DE19838179A1 - Steuervorrichtung für das Fahrzeug-Fahrverhalten - Google Patents

Description

Durch Rückbeziehung wird hiermit der Inhalt der japanischen Anmeldung Tokugan Hei 9-224539 mit dem Anmeldungstag 21.08.1997 inkorporiert.

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Steuervorrichtung für das Fahrverhalten eines Fahrzeugs, wobei die Bremskraft jedes Rades derart individuell gesteuert wird, daß das Fahrzeug ein angemessenes Fahrverhalten erhält. Im besonderen bezieht sich die Erfindung auf eine Steuervorrichtung für das Fahrverhalten eines Fahrzeuges, wel­ ches mit einer Fahrzeugschlupfsteuerung ausgestattet ist (anti-skid controller).

Im Stand der Technik sind unterschiedliche Typen von Steuerungen für das Fahrverhal­ ten eines Fahrzeuges bekannt. Eine solche Steuerung ist in JP-A-8-310366 offenbart. Dabei wird der hydraulische Druck des Radzylinders (die Bremskraft) jedes Rades indi­ viduell gesteuert, um ein Durchdrehen oder ein Wegdriften oder dergleichen zu verhin­ dern, wenn das Fahrzeug eine Kurve fährt oder gelenkt wird.

Bei dieser Steuerung werden ein Lenkausmaß, die Radgeschwindigkeit, die Gier-Rate und ein Limit für den Reifengriff abgetastet. Zu nächst wird anhand dieser Parameter ei­ ne Soll-Gier-Rate im Griffigkeitslimit bestimmt. Dabei wird festgestellt, ob sich das Fahr­ zeug in einem übersteuernden oder untersteuernden Lenkzustand befindet, bei dem das Griffigkeitslimit des Reifens überschritten ist.

Befindet sich das Fahrzeug in einem Kurvenfahrstatus, in dem das Reifengriffigkeitslimit überschritten ist, dann wird der hydraulische Druck des Radzylinders jedes Rades so gesteuert, daß eine tatsächliche Gier-Rate einer Soll-Gier-Rate angeglichen wird. Auf diese Weise wird das Fahrzeug innerhalb solcher Grenzen gefahren, daß ein unnatürli­ ches Fahrverhalten, das sich bei Kurvenfahrt einstellen könnte, vermieden wird.

In einem anderen Typ einer solchen Steuerung wie einer Rad-Antirutschsteuerung wird der hydraulische Druck des Radzylinders (die Bremskraft) so gesteuert, daß ein Rad­ schlupfverhältnis einen vorbestimmten Wert nicht überschreitet.

Diese Steuerung schätzt in üblicher Weise die Fahrzeuggeschwindigkeit (Fahrgeschwin­ digkeit) auf der Basis mehrerer Radgeschwindigkeiten, und berechnet das Schlupfver­ hältnis des Rades durch Vergleichen der Radgeschwindigkeit und der Fahrzeugge­ schwindigkeit, und steuert den hydraulischen Druck des Radzylinders derart, daß dieses Schlupfverhältnis ein ideales Schlupfverhältnis wird, wobei der Reibungskoeffizient des Rades auf der Straße maximiert wird.

Jedoch können in einem Fahrzeug, in dem eine Steuerung für das Fahrverhalten des Fahrzeugs und eine Steuerung für den Radschlupf gemeinsam installiert sind, diese Funktionen in gegenseitigen Konflikt kommen.

Beispielsweise können die Räder blockieren, wenn durch die Fahrverhalten-Steuerung zur Vermeidung einer Fahrzeugdrehung eine hohe Bremskraft aufgebracht wird. Die Radschlupfsteuerung funktioniert dann im Sinne einer Verminderung der Bremskraft, um die Radblockierung zu lösen.

Da jedoch die Steuerung des Fahrverhaltens erneut eine große Bremskraft erzeugt, da das Fahrverhalten des Fahrzeugs instabil ist, wird die Bremskraft danach durch die Schlupfsteuerung erneut vermindert, sobald die Räder wieder blockieren.

Diese Operationen werden wiederholt durchgeführt, woraus ein Aufschaukeleffekt (hunting) resultieren kann, was die gesamte Steuerung instabil macht.

Es ist deshalb ein Ziel dieser Erfindung, den Aufschaukeleffekt (hunting) zufolge der ge­ genseitigen Beeinflussung der beiden Steuerungstypen zu vermeiden.

Um dieses Ziel zu erreichen, weist die Steuervorrichtung des Fahrzeuges eine Steuer­ ung für das Fahrverhalten auf, die die Bremskraft jedes Rades individuell steuert, derart, daß das Fahrzeug-Fahrverhalten ein Sollstatus ist, und eine Radschlupfsteuerung, die die Bremskraft jedes Rades derart steuert, daß ein Radschlupfverhältnis ein Rad-Soll- Schlupfverhältnis ist.

Zusätzlich weist die Steuervorrichtung eine Steuerung für eine Bremskraftbegrenzung auf, die entweder einen oberen Grenzwert eines Bremskraft-Sollwertes zum Erzielen des Soll-Fahrzeugstatus begrenzt, oder einen oberen Grenzwert eines Sollwerts einer Variationsrate der Bremskraft, oder beides, und zwar innerhalb eines Bereiches, in dem es keine gegenseitige Einwirkung zwischen der Fahrzeug-Fahrverhaltenssteuerung und der Radschlupfsteuerung gibt.

Einzelheiten und andere Merkmale sowie Vorteile der Erfindung werden in der Be­ schreibung erläutert, die sich nach den beiliegenden Zeichnungen richtet. In der Zeich­ nung ist:

Fig. 1 ein Systemdiagramm für eine Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Vorrichtung zum Steuern des Fahrverhaltens eines Fahrzeuges mittels dessen Bremssystem,

Fig. 2 ein Flußdiagramm zu einem Programm zur Berechnung eines Sollwertes eines Radzylinders zur mit der Ausführungsform dieser Steuerung ausge­ führten Fahrverhaltenssteuerung,

Fig. 3 ein Programm zum Berechnen eines Bremssteifigkeitskoeffizienten, der zum Berechnen des Sollwerts des Radzylinderdrucks bei der Fahrverhal­ tenssteuerung genutzt wird,

Fig. 4 ein Flußdiagramm zu einem Programm zur Berechnung eines Schlupfver­ hältnis-Sollwerts, wie er benutzt wird zum Berechnen des Sollwerts des Radzylinderdrucks bei der Fahrverhaltenssteuerung,

Fig. 5 eine Graphik zur Verdeutlichung einer Variationscharakteristik des Brems­ steifigkeitskoeffizienten in Relation zur Radlast,

Fig. 6 eine Graphik über eine Variationscharakteristik eines Korrekturkoeffizien­ ten über dem Radquerschlupfwinkel,

Fig. 7 ein Flußdiagramm zu einem Programm zum Steuern eines Radzylinder­ drucks für jedes Rad, durchgeführt durch die Steuerung,

Fig. 8 eine Druckvariationscharakteristik für den Fall, daß ein Drucksteigerungs­ ventil und ein Druckverminderungsventil in dem Bremssystem von Fig. 1 offen sind, wobei (a) die Variationscharakteristik der Druckzunahme auf­ grund des Drucksteigerungsventils, und (b) die Variationscharakteristik der Druckverminderung bei Einflußnahme des Druckverminderungsventils zeigt,

