DE69735321T2

DE69735321T2 - Einrichtung zur Schätzung des Haftwertgradienten, Antiblockierregler und Verfahren zur Bestimmung des Regelbeginns

Info

Publication number: DE69735321T2
Application number: DE69735321T
Authority: DE
Inventors: Eiichi c/o K.K.Toyota Chuo Kenkyusho Aichi-gun Aichi-ken Ono; Katsuhiro c/o K.K.Toyota Chuo Kenkyu Aichi-gun Aichi-ken Asano; Takaji c/o K.K.Toyota Chuo Kenkyusho Aichi-gun Aichi-ken Umeno; Hiroyuki c/o K.K.Toyota Chuo Kenkyus Aichi-gun Aichi-ken Yamaguchi; Masaru c/o K.K.Toyota Chuo Kenkyusho Aichi-gun Aichi-ken Sugai
Original assignee: Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 1996-08-20
Filing date: 1997-08-14
Publication date: 2006-11-30
Anticipated expiration: 2017-08-15
Also published as: KR19980018964A; US6122585A; EP0825080A3; EP0825080B1; EP1167145A3; TW338756B; EP0825080A2; EP1167145A2; KR100262231B1; DE69735321D1; CN1184047A

Description

Hintergrund der Erfindung
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Drehmomentgradientschätzvorrichtung, eine Antiblockierbremssteuerung und ein Regelbeginnbestimmungsmittel. Im Allgemeinen bezieht sich die Erfindung auf ein Antiblockierbremssystem (im Folgenden als ABS bezeichnet), das Mittel zum Abschätzen des Gradienten des Reibmoments aufweist, das Räder eines Fahrzeuges von der Straßenoberfläche empfangen (im Folgenden als Reibmomentgradient bezeichnet).
Es ist bekannt, dass Reibmomentgradientbestimmungsmittel verschiedene Typen von Schätzverfahren verwenden können, beispielsweise ein Verfahren der Schätzung des Reibmomentgradienten von nur Zeitseriendaten, die eine Raddrehzahl betreffen, ein Verfahren der Schätzung des Reibmomentgradienten von Zeitseriendaten, die eine Radverzögerung betreffen, und auch von Zeitseriendaten, die das Bremsmoment oder physikalische Größen, die dem Bremsmoment zugeordnet sind, betreffen, oder ein Verfahren der Schätzung des Reibmomentgradienten aus Mikrozunahmen bzw. -verstärkungen, die erhalten werden, wenn der Bremsdruck in einem sehr kleinen Betrag bei einer Resonanzfrequenz eines Schwingungssystems angeregt wird, das einen Fahrzeugkörper, Räder und eine Straßenoberfläche umfasst, und die die Charakteristika des Schwingungssystems darstellen.
Ferner steht auch ein Verfahren zur Verfügung, um aus dem auf diese Weise geschätzten Reibmomentgradienten den Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments zu bestimmen, das zwischen den Rädern und der Straßenoberfläche aufgebaut wird. Als Ergebnis der Grenzwertbestimmungsmittel, die den Grenzwert durch dieses Bestimmungsverfahren bestimmt, können der Startpunkt der Antiblockierbremssteuerung und andere, verschiedene Steuervorgänge genau erhalten werden.
Das ABS-Steuerungsverfahren, das auf dem geschätzten Gradienten des Reibmoments beruht, ist in zwei Verfahren unterteilt: nämlich ein Servosteuerungsverfahren, bei dem die Größe des Radverhaltens oder eine physikalische Größe, die mit der Bewegung des Rades in Beziehung steht, so gesteuert wird, dass sie einem Zielwert folgt, und ein Verfahren, durch das der geschätzte Gradient des Reibmomentes so gesteuert wird, dass er an einen Referenzwert angeglichen wird.
Bei dem Servosteuerungsverfahren werden, wenn der Grenzwert der Reibmomentkennlinien durch das Grenzwertbestimmungsmittel bestimmt wurde, arithmetische Operationen ausgeführt, um eine voreingestellte Zielgröße des Radverhaltens zu korrigieren. Als Ergebnis kann ein stabiler Antiblockierbremsbetrieb auf einer Straßenoberfläche sichergestellt werden, wo der Gradient des Reibmomentes sich in der Nachbarschaft des Spitzenreibkoeffizienten (μ) drastisch ändert.
