阀保持在打开状态一段预定的时间，在该时间内认为需要使制动液缸中液压为零。接着，电能完全从截止阀中消失，于是截止阀返回到原来的关闭状态。然而，制动液缸在上述预定时间期满后，也就是说，在加压液体排放预定时间后，可能有残余的液压。这种残余液压可产生所谓的“制动阻力”，即在讨论的制动操作后的某些程度的制动。在每次制动操作后，当电能消除后，为常开阀的截止阀返回到打开状态，可避免这种制动阻力。然而，另一方面，当需要增加制动液缸中液压时，常开截止阀必须迅速地到达关闭状态。为此，在上述专利申请中公开的常开截止阀在制动液缸中液压增加时，通过压力控制装置以最大电能供能。因此，该常开截止阀需要相对较大的电能消耗，同时具有相对较大的操作噪音、相对短的寿命以及其它问题。
发明内容
本发明的目的是提供一种与上述液压控制装置不同的新型液压控制装置，即，提供一种不需控制加在增压控制阀和减压控制阀上的电能，而能控制制动液缸中的液压的液压控制装置。
上述目的可根据下面任何一个本发明的模式及其它模式或模式组来达到，以在适当时表明在本发明最佳形式中的元素或特征的可能组合。
(1)一种用于控制制动液缸中工作液体压力的液压控制装置，所述装置包括：(a)与所述制动液缸连通的泵装置，该泵装置包括至少一组为液体加压并使加压液体传送到所述制动液缸中的泵以及操作所述泵的电机；(b)用于储存从所述制动液缸中排放的液体的低压力源；(c)电磁操作压力控制阀，该控制阀位于所述低压力源和所述制动液缸之间并利用提供的电能工作，用于根据所述电能量来控制在所述制动液缸中的液压；及(d)控制器，该控制器包括用于通过控制所述电机而增加在所述制动液缸中的液压的增压控制装置和用于通过控制加在所述电磁操作的压力控制阀上所述电能量而减小在所述制动液缸中的液压的减压控制装置。
在根据本发明上述模式(1)的液压控制装置地最典型形式中，电磁操作压力控制阀没有安装在泵装置和制动液缸之间，以及用于增加制动液缸液压的泵直接连接到制动液缸。制动液缸经过电磁压力操作阀与低压力源连通。在本液压控制装置中，制动液缸中的液压通过从泵传送来的加压液体而增加，可通过控制驱动泵的电机来控制制动液缸中的液压增加。另外，制动液缸中的液压随着从制动液缸中排放到低压力源的液体而减小，同时可通过控制提供在电磁操作压力控制阀上的电能控制制动液缸减压。这样，可通过本液压控制装置，通过控制操作泵的电机和通过控制提供到电磁操作控制阀上的电能来控制制动液缸中的液压。在这方面，本液压控制装置与在JP-A-10-322803中公开的液压控制装置不同，其中控制提供到电磁操作增压控制阀和减压控制阀两者上的电能，从而控制制动液缸中的液压。
电磁操作的控制阀可根据提供的电能控制制动液缸中的液压，压力控制阀可适用于在电能增加或减小时减小制动液缸液压。泵装置最好与单个制动液缸连通，或与制动液缸组连通，于是控制装置以同样方式控制所有制动液缸的液压。
当泵装置连通到一组制动液缸时，如下所述，限流器或泵截止阀最好安装在泵装置和每个制动液缸之间，以使在各个制动液缸中的液压彼此单独控制。泵截止阀具有把制动液缸连通到泵装置上的打开状态，以及用于使制动液缸从泵装置分开的关闭状态。
(2)根据上述模式(1)所述的液压控制装置，其特征在于：所述减压控制装置包括用于当在所述制动液缸中的液压减小时关闭所述电机的装置。
通过对电机关机，加压液体不会从泵排放到制动液缸中。与电机在减压过程中保持在开机状态的设计相比，这种设计确保了制动液缸中的液压更快速地减小。控制器还包括压力保持控制装置，该压力保持控制装置用于对电机关机并把电磁操作的压力控制阀置在关闭状态，在该关闭状态可阻止从制动液缸来的液压朝低压源排放。通过把电磁操作压力控制阀置于关闭状态，且使电机关机，避免了液体流入到制动液缸中或从制动液缸中流出，于是制动液缸中的液压可具有提高的稳定性而保持恒定。
(3)根据所述模式1或2所述的液压控制装置，其特征在于：根据所述制动液缸中液压的实际值和目标值之间的压力差及所述目标值的变化率中的至少一个，所述控制器驱动所述增压控制装置和所述减压控制装置中的一个。
在根据压力差驱动增压控制装置或减压控制装置时，当目标值Pref和制动液缸压力的实际值P*之间的压力差ΔP(＝Pref-P*)比预定阈值EPS大时，即当ΔP＞EPS1时，控制器驱动压力增加控制装置，并当压力差ΔP不大于阈值EPS时，即当ΔP≤EPS1时，控制器驱动减压控制装置。
控制器包括上述压力保持装置，当压力差ΔP比预定的正阈值EPS1大时，即当ΔP＞EPS1时，控制器驱动增压控制装置，当压力差ΔP比预定的负阈值-BPS2小时，即当ΔP＜-EPS2时，控制器驱动减压控制装置，并在压力差ΔP处于负阈值-EPS2和正阈值EPS1之间的范围时，即当-EPS2≤ΔP≤EPS1时，控制器驱动压力保持装置。
根据目标制动液缸压力的变化率Δpref以及压力差ΔP，可驱动增压控制装置、压力保持控制装置和减压控制装置其中之一，当压力差ΔP比正的阈值EPS1较大时，此时变化率Δpref不大于预定的正阈值RPS1，即当ΔP＞EPS1，并且Δpref≤RPS1时，控制器可驱动压力保持控制装置，而不是增压控制装置，同样，当压力差ΔP比负的阈值EPS2较小时，此时变化率Δpref不小于预定的负阈值-RPS2，即当ΔP＜-EPS2，并且Δpref≥-RPS2时，控制器可驱动压力保持控制装置，而不是减压控制装置。
正阈值EPS1的绝对值和负阈值-EPS2的绝对值相等，而正阈值RPS1的绝对值和负阈值-RPS2的绝对值相等。
(4)根据所述模式1-3任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：所述控制器包括电机控制装置，该装置用于当在所述制动液缸中液压的目标值的增加率比预定阈值大时，控制所述电机以形成较大输出扭矩，而在所述变化率不大于所述预定阈值时，不进行上述控制。
通过增加泵装置的电机的输出扭矩，可增加从泵排放的加压液体的流速或压力。因此，可增加制动液缸中液压的增加速率，结果减小或消除了在制动液缸压力的增加操作中的延迟。当开始驱动制动液缸的正常操作时(利用制动操作件操作)或当开始驱动制动液缸的紧急操作时，制动液缸压力的目标值增加率超过预定阈值。在这种情况下，驱动电机控制装置以控制电机，而产生较大的输出扭矩。
目标制动液缸压力的增加速率阈值可以是：当电机在正常操作过程中产生最大扭矩时的制动液缸中液压增加速率，或者是当用于液压控制装置的电池的标称电压提供到电机上时制动液缸中的液压增加速率。
当制动液缸压力的目标值的增加速率比阈值大时，则使提供到电机上的电压比正常提供到电机上的电压要高，或比电池的标称电压要高。或者，可使提供到电机上的电流比正常提供到电机上的电流较大。在这种情况下，不能控制电机的输出扭矩。然而，控制输出扭矩不是必要的，只要制动液缸中的液压可以足够高的速度增加。从上述解释中明显地看出，电机控制装置可使制动液缸压力快速地增加，电机的输出扭矩快速地增加以及泵的排放速率或压力快速地增加。
当制动液缸压力的目标值的增加速率比阈值高时，用于增加电机输出扭矩的电机控制装置可增加泵装置的排放速率或压力，使制动液缸中液压的增加速率增加，而没有增加电机的容量，这样就没有增加泵装置的制造成本。为了通过利用电机的正常控制而增加泵装置的排放速率或压力，使制动液缸压力以比阈值高的速度增加，需要使用不可避免地昂贵的具有高容量的电机。在目标制动液缸压力的增加速率比阈值高时，本发明的增加电机输出扭矩的设计不需要增加电机的容量和制造成本。
根据上述模式(4)的特征可独立于上述模式(1)、(2)和(3)中任何一个提供的特征而得到。也就是说，根据上述模式(4)的特征可在液压控制装置中得到，所述液压控制装置可通过加在电磁操作增压控制阀上的电能以及同时控制泵装置的电机来增加制动液缸压力，所述液压控制装置可通过分别控制电磁操作增压控制截止阀以及电磁操作减压控制截止阀来增加和减小制动液缸压力，所述液压控制装置还可分别通过控制增压泵的电机和泵装置的减压泵来增加和减小制动液缸压力。
(5)根据上述模式所述的液压控制装置，还包括用于为所述电机提供电能的电池，其特征在于：所述电机控制装置包括电压增加装置，该电压增加装置用于在所述制动液缸中的所述液压目标值的所述增加率比所述预定阈值高时，用于为所述电机提供比所述电池标称电压高的电压。
增压装置还包括带有线圈、电容和如晶体管或可选择的DC-DC转换器或增压转换器的开关元件的驱动电路。
(6)根据模式(1)、(2)和(3)任何一项所述的液压控制装置，其特征在于：所述控制器包括电机启动控制装置，该启动控制装置用于当电机开机时，为电机提供较高电压，并当满足预定条件时，保持提供给电机的较高电压，较高电压在满足预定条件后比提供在电机上的电压要高。
由于当电机开机时，较高电压提供到电机上，电机可在短时间内处于需要的工作状态(带有需要的工作速度和输出扭矩)。因此，泵装置的排放速度和压力可迅速地增加到需要值。如果静止电机由提供的标称电压驱动，那么由于惯性，电机不能处于需要的工作状态。在根据上述模式(6)中的本发明设计中，通过提供相对高的电压来驱动电机，以迅速地增加泵装置的排放速度和压力，使得可以减小增加制动液缸压力的操作中的延迟。保持较高电压提供在电机上，直到满足了预定条件，例如，直到在电机启动后经过了预定时间，或者直到制动液缸压力增加到预定水平。
上述模式(6)中的特征可独立于根据上述模式(1)-(3)任何一个的特征而获得。
(7)根据模式(1)-(6)任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：所述控制器包括压力保持控制装置，当在所述制动液缸中的液压目标值的变化率保持在预定范围内时，该压力保持控制装置用于对所述电机进行关机，并把所述电磁操作压力控制阀放置于避免从所述制动液缸中排放液流的状态。
在根据上述模式(7)的液压控制装置中，制动液缸中的液压不随制动液缸压力的目标值变化率来变化，而是保持恒定，同时变化率保持在预定范围内。例如，预定范围为其中由于制动操作件操作量(操作力或行程)的微小变化量而使制动液缸压力的目标值变化的范围，该操作件操作量的微小变化量不能为制动操作件的操作者所识别。在该范围内，操作者不能改变由制动液缸产生的制动力，需要避免泵装置操作，该操作只会导致电能的浪费以及产生泵装置的噪音。制动液缸用于制动汽车的车轮，制动液缸压力的目标值的变化率可在汽车行驶中变化，而制动操作件的操作量没有变化。在这种情况下，制动液缸中液压的变化会产生汽车的减速度值的变化，该变化对于汽车驾驶员来说是不期望的。本设计克服了上述问题。另外，本设计不需要汽车驾驶员尽力去使制动操作件的操作量保持恒定，而使制动操作件的操作更方便。
(8)根据上述模式(7)所述的液压控制装置，其特征在于：所述控制器包括压力保持条件放松装置，该压力保持条件放松装置用于改变预定范围，以使当所述压力保持控制装置操作相对较长时间时，使预定范围比当所述压力保持控制装置操作相对较短时间时变得更宽。
当压力保持控制装置以相对较长时间工作时，操作者需要维持由制动液缸产生的制动力。于是，在这种情况下，需要限制制动液缸中液压的变化。由于这种设计导致了电机保持关机的时间增加，于是泵装置的电能消耗减小。上述的预定范围可随着压力保持控制装置的操作时间的增加而阶段性地或连续地增加。
(9)根据上述模式(1)-(8)任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：控制器包括压力保持控制装置，当满足预定条件时，该压力保持控制装置用于对电机进行关机，并把电磁操作压力控制阀放置于避免从制动液缸中排放液流的状态，控制器还包括压力保持条件放松装置，该压力保持条件放松装置用于改变预定范围，以使当压力保持控制装置操作相对较长时间时，使预定条件比当压力保持控制装置操作相对较短时间时更宽松。
当制动液缸中液压目标值和实际值之间的压力差ΔP保持在预定范围时(-EPS 2≤ΔP≤EPS1)，可满足预定条件，该预定条件可通过增加预定范围的上限EPS1和/或减小预定范围的下限-EPS2而变大。当压力差ΔP保持在第一预定范围时，且制动液缸液压的目标值变化速率保持在第二预定范围时，可满足预定条件。当制动液缸中液压的目标值的变化率保持在预定范围时，满足预定条件。同样，如上所述，在这些情况下，预定条件可通过改变预定范围(第一和第二预定范围)的上限和下限中的至少一个来改变。
根据上述模式(9)的特征可独立于上述模式(1)-(6)的任何一个特征而获得。
(10)根据模式1所述的液压控制装置，其特征在于：驱动制动液缸以制动汽车的车轮，控制器包括压力保持控制装置，当满足预定条件时，该压力保持控制装置用于对电机进行关机，并把电磁操作压力控制阀放置于避免从制动液缸中排放液流的状态，控制器还包括压力保持条件放松装置，该压力保持条件放松装置用于改变预定条件，以使当汽车静止时，预定条件比当所述汽车行驶时更宽松。
当汽车静止时，不太需要随着制动操作件的操作量变化而增加或减小制动液缸中的液压。当汽车静止时，已足够使制动液缸压力保持恒定。在根据上述模式(10)的装置中，当汽车静止时，保持制动液缸压力的预定条件可宽松，于是操作者不必去尽力使制动操作件的操作量恒定。另外，预定条件的放松会使压力保持装置的操作机会增加，导致电能消耗的减小。如上所述相应于模式(9)描述预定条件的放松也适用于模式(10)。
模式(10)的特征可独立于根据上述模式(1)-(9)任何一个的特征而得到。
(11)根据上述模式(1)-(10)任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：驱动制动液缸，以制动汽车的车轮，控制器包括：增压装置，当满足了预定增压条件时，该增压装置用于通过控制泵装置的电机来增加制动液缸中的液压；强制压力保持装置，在车轮的转速一旦大致为零后，即使当满足预定压力增加条件时，该强制压力保持装置用于通过使电机保持关机及把电磁操作的压力控制阀放置于避免从制动液缸中排放液流的状态，而保持制动液缸中的液压；及禁止装置，当车轮转速超过预定阈值，以及当制动操作件的操作量增加同时在强制压力保持装置操作时，该禁止装置用于禁止所述强制压力保持装置操作。
当汽车静止时，不太需要随着制动操作件的操作量的变化而增加制动液缸中的液压。当汽车静止时，足够使制动液缸的压力保持恒定。在根据上述模式(10)的装置中，安装有强制压力保持装置，用于在车轮转速基本上为零后，即使满足预定压力增加条件，保持制动液缸压力。然而，如果因某些原因或其它如因交通信号停止过程中另外汽车与讨论的汽车的后部相撞，或因汽车在上坡或下坡道路表面停止，而制动操作件没有释放，汽车开始移动，那么由制动液缸产生的制动力一定随着制动操作件的操作量增加而增加。因此，安装了禁止装置，当车轮的转速超过预定的阈值，且当制动操作件的操作量增加，并且此时强制压力保持装置处于操作状态时，该装置用于禁止强制压力保持装置工作。
上述模式(11)的特征可独立于根据上述模式(1)-(10)任何一个的特征而获得。
(12)根据模式(1)-(11)中任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：控制器包括增压指令装置和电机预先启动装置，当满足预定增加条件时，增压指令装置用于对制动液缸中液压发出增加指令；当预定增压条件预计在不久会得到满足时，该电机预先启动装置用于启动电机。
当预定增加条件预计在不久将满足时，如果泵装置的电机在增加制动液缸压力命令发出之前启动或开机，那么可减小制动液缸液压增加操作的延迟。电机预先启动装置可包括探测装置，该探测装置用于探测指示增压条件将在不久会得到满足的信号。当操作制动操作件时如果满足预定增压条件，该信号可以是汽车的加速度踏板的释放操作。当满足预定牵引条件以开始汽车驱动车轮的牵引控制时，如果满足了增压条件，则该信号可以是汽车的预先牵引控制条件，该条件在稍早于满足牵引控制条件之前得到满足。
上述模式(12)的特征独立于上述模式(1)-(11)任何一个的特征而获得。
(13)根据模式(12)所述的液压控制装置，其特征在于：控制器包括电机停止装置，在通过电机预先启动装置对电机开机后，如果没有满足所述预定增压条件，当经过预定时间时，该电机停止装置用于对电机关机。
如果在探测到指示在不久将满足增压条件的信号后，即在电机通过电机预先启动装置开机后，在预定时间内没有满足预定增压条件，那么这就意味着在增压条件满足之前的电机的初始启动可能是不必要的。在这种情况下，于是需要对电机关机。
然而，当没有指示增压条件将在不久得到满足的信号时，电机停止装置可用于对电机关机。例如，当预先牵引控制条件满足时，电机开机，当预先牵引控制条件没有满足时，电机可关机。
(14)根据模式(12)或(13)所述的液压控制装置，其特征在于：驱动制动液缸，以制动汽车的车轮，所述装置还包括下坡行驶探测器，如果汽车的实际加速度值比预测的汽车加速度值高时，该探测器用于探测汽车正处于下坡行驶，预测的汽车加速度值是在驱动汽车的驱动能源产生的汽车驱动扭矩基础上获得的，其特征在于：电机预先启动装置包括用于对电机开机的装置，当探测到至少一个指示在不久的将来将满足预定增压条件的信号时进行上述开机，所述至少一个信号包括下坡行驶探测器探测汽车在下坡行驶的信号。
