述最小允许的马达元件转速或者最大允许的马 达力矩的工作点。
[0032] 但是，典型地以较小的压力来定义用于高动态的（hochdynamisch)功能的输送功 率。由此，从马达元件的空转转速中在没有力矩的情况下或仅仅以较小的力矩和相应的泵 几何形状产生一种能够获得的压力动力（Druckdynamik)。工作点2现在示出了图1的相 同的制动系统，然而是处于一种运行情况中的制动系统，在这种情况中所述分开元件8分 开了所述制动管路-分管路A，由此将一种驾驶员压力仅仅加入到所述制动管路-分管路B 中。在所述前轴上，现在在这里所述由驾驶员所施加的压力也与所述工作点1相类似地作 用于所述泵元件12。但是在这种情况一同样是一种ABS情况中，所述分开元件8、也就是在 所述后轴上的分离阀关闭。由此在所述后轴上或者在所属的液压管路系统中不是由驾驶员 施加的压力起作用、而是更确切地说所述后轴车轮的车轮压力起作用。
[0033] 在ABS情况中，所述车轮压力总是小于由驾驶员施加的压力。由此产生一种在总 和上较小的压力水平，所述两个泵元件12必须一起克服所述压力水平-比如200bar的前 轴压力以及IOObar的后轴压力-进行工作。由此，所述处于制动管路-分管路A中的泵元 件12必须克服较小的反压力来工作，这对所述马达元件10来说又降低了有待共同施加的 马达力矩。所述马达的力矩负荷由此得到降低，从而出现工作点2。但是，如可以在图2a 中看出的那样，所述工作点2不同于所述工作点1 ;由此所述马达元件10不是在其极端的 工作点中工作。换句话说，每个处于所述工作点2与所述工作点1之间的工作点在所述分 开元件8分开制动管路-分管路的情况中对所述马达元件10来说是一种仍然得到允许的 工作点，用于还能够提供所规定的或者所要求的输送功率。所述马达元件10的这种储备 或者要求不足（Unterforderung)现在比如可以用于在至少一条比如处于前轴上的制动管 路-分管路中使用具有改变了的泵几何形状的泵元件，所述泵元件虽然具有较高的反作用 力矩，由此最终在反压力相同时将更高的马达力矩加载到所述马达元件10上，并且由此将 工作点从所述工作点2朝工作点1的方向移动，不过为此每旋转一圈移动明显更大的量。尽 管如此，可以遵守ABS技术说明，因为所述较高的前轴力矩能够通过所述较小的后轴力矩 得到补偿。在最好的情况中可以如此改变所述泵元件，从而比如在ABS情况中又出现所述 工作点1，不过其中现在在所有工作点中产生显著地得到提高的输送容量。这种得到提高的 输送容量在此同时提高所述制动系统的压力动力。
[0034] 因为在相应地改变的泵元件的情况下每旋转一圈在所述前轴上示范性地产生更 大的体积转换，所以在这里可以获得明显更高的输送功率。在马达功率相同时，可以示范性 地在所述前轴上取代具有6. 5_的直径的泵元件而使用这样一种具有8_的直径的泵元 件。输送功率由此可以提高大约50%，这可以如此提高制动系统的压力动力，从而对于行人 保护来说比如从40km/h中产生大约I. 5m到2. 5m的制动距离缩短量。
[0035] 一般来说，按本发明的构思尤其通过以下方式来获得：在ABS情况中使至少一条 制动管路-分管路与驾驶员压力去除耦联，或者一般来说将液压管路压力保持在较低的水 平上，由此给马达元件减轻负荷。
[0036] 下面参照图2b对三种不同地构成的制动系统进行比较。
[0037] 系统a在此来自于按照图1的、传统的制动系统，对于该制动系统来说在所述ABS 制动情况中所述分开元件8没有分开或者可能根本甚至没有设置所述分开元件8。系统b 又代表着图1的系统，图1的系统打开所述分开元件8并且由此将所述制动管路-分管路 A与驾驶员压力分开，而所述泵元件12以及所述马达元件10则保持未改变的状态。系统c 又相应于系统b，其中如此改变了所述泵元件12和/或所述马达元件10,从而将工作点从 工作点Ib朝工作点Ia移动并且所述工作点由此相应于工作点lb。这相应于通过要么对于 所述泵元件12的重新设计尺寸以及/要么对于所述马达元件10的重新设计尺寸使所述工 作点2进行的、前面在使用图2a的情况下所描述的移动。
