DE10353692B4 - Vibrationssteuervorrichtung für Kraftfahrzeuge - Google Patents

Abstract

Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung zur Steuerung eines Motors und/oder einer Bremse in Antwort auf Betätigungsgrößen eines Gaspedals, eines Lenkrads, und/oder einer Bremse eines Fahrzeugs, welcher Betätigungsgrößen durch einen Fahrer als ein Betätigungsgrößen anzeigendes Eingangssignal seitens des Fahrers zugeführt werden, mit: einer Kraftberechnungsvorrichtung (104) zur Berechnung einer Antriebskraft des Fahrzeugs und einer Bremskraft des Fahrzeugs, wobei die Antriebkraft und die Bremskraft durch den Fahrer und in Übereinstimmung mit dem Eingangssignal seitens des Fahrers angefordert werden; einer Vibrationsberechnungsvorrichtung (106a) zur Berechnung einer Einfederungsvibration, die durch das Eingangssignal seitens des Fahrers verursachte Vibrationen einer Karosserie des Fahrzeugs zeigt, aus der berechneten Antriebskraft und der berechneten Bremskraft; und einer Kompensationsvorrichtung (106b) zur Kompensation der berechneten Antriebskraft in Übereinstimmung mit der berechneten Einfederungsvibration, um eine kompensierte Antriebskraft derart zu erzeugen, dass die Einfederungsvibration auf eine kompensierte Einfederungsvibration verringert oder unterdrückt wird.