Fig. 9 eine beschreibende Zeichnung eines Reibungskreises eines Reifens,

Fig. 10(a) eine Graphik zur Verdeutlichung einer Relation zwischen einem Rad­ schlupfverhältnis, Vorwärts- und Rückwärtsradkräften und dem Brems­ steifigkeitskoeffizienten bei einer geraden Vorwärtsfahrt des Fahrzeuges, (b) eine Graphik über eine Relation zwischen einem Radschlupfverhältnis und einem Reibungskoeffizienten, (c) eine Graphik einer Relation zwi­ schen einem Radquerschlupfwinkel und dem Reibungskoeffizienten bei Kurvenfahrt des Fahrzeuges sind,

Fig. 11(a) eine Graphik über die Variationscharakteristik eines Bremssteifigkeitskoef­ fizienten in Relation zur Radlast, (b) eine Graphik einer Relation zwischen dem Radschlupfverhältnis und dem Reibungskoeffizienten für Straßen mit unterschiedlichen Reibungsbeiwerten (µ) bei gerader Vorwärtsfahrt des Fahrzeuges, und (c) eine Graphik einer Relation zwischen einem Rad­ querschlupfwinkel und dem Reibungskoeffizienten bei Kurvenfahrt des Fahrzeugs sind.

Die Erfindung wird nachstehend beschrieben unter Bezugnahme auf die Zeichnungen. Fig. 1 enthält ein Bremssystem eines Fahrzeuges, bei dem die erfindungsgemäße Steuerung des Fahrzeug-Fahrverhaltens angewandt wird. In Fig. 1 sind ein Bremspedal 1, ein Hauptzylinder 2 und ein Bremsflüssigkeitsreservoir 3 gezeigt.

Wird in diesem Bremssystem beim Niederdrücken des Bremspedals 1 vom Hauptzylin­ der 2 zu Bremskreisen 4, 5 zugeführter Hydraulikdruck erzeugt, dann wird dieser zu Radzylindern 8L/8R linker und rechter Vorderräder 6L/6R und Radzylinder 9L/9R linker und rechter Hinterräder 7L/7R übertragen, um auf diese Weise eine normale Bremsung zu veranlassen.

Bei dieser Ausführungsform umfaßt der Hauptzylinder 2 eine Pumpe 11, die als Druck­ quelle dient, und, einen Akkumulator 12, der den Abgabedruck der Pumpe speichert. Die Pumpe 11 ist gemeinsam dem Hauptzylinder 2 und dem Bremsflüssigkeitsreservoir 3 zugeordnet.

Umschaltventile 13, 14, die normalerweise offen sind, und Umschaltventile 15, 16, die normalerweise geschlossen sind, sind installiert und selektieren, ob der Druck des Hauptzylinders 2 oder der Druck in dem Akkumulator 12 an die Radzylinder 8L/8R der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und die Radzylinder 9L/9R der linken und rechten Hinterräder 7L/7R zu übertragen ist.

Sofern die normalerweise offenen Umschaltventile 13, 14 und die normalerweise ge­ schlossenen Umschaltventile 15, 16 abgeschaltet sind (nicht erregt), dann wird der Druck des Hauptzylinders 2 an die Radzylinder 8L/8R der linken und rechten Vorderrä­ der 6L/6R und die Radzylinder 9L/9R der linken und rechten Hinterräder 7L/7R übertra­ gen.

Wenn hingegen in umgekehrter Weise die normalerweise offenen Umschaltventile 13, 14 und die normalerweise geschlossenen Umschaltventile 15, 16 insgesamt geschaltet sind, dann wird der Druck des Akkumulators 12 an die Radzylinder 8L/8R der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und die Radzylinder 9L/9R der linken und rechten Hinterrä­ der 7L/7R übertragen.

Normalerweise offene Drucksteigerungsventile 17L/17R und 18L/18R sind jeweils in Bremsdruck-Verminderungskreisen der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und lin­ ken und rechten Hinterräder 7L/7R installiert und verbunden mit Druckverminderungs­ kreisen, in denen Druckverminderungsventile 19L/19R, 20L/20R installiert sind, die normalerweise geschlossen sind. Die erwähnten Druckverminderungskreise sind ferner verbunden mit einem vorderen Radakkumulator 21 und einem hinteren Radakkumulator 22 (Druckspeicher).

Die vorerwähnten Ventile sind im Regelfall Magnetventile (2/2-Wegeventile), die in der jeweils geschlossenen oder offenen Normalstellung durch Federkraft gehalten werden, und durch einen zugeordneten Schaltmagneten aus der Normalstellung gegen die hal­ tende Federkraft umschaltbar sind.

Solange die Drucksteigerungsventile 17L/17R und 18L/18R abgeschaltet sind, und auch die Druckverminderungsventile 19L/19R und 20L/20R abgeschaltet sind, nehmen die hydraulischen Drücke der Radzylinder der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und der linken und rechten Hinterräder 7L/7R bis auf den gleichen Druck zu, nämlich dem Druck der Druckquelle.

Sind hingegen die Drucksteigerungsventile 17L/17R und 18L/18R eingeschaltet oder er­ regt, hingegen die Druckverminderungsventile 19L/19R und 20L/20R abgeschaltet, dann werden die Radzylinderdrücke der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und der linken und rechten Hinterräder 7L/7R auf ihren gegenwärtigen Werten gehalten.

Wenn die Drucksteigerungsventile 17L/17R und 18L/18R eingeschaltet und damit ab­ gesperrt und die Druckverminderungsventile 19L/19R und 20L/20R ebenfalls einge­ schaltet und damit geöffnet sind, werden die Radzylinderdrücke der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und der linken und rechten Hinterräder 7L/7R in die zugehörigen Ak­ kumulatoren 21, 22 abgebaut und dadurch vermindert.

Die inneren Drücke der Akkumulatoren 21 und 22, die zu dieser Zeit entstehen, werden rückgeführt zu einem Vorderrad-Bremsflüssigkeits-Druckkreis und einem Hinterrad- Bremsflüssigkeits-Druckkreis durch Pumpen 23 und 24, die jeweils mit diesen Akkumu­ latoren 21 und 22 verbunden sind.

Deshalb werden die hydraulischen Drücke der Radzylinder der linken und rechten Vor­ derräder 6L/6R und der linken und rechten Hinterräder 7L/7R jeweils durch einen unter­ schiedlichen Druckwert gesteuert, wobei die Bremskraft sich entsprechend ändert. Die Steuerung der Radzylinderdrücke wird nachfolgend beschrieben.

In einem gewöhnlichen Status sind alle Umschaltventile 13, 14, 15, 16 und die Druck­ steigerungsventile 17L/17R, 18L/18R wie auch die Druckverminderungsventile 19L/19R, 20L/20R abgeschaltet oder entregt. Wird das Bremspedal 1 niedergedrückt, dann wird der in dem Hauptzylinder 2 aufgebaute Hauptzylinder-Hydraulikdruck an die Kreise 4, 5 übermittelt, so daß die hydraulischen Drücke der Radzylinder der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und der linken und rechten Hinterräder 7L/7R über die Umschalt­ ventile 13, 14 und die Druckverminderungsventile 17L/17R, 18L/18R gesteigert, worauf diese Drücke die Räder entsprechend dem Ausmaß des Niederdrückens des Bremspe­ dals 1 bremsen.