制动操作件通常在汽车的下坡行驶过程中操作。汽车的下坡行驶探测可以指示预定增压条件很可能将在不久的将来得到满足。通过在探测到下坡行驶时对电机开机可减小增加制动液缸压力的操作的延迟。
下坡行驶探测器包括实际加速度获取装置和预测加速度获取装置。实际加速度获取装置包括(1)用于探测汽车实际加速度值的加速度传感器，或(2)用于探测汽车轮转速的轮速传感器，以及用于根据由轮速传感器探测的车轮转速来计算汽车实际加速度值的加速度计算装置。在后面的情况中，加速度计算装置根据探测到的轮速获得预测到的汽车行驶速度，同时获得作为预测的汽车行驶速度变化率的汽车加速度值。预测加速度获取装置用于根据汽车驱动能源的驱动扭矩来预测汽车的加速度值。如下面相应于本发明第一最佳实施例所述的，预测的汽车加速度值可以(F-F’)/M形式获得，其中“F”表示由驱动能源产生的驱动扭矩，“F′”表示道路负载，及“M”表示汽车的重量。驱动能源包括内燃机和电机中至少一个，驱动扭矩F为内燃机和/或电机的总扭矩。当汽车在平的道路上行驶时，汽车的实际加速度值和预测的加速度值基本上相等。当汽车上坡行驶时，实际加速度值比预测加速度值小。当汽车下坡行驶时，实际加速度值比预测加速度值大。根据上述事实，可探测到汽车的下坡行驶。
(15)根据模式(14)所述的液压控制装置，其特征在于：上述至少一个信号还包括下面信号的至少一个：(a)释放用于汽车加速的加速器元件的探测信号，及(b)其中汽车行驶比预定阈值高的下坡道路表面倾斜度的探测信号。
上述至少一个信号还包括对释放加速器元件的探测，当加速器元件在汽车的下坡行驶中释放时，电机预先启动装置对泵装置的电机开机。加速器元件的释放反映了汽车驾驶员减速的要求，以及表明了制动操作件的随后操作的可能性。
上述至少一个信号还包括对下坡道路表面的倾斜度比预定阈值较高的探测，当汽车行驶的下坡道路表面的倾斜度比阈值高时，电机预先启动装置对泵装置的电机开机。当下坡道路表面具有相对高的倾斜度时，驾驶员可能操作制动操作件。比阈值高的下坡道路表面倾斜度可根据上述汽车的实际值和预测加速度值之间的差来探测。
(16)根据模式(1)-(15)所述的任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：一组制动液缸通过相应的分支通道与泵装置连通，于是制动液缸组彼此是并联的，以及在多个减压通道的每个中装有电磁操作的压力控制阀，减压通道分别把分支通道与低压力源连通，液压控制装置还包括限流器，该限流器安装在位于泵装置和连接到减压通道中对应一个的连接点之间的每个分支通道的一部分中。
在根据上述模式(16)所述的液压控制装置中，在制动液缸组中的液压可控制成不同水平。当相应于制动液缸之一的电磁操作压力控制阀位于允许液流从一个制动液缸中排出的状态时，在限流器和泵装置之间的分支通道部分的液压比限流器和制动液缸(压力控制阀)之间的分支通道部分的液压高。然而，当其中压力控制阀没有处于使液流从相应的制动液缸中排放的状态时，对应于该压力控制阀的分支通道没有穿过限流器的液压差。于是，相应于没有处于上述状态的压力控制阀的制动液缸中的液压基本上与泵装置的排放压力相等，而相应于处于上述状态的控制阀的制动液缸中的液压比泵装置的排放压力低。相应于泵装置排放压力的制动液缸压力差由提供到电磁操作压力控制阀上的电能来确定。为了控制在彼此独立的各个制动液缸中的液压，泵装置的排放压力控制成与需要的或目标制动液缸压力中最高的一个相等，控制提供到各个压力控制阀上的电能，于是建立在各个制动液缸中的需要的液压。
(17)根据上述模式所述的液压控制装置，其特征在于：控制器包括电机控制装置，该电机控制装置用于根据在制动液缸组中液压目标值的最大值控制所述电机。
例如，泵装置的电机控制成与制动液缸压力的目标值的最高一个相等，控制电磁操作压力控制阀，于是在相应的制动液缸中建立目标液压。电机可控制成比最高目标压力高出适当量。在这种情况下，同样可控制用于目标压力为最高的制动液缸的压力控制阀。因此，这种设计确保了制动液缸压力控制的较高精度。
(18)根据模式(1)-(17)任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：多个制动液缸经过相应的分支通道与泵装置连通，以使多个制动液缸彼此并联连接，在多个减压通道的每个中均安装有电磁操作压力控制阀，减压通道分别把分支通道与低压力源连通，液压控制装置还包括安装在泵装置和连接到减压通道的相应一个的连接点之间的分支通道一部分的泵截止阀，泵截止阀具有液流通过状态和液流截止状态，该液流通过状态用于使从泵中排放的加压液流进入到所述制动液缸对应的一个中，液流截止状态用于使加压液流避免进入到制动液缸对应的一个中，所述控制器包括泵截止阀控制装置，当在制动液缸组中至少一个液缸中液压的目标值的减小率比预定减压阈值高时，并当制动液缸组中另一个液缸中液压的目标值的变化率与预定减压阈值相比为液压增加时，该泵截止阀装置用于把泵截止阀放置在截流状态。
在根据上述模式(18)所述的液压控制装置中，处于使液流通过状态的泵截止阀用作相应于上述模式(16)描述的限流装置。当泵截止阀处于使液流通过的状态时，在相应制动液缸中的液压可通过控制提供在相应的电磁操作控制阀上的电流来减小。于是，在各自制动液缸中的液压可彼此单独地控制。
当在其中一个制动液缸中的液压目标值的减小率比预定减压阈值高时，相应的泵截止阀变为液流截止状态，控制提供在相应的电磁操作压力控制阀上的电能，以减小讨论中的制动液缸中的液压。虽然在制动液缸中的液压可减小，甚至是在相应的泵截止阀处于使液流通过状态时，但是很难以足够高的速率减小制动液缸中的液压，也就是说，没有延迟。考虑到这个缺点，为使制动液缸中液压减小更容易，泵截止阀处于液流截止状态以截止液流从泵装置流入到制动液缸中，这样可减小了在制动液缸压力减小中的延迟。由于不需要泵截止阀来控制制动液缸的压力，于是它可以是电磁操作截止阀。
当至少一个制动液缸中的液压保持恒定时，需要使至少一个制动液缸与泵装置和低压力源分开。为了使制动液缸压力恒定，需要避免使液流流入到制动液缸中，以及从制动液缸中流出。因此，泵截止阀和电磁操作压力控制阀均处于液流截止状态。
(19)  根据上述模式(1)-(18)任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：泵装置包括低压泵和与低压泵相比具有较高排放压力和较低排放流速的高压泵。
使用低压泵和高压泵可使泵装置的总排放流速和压力在相对较宽的范围内得到控制，其中这两个泵具有相对小的重量和尺寸。
(20)根据上述模式(1)所述的液压控制装置，其特征在于：电磁操作的压力控制阀包括电磁操作的座阀和电磁力发生装置，该座阀具有阀座、可移动地座合或离开所述阀座的阀件；电磁力发生装置用于根据施加的电能而产生电磁驱动力，于是电磁驱动力在第一方向上作用在阀件上，使阀件移动座合到阀座上，座阀是这样设计的，基于低压源和制动液缸之间液压差的压差力以与第一方向相对的第二方向作用在阀件上，其特征在于：控制器还包括电能控制装置，当座阀的阀件保持座合到阀座上时，根据制动液缸中液压，该电能控制装置用于控制提供到电磁力发生装置上的电能。
(21)根据上述模式(1)所述的液压控制装置，其特征在于：电磁操作压力控制阀包括电磁操作的座阀和电磁力发生装置，该座阀具有阀座、可移动地座合到阀座并可从阀座上离开的阀件；电磁力发生装置用于根据提供的电能产生电磁驱动力，于是电磁驱动力以第一方向作用在阀件上，使阀件移动座合到阀座上，座阀的结构是这样的，它可使基于低压力源和制动液缸液压之间的差的压差力以相对于第一方向的第二方向作用在阀件上，其特征在于：控制器还包括缓慢能量增加装置，当座阀的阀件座合到阀座上时，该装置用于使提供到所述电磁力发生装置上的电能缓慢增加。
本发明还提供：
(22)一种用于控制制动液缸中工作液体的压力的液压控制装置，该装置包括：压力保持装置和压力保持条件放松装置，当满足预定压力保持条件时，压力保持装置用于保持制动液缸中的压力；当预测到液压控制装置的操作者需要连续保持制动液缸中的液压时，压力保持条件放松装置用于对预定压力保持条件放松。
压力保持条件放松装置可包括用于预测液压控制装置的操作者需要连续保持制动液缸压力的预测装置。当汽车静止或当制动液缸压力的目标值的变化率相对较低时，可以预测到装置的操作者需要连续保持制动液缸压力。在这种情况下，压力保持条件如上述相应于上述模式(7)到(11)那样可变宽松。
如上述模式(1)所述的，本液压控制装置可通过控制泵装置的电机增加制动液缸的压力，通过控制提供到电磁操作减压控制阀上的电能而减小制动液缸压力。液压控制装置还通过控制提供到电磁操作增压阀上的电能以及同时控制泵装置来增加制动液缸压力。液压控制装置可通过控制泵装置的增压泵来增加制动液缸压力，通过控制泵装置的减压泵来减小制动液缸压力。液压控制装置包括电磁操作增压控制截止阀和电磁操作减压控制截止阀。
(23)一种用于控制制动液缸中工作液体压力的液压控制装置，该装置包括：用于存储从制动液缸中排放的液体的低压力源；位于低压力源和制动液缸之间的电磁操作压力控制阀；以及控制器，该控制器用于控制提供在电磁操作压力控制阀上的电能，其特征在于：电磁操作压力控制阀包括电磁操作的座阀和电磁力发生装置，该座阀具有阀座、可移动地座合到阀座并可从阀座上离开的阀件；该电磁力发生装置用于根据提供的电能产生电磁驱动力，于是电磁驱动力以第一方向作用在阀件上，使阀件移动座合到阀座上，座阀的结构是这样的，它可使基于低压力源和制动液缸液压之间的差的压差力以相对于第一方向的第二方向作用在阀件上，其特征在于：控制器还包括电能控制装置，当座阀的阀件保持座合到阀座上时，该装置用于根据制动液缸中的液压控制提供到电磁力发生装置上的电能。
根据上述模式(23)中的液压控制装置中的电磁操作压力控制阀为常开阀，该阀在没有电能提供时处于打开状态。当由于压力控制阀上电能的提供而产生的电磁驱动力比压差力大时，压力控制阀变为关闭状态，其中阀件座合到其阀座上。压差力由如贮液池的低压力源的液压和制动液缸液压之间的压力差而产生的。由于在低压力源中的液压可认为近似等于空气压力，于是压差力相对应于制动液缸压力。为了保持阀件座合到阀座上，在压力控制阀上提供最大电能不是必须的。也就是说，只要由于电能的提供而产生的电磁驱动力比压差力大时，阀件可保持座合到阀座上。于是，压力控制阀可通过根据制动液缸压力控制电能而保持在闭合状态。在这种设计中，由压力控制阀需要消耗的电能量比在其中最大电能提供到压力控制阀使其保持关闭状态的设计中的电能消耗量小。
提供到电磁操作控制阀上的电能可随着制动液缸压力的变化而变化，或以预定值保持恒定，例如，该预定值为在防锁定方式中，控制用于制动汽车轮的制动液缸中液压的防锁定制动压力控制操作开始时的值。甚至当电能以适当值保持恒定时，该适当值由在制动液缸压力控制过程中给定时间点上车轮制动液缸压力确定，可使电能的需要量比当最大电能提供到压力控制阀上时的小。控制电能使之随着制动液缸压力的变化而变化，电能可连续或阶段性地改变。
电磁操作压力控制阀包括偏压装置，该偏压装置用于把阀件在上述第二方向偏压，该第二方向为使阀件从阀座上离开的方向。在此时，为了使压力控制阀保持在关闭状态，需要电磁驱动力比压差力和偏压装置的偏压力的合力要大。然而，由于偏压力仅仅用于使阀件保持从阀座上离开，以及因此被认为很小，于是可忽略偏压力。
(24)根据上述模式(23)所述的液压控制装置，其特征在于：电能控制装置控制提供到电磁力发生装置上的电能，以使电磁驱动力比压差力大。
当电磁驱动力比压差力大时，阀件可以高稳定性与阀座保持座合。
(25)根据上述模式(23)或(24)所述的液压控制装置，其特征在于：电能控制装置控制提供到电磁力发生装置上的电能，以使电磁驱动力比压差力大至少预定临界值。
当电磁驱动力Fs比压差力Fp大至少预定的临界值Fr时(其中Fs＞Fp+Fr)，阀件可稳定地保持座合到阀座上，同时确保了电能需要消耗量的明显减小。例如，可根据液压增加的最大速度和使阀件座合到阀座上需要的力来确定临界值Fr，这些将在下面详细描述。临界值Fr可为恒定的或可变的。例如，临界值Fr为与压差力Fp成正比例变化的变量。这种设计可合理的，因为当压差力和电磁驱动力增加时，压差力和电磁驱动力的探测误差和控制误差的绝对值也增加。
(26)根据上述模式(25)所述的液压控制装置，其特征在于：临界值由在电磁操作压力控制装置中至少液压增加的最大速度来确定。
当目前的由电磁操作控制阀控制的液压为Pn，在当前时间之后的给定时间ΔT的液压Pn+1不会超过液压Pn和最大增压量ΔP＝α·ΔT(液压以最大增压速度α增加的量)的总和。即，Pn+1≤Pn+α·ΔT。这样，电磁力发生装置的阀件可通过控制或改变提供到电磁力发生装置上的电能而保持座合到阀座上一段时间ΔT，以使电磁驱动力Fs等于或大于相应于液压(Pn+α·ΔT)的压差力FP(Pn+α·ΔT)。在这种情况下，临界值Fr等于或大于相应于最大增压量(ΔP＝α·ΔT)的压差力Fp(ΔP)。
最大增压速度α由液压源的最大液压、经过连通液压源和制动液缸的液道的液流阻力以及如果在液道中装有电磁操作增压控制阀那么经过其中的液流的最大横截面来确定。液流阻力和经过增压控制阀的液流的最大横截面由液道和增压控制阀的结构特性来确定。液压源包括泵，液压源的最大液压为泵的最大排放压力。于是，电磁操作压力控制阀的最大增压速度α可根据上述因素来计算。另外，在确定最大增压速度中可考虑工作液体的温度。当液体的温度增加时，液体的粘度降低，而增压速度增加。可通过实验来最大增压速度。液压源包括控制液缸，该液缸由制动操作件来操作，以产生加压液体，该液体的压力对应于作用在制动操作件上的操作力，另一方面，当制动操作件以期望的最高速度操作时，电磁操作压力控制阀的最大增压速度与控制液缸中液压增加的速度成正比。
如上所述，最大增压速度为液压在包括本液压控制装置的制动系统中增加的最大速度。然而，最大压力增加速度可为液压在目前控制时刻或在目前控制循环中增加的最大速度，例如，该速度可通过经过增压控制阀液流的横截面和在当前控制时刻液压源中的液压来获得。
由压力控制阀的最大增压速度α确定的最大增压量ΔP可随着控制循环时间而变化。如果最大压力增加量ΔP额外大，就削弱了减小电能消耗需要量的优点。如果量ΔP额外小，阀件不能以高稳定性保持座合在阀座上。因此，最大增压量ΔP的上限大约为液压源中液压的2％、1％或0.5％，而下限大约为液压源中液压的0.1％、0.2％或0.3％。
(27)根据上述模式(25)或(26)的液压控制装置，其特征在于：临界值由至少用于使阀件座合到阀座上的力来确定。
当电磁驱动力恰好等于压差力时，电磁力发生装置的阀件座合到阀座上。在这种情况下，在理论上工作液体不会经过电磁操作压力控制阀而流动。然而，实际上，由于阀件和阀座的接触表面的尺寸误差和结构误差，在阀件和阀座之间存在着细小的局部间隙。结果，压力控制阀会有少量的工作液体泄漏。通过使阀件座合到阀座上而产生的阀件和阀座的弹性变形，可减小上述细小的间隙量，可减小液体泄漏量。因此，如果电磁驱动力Fs比压差力Fp大临界值，该临界值等于需要产生阀件和阀座的弹性变形足够使液体泄漏量减小到容许范围内的需要力Fa，那么液体泄漏量可减小到实际容许范围，其中制动液缸中液压的控制精度可满足要求。需要的力Fa由下列因素来确定：圆度值和其它尺寸和结构精度、表面光洁度(粗糙度)、材料的弹性模量以及阀件和阀座的其它因素。如图25的图象所示，操作行程S和液体泄漏量ε以及电磁驱动力Fs(力Fa)之间的关系可通过计算或实验来获得。根据这些已知的关系，可获得力Fa＝Fs^*-Fso，该力为使阀件座合到阀座上的力，用以把泄漏量减小到容许值ε^*。容许值ε^*可为预定的常量，或者为随着制动液缸中的液压目标值变化的变量。该力Fa为使阀件座合到阀座上需要的力的实例。
(28)根据上述模式(25)-(27)任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：临界值由至少经过阀件和阀座接触表面之间的间隙的工作液体泄漏量来确定。
如上所述，当使阀件座合到阀座上的力增加时，经过阀件和阀座的接触表面之间间隙的工作液体的泄漏量减小。在控制制动液缸的液压中，需要减小液体的泄漏量。然而，液体泄漏量不必为零，只要产生的液体泄漏量减小到容许值。当该容许的泄漏量增加时，使阀件座合到阀座上需要的力减小，因此减小了需要的电能消耗量。
(29)根据上述模式(23)或(24)所述的液压控制装置，其特征在于：电能控制装置包括用于控制提供到电磁力发生装置上的电能的装置，以使电磁驱动力比压差力大临界值，该临界值由电磁操作压力控制阀中的液压增加的最大速度和使阀件座合到阀座上需要的力的至少其中一个来确定。
在根据上述模式(29)的装置中，控制提供到电磁操作座阀的电磁力发生装置上的电能，以使产生的电磁驱动力比压差力大预定的临界值。
(30)根据上述模式(23)-(29)的任何一个所述的液压控制装置，其特征在于：电能控制装置还根据经过电磁操作座阀的工作液流的温度来控制提供在电磁力发生装置上的电能。