Description

• Die vorliegende Erfindung betrifft eine Vibrationssteuervorrichtung für Kraftfahrzeuge und insbesondere eine Fahrzeugsteuervorrichtung zur Vibrationsunterdrückung, beispielsweise Vibrationen von vorne nach hinten, Vibrationen von links nach rechts und Vibrationen von oben nach unten, welche durch Betätigung von Gaspedal, Lenkrad und Bremse seitens des Fahrers verursacht werden.
• Eine herkömmliche Vibrationssteuerung wird über eine Fahrzeugaufhängung gemacht, wobei ein Weichwerden und Eintauchen während des Fahrens und Bremsens durch eine Aufhängungsgeometrie unterdrückt werden oder wobei Vibrationen durch Ändern einer Dämpferfeder oder der Steifigkeitscharakteristik der Aufhängung unterdrückt werden, wie in der JP 2001-30 728 A , dortige Seiten 2–8, 11 und 12, sowie 6 gezeigt.
• Weiterhin ist ein Antriebskraftsteuerverfahren zur Unterdrückung der Vibrationen einer Fahrzeugkarosserie aufgrund der von der Gaspedalbetätigung erzeugten Antriebskraft in der JP H09-112 329 A, 1997 , Seiten 2–4 und 6, 3 offenbart.
• Bei dem oben genannten Antriebskraftsteuerverfahren wird ein höheres Frequenzspektrum des Gaspedalbetätigungssignals gedämpft, indem an das Gaspedalbetätigungssignal ein Tiefpaßfilter für eine Verzögerung erster Ordnung oder ein Hochpaßfilter für eine Voreilung erster Ordnung angeregt wird, wodurch jegliche Stöße oder Schläge aufgrund einer abrupten Änderung der Antriebskraft unterdrückt werden, wenn der Fahrer abrupt das Gaspedal betätigt. Weiterhin kann eine Vibration von vorne nach hinten, welche für einen Fahrgast unangenehm ist, unterdrückt werden, indem natürliche Vibrationskomponenten in einem Radantriebssystem gedämpft werden.
• Weiterhin ist es in der JP H03-47 444 A, 1991 , Seiten 1–3, 4 und der JP S59-23 037 A, 1984 , Seiten 1–3, 1 offenbart, daß die Motorausgangsleistung kompensiert wird, um Fahrzeugkarosserievibrationen zu verringern, indem die Fahrzeugkarosserievibration unter Verwendung eines Beschleunigungssensors derart erkannt wird, daß der Motorausgang durch eine Vibration kompensiert wird, deren Phase umgekehrt zu derjenigen der Fahrzeugvibration ist, wenn die Fahrzeugvibration größer als eine vorgeschriebene Vibration wird.
• In letzter Zeit wurden plattformartige Selbstträger (Fahrzeugkarosserietyp) für Motor und Karosserie für eine Vielzahl von Fahrzeugarten zusammengefaßt. Infolgedessen ist es vorteilhaft, daß ein vereinheitlichtes Vibrationssteuermodell für die Vielzahl von Fahrzeugarten verwendet wird, da die Fahrzeugsteuerung alleine durch Ändern von Steuerparametern und festen Parametern erzielt wird.
• Was die Fahrleistungen des Fahrzeuges betrifft, so beeinflußt eine größere Änderung in den Bodenlasten der Räder aufgrund einer Fahrzeugvibration in nachteiliger Weise die Grundfahrleistungen, wie Geradeausfahrt, Kurvenfahrt und Abbremsen des Fahrzeugs. Wenn beispielsweise die Bodenlast eines der Räder verringert wird, wird eine Reaktions- oder Rückwirkkraft von der Fahrbahnoberfläche verringert, so daß möglicherweise die Bremskraft oder die Kurvenfahrtkraft verringert werden. Infolgedessen ist es notwendig, die Fahrzeugvibration, welche eine der Faktoren ist, welche die Bodenlast ändert, soweit als möglich zu unterdrücken.
• Angesichts der oben genannten Fahrzeugvibrationsunterdrückung unterdrückt die JP 2001-30 728 A die Vibrationen durch Verwendung eines Vibrationsmodells an den Federn der vorderen und hinteren Räder entsprechend dem Aufhängungssystem der vorderen und hinteren Räder, wobei nur die Dämpfungskraft für den Stoßdämpfer der Aufhängung kompensiert wird, selbst wenn eine Vibration durch Handlungen des Fahrers beim Lenken, Gasgeben oder Bremsen bewirkt wird.
• Weiterhin ist das oben genannte Vibrationsmodell an den Federn der Vorder- und Hinterräder alleine ein dynamisches Modell zur Entscheidung, wie die Position des Massenschwerpunktes des Fahrzeuges sich durch den Betrieb der Aufhängung ändert. Allgemein, so sind Vibrationen, welche ein Fahrgast unangenehm empfindet, von dreifacher Natur, d. h. eine erste Einfederungsvibration (on-spring-vibration) der Fahrzeugkarosserie selbst (mit mehreren Hertz (1 bis 2 Hertz)), eine zweite Unterfederungsvibration (under-spring-vibration) (ungefähr 10 Hertz) und eine dritte Vibration (Fahrzeugvibration) der Räder (35 bis 40 Hertz) aufgrund der Reaktions- oder Rückstellkraft von der Fahrbahnoberfläche entlang der Vertikalrichtung und/oder der Kurvenrichtung. Die erste Vibration ist sehr unangenehm, die zweite Vibration ist am zweitunangenehmsten und die dritte Vibration ist weniger unangenehm als die erste und zweite Vibration, obgleich der Faktor, der die Vibration erzeugt, auf der Reaktionskraft basiert, welche von dem Reifen von der Fahrbahnoberfläche empfangen wird, und die Reaktionskraft basiert auf den Fahr-/Brems-/Kurvenfahrtkräften, welche durch Motorausgang/Bremsenbetätigung/Lenkradbetätigung bewirkt werden. Die Reaktionskraft bewirkt die Unterfederungsvibration (under-spring-vibration) unter der Aufhängung, welche die Einfederungsvibration (on-spring-vibration) bewirkt. Infolgedessen könnte das Vibrationsmodell bevorzugt Priorität über die dritte Vibration abhängig von der Reihe der Erzeugung und der Übertragung der Vibration haben, wodurch die Vibrationssteuerung bevorzugt Priorität über die erste Vibration gemäß den Unangenehmigkeitsgraden der Vibration hat.
• Angesichts des oben genannten Modells und der Steuerung der Vibration verwendet die JP 2001-30 728 A lediglich das Einfederungs-Vibrationsmodell für zwei Räder, welches dynamisch den Aufhängungsabschnitt analysiert. Somit kann keine optimale Steuerung von Vibrationen erhalten werden, welche für den Fahrgast unangenehm sind.
• Weiterhin beinhalten die JP H09-112 329 A, 1997 , die JP H03-47 444 A, 1991 und die JP S59-23 037 A, 1984 keinerlei Modell zur Vibrationsunterdrückung. Beispielsweise wird bei der JP H09-112 329 A, 1997 das Gaspedalbetätigungssignal direkt gefiltert, um die Fahrzeugvibration zu unterdrücken. Wenn in diesem Fall die Filtercharakteristiken nicht adaptiv geändert werden, kann die Fahrzeugvibration möglicherweise allmählich stark divergieren, z. B. wenn das Gaspedal wiederholt stark und dann schwach durchgetreten wird. Weiterhin, was die adaptive Änderung der Filtercharakteristiken betrifft, ist es nicht einfach, beispielsweise zu bestimmen, wenn der Filterungsbereich nach dessen Einengung wiedererhalten werden soll.
• Die US 6 182 001 B1 bezieht sich auf eine Bremsabschätzeinrichtung, eine Antiblockierbrems-Steuereinrichtung und eine Bremsdruck-Steuereinrichtung und offenbart eine Vorrichtung zum Diagnostizieren eines Fehlers in einem dynamischen System. Eine Steuereinrichtung steuert das dynamische System durch Verwenden eines Steuereingangssignals und versetzt das dynamische System durch Verwenden eines Vibrationssignal, das für die interne Zustandsgröße des dynamischen Systems irrelevant ist, in Vibration bzw. Schwingung. Über eine Kreuzkorrelation zwischen einer angenommenen Gesamtstörung und der internen Zustandsgröße des dynamischen Systems kann eine auf die interne Störung bezogene Komponente abgetrennt und zur Diagnose eines Fehlers in dem dynamischen System herangezogen werden.
• Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine optimale Steuerung der Vibrationen an der Fahrzeugkarosserie durchzuführen.
• Die Lösung der Aufgabe erfolgt durch die Merkmale des Anspruchs 1. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche 2 bis 7.
• Die Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung der vorliegenden Erfindung umfaßt die nachfolgend aufgeführten Merkmale 1 bis 3.
• Beim Merkmal 1 werden in Antwort auf Eingänge, welche die Betätigungen des Fahrers hinsichtlich Gaspedal, Lenkrad und Bremse anzeigen, Vibrationen betreffend eine Reifenvibration aufgrund einer Fahrbahnoberflächenreaktionskraft, eine Unterfederungsvibration einer Aufhängung und eine Einfederungsvibration der Fahrzeugkarosserie berechnet. Die Eingänge werden dann kompensiert, um die Vibrationen zu verringern. Hierbei können die Einfederungs- und Unterfederungsvibrationen nicht nur die Vibrationen der Aufhängung (Feder und Dämpferarm) beinhalten, sondern auch Vibrationen beweglicher Bauteile, beispielsweise des Rades und des Differentials, welche sich unabhängig von der Fahrzeugkarosserie bewegen können.
• Üblicherweise wurde die Vibration der Aufhängung zurückgekoppelt oder die Handlungen des Fahrers wurden direkt gefiltert. Bei der vorliegenden Erfindung wird jedoch der Eingang der Betätigung oder Handlung seitens des Fahrers unter Verwendung eines kinetischen Modells (Vibrationsberechnungsvorrichtung) kompensiert. Die vorliegende Erfindung hat den Vorteil, daß das Ansprechverhalten rascher ist im Vergleich zu einer herkömmlichen Rückkopplung auf die Aufhängung. Weiterhin hat die vorliegende Erfindung den weiteren Vorteil, daß der Eingang genau durch das kinetische Modell kompensiert wird. Weiterhin hat die vorliegende Erfindung den Vorteil, daß die Vibration rasch unterdrückt wird, ohne divergiert zu werden, selbst wenn die Betätigungen seitens des Fahrers von Gaspedal, Lenkrad oder der Bremsen wiederholt und fortlaufend erfolgen.