Sollten die Räder während der Bremsung blockieren, und zwar bei eingeschalteten und damit abgesperrten Drucksteigerungsventilen 17L/17R, 18L/18R, dann werden die Radzylinderdrücke der zugeordneten Räder aufrechterhalten, während bei eingeschal­ teten und damit geöffneten Druckverminderungsventilen 19L/19R, 20L/20R die hydrau­ lischen Drücke in den Radzylindern der korrespondierenden Räder abfallen. Durch Se­ lektieren dieser Operationen wird eine Antirutschsteuerung ausgeführt, die das Blockie­ ren der Räder vermeidet.

Sollte beim Beschleunigen des Fahrzeuges ein Durchdrehen der Räder auftreten, dann werden die Umschaltventile 13, 14 eingeschaltet und damit geschlossen und die Um­ schaltventile 15, 16 abgeschaltet und damit geöffnet. Daraufhin wird vom Akkumulator 12 stammender Druck übertragen, so daß die Radzylinderdrücke der linken und der rechten Vorderräder 6L/6R und der linken und rechten Hinterräder 7L/7R zunehmen können. Bei einem Fahrzeug, in dem ein Durchdrehen der Räder nicht auftritt, werden die Drucksteigerungsventile 17L/17R, 18L/18R eingeschaltet und damit geschlossen, so daß für diese Räder keine Radzylinderdrücke erzeugt werden. Hingegen werden in ei­ nem Fahrzeug, bei dem ein Durchdrehen der Räder auftritt, die Radzylinderdrücke der Räder gesteigert durch den Druck aus dem Akkumulator 12 durch Abschalten der Drucksteigerungsventile 17L/17R, 18L/18R. Das heißt, es wird eine Traktionssteuerung durchgeführt, die ein Durchdrehen der Räder verhindert.

Sind die Radzylinderdrücke zu hoch bzw. exzessiv, dann wird die Drucküberhöhung ab­ gebaut (reduziert), und zwar ebenfalls durch Einschalten der Druckverminderungsventi­ le 19L/19R, 20L/20R.

Die vorerwähnte Antischlupfsteuerung und die Traktionssteuerung werden durchgeführt durch eine Steuerung 30.

Davon unabhängig führt diese Steuerung 30 auch die nachstehend beschriebene Steuerung des Fahrzeug-Fahrverhaltens aus.

Zum Zwecke dieser Fahrverhaltens-Steuerung werden der Steuerung 30 bzw. einem die Steuerung 30 repräsentierenden Controller eine Vielzahl von Signalen übermittelt. Diese Signale sind: Signale von Radgeschwindigkeitssensoren 31-34, die jeweils ein Pulssig­ nal abgeben, das mit den Geschwindigkeiten bzw. Drehzahlen Vw1/Vw2 der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und den Geschwindigkeiten bzw. Drehzahlen Vw3/Vw4 der linken und rechten Hinterräder 7L/7R korrespondieren, ein Signal von einem Horizon­ talbeschleunigungssensor 35, der eine horizontale Beschleunigung GY des Fahrzeuges detektiert, ein Signal eines Fahrzeugbeschleunigungssensor 36, der die Vorwärts-/Rückwärtsbeschleunigung GX des Fahrzeuges detektiert, ein Signal eines Gier-Raten­ sensors 37, der eine Gier-Rate ((d/dt)Φ) des Fahrzeuges detektiert, ein Signal eines Lenksensors 38, der einen Lenkwinkel (θ) eines Lenkrades detektiert, ein Signal eines Bremsschalters 39, der eingeschaltet wird, sofern das Bremspedal niedergedrückt wird, und ein Signal eines Hauptzylinder-Drucksensors 40, der den Hauptzylinderdruck abta­ stet.

Die Steuerung des Fahrverhaltens des Fahrzeuges wird unter Bezugnahme auf die Flußdiagramme der Fig. 2-4 und Fig. 7 beschrieben, die in der Steuerung 30 ablaufende Programmroutinen zeigen.

Diese Routinen werden über eine festgelegte Zeit (Δt) durch eine festgelegte Unterbre­ chung durchgeführt. Fig. 2 zeigt ein Programm zum Berechnen eines Sollwerts des Radzylinderdrucks für die Fahrverhaltenssteuerung, Fig. 3 ist ein Programm zum Be­ rechnen des Bremssteifigkeitskoeffizienten, Fig. 4 ist ein Programm zum Berechnen ei­ nes Soll-Schlupfverhältnisses, und Fig. 7 ist ein Programm zum Steuern des Bremszy­ linderdruckes jedes Rades.

Vor der Erläuterung der Steuerung der Fig. 2-4 und Fig. 7 wird das Verhältnis zwischen dem Schlupfverhältnis der Räder und der Kraft zunächst erläutert, die die Steuerung beeinflußt und auf die Straßenoberfläche übertragen werden kann.

Allgemein kann der maximale Wert derjenigen Kraft, die durch einen Radreifen erzeugt werden kann, schematisch repräsentiert werden durch den Reibungskreis von Fig. 9.

Eine Kraft (F), die eine Kombination einer Bremskraft oder Antriebskraft in der Vorwärts-/Rück­ wärtsrichtung des Fahrzeuges (Vorwärts-/Rückwärtskraft) und einer Querkraft (FY) ist, die auftritt, falls das Fahrzeug einen Bogen fährt, beispielsweise beim Umfahren ei­ ner Ecke, ist gleich der Abmessung (dem Radius) des Reibungskreises.

Wenn der maximale Reibungskoeffizient (µ max) und die Radlast (W) sind, dann ergibt sich

F = (FX² + FY²)^1/2 = µ max.w.

Deshalb ist der Maximalwert der Vorwärts-/Rückwärtskraft (FX) gleich dem Reibungs­ kreis (Radius), jedoch nur dann, wenn das Fahrzeug sich gerade vorwärtsbewegt und wenn die Querkraft (FY), die beispielsweise beim Kurvenfahren erzeugt wird, kleiner ist als der Reibungskreis.

Als nächstes wird die Relation zwischen der Vorwärts-/Rückwärtskraft (FX) und dem Radschlupfverhältnis (S) beschrieben. Der Reibungskoeffizient (µs) relativ zum Schlupf­ verhältnis (S) der Räder bei geradliniger Vorwärtsfahrt des Fahrzeuges ist unterschied­ lich vom maximalen Reibungskoeffizienten (µ max), der abhängt von der Straßenober­ fläche (µ), jedoch allgemein variiert wie in Fig. 10(b) gezeigt ist.

In anderen Worten ist der Reibungskoeffizient ein Maximum, wenn die Räder gerade zu rutschen anfangen.

Wenn sich deshalb das Fahrzeug gerade vorwärtsbewegt, variiert die Vorwärts-/Rück­ wärtsreibungskraft (FX), die die gleiche Tendenz wie der vorerwähnte Reibungskoeffizi­ ent hat, relativ zu dem Radschlupfverhältnis (S) und wie in Fig. 10(a) gezeigt.

Wenn das Fahrzeug eine Kurve fährt, rutschen die Räder seitwärts und der Reibungs­ koeffizient (µs) relativ zu diesem Seitwärtsschlupf variiert während dieser Zeit, wie in Fig. 10(c) gezeigt.

In anderen Worten wird der Reibungskoeffizient (µs) klein, sobald der Seitwärtsschlupf­ winkel (β) anwächst.