在根据上述模式(30)所述的液压控制装置中，其中在控制提供在电磁力发生装置上的电能时要考虑经过电磁操作的座阀的工作液流的温度，与不考虑液体温度的液压控制装置中的相比，制动液缸中液压的控制精度受液体温度变化的影响更小。如本发明的最佳实施例详细描述的，根据公式(8)(将在后面描述)，根据密度ρ、液体的压缩系数(体积变化系数)β和流速系数C、经过座阀的压差ΔP和制动液缸中液压的目标值的变化率dP/dt来确定以电流i形式存在的电能。压差ΔP为制动液缸中的液压和低压力源(贮液池)的液压之间的差。由于贮液池中的液压始终等于空气压力，压差ΔP可认为基本上等于制动液缸中的液压。工作液体的密度ρ和压缩系数β由液体的温度来确定。这样，根据公式(8)确定的电流i反映的液体的温度。
(31)一种用于控制制动液缸中工作液体压力的液压控制装置，该装置包括：用于存储从制动液缸中排放的液体的低压力源；位于低压力源和制动液缸之间的电磁操作压力控制阀；以及控制器，该控制器用于控制提供在电磁压力控制阀上的电能，其特征在于：电磁操作压力控制阀包括电磁操作的座阀和电磁力发生装置，该座阀具有阀座、可移动地座合到阀座并可从阀座上离开的阀件；该电磁力发生装置用于根据提供的电能产生电磁驱动力，于是电磁驱动力以第一方向作用在阀件上，该第一方向为使阀件移动座合到阀座上的方向，座阀的结构是这样的，它可使基于低压力源和制动液缸的液压之间的差的压差力以相对于第一方向的第二方向作用在阀件上，其特征在于：控制器还包括能量缓慢增加装置，当座阀的阀件座合到阀座上时，该装置用于使提供到电磁力发生装置上的电能缓慢地增加。
当阀件需要座合到阀座上时，提供到电磁力发生装置上的电能相对快速增加，于是电磁驱动力快速地增加到可足够使阀件稳定地座合到阀座上的值。在根据上述模式(28)的液压控制装置中，电能缓慢地增加，于是阀件座合到阀座上的速度足够低，以减小阀件与阀座的碰撞和座合的噪音。本设计具有另外的优点是，增加了电磁操作压力控制阀的座阀耐久性。另外，减小了压力控制阀的电能消耗量。可提供上述优点的能量缓慢增加装置可认为是减小阀件座合到阀座上速度的装置、减小阀件座合到阀座上座合噪音的装置、减小阀件座合到阀座上的碰撞的装置以及确保了阀件缓慢或轻轻座合到阀座上的装置。
在按照在本液压控制装置中的电磁操作压力控制阀中，压差力以使阀件离开阀座的方向作用在阀件上，而由电磁力发生装置产生的电磁驱动力以使阀件向阀座移动的方向作用在阀件上。为了使阀件座合到阀座上，电磁驱动力必须比压差力大。然而，特别大的电磁驱动力会产生一个问题，如阀件座合到阀座上的特别大的速度。这些问题可通过控制电能来解决，于是电磁驱动力只比压差力稍大。然而，对精确控制电磁驱动力的电能的控制是很困难的。如果电磁驱动力比压差力小，那么阀件不能座合到到阀座上。根据上述模式(28)，电能缓慢地增加以缓慢增加电磁驱动力。这种设计提高了阀座合到阀座上的稳定程度，同时避免了阀件座合到阀座上的额外高的速度。当压差力为零时，同样电磁驱动力的缓慢增加有效地避免了阀件的额外高的座合速度。
当与阀座分开的阀件需要座合到阀座上时，驱动上述模式(28)中提供的电能缓慢增加装置。当需要驱动制动液缸以提供制动效应时，此时制动液缸中的液压没有得到控制(也就是说，当电磁操作减压控制阀处于打开状态时)，该减压控制阀必须得到控制以控制制动液缸中的液压。例如，当制动液缸压力增加，此时制动液缸压力没有得到控制时，驱动电能缓慢增加装置，也就是说，此时制动液缸没有工作，或当制动液缸压力减小后制动液缸压力增加，或当制动压力减小后制动液缸压力在保持恒定。该电能缓慢增加装置包括当驱动制动液缸开始制动操作时用于缓慢增加电能的装置、在增加制动液缸压力操作开始后立即缓慢增加电能的装置以及在减小制动液缸压力操作结束后立即缓慢增加电能的装置。
缓慢能量增加装置可用于以预定固定方式缓慢增加电能，或以随着制动液缸压力变化而变化的方式，例如以相应于后面的本发明模式(32)或(33)描述的方式缓慢增加电能。通过缓慢能量增加装置的电能增加速率可在该装置操作过程中保持恒定，或随需要而变化。其中电能在增加制动液缸压力操作开始后立即缓慢增加的方式可与其中电能在减小制动液缸压力的操作结束后立即缓慢增加的方式相同或不同。在后面的情况下，与当电能在增加制动液缸压力操作开始后立即缓慢增加时相比，电能的增加速率要高。
(32)根据上述模式(31)所述的液压控制装置，其特征在于：缓慢能量增加装置以相应于制动液缸中液压增加速度最大的速率来增加提供在电磁力发生装置上的电能。
严格来说，制动液缸中的液压的增加的最大速度为电磁操作压力控制阀中液压增加的最大速度。通过以相应于制动液缸中液压增加的最大速度增加电能，阀件可缓慢地座合到阀座上，此时避免了增加制动液缸压力操作的延迟。电能可以相应于最大压力增加速度和适当的临界值之和的速率增加。
(33)根据上述模式(31)或(32)所述的液压控制装置，其特征在于：根据在所述制动液缸中的液压和减速系数，能量缓慢增加装置增加提供到电磁力发生装置上的电能。
减速系数γ为减小阀件座合到阀座上速度的系数。例如，减速系数γ为(1-1/2^t)，当时间增加时，该系数从“0”增加到“1”。如下面相应于本发明最佳实施例所述，控制提供到电磁力发生装置上的电能，以使产生的电磁驱动力Fs等于Fs’，Fs’为在上述模式(23)-(31)任何一个中的装置产生的电磁驱动力和减速系数γ或该减速系数γ倒数(1/γ)的乘积。即Fs’＝Fs·(1-1/2^t)，或Fs’＝Fs/(1-1/2^t)。或者，控制电能以使产生的电磁驱动力Fs等于Fs’，Fs’为相应于目标制动液缸压力的压差力Fp(Pref)和减速系数γ或该减速系数γ倒数(1/γ)的乘积。即Fs’＝Fp(P ref)·(1-1/2^t)，或Fs，＝Fp(Pref)/(1-1/2^t)。产生的电磁驱动力Fs’等于Fs和减速系数γ倒数(1/γ)的乘积，在电能控制开始后，力Fs’比力Fs或压差力Fp(Pref)相对较大，当时间增加时，力Fs’接近Fs或Fp(Pref)。时间t可由下列公式来表达：
t＝T₀+ΔTn
在上述公式中，“T₀”、“ΔT”和“n”分别表示控制开始时间，控制循环时间和控制循环次数。
(34)根据上述模式(31)-(33)任何一个所述的液压控制装置，还包括增压装置，当增加制动液缸液压的预定条件满足时，该增压装置用于增加制动液缸中的液压，其特征在于：缓慢能量增加装置包括初始能量提供装置，在条件满足之前，根据指示所述条件将要满足的信号，该初始电能提供装置用于把电能提供到电磁力发生装置上。
当进行制动液缸压力增加的预定条件满足时，可缓慢增加提供到电磁力发生装置上的电能。然而，在这种情况下，工作液体有可能从制动液缸中经过电磁操作压力控制阀(座阀)排放到低压力源，电磁操作压力控制阀并没有完全打开。因此，制动液缸压力的增加可被延迟。根据本发明的上述模式(34)，在满足上述条件之前，更确切地说，当检测到指示条件将要满足的信号时，可使提供的电能缓慢地增加在压力控制阀的电磁力发生装置上。这种设计减小了或杜绝了制动液缸压力的延迟增加，提高了压力控制阀对开始制动液缸压力增加命令的响应能力。而且，本设计允许在预定条件满足时比初始提供电能时更缓慢地增加电能。因此，可降低阀件座合到阀座上的速度，于是减小了压力控制阀的工作噪音，提高了阀的耐久性。
由适当的探测装置探测指示在不久的将来要满足增加制动液缸压力的预定条件的信号。预定条件为制动操作件的操作条件，该探测装置用于探测制动操作件的释放。当满足了进行牵引控制或汽车稳定制动控制时，也就满足了预定条件，探测装置可用于探测预定条件，该预定条件在开始牵引控制或汽车稳定性制动控制条件满足之前得到满足。在正常的制动压力控制、防锁定制动压力控制、牵引控制或汽车稳定制动控制过程中，探测装置可用于探测指示压力控制模式从压力减小模式变换到压力保持模式或增加模式的信号。进行正常制动压力控制的装置可用于控制制动液缸中的液压，于是由制动液缸带来的制动效应对应于制动操作件的操作量。当液压控制装置用于汽车时，可控制制动液缸压力，于是驱动制动液缸而获得的汽车的减速可符合由制动操作件的操作量代表的汽车驾驶员的愿望。
在进行制动液缸压力增加的预定条件满足之前，初始能量提供装置不需要去完成阀件座合到阀座上。换句话说，初始能量提供装置可用于至少产生阀件朝阀座的移动，于是在预定条件满足后，在较短时间内，阀件可以较低的速度座合到阀座上。在这种情况下，同样可减小制动液缸压力增加的延迟。当开始提供电能给电磁驱动力发生装置时，同时制动液缸压力大约等于空气压力，压差力为零，于是阀件可通过相对较小的电磁驱动力移动并座合到阀座上，甚至在偏压力以与作用在阀件的电磁驱动力方向相反的方向作用在阀件上时。
从上述解释可以理解，初始能量提供装置起到减小制动液缸压力延迟增加的作用。
(35)根据上述模式(34)所述的液压控制装置，其特征在于：电能控制装置包括电能提供终止装置，在预定条件没有满足而进行电能提供之后，经过预定时间时，该电能提供终止装置用于终止通过初始电能提供装置对电磁力发生装置上的电能提供。
当制动液缸没有驱动，开始电能提供时，当没有满足预定条件，也就是说，没有进行增加制动液缸压力的操作，经过预定时间时，就需要终止电能的提供。连续提供电能较长时间则会导致在电磁操作压力控制阀(例如减压控制阀)长时间保持关闭状态。虽然压力控制阀的连续关闭本身不会产生问题，但是电能连续地提供到电磁力发生装置会使压力控制阀元件以及工作液体的温度升高，导致制动液缸液压的增加以及制动滞后的危险，还会导致电能的不必要消耗。在这方面，在没有进行增加制动液缸压力的操作时，需要终止电能的长时间提供。电能提供终止装置可满足这个需要。上述的预定时间可认为是通过初始电能提供装置把电能提供到电磁力发生装置过程中经历的时间。
(36)根据上述模式(34)或(35)的液压控制装置，其特征在于：压力增加装置包括液压源和电磁操作增压控制阀，该控制阀位于液压源和制动液缸之间，其特征在于：控制器包括用于控制电能提供到电磁操作增压控制阀上以增加制动液缸中液压的装置。
(37)根据上述模式(31)、(32)和(33)中任何一个的液压控制装置，其特征在于：缓慢电能增加装置包括用于使减小制动液缸中液压的操作结束的预定条件得到满足时，把电能提供到电磁力发生装置上的装置。
当满足了结束减小制动液缸压力的操作的预定条件时，通过把电能提供到电磁力发生装置上，可以减小在后面操作中的延迟，以增加制动液缸压力。在下列过程中可满足结束减小制动液缸压力的操作的预定条件：在正常制动压力控制操作、防锁定制动压力控制操作、牵引控制操作或汽车稳定制动控制操作过程中，或当汽车加速元件释放时。压力控制阀为常开减压控制阀，该控制阀为正常情况下处于用以使制动液缸液压减小的状态。于是，用于终止减小制动液缸压力操作的预定条件是其中不再需要使压力控制阀保持在打开状态，即，其中压力控制阀即将在不久的将来转换为关闭状态。
本发明还提供：
(38)一种用于控制在制动液缸中的工作液体压力的液压控制装置，该装置包括：存储液体的贮液池；电磁操作压力控制阀和控制器，该电磁操作控制阀位于制动液缸和贮液池之间，具有使制动液缸和贮液池彼此连通的打开状态和使制动液缸和贮液池彼此断开的关闭状态；控制器用于控制提供到电磁操作压力控制阀上的电能，其特征在于：当没有电能提供时，压力控制阀位于打开状态，而当在下面的情况下可处于关闭状态：即当包括根据提供到压力控制阀上的电能而产生的电磁驱动力的阀关闭力大于阀打开力时，该阀打开力包括根据制动液缸中和贮液池之间液压差的压差力。控制器包括能量控制装置，当压力控制阀保持关闭状态时，根据制动液缸中液压，该能量控制装置用于控制提供在压力控制阀上的电能。
(39)根据上述模式(38)所述的液压控制装置，其特征在于：能量控制装置控制提供到压力控制阀上的电能，以使阀关闭力大于阀打开力至少预定临界值。
(40)根据上述模式(20)-(39)任何一个的液压控制装置，还包括：包括至少一个用于为液体加压并把该加压液体排放到制动液缸中的泵的液压源；以及电磁操作增压控制阀，该阀包括(i)阀座；(ii)可移动座合到阀座并可从该阀座上离开的阀件；(iii)用于把阀件在使阀件移动座合到阀座上的第一方向偏压的偏压装置；以及(iv)电磁力发生装置，该电磁力发生装置用于根据提供的电能产生电磁驱动力，于是电磁驱动力以相对于第一方向的第二方向作用在阀件上，增压控制阀的结构是这样的，它可使基于液压源和制动液缸之间的液压差的压差力以第二方向作用在阀件上，能量控制装置还控制提供到电磁操作增压控制阀上的电能。
(41)根据上述模式(40)所述的液压控制装置，其特征在于：能量控制装置包括用于控制提供到增压控制阀上的电能的装置，于是制动液缸中液压与作用在制动操作件上的力对应，该制动操作件由驾驶员操作以驱动制动液缸。
在上述模式(41)的装置中，由液压源的泵加压的液体排放到制动液缸中，于是可驱动制动液缸。需要控制制动液缸压力以使之与由驾驶员操作的制动操作件的操作力成正比，就象由控制液缸加压的液体根据制动操作件的操作力提供到制动液缸中。
附图说明
通过参照附图，阅读下面的本发明目前最佳实施例的详细描述，可使本发明的上述和其它目的、特征、优点以及工业意义更清楚。其中：
图1为包括本发明一个实施例的液压控制装置的制动系统示意图；
图2为安装在图1制动系统中的电磁操作减压控制阀的立剖图；
图3为安装在图1制动系统中的另一个电磁操作减压控制阀的立剖图；
图4为根据存储在液压控制装置的ROM中的程序来执行的制动控制程序的流程图；
图5为汽车速度和道路负载之间关系的图象，这种关系由存储在液压控制装置的ROM中的数据图表来表示；
图6为由液压控制装置控制的用于泵装置不同控制区的示意图；
图7为在图4流程图中步骤S2中执行的下坡行驶确定程序的流程图；
图8为液压控制装置进行的电机装置的泵电机预先控制实例图；
图9A和9B为液压控制装置进行的泵电机控制实例图；
图10为在图4流程图的步骤S11中执行的共同液压控制程序流程图；
图11为液压控制装置进行的减压控制阀的共同减压控制实例图；
图12为图11中的共同压力控制图；
图13为在图4的流程图的步骤S12中执行的独立压力控制程序流程图；
图14为图13的独立压力控制图；
图15为在图4流程图的步骤S13中执行的静止汽车制动控制程序流程图；
图16为根据存储在本发明的另一个实施例的液压控制装置的ROM中的程序，代替图10中程序执行的共同液压控制流程图；
图17为代替图12中的共同液压控制图，该控制根据存储在本发明另一个实施例的液压控制装置的ROM的程序而执行；
图18为根据存储在本发明再一个实施例的液压控制装置的ROM中的程序而执行的电机控制程序流程图；
图19为根据存储在本发明的又一个实施例的液压控制装置中ROM中的程序，执行图4的流程图中步骤S12的单独液压控制；
图20为包括本发明另一个实施例液压控制装置的制动系统示意图；
图21为安装在图20的制动系统中的前轮线性阀装置的立剖图；
图22为安装在图20的制动系统中的后轮线性阀装置的立剖图；
图23A为作用于安装在图21的前轮线性阀装置中的增压控制阀和减压控制阀的力的示意图；
图23B为作用于安装在图22的后轮线性阀的减压控制阀的力的示意图；
图24为由图20的液压控制装置的线性阀装置建立的控制模式实例图；
图25为表明工作行程和线性阀装置控制阀的液体泄漏量以及和电磁力之间的关系图象；
图26为示出了提供给减压控制阀的电流控制实例图象，该控制用于在图20的液压控制装置中的减压操作终止后，阀件立即缓慢座合到阀座上；
图27为由液压控制装置控制的预先在减压控制阀上提供电流的实例图象；
图28为根据存储在液压控制装置的ROM中程序执行线性阀控制程序的流程图；
图29为在图28流程图的步骤S140中的线性阀装置控制的流程图；
图30为图20的液压控制装置控制的线性阀装置的控制实例图；
图31为根据存储在本发明另一个实施例的液压控制装置的ROM中的程序而执行的线性阀装置控制程序流程图；
图32为在图20的液压控制装置中的压力增加操作开始后，立即在减压控制阀上提供电流的控制实例图；
图33为在本发明的再一个实施例中增压操作开始后，立即对电流进行控制的实例图象；
图34为本发明再一个实施例的电流控制另一个实例图；
图35为本发明的又一个实施例的表示用于控制提供在减压控制阀上电流的补偿系数的数据图表，该图表存储在液压控制装置的ROM中；及
图36为本发明的又一个实施例的包括液压控制装置的制动系统的示意图。
具体实施方式
参见图1，图中示出了用于汽车的液压操作制动系统，该系统包括以制动踏板10形式存在的制动操作件和控制液缸12。控制液缸12为具有两个压力腔室的串联型液缸，其中之一通过液道14与制动液缸18相连，用于汽车的左前轮16，其中另一个通过液道20与制动液缸24相连，用于汽车的右前轮22。这样，两个前轮制动液缸18、24均与控制液缸12的相应两个腔室相连。
电磁操作的控制液缸截止阀26、28与相应的两个液道14、20相连。每个控制液缸截止阀26、28通过对其电磁线圈供电和断电而在关闭状态和打开状态之间动作。当控制了在相应车轮制动液缸18、24中工作液体压力时，控制液缸截止阀26、28保持在关闭状态，其中电流加在电磁线圈上。当没有控制液压时，控制液缸截止阀26、28保持在打开状态，其中没有电流加在电磁线圈上。于是每个截止阀26、28为常开阀，在如果有任何不正常电流出现时转换为打开状态。