• Das oben erwähnte kinetische Modell (Vibrationsberechnungsvorrichtung) kann beinhalten: ein Reifenmodell zur Berechnung einer Reifenvibration aufgrund einer Rückstellkraft seitens der Fahrbahnoberfläche; ein Aufhängungsmodell zur Berechnung einer Unterfederungsvibration einer Aufhängung; und ein Fahrzeugkarosseriemodell zur Berechnung einer Einfederungsvibration einer Fahrzeugkarosserie. Die Eingänge werden kompensiert, um die Vibrationen zu verringern, wobei eine Priorität dem Fahrzeugkarosseriemodell verliehen ist.
• Weiterhin können das Reifenmodell, das Aufhängungsmodell und das Fahrzeugkarosseriemodell in Serie verbunden sein, so daß sie zu einem einzigen kinetischen Modell vereinigt sind.
• Übliche kinetische Modelle steuerten die Unterdrückung, um die Fahrzeugkarosserievibration zu unterdrücken. Bei dem kinetischen Modell der vorliegenden Erfindung wird jedoch die Reifenvibration aufgrund einer Änderung der Motorausgangsleistung als erstes durch die Aufhängung absorbiert. Nachfolgend wird eine Restvibration, welche von der Aufhängung nicht absorbiert werden kann, der Fahrzeugkarosserie übertragen. Dann werden diese Vibrationen durch die drei Rückkopplungsschleifen zwischen dem Eingang des Reifenmodells und den Ausgängen der oben erwähnten drei Modelle in dem kinetischen Modell unterdrückt.
• Bei Merkmal 2 sind die Eingänge für das kinetische Modell das Motordrehmoment, welches vom Fahrer angefordert wird, sowie Lenk- und Bremsbetätigungen oder -vorgänge. Üblicherweise wurde der Eingang alleine von dem Fahrzeugkarosseriemodell auf das Aufhängungsmodell rückgekoppelt. Bei der vorliegenden Erfindung sind jedoch drei Kompensationsvorrichtungen (drei Rückkopplungsschleifen) vorgesehen. Sie bilden Rückkopplungsvorrichtungen von der Fahrzeugkarosserie; Rückkopplungsvorrichtungen von dem Aufhängungsmodell; und Rückkopplungsvorrichtungen von dem Reifenmodell. Weiterhin wird die Rückkopplungskompensation von dem Fahrzeugkarosseriemodell stets mit der höchsten Priorität gegenüber den anderen beiden Rückkopplungsschleifen durchgeführt. Somit wird diejenige Vibration, welche von den Fahrgästen am meisten unangenehm empfunden wird, stets mit der höchsten Priorität unterdrückt, wodurch eine komfortablere Fahrt gegeben ist.
• Weiterhin können die Eingänge nicht nur Betätigungen oder Handlungen seitens des Fahrers beinhalten, sondern wenigstens einen externen Faktor außerhalb des Fahrzeuges (externe Störung), beispielsweise Fahrbahnoberflächenzustand (z. B. Vorsprünge, Rauhigkeit, Reibung, Neigung), wodurch eine Vibration verringert wird, die durch den externen Faktor bewirkt worden ist.
• Weiterhin kann die Eingangskompensation derart gemacht werden, daß Vibrationen, welche von allen Faktoren bewirkt worden ist, beispielsweise externer Faktor und Handlungen seitens des Fahrers, unterdrückbar sind.
• Bei Merkmal 3 kann die Vibrationsunterdrückung so gemacht werden, daß eine Verschiebung des Massenschwerpunkts der Fahrzeugkarosserie oder eine Verschiebung einer Kopfposition eines Fahrgastes verringert wird. Die Position des Fahrgastes kann die Kopfposition des Fahrers oder eine Kopfposition eines Fahrgastes auf einem Rücksitz sein, wenn das Fahrzeug höherwertig ist.
• Weitere Einzelheiten, Aspekte und Vorteile der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung anhand der Zeichnung.
• Es zeigt:
• 1 ein Blockdiagramm einer Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung der vorliegenden Erfindung;
• 2 ein Blockdiagramm einer Kompensationsvorrichtung 106 für Fahr- und Bremskräfte in 1;
• 3 ein Blockdiagramm einer Motorausgangsberechnungsvorrichtung 110 zusammen mit der Motorantriebsvorrichtung 111 von 1;
• 4 ein kinetisches Modell mit einem Reifenmodell, einem Aufhängungsmodell und einem Fahrzeugkarosseriemodell in Serienverbindung, wobei wenigstens eine Kraft von Fahrbahnoberflächenstörung, Bremskraft und Antriebskraft auf die Reifen wirkt;
• 5 eine Darstellung zur Erläuterung einer Kurvenfahrtbewegung und eines Schleppmoments oder einer Schleifbewegung (drag) während des Lenkvorgangs bei dem kinetischen Zweiradmodell;
• 6 eine Bewegung aufgrund von Schleppmomenten oder Schleifbewegungen (drags) entlang der Vorwärts- und Rückwärtsrichtung des Fahrzeuges;
• 7A zusammen mit 7B ein Flußdiagramm der Vibrationssteuerung und insbesondere der Antriebskraftsteuerung der vorliegenden Erfindung;
• 8A bis 8H die Fahrzeugvibration bei Eingabe nur der vom Fahrer angeforderten Antriebskraft;
• 9A bis 9H die Fahrzeugvibration bei Eingabe nur des Fahrwiderstandes (von außen kommende oder externe Störung);
• 10 ein Blockdiagramm der Vibrationsberechnungsvorrichtung (kinetisches Modell) zusammen mit der Kompensationsvorrichtung;
• 11 Gleichung (1) einer Nickbewegung;
• 12 Gleichung (2) einer Wippbewegung der Fahrzeugkarosserie;
• 13 eine Zustandsgleichung (3) der Bewegung;
• 14 Koeffizienten von Gleichung (3) gemäß 13;
• 15 Gleichung (4) einer Gierbewegung;
• 16 Gleichung (5) einer vorderen seitlichen Kraft;
• 17 Gleichung (6) einer hinteren seitlichen Kraft;
• 18 Gleichung (7) einer Bewegungsgleichung entlang der Seitenrichtung des Fahrzeuges;
• 19 Gleichung (8) der zeitlichen Ableitung β' eines Seitenrutschwinkels β.
• 20 Gleichung (9) von Kräften am Vorderrad und am Hinterrad, ausgedrückt in einem Rollwiderstandskoeffizienten und Reifenlasten;
• 21 Gleichung (10) von seitlichen Reifenkräften der Vorder- und Hinterräder;
• 22 Gleichung (11) zur Annäherung einer Gierrate ϕ' und eines seitlichen Rutschwinkels β;
• 23 Koeffizienten von Gleichung (11) gemäß 22;
• 24 Gleichungen (12) und (13) von Schleppmomenten (drags) Df und Dr der Vorder- bzw. Hinterräder.
• 25 Gleichung (14) und (15) von Schleppmomenten (drags) Df und Dr entlang der Längsrichtungen;
• 26 Gleichung (16) eines Vorderraddrehmomentes und eines Hinterraddrehmomentes;
• 27 Gleichung (17) einer Aufsummierung von Bremskraft, Antriebskraft und externer Störung.
• 28 Gleichungen (18), (19), (20) und (21) des optimalen Regulierverfahrens;
• 29 Gleichungen (22) und (23) von Vorder- bzw. Hinterradlasten; und
• 30 Gleichung (24) betreffend eine Kompensationsformel zur Verringerung der Einfederungsvibration aufgrund von Antriebskraft und Schleppmoment, sowie die Antriebskraft, angenähert durch G(s) und H(s), wodurch die Einfederungsvibration aufgrund von Antriebskraft und Schleppmoment verringert wird.
• Die bevorzugte Ausführungsform wird bezugnehmend auf die Zeichnung beschrieben. Aus Gründen der Übersichtlichkeit der Darstellung sind die Bezeichnungen der einzelnen Blöcke in den 1 bis 3 sowie 7A und 7B am Ende dieser Beschreibung in einer separaten Zeichnungslegende aufgeführt, welche als Teil der Offenbarung dieser Erfindung zu verstehen ist.
• 1 ist ein Blockdiagramm der Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung der vorliegenden Erfindung.
• Eine Fahrerhandlungserkennungsvorrichtung 100 erkennt die Betätigungsgröße seitens eines Fahrers von Gaspedal, Bremspedal und Lenkrad, d. h. die Niederdruckhübe von Gaspedal und Bremspedal und den Lenkwinkel beim Lenken, oder alternativ einen Drosselklappenzustand und einen Hauptbremszylinderdruck.
• Eine Fahrerfahr- und Bremskraftberechnungsvorrichtung 101 berechnet eine Antriebskraft und eine Bremskraft abhängig von der Absicht des Fahrers auf der Grundlage der Betätigungsgröße, welche von der Fahrerhandlungserkennungsvorrichtung 100 erkannt worden ist. Weiterhin berechnet eine Berechnungsvorrichtung 102 für Teillastfahrt und -kräfte eine Antriebskraft und Bremskraft, welche – falls vorhanden – von einer Teillaststeuervorrichtung angefordert werden. Weiterhin berechnet eine Berechnungsvorrichtung 103 für Antriebs- und Bremskräfte für Traktionssteuerung (TRC)/Fahrzeug-Verhaltens-Steuerung (VDC Vehicle Dynamics Control) eine Antriebskraft und eine Bremskraft, welche von TRC und VDC – wenn vorhanden – angefordert werden.
• Eine Berechnungsvorrichtung 104 für Grundkräfte für Fahren/Bremsen bestimmt eine Prioritätsreihenfolge oder verwendet beliebig die Kalkulationsergebnisse von der Berechnungsvorrichtung 101, der Berechnungsvorrichtung 102 und der Berechnungsvorrichtung 103. Somit wird eine Grundantriebskraft und Grundbremskraft, z. B. aus den drei Berechnungsergebnissen, von der Berechnungsvorrichtung 104 für die Grundkräfte hinsichtlich Fahren/Bremsen ausgegeben.
• Eine Antriebs/Bremskraftkompensationsvorrichtung 106 kompensiert die Grundkräfte für Fahren/Bremsen von der Berechnungsvorrichtung 104, wenn möglicherweise eine unerwünschte Vibration für das Fahrzeug-Verhalten und/oder das Fahrgefühl der Insassen verursacht werden könnte, was hervorgerufen wird durch verschiedene Faktoren, beispielsweise ein Nachlassen der Fahrbahnrückstellkraft aufgrund eines seitlichen Rutschwinkels, der durch den Lenkvorgang verursacht wird, eine plötzliche Gaspedalbetätigung, einen plötzlichen Bremsvorgang, abrupte Änderungen der Antriebskraft und der Bremskraft aufgrund einer Fahrsteuerung oder einer TRC/VDC-Steuerung.