Wenn zum Definieren eines Brems-(oder Antriebs)-steifigkeitskoeffizienten (ks) mit den Termen der Vorwärts-/Rückwärtskraft (FX) und des Schlupfverhältnisses (S) vorgegan­ gen wird, wird erhalten:

ks = FX/S (1).

Der Steifigkeitskoeffizient (ks) kann deshalb ausgedrückt werden als der Anstieg oder Abfall einer charakteristischen Linie in Fig. 10(a).

Wenn dies benutzt wird zum Ausdrücken des Verhältnisses zwischen der vorerwähnten Radlast und dem Reibungskoeffizienten, dann ist

FX = ks×S = µs×W×S (2),

wobei ks = µs×W.

Unter Berücksichtigung des Brems-(Antriebs)-steifigkeitskoeffizienten (ks), ergibt sich das folgende:

• (1) Der Bremssteifigkeitskoeffizient nimmt fast proportional mit der Radlast (W) zu, (wo­ bei die Variation in der Höchstlastregion wie in Fig. 11(a)) gezeigt nicht linear verläuft.
• (2) Der Bremssteifigkeitskoeffizient nimmt fast proportional mit dem Reibungskoeffizien­ ten (µs) zu, (wobei jedoch der Reibungskoeffizient (µs) relativ zum Radschlupfverhältnis (S) gemäß Fig. 11(b) variiert, wenn das Fahrzeug sich geradlinig vorwärtsbewegt).
• (3) Der Bremssteifigkeitskoeffizient nimmt in umgekehrter Proportionalität zum Radquer­ schlupfwinkel (β) ab, sobald das Fahrzeug einen Bogen fährt (der Reibungskoeffizient nimmt ab mit einer umgekehrten Proportion zum Radquerschlupfwinkel (β) gemäß Fig. 11(c), sobald das Fahrzeug eine Kurve fährt).

Wird die auf die Straßenoberfläche übertragene Vorwärts-/Rückwärtskraft (Bremskraft) (FX) berücksichtigt, dann ergibt sich das folgende:

• (1) Die Bremskraft wird nicht nur dann maximiert, wenn der Wert des Reibungskreises (µ max W) wie durch die Radlast (W) und die Straßenoberfläche (µ) festgelegt ein Ma­ ximum ist, sondern auch der Querschlupfwinkel (β) muß während der Kurvenfahrt berück­ sichtigt werden.
• (2) Die auf die Straßenoberfläche übertragene Bremskraft (FX) wird bestimmt als
  FX = ks×S (3),
  und zwar aufgrund der Relation zum Schlupfverhältnis (S).

Jedoch ändert sich der maximale Reibungskoeffizient (µ max) relativ zum Schlupfver­ hältnis (S) in Übereinstimmung mit der Straßenoberfläche (µ) gemäß Fig. 11(b).

Ferner variiert der Straßenoberflächen-Reibungskoeffizient (µs) aufgrund des Rad- Querschlupfwinkels (β) gemäß Fig. 11(c), und wird auch die Bremskraft (FX) unter Be­ rücksichtigung dieser Reibungskoeffizienten variieren.

Um die Bremskraft akkurat zu berechnen ist es deshalb notwendig, in Echtzeit in einer Zeitsequenz den Maximalwert des Straßen-Reibungskoeffizienten (µs) zu suchen.

In der Praxis ist es unter Berücksichtigung der Tatsache, daß sich der Fahrstatus des Fahrzeuges und der Status der Straße kontinuierlich ändern, dann unmöglich, den Ma­ ximumwert der Bremskraft oder das Schlupfverhältnis zu detektieren und zu setzen.

Als nächstes wird eine Variationsgeschwindigkeit eines SolI-Schlupfverhältnisses be­ rücksichtigt. Der Laufstatus des Reifens läßt sich wie folgt ausdrücken:

lt(d/dt)_ω = TB - FX.ra = ra(FB - FX) (4)

Deshalb ist TB = FB.ra,
wobei IT = Raddrehungsträgheit
ω = Radrotationsgeschwindigkeit,
TB = Bremsmoment aufgrund Bremsung,
ra = Radius der statischen Radlast,
FX = vom Rad auf die Straße übertragene Bremskraft,
FB = Radbremskraft.

Wie aus dieser Gleichung klar wird, nimmt die Drehbeschleunigung der Räder mit der Differenz zwischen der Radbremskraft (FB), wie sie durch die Bremse aufgebracht wird, und der Bremskraft (FX), wie sie vom Rad auf die Straße übertragen wird, zu.

Um deshalb ein Blockieren der Räder und einen Aufschaukeleffekt (hunting) während einer Fahrverhaltenssteuerung zu verhindern, ist es zweckmäßig, die durch die Bremse aufgebrachte Bremskraft nur graduell zu steigern oder zu vermindern unter Berücksich­ tigung der von den Rädern auf die Straße übertragenen Bremskraft.

Von der rechten Seite der Drehbewegungsgleichung (4) ergibt sich eine Differenz (ΔF) zwischen der durch die Bremse aufgebrachten Bremskraft (FB) und der von dem Rad auf die Straße übertragenen Bremskraft (FX) im Hinblick auf die Relation mit dem ΔF Schlupfverhältnis:

ΔF = FB-FX = ks(S*-S) (5),

wobei S = tatsächliches Schlupfverhältnis des Rades, und
S* = Soll-Schlupfverhältnis des Rades.

Deshalb kann das Schlupfverhältnis graduell gesteigert werden, so daß es innerhalb von Toleranzlimits bleibt.

In einem aktuellen Steuersystem variiert das Soll-Schlupfverhältnis (S*), wenn die Bremskraft aufgrund der Bremse zunimmt oder abnimmt, und zwar:

S* = SO* + ΔS* (6),

wobei SO* = Soll-Schlupfverhältnis während einer Steuerperiode, und
ΔS* = Ausmaß der Schlupfverhältnis-Variation.

Für eine bestimmte Zeit wird eine Feedback-Steuerung zu einem Sollwert ausgeführt, wie bei einer konventionellen Anti-Schlupffunktion, sofern die Bremskraft der Bremse und das Soll-Schlupfverhältnis (S*) nicht variieren.

In der Praxis variiert das Soll-Schlupfverhältnis jedoch gemäß der Bremskraft, die durch die Steuerung des Fahrverhaltens gefordert wird. Dies ist ein störender Faktor, der den vorerwähnten Aufschaukeleffekt (hunting) hervorruft.

Deshalb wird in der vorerwähnten Gleichung (6) das Ausmaß der Schlupfverhältnisva­ riation (ΔS*) begrenzt, um das Rad nicht zu einer raschen Bewegung zu verleiten, und das Ausmaß der Bremskraftzunahme und -abnahme ΔF* = ks×ΔS* wird auf der Basis dessen bestimmt.

Die Antischlupffunktion paßt sich deshalb stabil an Situationen an, so daß das vorer­ wähnte Problem eliminiert ist.

Das Ausmaß der Bremskraftzunahme und -abnahme (ΔF*) ist proportional zum Ausmaß der Schlupfverhältnisvariation (ΔS*), wird jedoch variieren in Abhängigkeit von dem Steifigkeitskoeffizienten (ks) basierend auf der Straßenoberfläche (µ), der Radlast (W) und dem Radquer-Schlupfwinkel (β), etc., bis es ein zweckmäßiger Wert wird.

Das Schlupfverhältnis ist

S = (v-rω)/v = 1.ω/v,

wobei v = die Geschwindigkeit der Radversetzung.