本制动系统还包括泵装置30，该泵装置包括以贮液池31形式存在的低压力源、两个泵32，34和两个单向阀35、36。如图1所示，两个泵32、34彼此并联放置。泵32为高压小容量齿轮泵(后面在适当时称作“高压泵”)，而泵34为低压大容量齿轮泵(后面在适当时称作“低压泵”)。高压泵32具有在每单位时间相对较高的最大排放压力和相对较小的最大排放量，而低压泵34具有在每单位时间相对较低的最大排放压力和相对较大的最大排放量。高压泵32由高压泵电机38来操作，低压泵34由低压泵电机40来操作。
单向阀35可阻止低压泵34的排放压力作用到高压泵32上，而单向阀36可阻止低压泵34的排放压力作用到低压泵34上。另外，压力释放阀(图中未示出)与高压泵32和低压泵34并联，以限制泵32、34的排放压力超过预定的最大值。从每个泵32、34排放的工作液体的压力和流速(泵32、34的排放压力和速度)可通过控制相应的泵电机38、40来调节。
高压泵和低压泵32、34均不必须为齿轮泵。也就是说，这些泵32、34中的至少一个可以是柱塞泵。如果电磁操作截流阀代替单向阀36，那么在齿轮制动液缸18、24中的液压可通过在相反方向操作低压泵34来控制。
泵通道42与泵装置30的排放端相连。泵通道42分成四个分支通道44，该分支通道其一端分别与上述用于前轮16、22的制动液缸18、24以及用于后左轮和右轮46、48的制动液缸50、52相连。于是四个车轮制动液缸18、24、50、52与泵装置30相连，以使车轮制动液缸18、24、50、52彼此并联。
每个泵通道的分支通道44连接有电磁操作的泵截止阀54，该阀具有把相应车轮制动液缸连接到泵装置30上的打开状态和使车轮制动液缸从泵装置30上分开的关闭状态。每个泵截止阀54在通常情况下为打开状态，此时该阀中没有电流加在其电磁线圈上。减压通道56其一端在泵截止阀54和车轮制动液缸之间的点55与用于前轮16、22的每个分支通道44相连，其另一端与控制贮液池31相连。该减压通道56联接有用于每个前轮制动液缸18、22的减压控制阀58。同样地，减压通道60其一端在泵截止阀54和车轮制动液缸50、52之间的点59与用于后轮46的每个分支通道44相连，其另一端与控制贮液池31相连。在该减压通道60联接有用于每个后轮制动液缸50、52的减压控制阀62。下面描述减压控制阀58、62。
在本制动系统中，如上所述，泵通道42的四个分支通道44分别安装有泵截止阀54，于是在车轮制动液缸18、24、50、52中的液压可彼此单独地控制。当泵截止阀54处于打开状态时，它们还可起到限流作用，于是穿过每个泵截止阀54存在着压力差。由于电磁操作的减压控制阀58、62位于相应泵截止阀54的相对两端中的靠近车轮制动液缸18、24、50、52的一端，在车轮制动液缸18、24、50、52中的液压可彼此单独地控制。也就是说，通过控制减压控制阀58、62，在泵截止阀54的相对两端中靠近车轮制动液缸18、24、50、52的一端的分支通道44部分的液压可控制成比靠近泵装置30的分支通道44部分的液压较高或较低。在靠近车轮制动液缸18、24、50、52的分支通道44部分的液压可通过控制电磁操作减压控制阀58、62而彼此单独地控制。
前轮制动液缸18、24与控制液缸12和泵装置30相连，同时后轮制动液缸50、52与泵装置30相连，但是不与控制液缸12相连。考虑到这种布置，可由控制液缸12操作的、用于前轮制动液缸18、24的电磁操作的减压控制阀58可适合于为常闭状态，而一直由泵装置30操作的、用于后轮制动液缸50、52的电磁操作的减压控制阀62可适合于为常开状态。因此，后轮制动液缸50、52不会受所谓的“制动阻力”或残余制动压力的影响，同时前轮制动液缸18、24可由控制液缸12来驱动，甚至是在不正常供电时，即在泵装置30失效及减压控制阀58的非正常供电时。
上述液道连接有冲程模拟器70，该模拟器的功能是当车轮制动液缸18、24、50、52通过关闭控制截止阀26、28而与控制液缸12脱开、同时与泵装置30相连时，阻止制动踏板10的额外短操作冲程。冲程模拟器70可与液道14相连，或可直接与控制液缸12的压力腔室中的至少一个相连。两个或三个冲程模拟器70可与液道14、20和压力腔室中的适当一个相连。
制动系统包括用于探测制动踏板10的操作行程的行程传感器71、用于探测控制液缸12中的液压的控制液缸压力传感器72、用于探测泵装置30的排放压力的泵压力传感器74以及用于探测车轮制动液缸18、24、50、52中的液压的车轮制动液缸压力传感器75-78。两个冲程传感器71和控制液缸压力传感器72不是必需的。可以只提供这两个传感器71、72中的一个。
如图2所示，用于前轮制动液缸18、24的每个电磁操作减压控制阀58包括座阀82和电磁力发生装置84。该座阀82包括阀件90、阀座92、可随阀件90移动的电磁移动件94和以弹簧96形式存在的弹性件，该弹簧作为在使阀件90移动座合在阀座92中的方向偏压电磁移动件94的偏压装置。电磁力发生器84包括线圈100、由树脂制成的用于容纳线圈100的容纳件102、第一磁路形成体104和第二磁路形成体106。通过向线圈100供电而产生磁场。在磁场中的磁力线的实质部分穿过第一磁路形成体104、电磁移动件94以及移动件94和第二磁路形成体106之间的空气间隙。
作用在电磁移动件94和第二磁路形成体106之间的磁力可通过控制加在线圈100上的电流来改变。该磁力随着加在线圈100上的电流量的增加而增加。由于电流量和产生的磁力具有已知的关系，根据这种已知的关系，可通过连续地改变加在线圈100上的电流来改变偏压电磁移动件94的力。这个力(后面称为“电磁驱动力Fs”)在离开阀件90的方向上，即在使阀件90从阀座92离开的方向上作用在电磁移动件90上。其中电磁驱动力Fs作用在移动件94的方向是与弹簧96的偏压力Fk作用在移动件94上的方向相反的。
如上所述，电磁驱动力Fs和弹簧96的偏压力Fk通过减压控制阀58中的电磁可移动件94作用在阀件90上。另外，由于座阀82的输入端口108和输出端口109中的液压差而产生的力作用在阀件90上，该力的作用方向为使阀件90离开阀座92的方向，也就是说，在其中电磁驱动力Fs作用在阀件90的方向上。当电磁驱动力Fs和力Fp(后面称为“压差力”)的合力大于弹簧96的偏压力Fk时(其中Fs+Fp＞Fk)时，减压控制阀58(座阀82)保持在打开状态，其中阀件90离开阀座92。当电磁驱动力Fs和压差力Fp的合力小于偏压力Fk时(其中Fs+Fp＜Fk)时，减压控制阀58保持在关闭状态，其中阀件90座合在阀座92。由于弹簧96的偏压力Fk确定为比相应于泵装置30的最大排放压力的压差力Fp较大，当电磁驱动力Fs为零时，减压控制阀58保持在关闭状态。也就是说，如上所述，减压控制阀58为常闭阀。
在本制动系统中，持续地控制加在减压控制阀58的线圈100上的电流，以调整相应的前轮制动液缸18、24中的液压。在减压控制阀58中的输入端口108和输出端口109中的液压差与车轮制动液缸18、24和控制贮液池31之间的液压差相对应。由于可认为在控制贮液池31中的液压与气压相等，所以压差力Fp与车轮制动液缸18、24中的液压对应。压差力Fp和电磁驱动力Fs的合力可通过控制电磁驱动力Fs来控制。这样，车轮制动液缸18、24中的液压可通过控制电磁驱动力Fs来控制。车轮制动液缸18、24中的液压可通过增大电磁驱动力Fs来减小。更准确地说，控制加在线圈100上的电流，于是在车轮制动液缸18、24中的实际液压可朝确定目标值来改变。
如图3所示，象减压控制阀58一样，用于后轮制动液缸50、52的每个电磁操作减压控制阀62包括座阀130和电磁力发生装置132。座阀130包括阀座134、可移动座合及离开阀座134的阀件136、作为偏压装置偏压阀件136从阀座134上离开的弹簧形式的弹性件138、移动阀件136的驱动件140以及电可移动件142。驱动件140、阀件136和电可磁移动件142作为整体来移动。
电磁力发生器132包括线圈144、容纳线圈144的容纳件145、第一磁路形成体146和固定在控制阀62的壳体上的第二磁路形成体148。当线圈144带电后，形成了磁力线穿过第一磁路形成体146、电磁移动件142以及在移动件142和第二磁路形成体148之间的空气间隙的磁场。结果，电磁驱动力Fs作用在电磁移动件142上，该力的作用方向为使移动件142朝第二磁路形成体148移动的方向，于是移动件142移动而使阀件136朝阀座134移动。当电磁驱动力Fs为零时，阀件136借助弹簧138的偏压力Fk从阀座134移开。
当电磁驱动力Fs比压差力Fp和偏压力Fk(其中Fs＜Fp+Fk)的合力小时，减压控制阀62保持在打开状态。由于偏压力Fk非常小，于是可忽略不计。当电磁驱动力Fs为零时，控制阀62保持在打开状态。也就是说，控制阀62为常开状态阀。当电磁驱动力Fs大于压差力Fp和偏压力Fk的合力时(其中Fs＞Fp+Fk)，控制阀62保持在关闭状态。在车轮制动液缸50、52中的液压可通过减小电磁驱动力Fs来减小。在本实施例中，控制加在线圈144上的电流，于是在车轮制动液缸50、52中的实际液压可朝预定目标值来改变。
制动系统包括主要由计算机组成的控制装置160，该计算机包括处理单元(PU)152、随机存取存储器(RAM)153、只读存储器(ROM)154、输入端155和输出端156。输入端155用于接收上述行程传感器71、控制液缸压力传感器72、泵压力传感器74和车轮制动液缸压力传感器75-78以及其它传感器和开关的输出信号，其它传感器和开关例如为探测车轮16、22、46、48的转速的车轮速度传感器162-165、用于探测制动踏板10操作的制动开关166、用于探测加速器踏板(图中未示出)操作量的气门开口传感器168、用于探测导向轮导向角的导向角传感器170以及用于探测汽车侧滑角速度的侧滑角速度传感器172。气门开口传感器168可用作探测加速器踏板操作的装置。输入部分155还与能源单元控制装置174相连，该装置用于控制汽车的能源单元，该能源单元包括驱动能源和传输器。
输出端156连接到电磁操作阀26、28、54、58、62的电磁线圈的驱动电路(图中未示出)和用于高压泵电机38和低压泵电机40的驱动电路176、178。ROM 154存储各种控制程序，该程序包括在图4中流程图所示的执行制动控制的程序、执行正常制动压力控制程序的程序、执行紧急制动控制程序的程序、执行防锁定制动压力控制程序的程序、执行汽车稳定控制程序的程序和执行泵电机控制程序的程序。ROM 154还存储图5和图6中所示的用于控制制动系统的各种数据表或图。
控制装置160根据行程传感器71和控制液缸压力传感器72的输出信号而得到作用在制动踏板10上的力。在制动踏板10操作的开始部分，由于所谓“快速填充(fast fill)”现象，控制液缸12中的液压的增加或多或少有些延迟。考虑到这种趋势，根据行程传感器71的输出信号，可获得作用在制动踏板10上的力，此时在控制液缸12中的液压相对较低，也就是说，在控制液缸的压力升高到预定的阈值之前。在控制液缸压力超过该阈值后，根据控制液缸压力传感器71的输出信号可获得作用在制动踏板10上的力。如果行程传感器71和控制液缸压力传感器72中的一个失效了，那么根据传感器71、72的另一个输出信号而获得作用在制动踏板10上的力。
控制装置160还可根据由相应的轮速传感器162、163、164、165探测的轮转速和在探测到轮速基础上获得的估算的汽车行驶速度，获得每个制动车轮16、22、46、48的滑移状态。控制装置160在制动应用中根据获得的每个车轮滑移状态进行防锁定制动压力控制。控制装置160还可根据每单位时间估算到的汽车行驶速度的增加量，获得汽车的实际加速度值。在本制动系统中，车轮速度传感器162-165还作为获得汽车加速度的传感器。控制装置160根据导向角传感器170和侧滑速度传感器120通过对车轮16、22、46、48中的适当一个提供正向制动而取得对汽车的稳定控制，来提高汽车的行驶的稳定性。
控制装置160可接收从能源单元控制装置174来的指示提供到汽车上的驱动扭矩的信息。汽车的驱动能源包括内燃机和/或电机。汽车通过发动机和电机中至少一个产生的总扭矩来驱动。每个驱动电路176、178包括用于控制加在相应的高压或低压电机38、40上的电压的标称电压控制电路，还包括用于把最大电压提供到泵电机38、40上的最大电压提供电路。通常，由标称电压控制电路控制的电压提供到泵电机38、40上。当在车轮制动液缸18、24、50、52中的需要的液压增加速率大于预定的上限时，比用于制动系统中的电池的标称电压更大的最大电压通过最大电压提供电路而提供在泵电机38、40上。驱动电路176、178的最大电压提供电路可包括线圈、电容和如晶体管的开关元件。或者，最大电压提供电路可包括DC-DC转换器或升压转换器。
下面描述如上所述结构的本制动系统的操作。
当制动踏板10压下时，执行正常压力控制程序。该正常制动压力控制程序根据作用的制动踏板10上的压力，首先确定在车轮制动液缸18、24、50、52中液压的目标值(后面称为“目标车轮制动液缸压力”)。该程序还控制泵电机和减压控制阀58、62，于是减小了目标车轮制动液缸压力和车轮制动液缸18、24、50、52中的液压实际值(后面称为“实际车轮制动液缸压力)之间的差。在本实施例中，当控制液缸截止阀26、28保持在关闭状态时及当泵截止阀54保持在打开状态时，控制加在泵装置30的高压和低压泵电机38、40上的电压和加在减压控制阀58、62的线圈100、144上的电流，于是在所有车轮制动液缸18、24、50、52中的液压可以同样方式控制。这种控制被称为车轮制动液缸的“共同压力控制”。
当被制动的某个车轮16、22、46、48的滑移量相对道路表面的摩擦系数额外大时，控制装置160开始进行防锁定制动压力控制程序，其特征在于确定在相应制动液缸18、24、50、52中的液压的目标值，使额外滑移车轮的滑移量在最佳的范围内。进行防锁定制动压力控制程序，以控制泵装置30以及相应的减压控制阀58、60和泵截止阀54，此时控制液缸截止阀26、28保持在打开状态。当讨论的车轮制动液缸压力迅速地减小或保持在目前的水平时，相应的泵截止阀54保持在关闭状态。当车轮制动液缸压力缓慢地减小或增加时，相应的泵截止阀54保持在打开状态。
当汽车在转动时自旋或侧偏移量超过预定的阈值SVs或SVd时，控制装置160开始进行汽车稳定性控制程序。可在导向角传感器170和侧滑速度传感器172的输出信号的基础上获得汽车的自旋或侧偏移量。执行汽车稳定控制程序，首先获得在每个车轮制动液缸中的目标液压，使得适当的车轮或车轮组被制动，以给在行驶的汽车以侧滑的机会，这种侧滑可有效地减小了自旋或偏航的运动。控制泵装置30、减压控制阀58、62和泵截止阀54，以建立目标车轮制动液缸压力。
当制动踏板10的操作速度比预定的阈值大时，则开始进行紧急制动控制程序。根据制动踏板10的操作速度可获得目标车轮制动液缸压力，在所有车轮制动液缸18、24、50、52中的液压可控制成相同的目标值。
当减小车轮制动液缸压力的操作结束时，控制液缸截止阀26、28返回到打开状态，减压控制阀58、62的线圈100、144断电。液体从车轮制动液缸18、24中通过控制液缸截止阀26、28和控制液缸12中返回到控制贮液池31中，同时液体从车轮制动液缸50、52中通过减压控制阀62而返回到控制贮液池31中。
在发生非正常供电时，控制液缸截止阀26、28的电磁线圈和减压控制阀58、62的线圈100、144断电，于是控制液缸截止阀26、28回到打开状态，同时减压控制阀58返回到关闭状态，此时减压控制阀62返回到打开状态。在减压控制阀58位于关闭状态时，车轮制动液缸18、24可由从控制液缸12排放出的加压液体驱动。虽然泵截止阀54处于打开状态，单向阀35、36阻止了从控制液缸12(车轮制动液缸18、24)中来的液流通过泵装置30进入到控制贮液池31中。于是，甚至在制动系统中出现非正常供电时，汽车仍然可通过由控制液缸驱动的前轮制动液缸18、24来制动。
泵装置30根据泵电机控制程序来控制。在本实施例中，低压泵34的排放压力和速率可通过控制低压泵电机40来控制在图6中所示的区1中。在高压泵电机38和低压泵电机40得到控制后，高压和低压泵32、34的排放压力和速率可在区2中得到控制。在区3中的泵装置30的控制可通过把最大电压提供在高压和低压泵装置38、40中至少一个来获得。在这种情况下，泵装置30的排放压力和速率可达到最大，但是很难控制。
当根据正常制动压力控制程序或紧急制动控制程序完成共同压力控制时，例如根据图6中所示的控制数据图象，控制高压泵电机38和低压泵电机40中的至少一个，于是由泵压力传感器74探测的泵装置30的排放压力朝预定目标值来变化。当作用在制动踏板10上的力相对小时，使低压泵电机40工作并对其进行控制。当作用在制动踏板10上的力增加到预定的阈值时，也使高压泵电机38工作并对其进行控制。
当根据防锁定制动压力控制程序或汽车稳定控制程序完成了“单独压力控制”时，控制泵装置30的排放压力，以使该压力等于车轮制动液缸18、24、50、52的目标液压中的最高一个。这种泵装置30的排放压力控制可使在任何车轮制动液缸18、24、50、52中的液压控制在目标值。