• Eine Schätzvorrichtung 105 für Drehmoment/Reaktionskraft schätzt eine Drehmoment/Reaktionskraft aufgrund eines externen Faktors, z. B. der Fahrbahnoberflächenrauhigkeit, der Fahrbahnneigung oder der Fahrbahnreibung, welche möglicherweise plötzlich die Fahrbahnoberflächenreaktionskraft ändern kann, und zwar abhängig von einer Änderung im Fahrwiderstand, der von der Fahrbahnoberfläche über die Reifen übertragen wird, selbst wenn sich das Berechnungsergebnis von der Berechnungsvorrichtung 104 für die Grundkräfte für Fahren/Bremsen nicht plötzlich ändert. Der Ausgang von der Schätzvorrichtung 105 zusammen mit dem Ausgang von der Berechnungsvorrichtung 104 wird der Antriebs/Bremskraftkompensationsvorrichtung 106 eingegeben.
• Eine Berechnungsvorrichtung 107 für die Endkräfte für Fahren/Bremsen berechnet eine Endantriebskraft und Endbremskraft auf der Grundlage der Ausgänge von der Berechnungsvorrichtung 107 und der Kompensationsvorrichtung 106. Eine Endfahrkraft und Endbremskraft werden abhängig von einer angeforderten Steueramplitude und insbesondere bei einem negativen angeforderten Wert innerhalb eines einstellbaren Bereiches berechnet. Die Endantriebskraft wird einer Motorausgangsberechnungsvorrichtung 110 eingegeben und die Endbremskraft wird einer Bremsenbetätigungsberechnungsvorrichtung 113 eingegeben. Hierbei kann die Berechnungsvorrichtung für die Endkräfte für Fahren/Bremsen möglicherweise den Ausgang von der Kompensationsvorrichtung 106 ignorieren, z. B. wenn der Ausgang von der Berechnungsvorrichtung 104 für die Grundkräfte Fahren/Bremsen nicht irgendeine Vibration nach oben/unten/in Drehrichtung der Reifen bewirkt, welche wiederum eine Aufhängungsvibration oder andere Einfederungsvibrationen bewirken würde; wenn ein Aufhängungsmodell, wie später noch beschrieben, bestimmt, daß die Fahrzeugvibration nicht verursacht wurde aufgrund von beispielsweise einer Absorption durch die Aufhängung der oben genannten Reifenvibration; und wenn das Aufhängungsmodell bestimmt, daß die Vibration der Fahrzeugfeder keine Unbequemlichkeitsgefühle bei den Insassen bewirkt.
• Die Motorausgangsberechnungsvorrichtung 110 berechnet eine Motorleistung auf der Grundlage des Ausgangs von der Berechnungsvorrichtung 107 für die Endkräfte für Fahren/Bremsen und des Ausgangs von einer Getriebebetätigungserkennungsvorrichtung 109, welche auf der Grundlage des Fahrzeugzustandes, z. B. der Reifendrehzahl, der Motordrehzahl, einer Radantriebswellendrehzahl, und des Verhältnisses von der Drehzahl einer Eingangsachse eines Drehmomentwandlers zu derjenigen einer Ausgangsachse, erkannt durch eine Fahrzeugzustandserkennungsvorrichtung 108, einen Betriebszustand des Getriebesystems, beispielsweise das Übersetzungsverhältnis oder den Rutschzustand eines Drehmomentwandlers, erkennt.
• Eine Motorbetriebsbestimmungsvorrichtung 111 bestimmt derartige Betriebsgrößen wie Ansaugluft, Kraftstoffeinspritzung, Zündwinkel und gibt die bestimmten Größen an eine Motorantriebsvorrichtung 112 aus.
• Die Bremsenbetätigungsberechnungsvorrichtung 113 berechnet Betriebsgrößen von Vorrichtungen, z. B. eines Bremsenstellglieds, wobei die berechneten Größen an eine Bremsenantriebsvorrichtung 114 ausgegeben werden.
• 2 ist ein Blockdiagramm der Antriebs/Bremskraftkompensationsvorrichtung 106 von 1.
• Der Ausgang von der Berechnungsvorrichtung 104 für die Grundkräfte Fahren/Bremsen wird einer Drehmomentkompensationsvorrichtung 106e eingegeben.
• Weiterhin wird der Ausgang von der Schätzvorrichtung 105 für die Drehmoment/Reaktionskraft einer Schätzvorrichtung 106d für eine von außen einwirkende oder externe Störung eingegeben, welche eine externe Störung aufgrund des oben erwähnten, auf das Fahrzeug einwirkenden externen Faktors berechnet. Der von der Schätzvorrichtung für die externe Störung ausgegebene externe Störungswert wird einer Addiervorrichtung 106c eingegeben, welche den Ausgang von der Schätzvorrichtung 106d mit dem Ausgang von der Berechnungsvorrichtung 104 für die Grundkräfte für Fahren/Bremsen addiert. Das Berechnungsergebnis von der Addiervorrichtung 106c wird einer Vibrationsschätzvorrichtung 106a eingegeben.
• Die Vibrationsschätzvorrichtung 106a schätzt eine Fahrzeugvibration auf der Grundlage eines Vibrationsmodells zur Modellierung einer Verschiebung des Massenschwerpunkts einer Fahrzeugkarosserie aufgrund der oben genannten Drehmomentreaktionskraft auf der Grundlage von Fahrzeugparametern, beispielsweise Gewicht der Fahrzeugkarosserie, Motorgewicht und Aufhängungseigenschaften der Vorder- und Hinterräder. Die Eingangsparameter, welche in das kinetische Modell eingegeben werden, ist die Drehmomentreaktionskraft, welche auf die Reifen, die Aufhängung und die Fahrzeugkarosseriefederung in dieser Reihenfolge wirken. Hierbei hängt die Drehmoment/Reaktionskraft ab von: einer Motorantriebskraft bzw. Bremskraft; einem Fahrwiderstand; und einer Fahrbahnoberflächenreaktionskraft. Weiterhin kann anstelle des Massenschwerpunkts der Fahrzeugkarosserie die Position des Fahrerkopfes oder die Position eines Insassenkopfes auf dem Rücksitz verwendet werden. Weiterhin sind die internen Parameter in dem kinetischen Modell Nick- und Rollwinkel, eine vertikale Verschiebung des Fahrzeuges und deren zeitliche Ableitungen etc.
• Eine Rückkopplungsvorrichtung 106b entscheidet über Rückkopplungsverstärkungen zur Kompensation der fundamentalen oder Grund-Antriebs- und -bremskräfte derart, daß die zeitlichen Ableitungen der internen Parameter in der Vibrationsschätzvorrichtung 106a so rasch als möglich unterdrückt werden. Hierbei können die Rückkopplungsverstärkungen auf der Grundlage von Prioritäten entschieden werden, welche den internen Parametern beispielsweise derart verliehen werden, daß die höchste Priorität einer Nickrate, die zweithöchste Priorität einem Nickwinkel und die niedrigste Priorität der Bodenlast der Vorder- und Hinterräder verliehen wird. Der interne Parameter wird mit dem Rückkopplungsverstärkungsfaktor multipliziert und in die Drehmomentkompensationsvorrichtung 106e eingegeben, so daß die Grund-Antriebs- und Bremskräfte kompensiert werden. Die kompensierten Grund-Antriebs- und Bremskräfte, welche von der Drehmomentkompensationsvorrichtung 106a ausgegeben werden, werden der Berechnungsvorrichtung 107 für die Endkräfte für das Fahren/Bremsen von 1 eingegeben.
• 3 ist ein Blockdiagramm der Motorausgangsberechnungsvorrichtung 110 zusammen mit der Motorbetriebsvorrichtung 111 von 1.
• In der Motorausgangsberechnungsvorrichtung 110 berechnet eine Berechnungsvorrichtung 110a des Ausgangsachsendrehmoments ein von der Ausgangsachse des Getriebes ausgegebenes Drehmoment, indem ein letztendliches Untersetzungsverhältnis auf der Grundlage der endgültigen Antriebs- und Bremskräfte von der Berechnungsvorrichtung 107 für die Endkräfte für Fahren/Bremsen verwendet wird.
• Andererseits berechnet eine Berechnungsvorrichtung 110b des vorhandenen Untersetzungsverhältnisses ein momentan vorhandenes Untersetzungsverhältnis auf der Grundlage der Drehzahl der Ausgangsachse des Getriebes und der Turbinendrehzahl, welche von der Getriebebetätigungserkennungsvorrichtung 109 erkannt worden sind.
• Eine Turbinendrehmomentberechnungsvorrichtung 110c berechnet ein Drehmoment der Getriebeturbinenachse auf der Grundlage des oben erwähnten Ausgangsachsendrehmoments und des vorhandenen Untersetzungsverhältnisses. Hierbei ist das Turbinenachsendrehmoment eine Gesamtsumme eines Drehmoments T₁, übertragen von einer Drehmomentwandler-Überbrückungskupplung, und eines Drehmoments T₂, übertragen von einem Drehmomentwandler. Infolgedessen werden T₁, wie berechnet von einer Berechnungsvorrichtung 110d für das Drehmoment der Drehmomentwandler-Überbrückungskupplung, und T₂, wie berechnet von der Berechnungsvorrichtung 110e für das Drehmomentwandlerdrehmoment, aufsummiert, wobei ein Getriebeeingangsdrehmoment erhalten wird, welches in das Getriebe eingegeben wird. Eine Motorachsendrehmoment-Berechnungsvorrichtung 110g addiert das oben erwähnte Getriebeeingangsdrehmoment zu zusätzlichen Drehmomenten aufgrund eines Wechselrichters, eines Luftkompressors etc., welche von einer Berechnungsvorrichtung 110f für zusätzliches Drehmoment berechnet worden sind, so daß ein Motorachsendrehmoment erhalten wird.
• Dann wird das Motorkurbelwellendrehmoment, welches von der Berechnungsvorrichtung 110g für das Motorachsendrehmoment berechnet worden ist, in eine Berechnungsvorrichtung 111a für das benötigte Motordrehmoment in der Motorbetriebsbestimmungsvorrichtung 111 eingegeen. Die Berechnungsvorrichtung 11a für das benötigte Motordrehmoment berechnet ein benötigtes Motordrehmoment, welches von der Verbrennung im Motor zu erzeugen ist, und zwar auf der Grundlage von: dem Ausgang einer Motordrehmoment-Begrenzervorrichtung 111b zur Begrenzung des Drehmoments; dem Ausgang einer Drehmomentkompensationsvorrichtung 111c zur Steuerung einer Leerlaufdrehzahl des Motors; und dem Ausgang einer Kompensationsvorrichtung 111d für Drehmomentverlust, um interne Verluste, beispielsweise Verluste durch mechanische Reibung oder durch Pumpenvorgänge, zu kompensieren.