Wenn deshalb nur ein Rad gebremst wird aufgrund einer kurzzeitigen Variation, dann nimmt die Fahrzeuggeschwindigkeit (= Radversetzungsgeschwindigkeit) nicht ab und wird nur dieses Rad blockieren.

Bei einem solchen Status gilt der folgende Ausdruck für das Ausmaß der Sollschlupf­ verhältnis-Variation (ΔS*):

ΔS* = -(r-v)Δω.

Deshalb kann das Ausmaß der Sollschlupfverhältnis-Variation (ΔS*) auch begrenzt wer­ den durch die Solldrehbeschleunigung (Δω) (= (d/dt)ω) des Rades.

Basierend auf den obengenannten Überlegungen konzentriert sich die Erfindung auf zwei Schlüsselpunkte, um das Problem des Aufschaukeleffekts (hunting) der Bremskraft in einem Fahrzeug zu eliminieren, das gesteuert wird durch eine Fahrverhaltenssteue­ rung und eine Antischlupfsteuerung. Zunächst wird die Sollbremskraft gesetzt auf einen zweckmäßigen Wert, der begrenzt ist durch die Kraft, die tatsächlich übertragen werden kann abhängig von der Straßenoberfläche und den Fahrkonditionen, und zwar basie­ rend auf der Sollbremskraft, die erforderlich ist zum Erzielen eines bestimmten Fahrver­ haltens und eines Sollschlupfverhältnisses berechnet aus dem Bremssteifigkeitskoeffizi­ enten (ks). Weiterhin wird die Variationsrate des Schlupfverhältnisses, die den Schlupf­ status des Fahrzeuges repräsentiert, zweckmäßig derart begrenzt, daß unter Berück­ sichtigung der Bewegung des Fahrzeuges die Reifen nicht plötzlich rutschen. Die Erfin­ dung setzt diese grundsätzlichen technischen Ideen in der nachstehend beschriebenen Weise ein.

Die Steuerschritte, die erfindungsgemäß ausgeführt werden, werden nun in einer Se­ quenz erläutert.

Zunächst wird die Berechnung des Radzylinder-Drucksollwertes zur Fahrverhaltens­ steuerung mittels der Routine von Fig. 2 beschrieben.

In einem Schritt 51 werden jeweils die Radgeschwindigkeiten (VW1), (VW2) der linken und rechten Vorderräder 6L/6R und die Radgeschwindigkeiten (VW3), (VW4) der linken und rechten Hinterräder 7L/7R berechnet. In einem Schritt 52 werden Sensoraus­ gangswerte abgelesen, die andere Fahrkonditionen zeigen, wie der Lenkwinkel (θ), die Querbeschleunigung (GY), die Vorwärts-/Rückwärtsbeschleunigung (GX) und die Gier­ rate (d/dt), etc.

Im nächsten Schritt 53 wird ein geschätzter Wert (Vi) der Fahrzeuggeschwindigkeit pro­ duziert.

In diesem Fall werden bei dieser Ausführungsform die festgestellten Werte der vorer­ wähnten Geschwindigkeiten (VW1), (VW2), (VW3), (VW4) gefiltert.

Während des Bremsens ist der Maximalwert dieser gefilterten Werte nächst der wahren Fahrzeuggeschwindigkeit. Wird hingegen nicht gebremst, dann ist der Minimalwert die­ ser gefilterten Werte nächst zur wahren Fahrzeuggeschwindigkeit.

Es wird deshalb der nächste gefilterte Wert bei der wahren Fahrzeuggeschwindigkeit selektiert und wird eine Pseudofahrzeuggeschwindigkeit (Vi) basierend auf diesem Wert berechnet, mit einer Technik, die üblicherweise bei Antischlupfsteuerungen verwendet wird. Dieser Wert wird dann als der geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeitswert genom­ men.

Beim Berechnen des geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeitswertes (Vi) kann anstelle der vorerwähnten Vorgangsweise eine Korrektur gemacht werden mit einem Integral­ wert, der durch Integrieren der Fahrzeugvorwärts-/Rückwärtsbeschleunigung (GX) ge­ funden wird. Dieser Wert kann dann als der geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeitswert (Vi) genommen werden.

Alternativ kann diese Vorgangsweise auch in Verbindung mit der vorerwähnten Metho­ de benutzt werden.

Im Schritt 54 wird der Radquerschlupfwinkel (β) wie nachstehend beschrieben berech­ net.

Zunächst wird eine Querschlupfbeschleunigung (βdd) des Rades gefunden aus der Querbeschleunigung (GY), dem geschätzten Wert (Vi) der Fahrzeuggeschwindigkeit und einer Gierrate ((d/dt)Φ) durch die Gleichung:

βdd = GY-Vi (d/dt)Φ.

Durch Integrieren dieser Querschlupfbeschleunigung (βd) wird eine Querschlupfge­ schwindigkeit (βdd) berechnet.

Der Querschlupfwinkel (β) (βd/Vi) wird berechnet durch Dividieren der Querschlupfge­ schwindigkeit (βd) durch den geschätzten Wert (Vi) der Fahrzeuggeschwindigkeit.

In einem Schritt 55 wird die Sollgierrate, (d/dt)Φ* berechnet aus dem Lenkwinkel (θ) und dem Schätzwert (Vi) der Fahrzeuggeschwindigkeit.

Diese Sollgierrate (d/dt)Φ* wird genommen als die Gierrate, bei der die erwartete Um­ rundungskraft in dem Rad erzeugt wird und sich ein neutrales Lenkverhalten erreichen läßt.

In diesem Fall ist die Sollgierrate (d/dt)Φ* spezifiziert durch den Lenkwinkel (θ) und den Schätzwert (Vi) der Fahrzeuggeschwindigkeit. Sie ist deshalb vorgesetzt als eine Karte aus dem Lenkwinkel (θ) und dem Schätzwert (Vi) der Fahrzeuggeschwindigkeit. Die Sollgierrate (d/dt)Φ* wird berechnet durch ablesen aus dieser Karte.

In einem Schritt 56 wird zum Steuern der Gierrate als eine Funktion des Fahrverhaltens ein Ausmaß einer Fahrverhaltens-Steuerung berechnet basierend auf einer Abweichung (oder einem Variationsausmaß) zwischen der vorerwähnten Sollgierrate (d/dt)Φ* und der echten Gierrate (d/dt)Φ, und dem vorerwähnten Querschlupfwinkel (β) (oder der Querschlupf-Winkelgeschwindigkeit βd).

Beispielsweise wird hierzu eine Steuererkenntnis hinzugegeben korrespondierend mit dem Fahrstatus, und wird eine Sollbremskraft (ΔFO*) der Räder berechnet zum Erzie­ len des vorerwähnten Fahrverhaltens. In einem Schritt 57 wird der Bremssteifigkeits- oder Antriebskoeffizient (ks) jedes Rades geschätzt.

Diese Schätzung oder Bestimmung wird beschrieben unter Bezugnahme auf das Fluß­ diagramm von Fig. 3.

Zunächst wird in einem Schritt 71 in Fig. 3 ein echtes Schlupfverhältnis (Si) des Rades berechnet durch:

Si = (v-rω)v

oder

Si = (v- rω)rω,

wobei rω = die Radgeschwindigkeit und
v = die Radversetzgeschwindigkeit.