当需要的车轮制动液缸压力增加速率比预定阈值较高时，为使车轮制动液缸压力增加速率达到最大，比在制动系统中使用的电池标称电压较高的最大电压提供到高压和低压泵电机38、40上，以使每个泵32、34的排放达到最大。车轮制动液缸压力的需要增加率由一个差值来表示，该差值通过把在最后控制循环中确定的目标车轮制动液缸压力从在当前控制循环中确定的目标车轮制动液缸压力中减去而获得。
根据图4中流程图中示出的制动控制程序来控制泵装置30、泵截止阀54和减压控制阀58、62。
制动控制程序从步骤S1开始进行，以确定在车轮制动液缸18、24、50、52其中任何一个中的液压是否处于控制的过程中。这种确定是通过确定任何车轮制动液缸的目标液压是否比空气压力高。由于车轮制动液缸的目标液压是在上述各种控制程序如正常制动压力控制程序中确定的，于是如果任何车轮制动液缸的目标液压比空气压力高，就可以确定在任何车轮制动液缸中的液压得到控制。
如果在步骤S1中得到的是否定的判断(NO)，也就是说，如果在任何车轮制动液缸中的液压没有得到控制，那么控制流程就进入步骤S2和S3，以确定是否在不久的将来需要在车轮制动液缸中增压。由于在制动踏板10被压下时，车轮制动液缸中的液压需要增加，则进行步骤S2和S3以确定汽车是否处于制动踏板10需要被压下的状态。也就是说，如果当汽车下坡行驶时，加速器踏板处于未操作或完全释放位置时，则需要压下制动踏板10。在这种情况下，只要实际中压下制动踏板10，低压泵电机40就启动以准备驱动车轮制动液缸18、24、50、52。这种设计有效地避免了延迟制动效应。
具体地说，进行步骤S2确定汽车是否处于下坡行驶，进行步骤S3确定加速器踏板是否处于完全释放位置。如果在步骤S2和步骤S3中均获得的是肯定判断(YES)，那么控制流程就进入步骤S4，其中低压泵电机40启动。如果在步骤S2或S3中获得的是否定的判断(NO)，那么控制流程进入步骤S5以重新使制动系统设定为初始状态，也就是说，重新设定制动液缸截止阀26、28为打开状态，重新设定泵截止阀54为打开状态，使减压控制阀58、62的线圈100、144断电，关掉泵装置30以及重新设定各种控制参数为初始值。在步骤S5的重新设定操作和制动系统开始启动时进行的设定是相似的。
只要汽车下坡行驶，加速器踏板释放，低压泵电机则保持在操作状态。当道路表面被确定为不是下坡道路表面时，或当再次压下加速器踏板时，控制流程进入步骤S5，其中低压泵电机40关机。
根据图7中所示的流程图中程序执行判定步骤S2。该程序开始于步骤S21，以根据车轮速度传感器162-165的输出信号来获得汽车的预测行驶速度，并计算预测汽车行驶速度的变化率。这种变化率表示汽车的实际加速度值α。步骤S21接下来是步骤S22，可根据从能源单元控制装置174中接收的表示汽车驱动扭矩F的信息来获得预测的加速度值α’。根据下面公式计算预测的加速度值α’：
α’＝(F-F’)/M
在上述公式中，“M”表示汽车的重量，如图5中的曲线所示，“F”表示随着汽车行驶速度V增加的道路负载。道路负载F’和汽车行驶速度V之间的预定关系由存储在ROM 154中的数据图象来表示。根据预测的汽车行驶速度V和预定关系可确定道路负载F’。(F-F’)值表示有效的驱动扭矩，该扭矩被认为是随着道路负载的增加而减小，该道路负载随着汽车行驶速度V的增加而增加。
如果实际汽车加速度α和预测值α’相等，则认为汽车在平的道路表面上行驶。如果实际加速度值α比预测的值α’小，那么认为汽车在上坡道路表面上行驶。如果实际加速度值α比预测的值α’大，那么认为汽车在下坡道路表面上行驶。步骤S22接下来是步骤S23，步骤S23确定实际加速度值α是否比预测值α’大。如果在步骤S23中获得了肯定的判定(YES)，那么控制流程进入步骤S24，从而确定汽车处于下坡行驶。当汽车由发动机和电机两者驱动时，根据发动机和电机的操作状态可获得驱动扭矩F。当汽车由发动机或电机驱动时，根据发动机或电机的操作状态可获得驱动扭矩F。
如图8的图象中所示，在汽车下坡行驶过程中，此时加速度踏板保持在释放状态时，设计成低压泵电机40启动，使车轮制动液缸压力在操作制动踏板10后立即迅速地增加。这种设计有效地减小了在车轮制动液缸压力中的延迟增加。
当在任何车轮制动液缸中的液压得到控制后，也就是说，如果在步骤S1中得到的是肯定判定(YES)，控制流程就进入到步骤S6中，确定汽车是否处于稳定或静止状态。这种确定通过确定预测的汽车行驶速度是否比预定阈值低来进行。在多数情况下，在车轮制动液缸压力的控制开始后，立即得到否定判定(NO)，则控制流程进入到步骤S7，读取车轮制动液缸压力Pref，该压力根据适当的压力控制程序来确定，同时获得目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref。接着控制流程进入步骤S8，确定获得的变化率ΔPref是否比预定增加率阈值高。在多数情况下，在压下制动踏板10后，变化率Δpref立即高于预定增加率阈值。如果变化率ΔPref比阈值高，也就是说，如果在步骤S8中获得肯定判定(YES)，控制流程进入S9，其中最大电压(比电池的标称电压要高)提供在高压泵电机38和低压泵电机40上，同时减压控制阀58、62关闭。随着最大电压提供到泵电机38、40上，电机38、40的输出扭矩增加，以增加泵装置30的排放速率，则可能迅速地使车轮制动液缸压力增加，如图9A中的图象所示。当进行紧急制动时，或在操作制动踏板10后，目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref比预定增加率阈值高，于是可减小了压力增加延迟。在本实施例中，增加速率阈值确定为比在图6的区2中获得的最高值要高。只要变化率ΔPref比阈值高，最大电压持续地提供在泵电机38、40上。
由于泵装置30的排放率可通过把最大电压加在高压泵电机38和低压泵电机40上而增加，车轮制动液缸压力可以充分高的速率来增加，而不用增加电机38、40的容量。虽然泵装置30的排放率可通过增加泵电机38、40的容量来增加，但是这样会导致增加泵装置30的制造成本。考虑到这种情况，采用了本实施例，使得泵装置30的排放压力和排放率仅在需要相对高的车轮制动液缸压力的增加速率时最大。当泵装置30的排放压力和排放率在其最大时得到控制，只要车轮制动液缸压力可以充足高的速率增加，车轮制动液缸压力的增加速率不需要控制。这种设计可以使车轮制动液缸压力以高于预定增加速率阈值来增加，而没有增加泵装置30的制造成本。
当目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref比阈值高时，步骤S7-S9用于把最大电压提供到泵电机38、40上，最大电压可持续提供到泵电机38、40上，直到车轮制动液缸压力增加到了预定的水平。
当目标车轮制动液缸压力的变化率ΔPref比预定的增加率阈值低时，在步骤S8中获得否定判定(NO)，控制流程进入到步骤S10中，根据防锁定制动压力控制程序或汽车稳定性控制程序来确定在每个车轮制动液缸中的液压是否得到控制，换句话说，车轮制动液缸压力的“单独压力控制”是否进行。在单独压力控制中，在各个车轮制动液缸18、24、50、52中的液压是彼此单独控制的。如果在步骤S10中获得否定的判定(NO)，则进行“共同压力控制”。在共同压力控制中，在所有的车轮制动液缸18、24、50、52中液压以同样方式得到控制。
当执行共同压力控制时，也就是说，如果在步骤S10中获得否定的判定(NO)时，那么控制流程进入到步骤S11中，其中根据图10的流程图中所示的共同压力控制程序，对所有车轮制动液缸进行共同压力控制。图10中的共同压力控制程序开始于步骤S31，获得目标和实际车轮制动液缸压力值之间的压力差ΔP。接着控制流程进入到步骤S32和S33，根据和预定阀值EPS比较的压力差ΔP，如图11中的图象所示，选择压力增加、压力保持和压力减小模式中的一个。当压力差ΔP处于相应于压力保持模式的范围内时，换句话说，当压力差的绝对值ΔP等于或小于阈值EPS时，即，处于图11中所示的不敏感区时，控制流程进入到步骤S34，选择其中车轮制动液缸压力保持在当前水平的压力保持模式。当压力差ΔP处于相应于压力增加模式的范围内时，换句话说，压力差ΔP大于EPS时，控制流程进入到步骤S35，选择其中车轮制动液缸压力增加的压力增加模式。当压力差ΔP处于相应于压力减小模式的范围内时，换句话说，压力差ΔP不大于EPS时，控制流程进入到步骤S36，选择其中车轮制动液缸压力减小的压力减小模式。在共同压力控制中，泵截止阀54保持在打开状态。
如图12所示，在压力增加模式中，通过控制高压泵电机38和低压泵电机40中的至少一个来把泵装置30的排放压力控制为目标车轮制动液缸压力Pref，此时减压控制阀58、62保持在关闭状态。
如图12所示，在压力保持模式中，泵电机38、40关机，同时减压控制阀58、62保持在关闭状态。在这种压力保持模式中，加压液体不提供在车轮制动液缸18、24、50、52中，于是泵截止阀54不需要关闭来阻止在车轮制动液缸压力增加。
如图12所示，在压力减小模式中，泵电机38、40关机，同时控制减压控制阀58、62，使压力差ΔP为零。
在共同压力控制中，在压力增加模式中，通过控制泵装置30的排放压力和排放速率，车轮制动液缸压力增加；在压力保持模式中，车轮制动液缸压力保持，泵装置30关机，减压控制阀58、62保持在关闭状态；以及在压力减小模式中，通过控制减压控制阀58、62，泵装置30关闭使车轮制动液缸压力减小。这样，执行共同压力控制，通过控制泵装置30和减压控制阀58、62控制车轮制动液缸压力，而没有同时控制在传统的液压控制装置中需要的增压控制阀和减压控制阀。
如上所述，在共同压力控制中，泵截止阀54保持在打开状态。换句话说，共同压力控制不需要泵截止阀54。
如果进行防锁定制动压力控制或汽车稳定控制时，在步骤S10中得到肯定的判定(YES)，同时控制流程进入到步骤S12，在该步骤根据图13的流程图示出的程序执行单独压力控制。图13中的程序开始于步骤S41，获得车轮制动液缸18、24、50、52的目标液压Pref的最大值Prefmax。接着，进行步骤S42，根据车轮制动液缸18、24、50、52的最大目标液压值Prefmax控制泵装置38、40中的至少一个。在单独压力控制中，泵装置30保持在工作状态。步骤S42下面为步骤S43，步骤S43确定任何车轮制动液缸的目标压力的变化率ΔPref是否比负的阈值低，也就是说，在任何车轮制动液缸中的液压是否需要以比预定阈值高的速率来减小。当在任何车轮制动液缸中的液压需要迅速地减小时，在步骤S43中得到肯定的判定(YES)，同时控制流程进入到步骤S44和S45，关闭相应的泵截止阀54并控制相应的减压控制阀58、62，使在所述的车轮制动液缸中的实际液压减小到目标值。在单独压力控制中，其中泵电机38、40中的至少一个根据最大目标液压Prefmax来控制，液压减小的车轮制动液缸需要与泵装置30断开。因此，相应的泵截止阀54关闭使所述的车轮制动液缸的液压迅速减小。
当在步骤S43中获得否定判定(NO)时，也就是说，当在每个车轮制动液缸中的液压需要迅速地减小时，控制流程进入到步骤S46中，以获得压力差ΔP，在步骤S47和S48根据获得的压力差ΔP选择压力增加、保持和减小模式中的一个。当压力差ΔP处于相应于压力增加模式的范围内时，控制流程进入到步骤S49中，选择其中相应的泵截止阀54保持在打开状态的压力增加模式，如需要时对相应的减压控制阀58、62进行控制，于是如图14所示，实际车轮制动液缸增加到目标值Pref。由于泵装置30排放具有最大目标压力值Prefmax的加压液体，于是相应的压力控制阀58、62需要进行控制。然而控制阀58、62可保持在关闭状态。
当压力差ΔP在相应于压力保持模式的范围内时，控制流程进入到步骤S50中，如图1 4所示，该步骤选择其中相应的泵截止阀54和减压控制阀58、62均保持在关闭状态的压力保持模式，阻止了液流进入到讨论的车轮制动液缸中，这样可具有高稳定性地保持车轮制动液缸压力。
当压力差ΔP在相应于压力慢速减小模式的范围内时，控制流进入到步骤S51中，选择其中相应的泵截止阀54打开的压力缓慢减小模式，如图14所示，同时控制相应的减压控制阀58、62，使得在讨论的车轮制动液缸中的实际液压缓慢地减小到目标值。
如上所述，当泵装置30的排放压力保持在最大目标车轮制动液缸压力Prefmax时，进行单独压力控制。因此，其压力迅速减小的车轮制动液缸与泵装置30分开，于是讨论的车轮制动液缸压力可以较高的速率减小，而没有延迟压力减小。另外，其压力保持的车轮制动液缸与泵装置30和控制贮液池31分开，于是讨论的车轮制动液缸压力可保持恒定。还需要注意的是，也可作为限流器的泵截止阀54允许在不同的车轮制动液缸之间具有液压差。
当由于驱动车轮制动液缸18、24、50、52，汽车进入停车状态时，在步骤S6中得到肯定判定(YES)，同时控制流程进入到步骤S13，在该步骤根据在图15的流程图所示的静止汽车制动控制程序执行静止汽车制动控制。这个程序开始于步骤S61，其中用于选择压力增加、保持和减小模式其中一个的阈值EPS变化到最大值EPS’，以增加不敏感区。接着，控制流程进入到步骤S62中，该步骤获得压力差ΔP，在步骤S63和S64中，根据压力差ΔP，选择压力增加、保持和减小模式中的一个。当压力差ΔP在相应于压力保持模式的范围内时，控制流程进入到步骤S65中，该步骤选择其中车轮制动液缸压力保持在当前水平的压力增加模式。当压力差ΔP在相应于压力减小模式的范围时，控制流程进入到步骤S66，其中车轮制动液缸压力减小。当压力差ΔP在相应于压力增加模式的范围时，控制流程进入到步骤S67中，确定车轮速度是否比阈值(该值一直为零)低，如果车轮速度不低于阈值，则控制流程进入到步骤S68中，其中车轮制动液缸压力增加。如果车轮速度低于阈值，控制流程进入到步骤S65中，其中车轮制动液缸压力保持在当前的水平。
当在步骤S67中得到否定判定(NO)时，这意味着由于某些原因，例如在遇交通信号而停止过程中，其它汽车和讨论的静止汽车的后部碰撞，而车轮转动而制动踏板10被压下。在这种情况下，在步骤S68中，制动力(车轮制动液缸压力)增加。当汽车随着比阈值低的车轮速度停下来时，车轮制动液缸压力保持恒定，从而当汽车随着压下的制动踏板10停下时，减小了泵装置30需要消耗的电能。
从本实施例的上面描述中可以理解，控制装置160、控制液缸压力传感器72、行程传感器71和泵压力传感器74彼此配合组成了控制器的主要部分，该控制器用于控制泵装置30和减压控制阀58、62，减压控制阀控制在车轮制动液缸18、24、50、52中的液压。另外，用于执行步骤S8和S9的控制装置160的一部分组成了电机控制器，该控制器用于控制泵装置30的泵电机38、40。还可以理解的是，制动开关166、行程传感器71和用于执行正常制动压力控制程序和紧急制动控制程序的控制装置160的一部分配合组成了压力增加指令装置。另外，执行步骤S2-S4的控制装置的一部分组成了电机预先启动装置，该启动装置用于在增加的车轮制动液缸压力满足要求以前启动泵电机38、40。电机预先启动装置适用于在汽车下坡行驶时启动泵电机38、40。还需要注意的是，用于执行步骤S44和S50的控制装置160的一部分组成了泵截止阀控制装置，该泵截止阀控制装置用于控制泵截止阀54，于是避免了从泵装置30来的液流进入到车轮制动液缸18、24、50、52中。
图15中的静止汽车制动控制程序增加了压力差ΔP的阈值EPS，该压力差用于选择压力增加、保持和减小模式中之一，并且当车轮速度比预定阈值低时，即使压力差ΔP比增加的阈值EPS’大，在步骤S65中选择压力保持模式。然而，步骤S65和S67可省略，于是只要压力差ΔP比增加的阈值EPS’大时，选择压力增加模式。阈值EPS的增加可导致选择压力保持模式机会的增加。另外，在目标车轮制动液缸压力变化率ΔPref低于预定下限时，在图4的步骤S11中的共同压力控制可适用于选择压力保持模式。在这种情况下，根据本发明的第二实施例，执行图16的流程图中示出的共同压力控制程序，而取代图10中的共同压力控制程序。
根据本发明第二实施例的图16的共同压力控制程序开始于步骤S81，该步骤确定目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref是否在下限RPFL(t)和上限RPFU(t)之间的预定范围内。如果变化率处于预定范围内，控制流程进入到步骤S82中，选择压力保持模式。如果变化率ΔPref在下限RPFL(t)和上限RPFU(t)之间的预定范围内，则意味着在目标车轮制动液缸压力Pref中的变化量仅仅是由制动踏板10的压力中的小变化量产生的，而这种变化量没有被汽车驾驶员识别。在这种情况下，根据目标车轮制动液缸压力中的变化而车轮制动液缸压力不变化。在步骤S82中的压力保持模式中，泵装置30关闭，同时泵截止阀54保持在打开状态，此时减压控制阀58、62保持在打开状态。