• Eine Berechnungsvorrichtung 111e für einen benötigten Wert berechnet eine Ansaugluftmenge, eine Brennstoffmenge und einen Zündzeitpunkt derart, daß verschiedene Bedingungen (beispielsweise Verbrennungsmodus und Zielkraftstoffverbrauch, abhängig von verschiedenen Fahrzuständen, welche durch eine Festlegevorrichtung 111f für Fahrmodus/Zielparameter festgelegt worden sind) erfüllt sind.
• Dann werden auf der Grundlage des Ausgangs von der Berechnungsvorrichtung 111e für den benötigten Wert die Betriebsgrößen einer Luftbetriebsvorrichtung, einer Brennstoffbetriebsvorrichtung und einer Zündbetriebsvorrichtung durch eine Luftbetriebsantriebsvorrichtung 111g, eine Brennstoffbetriebsantriebsvorrichtung 111h und eine Zündbetriebsantriebsvorrichtung 111i berechnet. Die oben erwähnten Betriebsgrößen werden in die Motorantriebsvorrichtung 112 eingegeben.
• Nachfolgend wird das in der Vibrationsschätzvorrichtung 106a von 2 vorgesehene kinetische Modell erläutert.
• 4 zeigt ein kinetisches Modell, welches ein Zweiradmodell ist, bei dem ein Fahrzeug 100 mit vorderen und hinteren Aufhängungen versehen ist. Die Vibrationsberechnungsvorrichtung (das kinetische Modell) basiert auf einem Parameter Tf (einem Raddrehmoment eines Vorderrades) und einem Parameter Tr (einem Raddrehmoment eines Hinterrades). Es weist auf: ein Radmodell zum Ausdrücken der Arbeitsweise der Fahrbahnoberflächenreaktionskraft, welche von den Reifen in Antwort auf Fahrbahnoberflächenstörungen, Bremskraft, Antriebskraft und Lenkbetätigung erzeugt wird; ein Aufhängungsmodell für das Federungssystem und Dämpfersystem abhängig von den Vorder- und Hinterrädern; und ein Fahrzeugmodell zum Ausdrücken einer Einfederungsvibration und ihrer Richtung zum Massenschwerpunkt X1 der Fahrzeugkarosserie.
• Gemäß 4 ist wenigstens entweder eine Fahrbahnoberflächenstörung, eine Bremskraft oder eine Antriebskraft wirksam auf die Räder.
• Wenn Tf und Tr jeweils an die Vorder- und Hinterräder aufgebracht werden, dreht die Fahrzeugkarosserie mit θ um die Nickachse, wodurch sich der Massenschwerpunkt um ”x” bewegt.
• Die Bewegungsgleichung um die Nickachse der Fahrzeugkarosserie wird durch Gleichung (1) von 11 ausgedrückt, wobei Federkonstanten ”kf” bzw. ”kr” für die vorderen bzw. hinteren Aufhängungen sind; Dämpfungskonstanten ”cf” bzw. ”cr” für vordere bzw. hintere Aufhängungen sind; ein Reifenradius ”R” ist; ein Winkel, gebildet durch eine Linie (von einem momentanen Drehzentrum des Vorderrades zu einem Kontaktpunkt des Vorderrades mit dem Boden) und eine andere Linie (von einem momentanen Drehzentrum des Vorderrades zu dem Vorderradmittelpunkt), ”ηf” ist; ein Winkel zwischen einer Linie (von einem momentanen Drehzentrum des Hinterrades zu einem Kontaktpunkt des Hinterrades mit dem Boden) und einer anderen Linie (von einem momentanen Drehzentrum des Hinterrades zu dem Hinterradmittelpunkt) ”ηr” ist; ein Nick-Trägheitsmoment der Fahrzeugkarosserie ”Ip” ist; ein Abstand zwischen dem Vorderrad und einem Nickmittelpunkt ”lf” ist; ein Abstand zwischen dem Hinterrad und dem Nickmittelpunkt ”lr” ist; ein Abstand zwischen der Nickachse und dem Massenschwerpunkt ”hp” ist und ein Trägheitsmoment der Fahrzeugkarosserie ”Ir” ist.
• Weiterhin ist die Bewegungsgleichung einer Auf- und Abbewegung der Fahrzeugkarosserie durch Gleichung (2) gemäß 12 ausgedrückt.
• Die Zustandsgleichung ist Gleichung (3) von 13, wo x1 = x, x2 = x', x3 = θ, x4 = θ', u1 = Tf und u2 = Tr.
• Hierbei ist Am ausgedrückt durch amij (i, j = 1 bis 4), wohingegen Bm ausgedrückt ist durch bmij (i, j = 1 bis 4), wie in 14 gezeigt.
• 5 ist eine Darstellung zur Erläuterung einer Querbewegung und eines Schleppmoments oder einer Schleifbewegung (”drag”) während des Lenkvorgangs in dem kinetischen Zweiradmodell.
• Die Bewegungsgleichung um die Gierachse ist durch Gleichung (4) von 15 ausgedrückt. wobei ein Gierträgheitsmoment ”Iz” ist, ein Abstand zwischen dem Vorderrad und dem Massenschwerpunkt ”Lf” ist, ein Abstand zwischen dem Hinterrad und dem Massenschwerpunkt ”Lr” ist, eine vom Vorderrad erzeugte Querkraft ”Fyf” ist; eine vom Hinterrad erzeugte Querkraft ”Fyr” ist und die Gierrate ”φ'” ist.
• Weiterhin sind die Seitenkräfte Fyf, Fyr, welche auf das Vorder- bzw. Hinterrad der Fahrzeugkarosserie wirken, durch die Gleichungen (5) bzw. (6) ausgedrückt, wie in den 16 und 17 gezeigt.
• Weiterhin ist die Bewegungsgleichung entlang der Seitenrichtung der Fahrzeugkarosserie durch Gleichung (7) ausgedrückt, wie in 18 gezeigt, wobei die Fahrzeugmasse ”M” ist und die Seitenbeschleunigung ”Ay” ist Weiterhin ist die zeitliche Ableitung β' eines Seitenrutschwinkels β durch Gleichung (8) ausgedrückt, wie in 19 gezeigt, wobei ”V” die Fahrzeuggeschwindigkeit ist. Unter der Annahme, daß weder eine Brems- noch eine Antriebskraft auf die Reifen wirkt, werden eine Vorderreifenkraft und eine Hinterreifenkraft ausgedrückt durch Gleichung (9), wie in 20 gezeigt, wobei ein Rollwiderstandskoeffizient ”μr” ist und Lasten auf den vorderen und hinteren Reifen ”Fzf” bzw. ”Fzr” sind.
• Weiterhin werden die Radseitenkräfte der Vorder- und Hinterräder durch Gleichung (10) ausgedrückt, wie in 21 gezeigt, wobei ein Fahrbahnoberflächenreibungskoeffizient ”μ” ist, das Kurvenfahrverhalten der Vorder- bzw. Hinterräder ”Cpf” bzw. ”Cpr” sind und Reifenrutschwinkel der Vorder- bzw. Hinterräder ”αf” bzw. ”αr” sind.
• Infolgedessen werden die Gierrate ϕ' und der Seitenrutschwinkel β durch Gleichung (11) gemäß 22 unter der Bedingung angenähert, daß die Lenkwinkel δf und δr der Vorder- bzw. Hinterräder und die Rutschwinkel αf und αr der Vorder- bzw. Hinterräder derart klein sind, daß gilt: cosδ ≒ 1 und sinδ ≒ δ.
• Hierbei sind An und Bn in Gleichung (11) ausgedrückt durch aij (i, j = 1 bis 2) bzw. bij (i, j = 1 bis 2), wie in 23 gezeigt.
• Nachfolgend werden die Schleifbewegungen Df und Dr für die Vorder- bzw. Hinterräder ausgedrückt durch die Gleichungen (12) bzw. (13), wie in 24 gezeigt, wobei diese Schleifbewegung oder ”Drag” eine Wirkkraft ist, welche von den Reifen während des Lenkvorganges erzeugt wird und in einer Richtung umgekehrt zur Bewegungsrichtung des Fahrzeuges wirkt. Dieser Drag kann als eine Art von äußerer Störung angenommen werden. Die in den Gleichungen (12) und (13) ausgedrückten Drags sind entgegengesetzt der Bewegungsrichtung gerichtet.
• Bezugnehmend auf 6, so sind hier die Drags Dxf und Dxr entlang der Vorwärts- und Rückwärtsrichtung des Fahrzeuges zu untersuchen. Dxf und Dxr entlang der Vorwärts- und Rückwärtsrichtungen werden durch Gleichungen (14) und (15) von 25 ausgedrückt.
• Das Vorderraddrehmoment w1 beträgt Dxf multipliziert mit dem Radradius ”R”, wohingegen das Hinterraddrehmoment w2 ausgedrückt ist durch Dxr multipliziert mit dem Radradiums ”R”. Sie sind ausgedrückt durch Gleichung (16) von 26. Die Raddrehmomente w1 und w2 werden als externe Störung aufgrund des Lenkvorgangs betrachtet, wenn die Antriebs- und Bremskräfte wirken.
• Das kinetische Modell für die Querbewegung und den Drag wird in ein einzelnes Modell gemäß 4 vereint.
• Nachfolgend wird die Vibrationssteuerung gegenüber Brems- und Antriebskräften erläutert.
• Zuerst werden die Bremskraft, die Antriebskraft und die externe Störung gemäß Gleichung (17) von 27 aufsummiert, wobei die Koeffizienten Am, Bm und Em Matrizen sind.
• Wenn in Gleichung (17) z. B. das Fahrzeug Hinterradantrieb hat, ist der Eingang ”u2” anzunehmen als Ttm × nd, wobei Ttm das benötigte Übertragungsachsendrehmoment ist und Nd ein Differentialgetriebe-Übersetzungsverhältnis ist, und die äußeren Störungen sind ”w1” und ”w2”, wobei ”w1” Dxf × R beträgt und ”w2” Dxr × R beträgt.
• Die Antriebskraft wird derart gesteuert, daß der Ausgang bei der Einfederungsbewegung [x1; x2; x3; x4] für den benötigten Wert Ttm × Nd auf den benötigten Wert zurückgekoppelt wird, wodurch das Rückkopplungsergebnis des benötigten Wertes ein kompensiertes Raddrehmoment TwStab wird. TwStab wird durch Nd dividiert, so daß ein benötigtes kompensiertes Drehmoment TtmStab erhalten wird, welches die Antriebskraft steuert. Die Rückkopplungsverstärkung wird so bestimmt, daß die Vibrationen von X' und θ' verringert werden.
• Beispielsweise für gegebene Gewichtungsmatrizen Q und R gemäß Gleichung (18) wird die Kriteriumsfunktion J gemäß Gleichung (19) minimiert, wobei u(t) durch Gleichung (20) ausgedrückt wird. Die Gleichungen (18), (19) und (20) sind in 28 gezeigt. In Gleichung (20) ist ”F” eine Rückkopplungsverstärkungsmatrix und ”P” ist eine positive eindeutige symmetrische Matrix der Riccaci-algebraischen Gleichung gemäß Gleichung (21), wie in (28) gezeigt.
• Obgleich die oben genannte Vibrationssteuerung auf einem optimalen Regulierverfahren basiert, kann auch das ”Pole-Placement-Verfahren” oder ein anderes Verfahren verwendet werden.