Dies wird gefunden durch die Annahme, daß der Schätzwert (Vi) der Fahrzeugge­ schwindigkeit derjenige des Fahrzeugschwerpunkts ist, unter Einstellen dieses Wertes für die Position jedes Rades unter Verwendung der Gierrate, (d/dt)Φ und der Querge­ schwindigkeit.

In einem Schritt 72 wird bestimmt, ob der absolute Wert des echten Schlupfverhältnis­ ses (Si) größer ist als ein gesetzter Schlupfverhältniswert (SO), oder nicht.

Falls |Si| < SO, wird in einem Schritt 73 eine an die Räder übertragene Antriebskraft (Fi*) geschätzt auf der Basis einer Motorantriebskraft (Fa) und der Bremskraft (FB) durch Berechnen von Fi* = Fa-FB.

Dabei kann die Motorantriebskraft (Fa) geschätzt werden anhand des Drosselklappen­ öffnungsgrades, der Motordrehzahl und dem geschalteten Getriebeverhältnis.

Die Bremskraft (FB) aufgrund der Bremse kann berechnet werden durch Multiplizieren des Radzylinderdrucks mit einer Konstanten (bestimmt durch einen Kissenreibungs­ koeffizienten und den effektiven Radius).

In einem Schritt 74 wird bestimmt, ob der absolute Wert der Radantriebskraft (Fi*) grö­ ßer ist als ein gesetzter Wert (FO) einer Radantriebskraft oder nicht. Wenn dann |Fi*| < FO ist, wird in einem Schritt 75 der Steifigkeitskoeffizient (kSi) jedes Rades berechnet durch

kSi = Fi*/Si.

Die Gleichung zum Berechnen des Bremskraft-Steifigkeitskoeffizienten (kSi) wird nur benutzt falls im Schritt 72 festgestellt wird, daß das echte Schlupfverhältnis (Si) groß ist (was einen hohen Fahrzeugschlupfstatus andeutet), und wenn im Schritt 74 festgestellt wird, daß die Radbremskraft (Fi*) groß ist. Dies wird gemacht, um Schätzfehler für den Bremssteifigkeitskoeffizienten (kSi) zu vermeiden.

Wenn im Schritt 72 festgestellt wird, daß das echte Schlupfverhältnis (Si) groß ist, kann die vorerwähnte Gleichung zum Berechnen des Bremssteifigkeitskoeffizienten (kSi) unmittelbar benutzt werden.

Wenn im Schritt 72 festgestellt wird, daß das echte Schlupfverhältnis (Si) den gesetzten Wert (SO) des Schlupfverhältnisses nicht überschreitet, oder wenn festgestellt wird im Schritt 74, daß die Radantriebskraft (Fi*) den gesetzten Wert (FO) der Radantriebskraft nicht überschreitet, dann geht die Routine weiter zu einem Schritt 76.

Im Schritt 76 wird der Bremssteifigkeitskoeffizient (kSi) berechnet aus einer Radlast (Wi), einem Radquerschlupfwinkel (βi) und einem geschätzten Wert (µ max) des Stra­ ßenreibungskoeffizienten, und zwar durch die Gleichung:

kSi = f(Wi, βi, µ max)
f(Wi)×µmaxxf (βi).

Der vorerwähnte Term f(Wi) repräsentiert die Variationscharakteristik des Bremssteifig­ keitskoeffizienten (ks) aufgrund der Radlast (Wi) auf einer trockenen Straße wie in Fig. 5 gezeigt.

Weiterhin zeigt f(βi) die Variationscharakteristik eines Korrekturfaktors, der gemäß Fig. 6 für jeden Radquerschlupfwinkel (βi) bestimmt ist.

Dabei kann die Radlast (Wi) geschätzt werden als eine dynamische Last unter Berück­ sichtigung der Fahrzeugvorwärts-/Rückwärtsbeschleunigung und der Fahrzeugquerbe­ schleunigung in Relation zu einer statischen Designlast.

Der Radquerschlupfwinkel (βi) kann berechnet werden aus der Position jedes Rades und dem Lenkwinkel, unter der Annahme, daß ein Fahrzeugschlupfwinkel-Schätzwert auf den Schwerpunkt des Fahrzeuges bezogen ist.

Nachdem der Bremssteifigkeitskoeffizient (ks) jedes Rades berechnet ist auf die vor­ bestimmte Weise und in einem Schritt 57 in Fig. 2, wird in einem Schritt 58 dieser Figur das Sollschlupfverhältnis (S*) jedes Rades gesetzt.

Das Setzen dieses Sollschlupfverhältnisses ist im Detail in Fig. 4 gezeigt.

Als erstes wird in einem Schritt 81 vor Ausübung einer Begrenzung das Sollschlupfver­ hältnis S1* = FO*/ks berechnet durch Dividieren der Sollbremskraft (FO*) wie vor der Begrenzung im Schritt 56 von Fig. 2 gefunden durch den vorerwähnten Bremssteifig­ keitskoeffizienten (ks).

Als nächstes wird in einem Schritt 82 bestimmt, ob das Sollschlupfverhältnis (S1*) vor der Begrenzung größer ist oder nicht als ein gesetzter Wert (Smax) korrespondierend mit dem maximalen Schlupfverhältnis (z. B. um die 25%), das gesteuert werden kann.

Auf diese Weise wird festgestellt, ob der Schlupfbereich ein Bereich ist, der nicht ge­ steuert werden kann und in dem ein Aufschaukeleffekt (hunting) vermutlich auftritt, oder ein Schlupfbereich, der gesteuert werden kann und innerhalb dessen diese Art des Problemes nicht auftreten wird.

Wenn der Schlupf klein ist, so daß das Schlupfen gesteuert werden kann, wird in einem Schritt 83 nach einer Begrenzung ein Sollschlupfverhältnis (S2*) gleichgesetzt mit dem Sollschlupfverhältnis (S1*), ehe dies begrenzt wird.

Wenn jedoch der Schlupf stark ist, so daß das Schlupfen nicht mehr kontrolliert werden kann, wird in einem Schritt 84 das Sollschlupfverhältnis (S2*) nach einer Begrenzung begrenzt auf den Grenzwert (Smax), bei dem eine Schlupfsteuerung noch möglich ist.

Indem auf diese Weise nach einer Begrenzung das Sollschlupfverhältnis (S2*) gesetzt wird, wird das Sollschlupfverhältnis auf einem Bereich limitiert, innerhalb dessen der Schlupf oder das Rutschen gesteuert werden kann, und kann auch die Sollbremskraft (F*) wie nachstehend beschrieben berechnet so begrenzt werden, daß sie sich inner­ halb eines zweckmäßigen Bereiches befindet.

Als nächstes wird die Variationsrate des Sollschlupfverhältnisses in Schritten 85 bis 89 begrenzt.

Dabei wird im besonderen im Schritt 85 der Absolutwert einer Differenz zwischen dem Sollschlupfverhältnis (S2*) nach einer Begrenzung und einem Sollschlupfverhältnis (SO*) aus der unmittelbar vorhergehenden Steuerperiode, d. h. ΔS* = |S2*-SO*| als er­ stes berechnet als ein Variationsausmaß des Sollschlupfverhältnisses.

Als nächstes wird im Schritt 86 durch Bestimmen, ob die Variationsrate ΔS* des Soll­ schlupfverhältnisses schneller ist als ein gesetzter Wert ΔSO der Variationsrate des Sollschlupfverhältnisses, oder nicht, auch bestimmt, ob die Variationsrate des Soll­ schlupfverhältnisses innerhalb eines Bereiches liegt, oder nicht, in welchem die Wahr­ scheinlichkeit eines Aufschaukeleffektes (hunting) hoch ist.