接着，控制流程进入到步骤S83中，该步骤确定在步骤S82中车轮制动液缸压力开始减小之后经过的时间Ts。如果在步骤S83中得到的是否定的判定(NO)，那么控制流程进入到步骤S84中，其中下限RPFL(t)和上限RPFU(t)保持为RPFL(1)和上限RPFU(1)。如果在步骤S83中得到的是肯定的判定(YES)，那么控制流程进入到步骤S85中，其中下限RPFL(t)和上限RPFU(t)从RPFL(1)和RPFU(1)变化为RPFL(2)和RPFU(2)。下限RPFL(2)比下限RPFL(1)较小，而上限RPFU(2)比上限RPFU(1)较大。因此，在下限RPFL(t)和上限RPFU(t)之间的范围扩大了，同时更可能地选择压力保持模式了。
当在变化率ΔPref没有在下限RPFL(t)和上限RPFU(t)之间的预定范围内时，在步骤S81中得到否定的判定(NO)，控制流程进入到步骤S86中，重新设定计时器，把“t”设定为“1”，接着进入到步骤S88-S92，这些步骤和图10中的步骤S31-S36相同。
可以理解的是，执行步骤S81-S85的控制装置160的一部分组成了压力保持控制装置，而执行步骤S83-S85的控制装置160的一部分组成了压力保持条件放松装置。
虽然在步骤S85中下限RPFL(t)和上限RPFU(t)分别减小和增加，但是在步骤S85中这些下限和上限中可以只有一个变化。在这种情况下，压力保持模式中选择所在的范围也扩大了。
当上述两个实施例用于根据目标车轮制动液缸压力Pref和实际车轮制动液缸压力之间的压力差ΔP来选择压力增加模式、压力保持模式和压力减小模式其中之一，考虑到目标车轮制动液缸压力的变化率ΔPref和压力差ΔP来选择压力增加、保持和减小模式中的一个。在图17中示出了根据本发明的第三实施例装置的实例。
在图17的第三实施例中，当变化率ΔPref不大于预定的阈值EPS时，即使此时压力差ΔP大于预定阈值EPS，选择压力保持模式而没有选择压力增加模式。另外，当变化率ΔPref不小于预定的阈值EPS时，即使此时压力差ΔP小于预定阈值-EPS，选择压力保持模式而没有选择压力减小模式。这样，本实施例比较倾向于选择压力保持模式，使电能消耗减小。当汽车静止时，可不考虑变化率ΔPref来选择压力控制模式。为选择压力增加模式和压力减小模式可使用变化率不同绝对值的ΔPref。
在汽车下坡行驶过程中释放加速器踏板时，采用图4的制动控制程序来启动低压泵电机40，此时当下坡道路表面的倾斜度大于预定的上限时启动泵电机40。道路表面的倾斜度可根据实际汽车加速度值和预测汽车加速度值之间的差来得到。当与道路表面的倾斜度无关而释放加速器踏板时，可启动泵电机40。或者，当满足一定条件时可启动泵电机40，该条件类似于满足开始汽车稳定控制的条件并在其之前得到满足。例如，泵电机40可在汽车自旋或侧偏移量超过预定的阈值SVs’或SVd’时启动，该阈值SVs’或SVd’比用于开始进行汽车稳定控制的阈值SVs或SVd要小。
当根据正常制动压力控制程序，在压力保持模式或压力减小模式中操作过程中，希望在不久的将来选择压力增加模式时，启动泵电机40。在正常制动压力控制的压力保持模式或减小模式中，高压泵电机38和低压泵电机40关机。如果根据探测到的指示不久将从压力保持或减小模式变化到压力增加模式的征兆，低压泵电机40启动，那么可减小了在压力增加操作中的延迟。例如，当压力差ΔP超过比上述阈值EPS小的阈值EPS*时，在不久的将来选择压力增加模式比较好。在这种情况下，在图10的流程图的步骤S 34中执行压力差ΔP是否超过阈值EPS*的判定。
在图4的制动控制程序中，当目标车轮制动液缸压力的增加率ΔPref比预定阈值高时，比在制动系统中使用的电池标称电压较大的最大电压提供到高压泵电机38和低压泵电机40上。然而，当指令低压泵电机40开机时，最大电压可只加在泵电机40上。最大电压可持续加在泵电机40上一段预定时间，或者直到增加率ΔPref比预定值低或直到车轮制动液缸压力增加到预定的水平时。
例如，控制装置160可执行根据本发明第四实施例的图1 8流程图中示出的电机控制程序。该电机控制程序可在预定时间间隔内作为中断程序来执行。该程序开始于步骤S101，确定MOTOR START标志是否设定在“1”。如果在步骤S101中得到的是否定的判定(NO)，控制流程进入到步骤S102中，确定低压泵电机40是否得到指令开机(启动)。如果在步骤S102中得到的是肯定的判定(YES)，控制流程进入到步骤S103中，把MOTOR START标志设定为“1”同时启动计时器，接着步骤S104把最大电压提供到泵电机40上。步骤S104之后是步骤S105，确定在启动计时器后，即在最大电压提供到泵电机40之后，预定时间是否经过。如果在步骤S105中得到的是否定判定(NO)，控制流程返回步骤S101。在这种情况下，在步骤S101中得到肯定判定(YES)，同时控制流程进入到步骤S104和S105中。重复执行步骤S101、S104和S105，直到在步骤S105中得到肯定判定(YES)，也就是说，直到最大电压持续加在泵电机40上一段预定的时间。当在步骤S105中得到肯定判定(YES)时，控制流程进入到步骤S106，重新设定MOTOR START标志为“0”。接着，泵装置30通过参照图12和14来进行如上所述的控制。
当压力保持或减小模式变化为压力增加模式时，在共同压力控制中，随着制动踏板10被压下，指令泵电机40启动。此时，在步骤S102中得到肯定判定(YES)，同时在步骤S104中最大电压提供到泵电机40上，于是减小了在低压泵电机34操作中的延迟。
另外，也可进行下面描述的设置。也就是说，当只有低压泵电机40开机，同时高压电压泵电机38关机，且此时目标车轮制动液缸压力Pref的增加率ΔPref比预定阈值大，则最大电压只提供到低压泵电机40上。当高压泵电机38也开机，最大电压也同样提供到该泵电机38上。需要注意的是，加在泵电机38和/或泵电机40上的最大电压不需要比电池的标称电压高，但是比正常提供到电机38、40上的电压高。在这种情况下，采用了每个驱动电路176、178的最大电压提供电路，使得比由标称电压控制电路产生的电压较高和比标称电池电压较低的电压能提供到泵电机38和/或泵电机40上。
图4的制动控制程序包括用于在选择压力增加模式之前启动泵电机40的步骤S2-S4和用于把最大电压提供到泵电机38、40上的步骤S9，步骤S2-S4或步骤S9可省略。也就是说，为了减小在压力增加操作中的延迟，可提供电机预先启动控制(S2-S4)和电机电压增加控制(S9)两者中的一个。虽然图4中的制动控制程序包括电机预先启动控制S2-S4)、电机电压增加控制(S9)、稳定汽车制动控制(S13)、共同压力控制(S11)和单独压力控制(S12)，然而这些控制可提供其中至少一个。如果没有单独压力控制，那么可只有一个减压控制阀为所有车轮制动液缸18、24、50、52所共用，同时泵截止阀54也就不需要了。
在图13的单独压力控制中，根据四个车轮制动液缸18、24、50、52的目标液压Pref的最大值Prefmax来控制泵装置30，当为所有的车轮制动液缸18、24、50、52选择压力保持或减小模式时，泵装置30可关机。
根据本发明的第五实施例，如图19的流程图中所示，可进行单独压力控制程序。该程序开始于步骤S121，在该步骤获得压力差ΔP，并根据和阈值比较的压力差ΔP，为每个车轮制动液缸选择压力增加、保持和减小模式之一。接着控制流程进入到步骤S122，确定是否选择了用于所有车轮制动液缸的压力保持或减小模式。如果为一些车轮制动液缸选择压力控制模式，那么在步骤S122中得到否定判定(NO)，同时控制流程进入到步骤S123中，其中根据四个车轮制动液缸的目标液压Pref的最大值Prefmax来控制泵电机，同时控制减压阀58、62。如果为所有的四个车轮制动液缸选择了压力保持或减小模式，那么在步骤S122中得到肯定判定(YES)，同时控制流程进入到步骤S124中，其中泵电机关机，同时控制泵截止阀54和减压控制阀58、62，以控制车轮制动液缸压力。如上所述，当选择了压力保持模式，减压控制阀58、62保持在关闭状态，而当选择了压力减小模式时，控制减压控制阀58、62，泵截止阀54保持在打开状态。
在图19的第五实施例中，其中当为所有的车轮制动液缸选择了压力保持或减小模式时，泵装置30关机，可减小电能消耗。
可以对制动系统的控制进行其它变化或改型。例如，可采用不同阈值选择压力增加和减小模式。
在上述实施例中，泵装置30包括高压泵32和低压泵34。然而，泵装置可使用单级泵。另外，控制装置160可设计成能进行对汽车驱动轮提供正向制动的牵引控制，从而阻止了汽车在启动和加速时汽车的滑动。制动系统可不带泵截止阀54，或用压力增加控制阀代替泵截止阀54。下面根据本发明的其它实施例来描述，根据提供的电能可控制增压控制阀。控制液缸12不必须是串联型的，其中具有两个压力腔室。
接下来参照图20-30，图中描述了本发明的第六实施例。在本第六实施例中，制动系统包括在四个分支通道44的每一个中的电磁操作增压控制阀179，该分支通道把泵装置30连接到相应的车轮制动液缸18、24、50、52上。每个电磁操作的增压控制阀179代替了在图1中第一实施例中采用的泵截止阀54，该增压控制阀为常闭阀，当没有电流提供时处于关闭状态。
增压控制阀179和减压控制阀58、62为线性电磁阀。如图20所示，增压控制阀179和用于前轮制动液缸18、24的减压控制阀58组成了前轮线性阀装置184，而增压控制阀179和用于后轮制动液缸50、52的减压控制阀62组成了后轮线性阀装置186。
如果用于后轮制动液缸50、52的减压控制阀62为常闭阀，那么这些阀62可在有电流时在后轮制动液缸50、52制动动作结束后保持在打开状态，持续预定时间间隔以使液体从后轮制动液缸排出。在这种情况下，在预定时间间隔过后，减压控制阀62返回到原来的关闭状态。然而，这种设计可使加压液体留在后轮制动液缸50、52中，即产生所谓的“制动阻力”。在本实施例中，常开减压控制阀62在制动动作结束后其线圈断电，返回到原来的打开状态，使加压液体完全地从后轮制动液缸50、52中排出，于是避免了否则可能发生的制动阻力。
控制液缸截止阀26、28也为常开阀，于是前轮制动液缸18、24与控制液缸12连通，为安全起见，此时这些截止阀26、28的线圈处于断电状态(此时前轮制动液缸26、28没有驱动，或者此时制动系统供电失常)。常开控制液缸截止阀26、28使加压的液体从前轮制动液缸18、24中排放出来，并返回到控制液缸12中，而没有流经减压控制阀58。这样，减压控制阀58不需要是常开阀，以避免有关前轮制动液缸18、24的制动阻力。
如果在制动系统的操作过程中，制动系统出现不正常供电时，那么控制液缸截止阀26、28返回到原来打开状态，此时增压控制阀179返回到关闭状态。接着，前轮制动液缸18、24与泵装置30断开，并连接到控制液缸12，于是前轮制动液缸18、24可通过从制动液缸12排放出来的加压液体而被驱动。如果用于前轮制动液缸18、24的减压控制阀58为常开阀，那么在有不正常供电发生时，这些控制阀58不能返回到原来常开状态，同时加压液体可从前轮制动液缸18、24中排放出而经过打开的减压控制阀58返回到控制贮液池31中。在本实施例中，常闭减压控制阀58可在即使有不正常供电时使前轮制动液缸18、24驱动。
于是，用于前轮制动液缸18、24的常闭减压控制阀58和用于后轮制动液缸50、52的常开减压控制阀62可在没有制动阻力时，甚至如果在制动系统中发生不正常供电时，使车轮制动液缸18、24、50、52驱动。
参照图21和22，图中示出了前轮线性阀装置184和后轮线性阀装置186。
在图21的前轮线性阀装置184中，减压控制阀58和增压控制阀179与参照图2所述的具有相同的结构。增压控制阀179的座阀82具有与前轮制动液缸18、24和减压控制阀58相连的端口180，还具有通过把阀件90座合在阀座92上而关闭的端口182。端口182与泵装置30连通。
在图22的后轮线性阀装置186中，减压控制阀62和通过参照图3所述的阀具有相同的结构。阀装置186的增压控制阀179在结构上和前轮阀装置184的增压控制阀179是相同的。
如图23A所示，增压控制阀179的阀件90接收弹簧96的偏压力Fk、基于穿过座阀82的压差的压差力Fp和电磁驱动力Fs。穿过座阀82的压差，作为在泵装置30的输出或排放压力和在车轮制动液缸18、24、50、52中的液压之间的差来探测到。当压差力Fp和电磁力Fs的合力比弹簧96的偏压力Fk大时，阀件90从阀座92上离开。当电磁力Fs为零时，在压差力Fp比偏压力FK大时，阀件90从阀座92上离开。当电磁力Fs为零时，打开增压控制阀178所需要的穿过座阀82的压差大于18MPa(大约为184kg/cm2)，该压差为泵装置30的最大排放压力。这样，增压控制阀178在不给电磁线圈100供电时将不打开。
同样在减压控制阀58，阀件90接收偏压力Fk、压差力Fp和电磁驱动力Fs，在图23A中也可看到。这种减压控制阀58的打开压差也可设定为大于18MPA，于是阀58在电磁驱动力Fs为零时不会打开，即使在前轮制动液缸18、24中的液压增加到泵装置30的最大排放压力时。也就是说，液体不会从前轮制动液缸18、24中排放到控制贮液池31中，减压控制阀58的线圈100没有供电。
在图22的后轮线性阀装置186的减压控制阀62中，如图23B所示，阀件140接收弹簧138的偏压力Fk、基于穿过座阀130的压差的压差力Fp和电磁力Fs。然而，作用在阀件130上的偏压力Fk和电磁驱动力Fs的方向，和作用在图21前轮线性阀装置184的减压控制阀58的阀件90上的偏压力Fk和电磁驱动力Fs的方向是相反的。当电磁力Fs比偏压力Fk和压差力Fp的合力小时，减压控制阀62打开。当电磁力驱动力Fs比偏压力Fk和压差力Fp的合力大时，阀62关闭。
由于弹簧138的偏压力Fk可认为很小，于是可忽略不计。由于压差力Fp以使阀件136离开阀座134的方向作用在阀件136上，于是当电磁驱动力Fs为零时，即使偏压力Fk被认为很小，阀件136也保持在打开状态。
下面描述本制动系统的操作。
当操作制动踏板10时，控制装置160执行正常制动压力控制程序，其中操作泵装置30，同时控制液缸截止阀26、28成为关闭状态，控制前轮和后轮线性阀装置184、186，于是由泵装置30产生的液压通过线性阀装置184、186来控制，并提供到车轮制动液缸18、24、50、52中。在正常制动压力控制程序中，根据作用在制动踏板10上的压力得到在车轮制动液缸18、24、50、52中的液压目标值，同时控制车轮制动液缸中的液压的实际值，以减小在目标和实际值之间的差。也就是说，通过线性阀装置184、186来控制在车轮制动液缸18、24、50、52中的液压，于是由车轮制动液缸提供的制动效果和由制动踏板10的操作量表示的目标值是一致的。
根据将要描述的线性阀装置控制程序控制线性阀装置184、186。执行线性阀装置控制程序，当在正常制动压力控制程序中获得的目标车轮制动液缸压力和实际车轮制动液缸压力之间的差ΔP比预定阈值EPS大时，选择压力增加模式。也就是说，当目标车轮制动液缸压力比实际车轮制动液缸压力大阈值EPS以上时，选择压力增加模式。当压力差ΔP比预定负阈值-EPS小时(当压差ΔP比阈值-EPS的绝对值大时)，选择压力减小模式。在其他情况选择压力保持模式。当压力控制模式从压力减小模式变化到压力保持模式时，减压控制阀62的座阀130的阀件136缓慢地座合在阀座134上。当压力控制模式从压力增加模式变化到压力保持模式时，增压控制阀179的座阀82的阀件90缓慢地座合到阀座92上。下面详细描述压力控制模式。
在对汽车进行制动的过程中，当汽车的至少一个轮的滑行量相对于道路表面的摩擦系数超量时，也就是说，满足了预定防锁定制动压力控制启动条件，开始进行防锁定制动压力控制。在防锁定制动压力控制中，控制液缸截止阀26、28转换为关闭状态，控制前轮和后轮线性阀装置184、186，以彼此独立地控制车轮制动液缸18、24、50、52中的液压，于是车轮的滑行量保持在最佳的范围内。正如在正常制动压力控制中，在每个车轮制动液缸中的目标液压确定在防锁定制动压力控制中。
当后驱动轮46、48的滑行量相对于道路表面摩擦系数超量时，也就是说，满足了预定牵引控制启动条件，开始进行后驱动轮46、48的牵引控制。更具体地说，当后驱动轮46、48的转动速度比进行牵引控制的上限VTB高时，该上限比根据前驱动轮16、22的转动速度预测的汽车行驶速度高出预定量，则满足了牵引控制启动条件。在牵引控制中，通过后轮线性阀装置186以同样方式控制后驱动轮50、52中的液压。由于牵引控制作用在后轮制动液缸50、52上，为前轮制动液缸18、24提供的控制液缸截止阀26、28保持在打开状态。因此，当在牵引过程中压下制动踏板10时，由控制液缸12加压的液体迅速地提供到前轮制动液缸18、24中，于是前轮制动液缸在没有延迟的情况下被驱动。在牵引控制中，获得了在后轮制动液缸50、52中的目标液压。采用本第六实施例，使泵装置30的排放压力保持同一数值，而无论制动系统是否驱动，当制动系统没有驱动时的排放压力可以比驱动制动系统时的低。
当汽车在行驶过程中，自旋或偏移运动量超过预定阈值SVS或SVD值时，控制装置160开始进行自旋控制程序或偏移控制程序。根据导向角传感器170以及侧滑角速度传感器172的输出信号获得汽车的自旋或偏移运动量。执行自旋控制程序或偏移控制程序，以控制前轮线性阀装置184或后轮线性阀装置184，于是适当的轮或几个轮制动，于是为行驶的汽车提供侧滑，该侧滑可有效地减小了自旋或偏移运动。在自旋或偏移控制程序中，确定适当车轮制动液缸或液缸组的目标液压以制动适当的车轮或车轮组，于是给汽车提供了需要的侧滑机会。