• Die Vibrationsberechnungsvorrichtung berechnet eine Einfederungsbewegung des Fahrzeuges in Antwort auf das Antriebsdrehmoment, das von der plötzlichen Gaspedalbetätigung verursacht wird. Weiterhin wird die Rückkopplungsverstärkung auf der Grundlage der berechneten Einfederungsbewegung und der Nickrate und der Vertikalgeschwindigkeit berechnet, so daß die Antriebskraft derart korrigiert wird, daß die Nickrate und die Vertikalgeschwindigkeit verringert werden. Im Ergebnis werden unangenehme Gefühle für den Fahrer verringert, da das Einfederungs-Zweiradmodell Parameter des tatsächlich verwendeten Fahrzeuges verwendet.
• Wenn der Lenkvorgang gemacht wird, werden die Seitenkräfte an den Vorder- und Hinterrädern erzeugt, und die vorderen und hinteren Drags, welche die Vorwärtsbewegung des Fahrzeuges verringern, werden erhöht, so daß die Nickbewegung erzeugt wird, welche eine Längsvibration an Stellen oberhalb des Massenschwerpunkts ist. Der Drag ist eine externe oder von außen kommende Störung und wird in das Einfederungs-Zweiradmodell eingegeben, wodurch die Drags auf die Antriebskraft zurückgekoppelt werden. Bei der Rückkopplungskompensation wird die Antriebskraft während des Drehens des Lenkrades in eine Richtung erhöht, während sie bei Drehen des Lenkrades erst in die eine und dann die andere Richtung verringert wird, wodurch Nick- und Stoßbewegungen unterdrückt werden.
• Aufgrund der oben erwähnten Rückkopplungskompensation berührt der hintere Reifen die Fahrbahnoberfläche gut und die Gierbewegung wird während des Lenkens in eine Richtung stabilisiert, da die Last in Richtung des Hinterrades verschoben wird. Weiterhin wird das Ansprechen auf den Lenkvorgang während des Drehens des Lenkrades in eine Richtung und dann in die andere Richtung verbessert, da die Last in Richtung des Vorderrades verschoben wird.
• Die 7A und 7B zeigen zusammen ein Flußdiagramm der Vibrationssteuerung und insbesondere der Antriebskraftsteuerung gemäß der vorliegenden Erfindung. Das gleiche Flußdiagramm ist für die Bremskraft anwendbar, wenn die Antriebskraft durch die Bremskraft ersetzt wird.
• Die Antriebskraftsteuerung beginnt mit Einschalten des Zündschalters.
• Zunächst wird bei S101 eine Antriebskraft (Antr.kraft), welche von einem Fahrer benötigt oder angefordert wird (Antr.kraft Fahrer), auf der Grundlage des Gaspedalzustandes und der Fahrzeuggeschwindigkeit berechnet, welche von der Fahrerhandlungserkennungsvorrichtung 100 ausgegeben werden.
• Bei S102 wird bestimmt, ob die automatische Geschwindigkeitssteuerung (CC = Cruise Control) betätigt worden ist. Wenn sie nicht betätigt worden ist, folgt S104, wohingegen, wenn eine Betätigung erfolgt ist, S103 folgt.
• Bei S103 wird die von der CC angeforderte Antr.kraft auf der Grundlage der Zielgeschwindigkeit oder -beschleunigung berechnet, welche von der CC berechnet und vorgegeben wird. Im folgenden S104 wird bestimmt, ob die Traktionssteuerung (TRC) und/oder die Fahrzeug-Verhaltens-Steuerung (VDC) betätigt worden ist. Wenn keine Betätigung erfolgt ist, folgt Schritt S106, wohingegen bei einer Betätigung S105 folgt. Im S105 wird die Ziel-Antr.kraft, welche von TRC/VDC (TRC/VDC-Antr.kraft) angefordert oder benötigt wird, durch TRC/VDC berechnet.
• Im folgenden S106 wird die bei S101 berechnete Antr.kraft Fahrer kompensiert, so daß die grundlegende Antr.kraft erhalten wird, wobei die Berechnungsergebnisse bei S103 und/oder S105 mit berücksichtigt werden, falls vorhanden.
• Nachfolgend wird bei S110 das externe Störungsdrehmoment, welches von den Rädern auf die Fahrzeugkarosserie übertragen wird (ext. Störungsdrehmoment) auf der Grundlage der bei S106 berechneten grundlegenden Antr.kraft und einer geschätzten Antr.kraft zur momentanen Zeit an dem Antriebsrad berechnet. Hierbei wird die Antr.kraft an dem Antriebsrad bei S201, S202 und S203 berechnet. Bei S201 wird der momentane Motorausgang erkannt. Nachfolgend wird in S202 das Motorausgangsdrehmoment geschätzt. Danach wird bei S203 die tatsächlich an dem Antriebsrad erzeugte Antr.kraft geschätzt.
• Nachfolgend wird bei S111 das ext. Störungsdrehmoment, geschätzt bei S110, in das kinetische Modell eingegeben, wodurch verschiedene Bewegungszustände erhalten werden. Danach wird bei S112 die grundlegende Antr.kraft auf der Grundlage der Rückkopplungsverstärkungen kompensiert, welche vorab für die oben genannten Bewegungszustände vorgeschrieben sind. Weiter wird bei S113 die abschließende oder End-Antr.kraft auf der Grundlage der oben erwähnten kompensierten grundlegenden Antr.kraft berechnet.
• Nachfolgend wird bei S114 der Bereich der am Motor verfügbaren Antr.kraft berechnet. Insbesondere wenn die endgültige Antr.kraft negativ wird, wird bestimmt, ob die negative endgültige Antr.kraft von der Motorantriebsvorrichtung 112 (Motorvorrichtungantriebsvorrichtung) erreicht werden kann oder nicht. Wenn hierbei die endgültige Antr.kraft, die bei S113 berechnet worden ist, innerhalb des bei S114 berechneten verfügbaren Bereiches ist, folgt S117.
• Nachfolgend wird bei S117 eine endgültige Ziel-Antr.kraft berechnet, und zwar unter der Annahme, daß die oben genannte endgültige Antr.kraft durch der Motorantriebsvorrichtung 112 erreicht worden ist, wenn die oben genannte endgültige Antr.kraft erzielt worden ist, selbst wenn sie negativ ist, oder wenn die oben genannte endgültige Antr.kraft positiv ist.
• Nachfolgend wird bei S118 ein Zielmotordrehmoment auf der Grundlage der endgültigen Ziel-Antr.kraft berechnet, wobei das Drehmomentverhältnis des Getriebes und des Drehmomentwandlers mit berücksichtigt werden. Dann wird bei S119 das Zielmotordrehmoment, das so berechnet worden ist, auf der Grundlage der maximal erlaubbaren Drehzahl des Motors begrenzt.
• Bei S120 wird das Zielmotordrehmoment kompensiert, wobei Verluste durch Luftkompressor, Wechselrichter oder andere Hilfsvorrichtungen berücksichtigt werden. Bei S121 wird das Zielmotordrehmoment kompensiert, wobei die Steuerung der Motorleerlaufdrehzahl berücksichtigt wird, so daß ein Nettodrehmoment erhalten wird. Bei S122 werden der Fahrmodus und Zielparameter, wie z. B. der Kraftstoffverbrauch, festgelegt. Bei S123 werden benötigte Werte von Ansaugluft, Kraftstoffverbrauch und Zündzeitpunkt berechnet. Bei S124 werden der Drosselzustand und Ventilzeitpunkte auf der Grundlage der bei S123 berechneten Ansaugluft berechnet. Bei S125 wird die Brennstoffeinspritzmenge berechnet. Bei S126 wird der Zündzeitpunkt berechnet. Weiter werden bei S127 Gerätestellgliede vom Luftsystem, Kraftstoffsystem und Zündsystem angetrieben, und zwar in Antwort auf die Berechnungsergebnisse bei S124, S125 und S126.
• Andererseits, wenn bei S115 bestimmt wird, daß die endgültige Antr.kraft negativ wird und nicht erreicht werden kann, folgt S116, wo die negative endgültige Antr.kraft durch eine Bremskraft kompensiert wird. Nach S116 wird in zwei Zweige verzeigt, nämlich den der Antriebssystemsteuerung (S117 bis S127) sowie den der Bremssystemsteuerung (S301 bis S303). Die Schritte S117 bis S127 der Antriebssystemsteuerung führen Steuerungen innerhalb des verfügbaren Bereiches durch, der bei S114 und S116 berechnet worden ist.
• Andererseits wird bei S301 bis S303 die bei S116 verwendete Bremskraft erhalten. Genauer gesagt, bei S301 wird ein Öldruck im Bremssystem entsprechend der Bremskraft berechnet. Dann wird bei S302 ein Befehl für das Bremsstellglied zur Erzeugung des berechneten Öldrucks berechnet. Dann wird bei S303 ein Ausgangssignal zum Antrieb des Bremsstellgliedes auf der Grundlage des oben genannten Befehls ausgegeben.
• Die oben genannte Steuerung wird zu festgesetzten Zeiten wiederholt.
• Die 8A bis 8H zeigen die Fahrzeugvibrationen bei der Eingabe nur der Antr.kraft, welche vom Fahrer angefordert wird, wobei die durch das oben genannte kinetische Modell gesteuerten Vibrationen mit durchgezogenen Linien gezeigt sind, wohingegen ungesteuerte Vibrationen gestrichelt dargestellt sind, obgleich sie durch die durchgezogenen Linien dargestellt sind, wenn sie die gleichen wie die gesteuerten Vibrationen sind. Wenn das Gaspedal stufenweise niedergedrückt wird, wie in 8A gezeigt, ändert sich die vom Fahrer angeforderte oder benötigte Antr.kraft (Antr.kraft Fahrer) auf stufenförmige Art und Weise. Die tatsächliche Antr.kraft gemäß 8C und die Antr.drehmoment/Reaktionskraft gemäß 8D sind gegenüber dem Gaspedalzustand und der Antr.kraft Fahrer abhängig von den dynamischen Eigenschaften des Antriebsmechanismus verzögert. In Antwort auf die Antr.dreh-moment/Reaktionskraft gemäß 8D zeigen der Nickwinkel von 8D, die Nickrate gemäß 8F, die Bodenlast am Vorderrad gemäß 8E und die Bodenlast am Hinterrad gemäß 8H Dämpfungsvibrationen, wie gestrichelt dargestellt ist, wenn die Vibrationen nicht gesteuert sind. Die Dämpfungsvibrationen werden hauptsächlich abhängig von den Feder/Dämpfungselementen der Aufhängung und der elastischen Kraft der Reifen verursacht.