Im Schritt 87 wird auch festgestellt, ob das Sollschlupfverhältnis zunimmt oder abnimmt, und zwar durch Vergleichen des Sollschlupfverhältnisses (SO*) nach dessen Begren­ zung mit dem Sollschlupfverhältnis (SO*) der unmittelbar vorhergehenden Steuerungs­ periode.

Wenn im Schritt 86 festgestellt ist, daß sich die Variationsrate des Sollschlupfverhältnis­ ses innerhalb eines Bereiches befindet, in welchem das Auftreten des Aufschaukeleffek­ tes (hunting) nicht wahrscheinlich ist, d. h. bei ΔS* ≦ SO, dann geht die Routine weiter zu einem Schritt 88.

Im Schritt 88 wird das Sollschlupfverhältnis (S*) auf denselben Wert gesetzt, wie oben beschrieben gefundene Sollschlupfverhältnis (S2*).

Wenn im Schritt 86 festgestellt wird, daß sich die Variationsrate des Sollschlupfverhält­ nisses innerhalb eines Bereiches befindet, in welchem die Wahrscheinlichkeit des Auf­ schaukeleffekts (hunting) hoch ist, d. h. bei ΔS* < ΔSO, dann geht die Routine zu einem Schritt 87 weiter.

Wenn das Schlupfverhältnis zunimmt, abhängig davon, ob das ermittelte Sollschlupf­ verhältnis zunimmt oder abnimmt, dann geht die Routine weiter zu einem Schritt 89, in welchem ein Wert ermittelt wird durch Substrahieren des vorbestimmten Ausmaßes (ΔS) von dem Sollschlupfwert (SO*). Dieser ermittelte Wert wird dann genommen als das Sollschlupfverhältnis (S*).

Wenn andererseits das Schlupfverhältnis abnimmt, wird in einem Schritt 90 ein Wert ermittelt durch Steigern des Sollschlupfverhältnisses (SO*) um das vorbestimmte Aus­ maß (ΔS) und dieser Wert wird dann als das Sollschlupfverhältnis (S*) genommen.

Auf diese Weise wird erreicht, daß die Variationsrate des Sollschlupfverhältnisses (S*) den vorerwähnten vorbestimmten Wert (ΔSO) nicht überschreitet.

Durch Begrenzen der Variationsrate des Sollschlupfverhältnisses (S*) derart, daß die­ ses den gesetzten Wert (ΔSO) nicht überschreitet, kann auch die Variationsrate der Sollbremskraft (F*) auf einen passenden Bereich eingegrenzt werden, wobei diese Soll­ bremskraft basierend auf dem Sollschlupfverhältnis (S*) wie nachstehend erläutert be­ rechnet wird.

Nach dem Setzen des Sollschlupfverhältnisses (S*) für jedes Rad wie vorstehend be­ schrieben und im Schritt 58 in Fig. 2, wird in einem Schritt 59 die Sollbremskraft (F*) für jedes Rad auf der Basis dieses Sollschlupfverhältnisses (S*) gefunden, wie auch der Bremssteifigkeitskoeffizient (ks) durch Berechnen F* = ks×S*.

Da jedoch, wie vorstehend beschrieben, obere Grenzwerte gesetzt sind für das Soll­ schlupfverhältnis (S*) und seine Variationsrate und diese Quantitäten begrenzt sind derart, daß sie nicht ihre Grenzwerte überschreiten, wird auch für die Sollbremskraft (F*) eine korrespondierende Grenze angewandt.

In einem folgenden Schritt 60 werden die Radzylinderdrücke (P1*), (P2*), (P3*), (P4*) der linken und rechten vorderen und hinteren Räder 6L, 6R, 7L, 7R berechnet, die ge­ braucht werden, um die Sollbremskraft für jedes Rad zu erzeugen.

Wenn diese Sollradzylinderdrücke als (P*) geschrieben werden, lassen sie sich finden unter Verwendung von P* = A×F*, wobei A eine Konstante ist, die bestimmt ist durch die Dimensionen der Bremseinheit jedes Rades.

Fig. 7 ist ein Programm zum Steuern des Druckes jedes Rades basierend auf den Soll­ raddruckwerten (P1*), (P2*), (P3*), (P4*), wie vorstehend berechnet.

Die Ventile 13-16, 17L/17R, 18L/18R, 19L/19R, 20L/20R in Fig. 1 sind bezüglich des Ein- und Ausschaltens gesteuert und bedarfsgesteuert derart, daß ein intrinsischer- Radzylinderdruck (PW) dem korrespondierenden Sollwert, (P*) gleich ist, wie er vorste­ hend berechnet wurde. Speziell wird in einem Schritt 91 ein Druckdifferential (ΔP*) = P*- PW zwischen dem intrinsischen Radzylinderdruckwert (P*) und dem gegenwärtigen Radzylinderdruck (PW) berechnet.

Im nächsten Schritt 92 werden die korrespondierenden Drucksteigerungsventile 17L/17R, 18L/18R oder Druckverminderungsventile 19L/19R, 20L/20R bedarfsabhängig gesteuert durch einen Druckservo, so daß dieses erwähnte Druckdifferential (ΔP*) ab­ nimmt.

Diejenigen Drucksteigerungsventile oder Druckverminderungsventile, die nicht bedarfs­ abhängig gesteuert werden, werden in einem eingeschalteten oder ausgeschalteten Status gehalten, um mit der vorerwähnten Radzylinderdrucksteuerung übereinzustim­ men.

Dabei bestimmt die Bedarfssteuerung die Proportion der Zeit, über welche ein Druck­ steigerungsventil oder ein Druckverminderungsventil während einer Periode (z. B. 50 msek) offen ist.

Bei der Durchführung dieser bedarfsabhängigen Steuerung werden die Drucksteige­ rungscharakteristika gemäß Fig. 8(a) oder die Druckminderungscharakteristika gemäß Fig. 8(b) verwendet.

Diese Charakteristika sind Karten über die Drucksteigerungs-/Verminderungs-Pro­ portion (± ΔP/msek), wenn das jeweilige Drucksteigerungsventil oder Druckverminde­ rungsventil offengehalten ist. Die Öffnungszeit des Drucksteigerungsventils oder des Druckminderungsventils, d. h., die Betätigungspflicht des Drucksteigerungsventils oder Druckminderungsventils, wird bestimmt und ausgegeben basierend auf diesen Charak­ teristika.

Als ein Resultat wird das Druckdifferential (ΔP*) reduziert, und wird der intrinsische Rad­ zylinderdruck (PW) zur Übereinstimmung gebracht mit dem korrespondierenden Soll­ wert (P*).

In einem Schritt 93 wird der intrinsische Radzylinderdruck (PW), der in Abhängigkeit von der vorerwähnten Steuerung variiert, berechnet und geschätzt aus PW = PW ± ΔP×ΔT, wobei das gefundene Resultat bei der Berechnung in dem Schritt 91 bei der nächsten Gelegenheit benutzt wird, bei der eine Steuerung ausgeführt wird.