在出现非正常供电的情况下，控制液缸截止阀26、28返回到打开状态，增压控制阀179和减压控制阀58返回到关闭状态，而减压控制阀62返回到打开状态。结果，前轮制动液缸18、24与泵装置30断开，而与控制液缸12连通。随着减压控制阀58处于关闭状态，前轮制动液缸18、24可由从控制液缸12中排出的加压液体而驱动。另一方面，后轮制动液缸50、52与泵装置30和前轮制动液缸18、24断开，而与控制贮液池31接通。由于在前轮制动液缸18、24和后轮制动液缸50、52之间的增压控制阀179处于关闭状态，于是在前轮制动液缸18、24中的液体不能排放到后轮制动液缸50、52中。即使在泵装置30一侧的端口182的液压比在车轮制动液缸18、24、5、52一侧的端口180的液压较高时，增压控制阀179不会打开。
当选择了增压模式后，控制加在增压控制阀179的电磁线圈100上的电流(电能的一种形式)，使压差ΔP为零，也就是说，如图24所示，使实际车轮制动液缸压力接近目标值。下面将要描述，通过反馈控制来控制加在线圈100上的电流，而使压差ΔP为零，还通过当考虑工作液体的温度和其它参数时进行前馈控制来控制加在线圈100上的电流。
在压力增加模式中，减压控制阀58保持在关闭状态，其中电磁线圈100处于断电状态。
另一方面，控制加在减压控制阀62的电磁线圈144上的电流，以使产生的电磁驱动力Fs比压差力Fp高出预定的临界值Fr。虽然如传统制动系统中，最大电流可提供到线圈144上，但是这种设计减压控制阀62需要比较大的电能消耗量。在本实施例中，通过压差ΔP(压差力Fp)，也就是说，通过在后轮制动液缸50、52中的液压来确定提供到线圈144上的电流量，于是可使电能消耗最小。另外，确定电流以使电磁驱动力Fs比压差力Fp大预定的临界值Fr，阀件90稳定地保持座合在阀座92上。通过反馈控制和前馈控制来控制电流，就象在对加在增压控制阀179的线圈100上电流进行的控制一样。
根据增压控制阀179的最大增压速度α和加在阀件136上使其座合到阀座134上的力Fa来确定上述的临界值Fr。最大增压速度α为单位时间内增压控制阀54的增压最大量，该速度由制动系统的特定结构特征来决定，这些特征例如为泵装置30的最大排放压力、通过液体通道42的液流阻力和通过增压控制阀179中的出口的液流阻力等。用预定的循环时间ΔT来进行线性阀控制程序。在接下来的控制循环中由增压控制阀179控制的液压Pn+1不会高于(Pn+ΔPi)，其中Pn为在目前控制循环中的液压，ΔPi为压力从目前值Pn以最大增压速度α的增加量(α·ΔT)。这样，阀件136可通过控制加在线圈144上的电流而保持座合在阀座134上，于是电磁驱动力Fs可等于或大于相应于液压(Pn+α·ΔT)的压差力Fp。
如图25所示，通过阀件136的工作行程S来确定液体的泄漏量。工作行程S由阀件136靠在阀座134上的力来确定。
当工作行程S等于阀件136恰好座合到阀座134上的标称行程S0时，在理论上可阻止了从后轮制动液缸50、52到制动液缸31的液体排放。然而，由于在座阀82制造中的误差，在阀件136和阀座134之间可能存在着一些间隙，液体可经过该间隙泄漏出一定的量ε0。由于存在弹性变形，间隙量可通过进一步施力使阀件136靠在阀座134上来减小，这样减小了液体的泄漏量。为了使液体泄漏量减小到可容许值ε*，操作行程S从标称值S0增加到S*，把电磁驱动力Fs从Fs0增加到Fs*。也就是说，临界值Fr等于对应于增加工作行程S*的电磁驱动力Fs*和对应于标称工作行程S0的电磁驱动力Fs0之间的差(Fs*-Fs0)。因此，控制加在电磁线圈144上的电流，以形成电磁驱动力Fs，该力等于压差力Fp和临界值Fr＝Fs*-Fs之间的合力。随着液体泄漏量减小到可容许值ε*，于是提高了在减压控制阀62中的液压控制精度。根据这种设计的电能消耗量比在液体泄漏量为零的情况要小。
如图24所示，当选择了压力减小模式时，增压控制阀179保持在关闭状态，其线圈200处于断电状态，同时控制加在减压控制阀58、62上的电流，以使压差ΔP为零。
当选择了压力保持模式时，增压控制阀179和减压控制阀58均保持在关闭状态，其线圈100处于断电状态。然而，如在压力增加模式中那样，控制加在减压控制阀62的线圈144上的电流，也就是说，以使产生的电磁力Fs等于压差力Fp和临界值Fr。当选择了压力保持模式时，压差力Fp与在后轮制动液缸50、52中的液压对应。当压力控制模式从压力减小模式变化到压力保持模式时，由减压控制阀62产生的电磁驱动力Fs增加了Fss的量，该增加量对于使阀件136座合到阀座134上是必要的。在压力减小模式末尾，阀件136被推断为是与阀座134分开的。这样，电磁驱动力Fs一定是增加Fss，该增量对使阀件136保持座合在阀座134上是必要的。
当压力增加模式结束时，增压阀179的座阀82的阀件90缓慢地座合到阀座92上，以使阀件90在阀座92上轻轻地座合。也就是说，压力增加模式以阀件90座合到阀座92的相对低的速度缓慢地变换到压力保持模式。为此，根据公式i＝i₀βⁿ，如图2 4所示，加在电磁线圈10上的电流缓慢地减小为零。其中“i₀”表示在压力增加模式结束时施加的电流，“β”为小于“1”的值，而“n”表示缓慢地减小电流i的控制循环数。
于是，阀件90座合到阀座92上的速度减小，从而可能减小座合的噪音及阀件90与阀座92的碰撞，于是提高了增压控制阀179的耐久性。
当结束压力减小模式时，减压控制阀62的阀件136缓慢地座合到阀座134上，以使阀件136在阀座134上轻轻地座合。也就是说，压力减小模式以阀件136座合到阀座134相对低的速度缓慢地变换到压力保持模式。为此，如图24所示，加在电磁线圈144上的电流缓慢地增加。
采用了减压控制阀62，如图23B所示，以使压差力Fp沿把阀件136从阀座146移开的方向作用在阀件136上。因此，产生的电磁驱动力Fs一定比压差力Fp大，于是阀件136座合到阀座134上。如果电磁驱动力Fs突然增加，阀件136的座合到阀座134上的速度特别大，增加了座合的噪音，同时增加了阀件136座合到阀座134上的碰撞，这样导致了座阀130耐久性的减小。然而，在本实施例中，电磁驱动力Fs缓慢地增加，以避免阀件136座合到阀座134上的速度过大，这样可减小了座合的噪音，提高了座阀130的耐久性。
在本第六实施例中，如图26所示，控制电流，以使电磁驱动力Fs以由(Fr+Fss)/n表示的速率缓慢地增加，“n”表示用循环时间ΔT重复的控制循环次数。例如“n”等于“4”。在压力减小模式结束后，在多数情况下建立压力保持模式。当压力减小模式变换到压力保持模式时，车轮制动液缸压力保持恒定。为此，控制加在电磁线圈144上的电流，以使电磁驱动力Fs保持与用于使阀件136座合到阀座134上必要的力Fss和临界力Fr的合力相等。由于车轮制动液缸压力没有增加，通过该电磁驱动力Fs，阀件136保持座合在阀座134上。这样，加在线圈144上的电流不会突然增加，而是缓慢地增加，于是阀件136缓慢地座合到阀座134上，而减小了它们之间的碰撞。
如图27所示，在制动系统没有工作时，当满足了把初始电流加在减压控制阀62的电磁线圈144上的预定启动条件时，在后轮制动液缸50中液压增加开始之前把电流加在电磁线圈144上，于是阀件136座合到阀座134上。当在不久的将来很有可能选择压力增加模式时，满足开始提供初始电流的条件。例如，当由节流开口传感器168探测到加速器踏板释放时，当后驱动轮46、48的转动速度超过比用于启动上述牵引控制的阈值VTB低的阈值VTB’时，或当汽车的自旋或偏转运动的量超过比启动自旋或偏转控制程序的阈值SVs或SVd低的阈值SVs’或SVd’时，满足了启动初始电流提供的条件。在这种情况下，加在线圈144上的电流以预定较低的速率缓慢地增加。由于当制动系统没有工作时，压差力Fp为零，阀件136可以相对较低的电磁驱动力Fs值座合到阀座134上。这种初始电流提供可有效地减小了在增加车轮制动液缸压力操作中的延迟。
在本第六实施例中，提供初始电流以预定的时间Tpre。如果在该时间Tpre内没有进行增压操作，那么加在线圈144上的电流为零，使阀件136从阀座134上离开。由于车轮制动液缸压力等于空气压力，阀件136不需要座合到阀座134上。这种设计有效地阻止了电能的不必要消耗。在初始电流提供中，电流在阶段性地增加“n”次(在本实施例中为四次)，于是时间Tpre等于循环时间ΔT×n。
图27中示出了在初始电流提供中的电流增加。在第一次控制循环中，电流增加到大于零的预定值。在第四次和随后的控制循环中，电流保持恒定在预定的水平。在第一次控制循环中，通过把电流增加到相对高值，阀件136可在相对较短时间座合到阀座134上。即使是提供初始电流开始之后立即建立压力增加模式，这种设计也减小了在车轮制动液缸压力增加时的延迟。由于电流不是突然地增加，于是阀件136座合到阀座134上的速度可足够低以减小座合碰撞。
可进行初始电流提供，以恒定速率增加电流。此时，可在压力减小模式结束时以同样方式进行电流控制。
下面进一步解释对控制施加在线性阀装置184、186上的电流的操作。如上所述，通过反馈和前馈控制相结合而控制电流。电流的反馈控制以公知的PID方式(比例、积分和微分控制)进行，以使车轮制动液缸压力的目标和实际值之间的压力差ΔP为零。PID控制可由P控制、I控制、D控制、PI控制或PD控制来代替。
电流的前馈控制可在考虑工作液体温度的情况下进行。
如图23A和23B所示，增压控制阀179和减压控制阀58、62的阀件90、136接收弹簧的偏压力Fk、电磁驱动力Fs和压差力Fp。其中“X0”、“X”、“i”和“Δp”分别表示在控制阀179、58、62处于稳定状态下阀件相对于阀座的位移、阀件从稳定状态离开的位移、加在电磁线圈100、144上的电流和穿过座阀82、130之间的压差，偏压力Fk、电磁驱动力Fs和压差力Fp分别由下面公式来表示：
Fk＝k0(X0+X)
Fs＝ks1·i-ks2·X+α1
Fp＝kp1·Δp-kp2·X+α2
其中k0、ks1、ks2、kp1、kp2、α1和α2为由弹簧96、138的弹性模量和控制阀179、58、62的其它因素确定的常数。在上述公式中，式子(-ks2·X+α1)和(-kp2·X+α2)仅在阀的控制为非线性时是必须的，而当控制认为是线性时为零。
在图23A示出的增压控制阀179和减压控制阀58中，因力Fk、Fs、Fp平衡，满足下面公式(1)：
Fk＝Fs+Fp........................(1)
在减压控制阀62中，因力Fk、Fs、Fp平衡，满足下面公式(2)：
Fk+Fp＝Fs........................(2)
另外，在这些阀179、58、62中的出口满足下面公式(3)：
Q = C · A · ( Δp / ρ ) · · · · · · ( 3 ) ]]>
液压的变化和液体体积的变化率具有下面公式(4)表达的关系：
dV/V＝β·dp.....................(4)
在上述公式(3)中，“Q”、“ C”、“A”和“ρ”分别表示工作液体的流速、液体的流动系数、经过控制阀液体的横截面积以及液体的密度。液体流动的横截面积A与阀件90、136的工作行程X成正比，由公式A＝ka·X来表示。在上述公式(4)中，“β”表示液体的压缩系数，该系数是与体积的弹性模量是倒数关系，“V”表示液体体积的初始值，由控制阀的容积确定。“dV”在当体积减小时为正值。
上述公式(4)可转换成(1/Vβ)·dV/dt＝dp/dt。由于在该公式中“dV/dt”等于液体的流速Q，于是该公式可转换成下面公式(5)：
(1/Vβ)·Q＝dp/dt.........(5)
根据上面的公式(3)和(5)，可得到下面公式(6)：
( 1 / Vβ ) · C · ka · x · ( Δp / ρ ) = dp / dt · · · · · · ( 6 ) ]]>
根据上述公式(1)和(2)，阀件90、136的操作行程x可由下面的公式(7)来表达，该公式中含有穿过座阀82、130的压差Δp、电流i和系数a1、a2和a3：
x＝a1·Δp+a2·i+a3.........(7)
对于增压控制阀179和减压控制阀58，系数a1、a2和a3可由下面公式来表达：
a1-kp1/(k0+ks2+kp2)
a2＝ks1/(k0-ks2+kp2)
a3＝-(k0·x0+α1+α2)/(k0+ks2+kp2)
对于减压控制阀62，系数a1、a2和a3可由下面公式来表达：
a1＝kp1/(kp2-k0-ks2)
a2＝-ks1/(kp2-k0-ks2)
a3＝(k0·x0+α2-α1)/(kp2-k0-ks2)
根据公式(6)和(7)，电流i可由下面公式(8)来表达：
i = { 1 / ( C · Vβ · ka ) · ( dp / dt ) ( Δp / ρ ) - a 1 · Δp - a 3 } / a 2 · · · · · · ( 8 ) ]]>
当希望建立目标车轮制动液缸压力P时，在公式(8)中插入目标车轮制动液缸压力的目标变化率dp/dt和穿过座阀82、130的压差Δp，可得到电流i。液体的密度ρ和压缩系数β(体积变化比)可随着液体温度的变化而变化。根据其中由液体温度决定的“ρ”和“β”的上述公式(8)得到的电流i为反映了液体温度的最佳电流。换句话说，根据上述公式(8)的电流i可使控制阀179、58、62在没有液体温度负面影响的情况下得到最佳控制。液体温度可由温度传感器174来探测。
根据图28示出的线性阀装置控制程序来控制线性阀装置184、186。
线性阀装置控制程序开始于步骤S131，确定目标车轮制动液缸压力Pref是否比空气压力高。通常，在步骤S131中得到的是否定判定(NO)，于是控制流程进入到步骤S132中，确定初始电流提供标志是否设置成“1”。当执行正常制动压力控制程序、防锁定制动压力控制程序、牵引控制程序和汽车稳定制动控制程序中之一时，目标车轮制动液缸压力Pref比空气压力大。当提供初始电流的预定条件满足时，初始电流提供标志设置成“1”，而当开始执行上述程序中的一个或当上述预定时间Tpre经过后设置成“0”。
如果在步骤S132中得到的是否定判定(NO)，控制流程进入到步骤S133，确定提供初始电流的条件是否满足。如上所述，当探测到在不久的将很可能选择压力增加模式的信号时，该条件就满足了。
当在步骤S133中得到肯定判定(YES)时，控制流程进入到步骤S134中，把初始电流提供标志设置成“1”，接着在步骤S135中确定在初始电流提供过程中，用于计数控制循环次数的计数器包含的npre是否比预定值Nspre要大。如果得到的是否定判定(NO)，控制流程进入到步骤S136中，在该步骤把预定电流提供到减压控制阀62的电磁线圈144上，同时包含的npre增大。预定值Nspre对应于上述参照图27中的预定时间Tpre。接着控制流程进入到步骤S131中。当再次进行步骤S132时，在步骤S132中得到肯定判定(YES)，同时控制流程跳过步骤S133和S134而进入到步骤S135。步骤S132、S135和S136重复进行，直到在步骤S135中得到肯定判定(YES)。这样，电流加到线圈144上持续Tpre的时间。
如果没有满足进行初始电流提供的条件，在步骤S133中得到否定的判定(NO)，同时控制流程进入到步骤S137中，重新设定各种计数器，并把电磁操作阀26、26、58、62、179置于初始状态，由于控制了在所有车轮制动液缸18、24、50、52中的液压，于是不进行初始电流的提供。当控制车轮制动液缸压力的操作结束后，进行与步骤S137类似的步骤。
当计数器内容npre超过预定值Nspre，在步骤S134中得到肯定判定(YES)，同时控制流程进入到步骤S138中，在该步骤加在线圈144上的电流为零，初始电流提供重新设定为“0”。也就是说，由于控制车轮制动液缸压力的操作没有在预定的时间Tpre内进行，于是结束在线圈144上提供初始电流。
当目标车轮制动液缸压力Pref比空气压力高时，在步骤S131中得到肯定判定(YES)，控制流程进入到步骤S139中，把初始电流提供设定为“0”，接着进入到步骤S140，其中如图29的流程图所示，控制线性阀装置184、186。开始，执行步骤S142确定目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref是否高于预定值ΔPref’。如果在步骤S142中得到的是肯定判定(YES)，这就意味着需要压力增加模式。在这种情况下，控制流程进入到步骤S143中，确定目标值Pref和实际值P之间的压力差ΔP是否等于或大于预定的阈值EPS。如果在步骤S143中得到的是肯定判定(YES)，控制流程进入到步骤S144中，在该步骤建立压力增加模式，以提高在车轮制动液缸中的液压。当压差ΔP减小到比阈值EPS还小时，即，当压力增加模式结束时，在步骤S143中得到否定判定(NO)，同时控制流程进入到步骤S145中，确定计数器的内容阻尼计数是否小于预定值，该计数器用于使每个增压控制阀179的阀件90缓慢座合到阀座92上。如果在步骤S145中得到的是肯定判定(YES)，控制流程进入到步骤S146，在该步骤中加在线圈100上的电流减小，于是计数器的内容阻尼计数增加。重复进行步骤S145和S146，直到内容阻尼计数达到预定值，也就是说，直到在步骤S145中得到否定判定(NO)。于是，加在增压控制阀179座阀82的线圈100上的电流缓慢地减小，以使阀件90缓慢地或轻轻地座合到阀座92。