• Andererseits, wenn die Vibrationen gesteuert sind, werden die Antr.kraft Fahrer gemäß 8B, die tatsächliche Antr.kraft gemäß 8C und die Antr.drehmoment/Reaktionskraft gemäß 8D unmittelbar in Antwort auf die Gaspedalbetätigung von 8A kompensiert, so daß die Vibrationen wie der Nickwinkel der Fahrzeugkarosserie gemäß 8E und die Nickrate gemäß 8F unterdrückt werden. Somit werden die Bodenlasten der Vorder- und Hinterräder gemäß 8G und 8H stabilisiert, wie durch die durchgezogenen Linien gezeigt, indem die wellenartigen Vibrationen entfernt werden.
• Die 9A bis 9H zeigen die Fahrzeugvibrationen, wenn nur der Fahrwiderstand (externe Störung) eingegeben wird. Die gesteuerten Ergebnisse sind die gleichen wie in den 8A bis 8H. Wenn der Fahrwiderstand gemäß 9C aufgrund des Zustandes der Fahrbahnoberfläche oder eines Lenkvorgangs geändert wird, zeigen die Antr.drehmoment/Reaktionskraft gemäß 9D, der Nickwinkel gemäß 9E, die Nickrate gemäß 9F, die Bodenlast des Vorderrades gemäß 9G und die Bodenlast des Hinterrades gemäß 9H Dämpfungsvibrationen, wie durch die gestrichelten Linien dargestellt, wenn die Vibrationen nicht gesteuert werden.
• Andererseits, wenn die Vibrationen gesteuert werden, werden die Dämpfungsvibrationen von Nickwinkel, Nickrate und Bodenlast von Vorder- und Hinterrädern gemäß den 9E bis 9H unterdrückt.
• Gemäß der Vibrationssteuerung der vorliegenden Erfindung wird die tatsächliche Antriebskraft gemäß 8C allmählich auf die Reifen übertragen, ohne plötzlich anzusteigen, wenn das Gaspedal niedergedrückt wird. Daher wird ein anfängliches überhohes Rutschen auf einer Fahrbahn mit niedrigem Reibungsbeiwert verringert und ein Greifen wird durch den TRC-Vorgang rasch wiedererhalten. Daher wird der Vorgang, daß der Reifen sich an seine Greifgrenze annähert, äußerst gemindert, so daß der Fahrer problemlos das Gaspedal betätigen kann.
• Weiterhin werden bei der Vibrationssteuerung der vorliegenden Erfindung nicht nur die Schwankungen im Nickwinkel und der Nickrate, sondern auch Schwankungen in den Radlasten unterdrückt. Dies wird durch die Gleichungen (22) und (23) erläutert, welche die Vorder- bzw. Hinterradlasten Fzf und Fzr darstellen, wie in 29 gezeigt.
• Fzf und auch Fzr sind eine Summe einer Kraft, welche auf den Stoßdämpfer in dem Einfederungs-Zweiradmodell einwirkt, und Anti-Anfahrnick/Anti-Eintauchkräften auf der Grundlage der Aufhängungsgeometrie. Man erkennt aus Gleichung (22) und Gleichung (23), daß die Unterdrückung von Einfederungsvibrationen, beispielsweise der Nickbewegung, die Unterdrückung der Änderung in der Bodenlast bewirkt. Allgemein gesagt, die Längskraft von Reifen und die Seitenkraft von Reifen sind in enger Beziehung zu der Bodenlast derart, daß die Längskräfte ansteigen und abnehmen, wenn die Bodenlasten ansteigen und abnehmen, und diese Kräfte sind in der Sättigung, wenn die Bodenlasten auf einen gewissen Wert ansteigen. Daher werden die Längs- und Seitenbewegungen durch die Unterdrückung der Änderungen der Längskrafte/Seitenkräfte stabilisiert, wenn die Bodenlast unterdrückt wird.
• Im Ergebnis wird der Vorgang, daß der Reifen sein Greifvermögen verliert, abgemildert, so daß der Fahrer problemlos eine Steuerung über das Fahren des Fahrzeuges einschließlich des Lenkvorgangs hat. Selbst wenn die Reifen sich dem Greifvermögungslimit annähern, wird eine TRC/VDC-Steuerung sanft oder welch durchgeführt.
• Obgleich die Steuerung der Vibrationen aufgrund der Antriebskraft und äußerer Störungen in der obigen Beschreibung erläutert wurde, kann auch ein Bremsdrehmoment TbDrv (Vorderradbremsdrehmoment Tbf; Hinterradbremsdrehmoment Tbr), welches vom Fahrer angefordert wird, ebenfalls berücksichtigt werden, so daß das Einfederungs-Zweiradmodell mit der Antriebs- und Bremskraft entsprechend der Rückstellkraft von der Fahrbahnoberfläche versorgt wird. Somit wird die berechnete Einfederungsbewegung eine weitaus realistischere Annäherung an die Bewegung eines tatsächlich sich bewegenden Fahrzeuges. Infolgedessen wird die Vibration durch die Kompensation der Antriebskraft über eine Rückkopplung gesteuert.
• 10 ist ein Blockdiagramm der Vibrationsberechnungsvorrichtung (kinetisches Modell) zusammen mit der Kompensationsvorrichtung der vorliegenden Erfindung.
• Das kinetische Modell (Vibrationsberechnungsvorrichtung) der vorliegenden Erfindung weist auf: ein Reifenmodell zur Berechnung einer Rad- oder Reifenvibration aufgrund einer Rückstellkraft seitens der Fahrbahnoberfläche; ein Aufhängungsmodell zur Berechnung einer Unterfederungsvibration einer Aufhängung; und ein Fahrzeugkarosseriemodell zur Berechnung einer Einfederungsvibration einer Fahrzeugkarosserie. Die Eingänge werden kompensiert, um die Vibrationen zu verringern, wobei dem Fahrzeugkarosseriemodell Priorität gegeben wird. Gemäß 10 erhält die höchste Priorität die negative Rückkopplung (–F1) von dem Fahrzeugkarosseriemodell, die zweithöchste Priorität erhält die negative Rückkopplung (–F2) von dem Aufhängungsmodell und die geringste Priorität erhält die negative Rückkopplung (–F3) vom Reifenmodell. Hierbei sind Reifenmodell, Aufhängungsmodell und Fahrzeugkarosseriemodell in Serie verbunden, um ein zusammengefaßtes kinetisches Modell zu bilden. Aufgrund des zusammengefaßten kinetischen Modells der vorliegenden Erfindung wird eine Reifenvibration aufgrund einer Änderung der Motorausgangsleistung zuerst durch die Aufhängung absorbiert. Nachfolgend wird eine Restvibration, welche von der Aufhängung nicht absorbiert werden kann, der Fahrzeugkarosserie übertragen. Dann werden diese Vibrationen durch drei Rückkopplungsschleifen zwischen dem Eingang des Reifenmodells und den Ausgängen der oben genannten drei Modelle, welche das kinetische Modell bilden, unterdrückt.
• Üblicherweise wurde nur die Aufhängung gesteuert, um Fahrzeugkarosserievibrationen zu unterdrücken, wie in 10 gezeigt. Die vorliegende Erfindung klärt jedoch die Ursprünge von Fahrzeugvibrationen, so daß das oben genannte zusammengefaßte kinetische Modell erreicht wird.
• Die Bremskraft kann gesteuert werden durch Tb (= TwStab + (TwStab – TdEst)), wobei TwStab ein kompensiertes Drehmoment und TdEst (= TtmEst × Nd) ein geschätztes Drehmoment von der Antriebsquelle ist.
• Die Antriebskraft TtmStab, welche von der Rückkopplung kompensiert worden ist, ist durch Gleichung (24) von 30 ausgedrückt, indem eine linare Kombination einer Übertragungsfunktion G(s) und H(s) verwendet wird. Hierbei wird gemäß Gleichung (24) ein Teil des kompensierten TtmStab, wobei die Größe des Zustandes des Einfederungs-Zweiradmodells rückgekoppelt wird, durch einen Filter angenähert (zur Verringerung des Verstärkungsfaktors um den Resonanzpunkt der Einfederungsvibration herum), von dem die Übergangsfunktion G(s) ist, und wird ein anderes Teil des kompensierten TtmStab zur Verringerung der Vibrationen aufgrund von Drag beim Lenken durch einen Filter angenähert (zur Erhöhung des Verstärkungsfaktors um den Resonanzpunkt der Einfederungsvibration herum), wobei die Übergangsfunktion H(s) ist.
• Bei der Kompensation des berechneten TtmStab wird eine plötzliche Änderung der Antriebskraft derart kompensiert, daß diese Änderung beibehalten oder unterdrückt wird, und die Antriebskraft wird allmählich auf einen Wert äquivalent zu dem Eingang hin bewegt. Wenn weiterhin das Lenkrad in eine Richtung gedreht wird, wird die Antriebskraft erhöht, wohingegen, wenn das Lenkrad in die eine Richtung und dann die andere Richtung gedreht wird, die Antriebskraft verringert wird. Diese Kompensation wird auf der Grundlage der Einfederungscharakteristiken durchgeführt. Somit werden eine Nickbewegung, welche durch die Gaspedalbetätigung und durch einen Lenkvorgang bewirkt wird, und weiterhin eine komplexe Vibration aufgrund von Nick- und Rollbewegungen wirksam verringert.
• Zusammenfassend erreicht somit die vorliegende Erfindung eine optimale Steuerung von Vibrationen aufgrund von Betätigungen eines Gaspedals und/oder eines Lenkrads und/oder eines Bremspedals durch den Fahrer. Die Betätigungsanweisungen werden in eine Vibrationsberechnungsvorrichtung oder ein kinetisches Modell eingegeben, welches ein Fahrzeugkarosseriemodell, ein Aufhängungsmodell und ein Reifenmodell aufweist. Übliche kinetische Modelle steuerten oder kontrollierten die Aufhängung, um Fahrzeugkarosserievibrationen zu unterdrücken. Bei dem kinetischen Modell der vorliegenden Erfindung wird eine Reifenvibration aufgrund einer Änderung in der Motorausgangsleistung zuerst von der Aufhängung absorbiert, wobei dann eine Restvibration, welche von der Aufhängung nicht absorbiert worden ist, der Fahrzeugkarosserie übertragen wird. Die Betätigungseingänge werden durch drei Rückkopplungsschleifen zwischen den Ausgängen der oben erwähnten drei Abschnitte und dem Eingang des Reifenabschnittes kompensiert, wobei dem Fahrzeugkarosseriemodell die höchste Priorität verliehen wird.
• FIGURENLEGENDE
• Aus Gründen der Übersichtlichkeit und besseren Lesbarkeit der Zeichnungsbeschriftung wurden die Beschriftungen der 1, 2, 3, 7A und 7B in die nachfolgende Figurenlegende übernommen. Die Beschriftungen in den verbleibenden Figuren sind – wo vorhanden – direkt eingetragen.
• Bezugszeichenliste
• Fig. 1:

100

Fahrerhandlungserkennungsvorrichtung

101

Fahrerfahr- und Bremskrafterkennungsvorrichtung

102

Berechnungsvorrichtung für automatische Temporegelung und Bremskraft

103

Berechnungsvorrichtung für TRC/VDC-Fahrt und Bremskraft

104

Berechnungsvorrichtung für Grundkräfte Fahren/Bremsen

105

Schätzvorrichtung für Drehmomentreaktionskraft

106

Antriebs-/Bremskraftkompensationsvorrichtung

107

Berechnungsvorrichtung für Endkräfte Fahren/Bremsen

108

Fahrzeugzustandserkennungsvorrichtung

109

Getriebebetätigungserkennungsvorrichtung

110

Motorausgangsberechnungsvorrichtung

111

Motorbetriebsbestimmungsvorrichtung

112

Motorantriebsvorrichtung

113

Bremsenbetätigungsberechnungsvorrichtung

114

Bremsenantriebsvorrichtung

Fig. 2:

104

Berechnungsvorrichtung für Grundkräfte Fahren/Bremsen

105

Schatzvorrichtung für Drehmomentreaktionskraft

106a

Vibrationsschätzvorrichtung

106b

Rückkopplungsvorrichtung

106c

Addiervorrichtung

106d

Schätzvorrichtung für äußere Störung

106e

Drehmomentkompensationsvorrichtung

Fig. 3:

110a

Berechnungsvorrichtung für Ausgangsachsendrehmoment

110b

Berechnungsvorrichtung für Übersetzungsverhältnis

110c

Turbinendrehmomentberechnungsvorrichtung

110d

Berechnungsvorrichtung für Überbrückungskupplung-Drehmoment

110e

Berechnungsvorrichtung für Drehmomentwandler-Drehmoment

110f

Berechnungsvorrichtung für zusätzliches Drehmoment

110g

Berechnungsvorrichtung für Motorachsendrehmoment

111a

Berechnungsvorrichtung für benötigtes Motordrehmoment

111b

Motordrehmoment-Begrenzungsvorrichtung

111c

Kompensationsvorrichtung für Leerlaufdrehmoment

111d

Kompensationsvorrichtung für Drehmomentverlust

111e

Berechnungsvorrichtung für benötigten Wert

111f

Festlegevorrichtung für Fahrmodus/Zielparameter

111g

Antriebsvorrichtung Luftbetrieb

111h

Antriebsvorrichtung Brennstoffbetrieb

111i

Antriebsvorrichtung Zündbetrieb

Fig. 7A:

101

Antr.kraft Fahrer

102

CC ein?

103

CC-Antr.kraft

104

TRC/VDC ein?

105

TRC/VDC-Antr.kraft

106

grundlegende Antr.Kraft

110

externes Störungsdrehmoment

111

kinetisches Modell

112

grundlegende Antr.Kraft kompensieren

113

End-Antr.kraft

201

momentanen Motorausgang erkennen

202

Motordrehmoment schätzen

203

Radantriebskraft schätzen

Fig. 7B:

114

verfügbarer Bereich

115

negative endgültige Antr.kraft verfügbar?

116

sowohl Antr.steuerung als auch Bremssteuerung verwenden

117

endgültige Ziel-Antr.kraft

118

Ziel-Motordrehmoment

119

Ziel-Motordrehmbment begrenzen

120

Drehmomentverlust kompensieren

121

Leerlaufdrehmoment kompensieren

122

Modus & Parameter festlegen

123

benötigte Werte von Luft, Brennstoff und Zündzeitpunkt

124

Drosselstellung und Ventilzeitpunkt

125

einzuspritzende Brennstoffmenge entscheiden

126

Zündzeitpunkt entscheiden

127

Stellglied-Antriebssignal ausgeben

301

Bremsöldruck

302

Anweisung an Bremsenstellglied

303

Bremsenstellglied antreiben

Claims (7)

1. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung zur Steuerung eines Motors und/oder einer Bremse in Antwort auf Betätigungsgrößen eines Gaspedals, eines Lenkrads, und/oder einer Bremse eines Fahrzeugs, welcher Betätigungsgrößen durch einen Fahrer als ein Betätigungsgrößen anzeigendes Eingangssignal seitens des Fahrers zugeführt werden, mit: einer Kraftberechnungsvorrichtung (104) zur Berechnung einer Antriebskraft des Fahrzeugs und einer Bremskraft des Fahrzeugs, wobei die Antriebkraft und die Bremskraft durch den Fahrer und in Übereinstimmung mit dem Eingangssignal seitens des Fahrers angefordert werden; einer Vibrationsberechnungsvorrichtung (106a) zur Berechnung einer Einfederungsvibration, die durch das Eingangssignal seitens des Fahrers verursachte Vibrationen einer Karosserie des Fahrzeugs zeigt, aus der berechneten Antriebskraft und der berechneten Bremskraft; und einer Kompensationsvorrichtung (106b) zur Kompensation der berechneten Antriebskraft in Übereinstimmung mit der berechneten Einfederungsvibration, um eine kompensierte Antriebskraft derart zu erzeugen, dass die Einfederungsvibration auf eine kompensierte Einfederungsvibration verringert oder unterdrückt wird.
2. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Vibrationsberechnungsvorrichtung aufweist: ein Reifenmodell zur Berechnung einer Reifenvibration, die aufgrund einer Rückstellkraft seitens der Fahrbahnoberfläche verursacht wird; ein Aufhängungsmodell zur Berechnung einer Unterfederungsvibration einer Aufhängung des Fahrzeugs; und ein Fahrzeugmodell, welches die Berechnung der Einfederungsvibration erlaubt; wobei die Kompensationsvorrichtung die berechnete Antriebskraft kompensiert, um die Vibrationen zu verringern, wobei dem Fahrzeugmodell Priorität derart verliehen wird, dass die Verringerung der Einfederungsvibration oberste Priorität erhält.
3. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung nach Anspruch 1, wobei: die Kompensationsvorrichtung die berechnete Antriebskraft kompensiert, um eine Vibration zu verringern, welche durch ein Drehmoment oder eine Reaktionskraft aufgrund eines von außerhalb des Fahrzeugs einwirkenden externen Faktors bewirkt wird.
4. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung nach Anspruch 2, wobei die angeforderte Antriebskraft und die angeforderte Bremskraft dem Reifenmodell zugeführt werden, welches mit dem Fahrzeugmodell verbunden ist, und die Reifenvibration in dem Reifenmodell, die Unterfederungsvibration in dem Aufhängungsmodell und die Einfederungsvibration in dem Fahrzeugmodell in dieser Reihenfolge berechnet werden.
5. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung nach Anspruch 1, wobei: die Kompensationsvorrichtung die berechnete Antriebskraft kompensiert, um Vibrationen zu verringern, welche durch ein Drehmoment oder eine Reaktionskraft verursacht werden, die aufgrund eines von außerhalb des Fahrzeugs einwirkenden externen Faktors und das Eingangssignal seitens des Fahrers bewirkt werden.
6. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Kompensationsvorrichtung die berechnete Antriebskraft kompensiert, um eine Verschiebung des Massenschwerpunkts der Fahrzeugkarosserie zu verringern.
7. Fahrzeugvibrationssteuervorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Kompensationsvorrichtung die berechnete Antriebskraft kompensiert, um eine Verschiebung einer Kopfposition eines Fahrzeuginsassens in dem Fahrzeug zu verringern.

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