Bei der Fahrverhaltens-Kontrolle des Fahrzeugs mittels der vorerwähnten Radbrems­ kraftsteuerung werden die Sollbremskraft und ihre Variationsrate während der Fahrver­ haltenssteuerung begrenzt auf einen oberen Grenzwert, und wie erwähnt. In anderen Worten werden die Sollbremskraft und ihre Variationsrate an die größten zulässigen Werte gebracht, jedoch innerhalb eines Bereiches, in dem eine gegenseitige Beein­ trächtigung zwischen der Fahrverhaltenssteuerung und der Antirutschsteuerung nicht auftritt, obwohl diese Parameter entsprechend der Kondition der Straße und den Fahr­ konditionen differieren.

Deshalb wird zwischen den beiden Typen der Steuerung keine gegenseitige Beein­ trächtigung auftreten und auch der Aufschaukeleffekt (hunting) vermieden.

Dies eliminiert das Problem eines Wiederholungszyklusses, bei dem die Räder während der Fahrverhaltenssteuerung blockieren, die Bremskraft durch die Schlupfsteuerung abgebaut wird, um die Räder aus ihrem Blockierzustand zu lösen, was jedoch bewirkt, daß sich das Fahrzeug nicht wünschenswert verhält, ehe erneut die Fahrverhaltens­ steuerung eingreift, die Räder wiederum blockieren und gleichzeitig wieder eine Schlupfsteuerung durchgeführt wird.

Bei der Bestimmung der vorerwähnten oberen Grenzwerte des Bremskraft-Sollwerts und seiner Variationsrate werden jedoch die oberen Grenzen nicht unnötig beschränkt. Es wird der Fall ausgeschlossen, bei dem die Wiederherstellung eines bestimmten Fahrverhaltens um mehr als die Ansprechzeit verzögert wird, die tatsächlich auf einer Straße mit guten Reibungsverhältnissen möglich ist.

Bei der vorerwähnten Ausführungsform wird die Variationsrate (ΔS*) des Sollschlupfver­ hältnisses gesteuert, um die Variationsrate der Bremskraft zu begrenzen. Falls, inner­ halb einer kurzen Zeitspanne die Variationsrate gleich ist der Radrotationsbeschleuni­ gung, dann kann die Variationsrate der Bremskraft begrenzt werden auf einen Wert, der mit dieser Radrotationsbeschleunigung korrespondiert.

Weiterhin wurde bei dieser Ausführungsform der Bremssteifigkeitskoeffizient gesetzt, um die Relation zwischen der Bremskraft und dem Schlupfverhältnis zu spezifizieren. Da jedoch die Radlast, der Straßenoberflächen-Reibungskoeffizient und der Reifen­ schlupfwinkel typische Charakteristika haben, läßt sich der gleiche Effekt erzielen durch individuelles Benutzen dieser Charakteristika, um eine Relation herzustellen.

Die Erfindung ist weiterhin nicht so erörtert, daß sie auf das vorerwähnte Ausführungs­ beispiel beschränkt sein soll, denn unterschiedliche Modifikationen des erläuterten sind innerhalb des Schutzbereiches und Inhaltes der Patentansprüche möglich.

Claims (9)

1. Vorrichtung zum Steuern eines Fahrzeuges mit:
einer Steuerung für das Fahrzeug-Fahrverhalten zum Steuern einer Bremskraft für jedes Rad derart, daß das Fahrverhalten des Fahrzeuges einen Sollstatus er­ reicht, und
einer Radschlupfsteuerung zum Steuern der Bremskraft jedes Rades derart, daß ein Radschlupfverhältnis ein Sollschlupfverhältnis ist, gekennzeichnet durch
eine Bremskraft-Begrenzungssteuerung zum Steuern eines oberen Limits des Bremskraft-Sollwertes zum Erreichen des vorerwähnten Soll-Fahrzeug- Fahrverhaltens oder eines oberen Limits der Variationsrate der Bremskraft, die begrenzbar sind auf den größtmöglichen Wert, bei dem keine gegenseitige Be­ einträchtigung zwischen der Fahrzeugverhaltens-Steuerung und der Radschlupf- Steuerung eintritt.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungs­ steuerung für die Bremskraft einen Bremssteifigkeitskoeffizienten schätzt, der ei­ ne Relation zwischen dem Radschlupfverhältnis und der Bremskraft ausdrückt, das Sollschlupfverhältnis berechnet durch Dividieren des Sollwerts der Brems­ kraft vor einer Begrenzung durch den Bremssteifigkeitskoeffizienten, und den Sollwert der Bremskraft begrenzt, sobald dieses Sollschlupfverhältnis einen ge­ setzten Wert eines Schlupfverhältnisses überschreitet.

3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungs­ steuerung für die Bremskraft den Sollwert der Bremskraft durch Limitieren des Maximalwertes des Sollschlupfverhältnisses begrenzt.

4. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungs­ steuerung für die Bremskraft einen Bremssteifigkeitskoeffizienten schätzt, der ei­ ne Relation zwischen dem Radschlupfverhältnis und der Bremskraft ausdrückt, das Sollschlupfverhältnis berechnet durch Dividieren des Sollwerts der Brems­ kraft vor seiner Begrenzung durch den Bremssteifigkeitskoeffizienten, und den Sollwert der Bremskraft begrenzt, sobald eine Variationsrate dieses Sollschlupf­ verhältnisses einen gesetzten Wert einer Schlupfverhältnisvariation überschrei­ tet.

5. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungs­ steuerung für die Bremskraft die Variationsrate des Sollwerts der Bremskraft be­ grenzt durch Limitieren des Maximalwertes der Variationsrate des Sollschlupf­ verhältnisses.

6. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Be­ grenzungssteuerung der Bremskraft den Bremssteifigkeitskoeffizienten berech­ net durch Dividieren einer Radantriebskraft wie berechnet durch Substrahieren einer echten Bremskraft von einer Motorantriebskraft durch das Radschlupfver­ hältnis, sobald ein absoluter Wert des Radschlupfverhältnisses einen vorbe­ stimmten gesetzten Wert des Radschlupfverhältnisses überschreitet.

7. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungssteuerung der Bremskraft den Bremssteifigkeitskoeffizienten be­ rechnet durch Dividieren einer Radantriebskraft durch das Radschlupfverhältnis, sobald ein absoluter Wert des Radschlupfverhältnisses einen vorbestimmten ge­ setzten Wert des Radschlupfverhältnisses überschreitet, und sobald ein absolu­ ter Wert einer Radantriebskraft, wie berechnet durch Subtrahieren einer echten Bremskraft von einer Motorantriebskraft, einen vorbestimmten gesetzten Wert der Radantriebskraft überschreitet.

8. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Be­ grenzungssteuerung der Bremskraft den Bremssteifigkeitskoeffizienten basie­ rend auf einer Radlast berechnet, sobald ein absoluter Wert des Radschlupfver­ hältnisses kleiner ist als ein vorbestimmter gesetzter Wert des Radschlupfver­ hältnisses oder sobald ein absoluter Wert einer Radantriebskraft wie berechnet durch Subtrahieren einer echten Antriebskraft von einer Motorantriebskraft klei­ ner ist als ein vorbestimmter gesetzter Wert der Radantriebskraft.

9. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Be­ grenzungssteuerung der Bremskraft den aufgrund einer Radlast berechneten Bremssteifigkeitskoeffizienten korrigiert durch entweder einen Straßenoberflä­ chen-Reibungskoeffizienten oder einen Radquerschlupfwinkel, oder durch bei­ des.