当在步骤S145中得到的否定判定(NO)时，控制流程进入到步骤S147中，建立压力保持模式，同时重新设定用于阀件90轻轻座合的计数器的内容阻尼计数。
如果在步骤142中得到否定判定(NO)，这就意味着不需要压力增加模式。在这种情况下，控制流程进入到步骤S148中，确定目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref是否比阈值-ΔPref’小。如果在步骤S148中得到的是肯定判定(YES)，控制流程进入到步骤S149，确定压力差ΔP是否等于或小于预定阈值-EPS，也就是说，压力差ΔP的绝对值是否等于或大于值EPS。如果在步骤S149中得到的是肯定判定(YES)，这就意味着需要压力减小模式。在这种情况下，控制流程进入到步骤S150中，建立压力减小模式，其中增压控制阀179保持在关闭状态，线圈100处于断电状态，通过上述的反馈和前馈控制，控制减压控制阀58、62的线圈100、144上提供的电流，以减小压力差ΔP。如果在步骤S149中得到的是否定判定(NO)，控制流程进入到步骤S151中，确定用于每个减压控制阀62的阀件136缓慢座合到阀座134上的计数器的内容阻尼计数是否比预定值小。如果在步骤S151得到肯定判定(YES)，控制流程进入到S152中，在该步骤加在线圈144上的电流增加，同时内容阻尼计数增加。重复执行步骤S151和S152，直到在步骤S151中得到否定判定(NO)。于是，加在减压控制阀62的座阀130的线圈144上的电流缓慢地增加，直到电磁驱动力Fs增加到等于需要的座合力Fss和临界值Fr(参照图26所述)的合力大小，以使阀件136缓慢或轻轻地座合到阀座134上。当在步骤S151中得到否定判定(NO)，控制流程进入到步骤S153，以建立压力保持模式。
当在步骤S148中得到否定判定(NO)，也就是说，目标车轮制动液缸压力Pref的变化率ΔPref处于ΔPref’和-ΔPref’之间的预定范围内时，控制流程进入到步骤S154中，建立压力保持模式。
这样，在制动踏板10的操作过程中，不仅在正常制动压力控制中，而且在防锁定制动压力控制中，均选择了压力增加模式、压力保持模式和压力减小模式中之一。
如图29的流程图中所示，通过控制增压控制阀179和减压控制阀62，从而如图30中图象示出的控制了加在这些控制阀179、62中的线圈100和144上电流。如该图象所示，加在减压控制阀62的线圈144上电流比在传统控制中要小，于是减小了控制阀62的电能消耗。另外，控制了加在线圈144上的电流，于是电磁驱动力Fs比压差力Fp大预定临界值Fr，这样阀件136可具有高稳定性地保持座合在阀座134上。另外，为使阀件136座合到阀座134上的碰撞减小，而使加在线圈144上的电流在压力减小模式结束缓慢地增加，于是阀件136可缓慢地座合到阀座134上，从而增加了减压控制阀62的耐久性。另外，在压力增加模式开始操作之前在线圈144上进行提供初始电流有效地减小了在压力增加模式中车轮制动液缸50、52中压力增加的延迟。另外，加在增压控制阀179的线圈100上的电流在压力增加模式结束缓慢地减小，以使阀件90轻轻或缓慢地座合到阀座92上，减小阀件90座合到阀座90上的碰撞，从而增加增压控制阀179的耐久性。
从本发明第六实施例中的上述描述中可以理解，控制器用于控制加到电磁操作的压力控制阀62上的电能，由行程传感器71、压力传感器72、74-78、控制装置160、制动开关166、节流开口传感器168、转向角传感器170和偏航角速度传感器172组成。还可以理解的是，控制器包括电能控制装置，该装置用于根据在制动液缸50、52中的液压来控制加在压力控制阀62上的电能。电能控制装置由用于执行图29的流程图中步骤S144、S147、S153和S154的控制装置160的一部分组成。还可以理解的是，用于执行图28和29的流程图中步骤S134-S136的控制装置160的一部分组成了缓慢能量增加装置，该装置用于缓慢地增加提供在压力控制阀62上的电能，以使阀件136缓慢地座合到阀座134上。还可以理解的是，缓慢能量增加装置包括初始能量提供装置，该装置用于在制动液缸50、52中液压增加的条件满足之前对压力控制阀62提供电能。初始电流提供装置由指定执行步骤S134-S136的控制装置160的一部分组成。还可以理解的是，泵装置30、增压控制阀179和指定执行步骤S144的控制装置160的一部分组成了增压装置，该增压装置用于增加在制动液缸50、52中的液压。
在图28和图29的第六实施例中，在步骤S134-S136的提供初始电流控制中，和在压力减小模式之后在步骤S152中的轻轻或缓慢座合电流提供控制中，加在减压控制阀62上的电流可以不同方式增加。然而，在这些初始电流提供控制和轻缓座合提供电流控制中，电流以同样方式增加。提供初始电流控制不是必要的，正如根据本发明第七实施例的图31的流程图中示出的线性阀装置控制程序中那样，可由在压力增加模式中增压控制的开始后立即进行的缓慢座合电流提供控制来代替，于是在进行增压控制开始后，加在线圈144上的电流缓慢地增加预定的时间。
图31的线性阀控制程序开始于步骤S161，以确定目标车轮制动液缸压力Pref是否比空气压力高。如果在步骤S161中得到的肯定判定(YES)，这就意味着车轮制动液缸压力正在被控制。在这种情况下，控制流程进入到步骤S162中，确定变化率ΔPref是否比预定阈值ΔPref’高。如果在步骤S161中得到的是否定判定(NO)，这意味着车轮制动液缸压力没有得到控制。在这种情况下，控制流程进入到步骤S166中，在该步骤制动系统进行初始化，各种计数器重新设定，电磁操作阀26、28、58、62、179处于初始状态。如果在步骤S162中得到肯定判定(YES)，那么控制流程进入到步骤S163，确定计数器内容的阻尼计数是否比预定的阈值小，该计数器用于在压力增加模式中的增压控制进行后，立即进行轻轻或缓慢的座合。如果在步骤S163中得到的是肯定判定(YBS)，控制流程进入到步骤S164中，进行缓慢座合电流提供控制，其中加在减压控制阀62上的线圈144上的电流缓慢地增加。重复进行步骤S163和S164，直到在步骤S163中得到否定判定(NO)。也就是说，加在线圈144上的电流缓慢地增加，直到在压力增加模式需要后经过预定时间，也就是说，在步骤S162中得到肯定判定后。当在步骤S163中得到否定判定，控制流程进入到步骤S165和与图29的步骤S145-S150相同的后面步骤S167-S170。图31的步骤S171-S177与图29的步骤S148-S154相同。
在步骤S164中，当加在线圈144上的电流以上述参照图27图象的第六实施例同样方式缓慢地增加时，在步骤S164中的电流控制可在第七实施例中进行，于是电磁驱动力Fs可如图32图象中的实线示出那样变化。在这种情况下，临界值Fr等于基于压差ΔP的压差力Fp，如上所述，等于α·ΔT，其中“α”表示最大压力增加速度，而ΔT为循环时间。因此，电磁驱动力Fs以对应于临界值Fr＝Fp的速率增加，该临界值对应于压差ΔP。即，ΔFs(Δi)＝Fp(ΔP)·n，其中“n”表示电流缓慢地增加到值i_e时的控制循环次数。如果在最后一次循环中的电流值i_e比根据在压力增加模式中的标称电流控制的标称值i_n较大时，那么电流不会立即减小到值i_n，而是保持在值i_e，直到标称值i_n增加到i_e。接着，根据在压力增加模式中的标称电流控制来控制电流i。
在第一次控制循环中，电磁驱动力Fs比压差力Fp和临界值Fr的合力较小。在第二次和后面的控制循环中，如图32中所示，象在压力增加模式中的在标称电流控制那样，电磁驱动力Fs等于或大于该合力。这种设计确保了阀件136稳定地座合到阀座134上，而避免了使阀件136座合到阀座134上的电磁驱动力Fs过大。在这种情况下，目标车轮制动液缸压力Pref可认为是以最大压力增加速度α来增加。
在步骤S164中进行电流的控制，如根据本发明第八实施例的图33的图象中实线L示出的，于是电磁驱动力Fs可根据下面公式(9)来增加。
Fs(i)＝Fp(Pref)/γ+Fr×γ.........(9)
在上述公式中，“γ”表示减速系数，该系数由1-1/2^t来表示。当时间增加时，减速系数γ接近“1”。根据上述公式(9)控制的电流在开始进行压力增加控制后立即相对增大，于是阀件136以相对较高的速度朝阀座134移动，并座合到阀座134上。接着，根据在压力增加模式中的标称电流控制。减速系数γ可由其它任何适当系数来代替。
电流可根据下面公式(10)来进行控制：
Fs(i)＝Fp(Pref)/γ...................(10)
可根据与公式(9)和(10)类似的公式来控制加在线圈144上的电流，如根据上述公式(9)和(10)的上述情况，假定电流在第一次控制循环中相对较大，当时间增加时，接近标称值。另外，可根据存储的数据图表来控制电流，该数据图表表明了电流值和控制循环之间的确定关系。
另外，如图33中的单点划线M示出的，可控制电流，以使电磁驱动力Fs根据下面公式(11)增加：
Fs(i)＝Fp(Pref)/×γ..................(11)
在这种情况下，同样，阀件136可缓慢地座合到阀座134上，以减小阀件136座合的噪音，同时增加了减压控制阀62的耐久性。
可如图34中的实线L’所示来控制加在线圈144上的电流，于是在第一次控制循环中产生相对较大的电磁驱动力Fs，接着在压力控制模式中的正常电流控制之前保持该驱动力Fs恒定。或者也可如图34中的双点划线M’所示来控制电流，于是在第一次控制循环中电流相对较小，同时在第二次和后面的控制循环中的电流相对较大。在后面的情况中，压力增加可延迟，但是阀件136可以足够低的速度座合到阀座134上，并非常稳定地保持座合。
在确定电磁驱动力Fs中使用的液体泄漏容许量不必是确定的恒量ε*，而是可以是随着目标车轮制动液缸Pref变化的变量。还需要注意的是，临界值Fr不需要根据最大增压速度α和使阀件136座合到阀座134上的力来确定，但是可在这些值中的一个基础上确定。例如，最大增压速度α也可是随着泵装置30的排放压力变化的变量。另外，电磁驱动力Fs不必比压差力Fp大临界值Fr，可等于压差力Fp，此时阀件136以较好的状态座合到阀座134上。在这种情况下，可使减压控制阀62消耗的电能最小化。
考虑到经过阀件136和阀座134之间的间隙的液体泄漏量随着时间变化的趋势，如图25的图象所示，可以自动地修正阀件136的行程S和液体泄漏量之间的关系。
图20-34的实施例适用于当考虑工作液体的温度以及随温度变化的密度ρ和体积变化率(压缩系数)β时，对加在控制阀58、62、179的线圈100、144上电流的控制。然而，电流可通过压缩系数并根据通过例子在图35中示出的压缩系数β、电流i和车轮制动液缸P之间的确定关系来调整，该压缩系数由电流i和车轮制动液缸压力P来确定。这种确定的关系由存储在ROM154中的数据图象来表达。在这种情况下，温度传感器174就不需要了。
例如，上述关系可通过如下获得：
当加在线圈100、144上的电流根据上述包括目标车轮制动液缸压力P等的公式(8)确定时，探测在车轮制动液缸中的实际液压。如果工作液体的密度ρ和压缩系数β与实际液体温度严格对应，那么探测到的实际值和车轮制动液缸压力的目标值是相等的。换句话说，如果当相应于目标车轮制动液缸压力的电流加在线圈100、144上时，探测到的实际车轮制动液缸压力与目标车轮制动液缸压力相同，电流不需要补偿。在这种情况下，补偿系数设定为“1”。如果实际和目标车轮制动液缸压力值不同，根据该差值来确定补偿系数。这样，得到了确定的关系，表达该关系的数据图象存储在ROM 154中，于是根据数据图形，并在车轮制动液缸压力和根据上述公式(8)计算的电流基础上确定了补偿系数。根据上述公式(8)计算的电流通过把计算的电流乘以确定补偿系数而调整。这样经过调整的电流反映了工作液体的密度和补偿系数随着温度的变化。
在图35中的实施例，当确定了加在线圈100、144上电流时，不需要考虑从关闭阀58、62、179液体泄漏量的随时间的变化。因此，不需要修正液体泄漏量和阀件90、136之间的关系。
增压控制阀179不必进行控制，只要根据制动踏板10的操作量来控制泵装置30的排放压力。增压控制阀179仅在泵装置30的排放压力额外高时得到控制，于是实际车轮制动液缸压力靠近目标值。在这种情况下，控制高压和低压泵电机38、40，以使泵压力传感器74探测到的排放压力与作用在制动踏板10上的压力对应。根据制动系统的应用情况可省略增压控制阀179。
另外，减压控制阀62的弹簧138不是必须的。当没有弹簧138时，在制动系统没有操作时，减压控制阀62可处于关闭状态。然而，这种关闭状态决定没有确实保持。
在制动系统中的液压电路不限于图36示出的细节。例如，如图36所示，制动系统可采用泵装置200，该泵装置包括蓄能池202和单级泵204。泵装置200还包括用于操作泵204以排放存储在蓄能池202中的加压液体的泵电机206。控制泵电机206，以使在蓄能池202中的液压保持在预定最佳范围内。提供压力开关208以探测在蓄能池202中液压涨落是否超出最佳范围的上限与下限之间。
在图36的制动系统中，每个车轮制动液缸18、24、50、52均与控制液缸12和泵装置200相连。在与泵装置200和前轮制动液缸18、24连通的液体通道中，安装有电磁操作的截止阀220。在与泵装置200和后轮制动液缸50、52连通的液体通道中，安装有电磁操作截止阀222。这些截止阀220、222为常闭阀。在与控制液缸12和前轮制动液缸18、24连通的液体通道中，安装有电磁操作截止阀224。在与控制液缸12和后轮制动液缸50、52连通的液体通道中，安装有电磁操作截止阀226。这些截止阀224、226为常开阀。在该制动系统中，当制动系统出现非正常供电时，所有的车轮制动液缸18、24、50、52与泵装置200断开并与控制液缸12连通。在与控制液缸12和后轮制动液缸50、52连通的液体通道中，还安装有增压控制阀228，以使控制液缸12产生的液压通过该增压阀228进一步增加，而后增加的液压施加到后轮制动液缸50、52上。
在与前轮制动液缸18、24连通的液体通道中，安装有电磁操作截止阀230。在与后轮制动液缸50、52连通的液体通道中，安装有电磁截止阀232。控制这些截止阀230、232，以使两个前轮制动液缸18、24或两个后轮制动液缸50、52彼此选择地连通或断开。当对在两个车轮制动液缸18、24(50、52)中的液压彼此单独控制时，截止阀230、232处于关闭状态。当两个车轮制动液缸中的液压控制在同一水平时，截止阀230、232处于打开状态。在后面的情况下，只控制线性阀装置184、186中的一个，以控制两个车轮制动液缸中的液压。
在图36的本实施例中，从截止阀222和/或增压控制阀179中的液体泄漏可使加压液体从蓄能池202提供到后轮制动液缸50、52中，产生所谓的“制动阻力”，甚至当制动踏板10是处于非操作位置时。然而，减压控制阀62为常开阀，使液体从后轮制动液缸50、52中排放到控制贮液池31中，于是阻止了由于液体泄漏而发生的“制动阻力”。在这方面，就需要用于前轮制动液缸18、24的减压控制阀58为常开阀。
在图36的制动系统中，独立于控制液缸12的泵装置200可由其它任何装置如增压器或压力增加装置来代替。在这种情况下，后轮制动液缸50、52中的液压同样可通过控制减压控制阀62来控制。还需要注意的是，牵引控制和汽车稳定制动控制不是必要的。
可以理解的是，在图1中的减压控制阀62可与如图20-35的实施例所示的同样方式来控制。换句话说，图1中的制动系统可改型，以使在压力增加模式和压力保持模式中，加在减压控制阀62线圈144上的电流根据在后轮制动液缸50、52中的液压来控制，以节省需要的电能，同时可如步骤S134-S136中进行用于减压控制阀62的初始电流提供控制。另外，图1中的制动系统可改型，以进一步进行加在线圈144上电流的缓慢增加，以象在压力减小模式中减压结束后或在压力增加模式中增压开始后，立即进行的步骤S144、S147、S153、S154和S164中那样，阀件136缓慢地座合到阀座134上。
还可理解的是，在图20中的制动系统中增压控制阀179可由相应于上述图1中第一实施例的泵截止阀54来代替，于是通过象图1-15的第一实施例那样，控制泵装置30而不是控制增压控制阀179、以及通过使泵截止阀54保持在打开状态和以上述相应于图20-29的第六实施例方式控制减压控制阀58、62来控制在压力增加模式中车轮制动液缸18、24、50、52的液压。
可以理解的是，根据上述教导，本发明包含有本领域技术人员可以进行的其它变化、改型和改进。