[0038] 工作点Ia现在对于所述系统a来说代表着最坏情况工作点，由此代表着所述ABS 情况，其特征在于所述泵马达的较高的反作用力矩。工作点Ib对所述系统b来说代表着最 坏情况工作点，由此代表着所述ABS情况，其特征在于所述泵马达的中等的转速和中等的 反作用力矩。这通过将制动管路-分管路与驾驶员压力分开这种方式来实现，其余的参数 基本上不变。工作点Ic对于所述系统c来说又代表着在ABS情况中的最坏情况工作点，其 特征在于所述泵马达的较高的反作用力矩。在此，通过对于所述泵元件12或马达元件10的 相应的重新设计尺寸或者其它选择，所述工作点Ib变成所述工作点lc。所述基本上相同的 工作点2a、b、c相应于用于所有系统的、自主的制动的工作点，其特征在于所述泵马达的很 高的转速和较低的反作用力矩。在每个工作点1中，都必须出于安全原因保证所述泵的足 够的输送功率。但是因为仅仅工作点Ia和Ic代表着所述马达元件10的极端的工作点-所 述极端的工作点在任何情况下都不得被低于(超过力矩或者低于转速）_，所以所述工作点 Ib具有一定的储备，所述储备如前面所描述的那样能够使用不一样地设计尺寸而成的泵元 件。在图2a、b中示出的工作点在活塞泵的实施例上通过所述马达的反作用力矩M按照以 下方程式1
方程式I 用所述摩擦力矩Mfkk、泵的偏心度e、在所述第一及第二制动管路-分管路A、B中的压 力Pl、P2以及在所述第一及第二制动管路-分管路中的泵元件12的直径d jP d 2来产生。 所述泵元件的作用面从π/4*d2中产生。所述力作为作用面*压力p来产生。所属的马达 转速通过图2a、b的马达特性曲线来产生。
[0039] 所述工作点Ι/la/lc在此一般代表着第一工作点，工作点2/lb -般代表着第二工 作点，并且所述工作点2a/2b/2c -般代表着第三工作点。
[0040] 通过所述泵元件的数目和表面、所述马达的偏心度以及转速，可以为每条制动管 路估计并且调节所述输送体积流量。一个方面现在是改进或者提高用于所述三个工作点 2a/2b/2c的输送体积流量。
[0041] 通过在所述系统c的制动管路-分管路中的、比如在前轴管路中的泵元件的、扩大 的作用面，可以在所述第三工作点2a/2b/2c中实现所述输送功率的显著的改进。换句话 说，通过根据对于所述泵元件的、改变的尺寸设计来将工作点Ib移到工作点Ic上这种方 式，不仅在所述最坏情况工作点1中而且接下来同样为正常的工作点2来改变或者提高在 相应的制动管路-分管路中的体积流量。尽管如此，没有允许或者要求所述体积流量在所 述工作点1中比在所述系统a中小，由此没有允许或者要求比极端情况小。
[0042] 在表格1中可以找到用于在所述工作点1和2中在示范性的制动系统的前轴和后 轴上的泵力矩、转速及体积流量的、典型的数值范围。
表格1。
[0043] 表格2用所属的、用于所述系统a、所述部分的线控制动系统b和所述具有得到改 进的压力动力的线控制动系统c的泵变型方案示出了用于体积流量的、示范性的示范值。 在这种实施例中，马达元件对于示范性的摩擦力矩Mfric=30Ncm (牛顿厘米)来说拥有 =4500U/min (转/分钟）的最大的转速以及M最大=220Ncm (牛顿厘米）的最大转矩。
表格2。
[0044] 正如可以从图2的数值中得知的那样，对于几乎没有变化的、由马达力矩/转速构 成的数值对来说，由此对于所述系统a和c的基本上保持相同的工作点来说，通过改变了的 泵几何形状可以在工作点