Entsprechend der Antiblockierbremssteuerung, bei der der Gradient des Reibmoments so gesteuert wird, dass er an einen Referenzwert angeglichen wird, wird die Genauigkeit der Schätzung erheblich dadurch verbessert, dass der Reibmomentgradient durch die Verwendung einer kleinen Anzahl von Parametern geschätzt wird, wobei eine genauere Antiblockierbremssteuerung ausgeführt wird. Spezieller wird in einem Fall, wo eine Mikrozunahme bzw. -verstärkung (die ein Typ der Darstellung des Reibmomentgradienten ist) so gesteuert wird, dass sie einem Referenzwert folgt, der Bremsdruck von nur dem Referenzrad mit einer sehr kleinen Größe angeregt. Um eine störende Wechselwirkung zwischen den Rädern aufgrund der kleinen Schwingung des Bremsdrucks zu verhindern, werden die anderen Räder wenigstens entweder einer Raddrehzahlfolgeservoregelung oder einer Bremskraftfolgeservoregelung unterworfen.
Beschreibung des Standes der Technik
In einem herkömmlichen Antiblockierbremssystem werden ein Fahrzeuggeschwindigkeitssignal, ein Fahrzeugbeschleunigungs/-verzögerungssignal und ein Signal, das eine Geschwindigkeit analog der Fahrzeuggeschwindigkeit betrifft, von einem Signalausgang von einem Raddrehzahlsensor erzeugt. Der Antiblockierbremsbetrieb wird durch Vergleichen dieser Signale miteinander und durch Steuerung der Bremskraft entsprechend dem Ergebnis solch eines Vergleichs durchgeführt.
Die Japanische Patentanmeldungs-Offenlegungsschrift Nr. 61-196853 offenbart eine Antiblockierbremssteuerung, in der das Risiko einer Radblockierung durch Vergleich zwischen einer geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit und einer Referenzgeschwindigkeit, die von der Raddrehzahl oder dergleichen berechnet wird, bestimmt. Wenn das Risiko der Radblockierung besteht, wird die Bremskraft reduziert. In dieser Antiblockierbremssteuerung, wie sie in 13 gezeigt ist, wird eine geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeit V_v dadurch bestimmt, dass an einer vorgegebenen Steigung die Täler der Geschwindigkeit V_w, die aus der Fahrzeuggeschwindigkeit berechnet wurde, miteinander verbunden werden. Es ist zu verstehen, dass eine Differenz zwischen der geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit V_v und der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit V_v* vorhanden sein kann.
In dieser Antiblockierbremssteuerung wird, um zu verhindern, dass die geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeit V_v größer wird als die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit V_v* aufgrund von Variationen in der Rad-Boden-Kontaktlast zur Zeit einer Fahrt auf einer schlechten Straße, die Rate des Anstiegs der geschätzten Raddrehzahl in einem Fall unterdrückt wird, wo sich die Raddrehzahl in einen Wert ändert, der größer als die geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeit ist.
Wenn Bremsen an dem Fahrzeug betätigt werden, das mit einer gewissen Geschwindigkeit fährt, tritt ein Schlupf zwischen den Rädern und der Straßenoberfläche auf. Es ist bekannt, dass der Reibkoeffizient μ zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche sich in Bezug auf eine Schlupfrate S, die durch die folgende Gleichung ausgedrückt wird, und in einer Art und Weise ändert, wie in 14 gezeigt ist. S = (Vv* – Vw)/Vv* (1)wobei V_v* die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit und V_w die Raddrehzahl ist.
Entsprechend diesen μ-S-Kennlinien erreicht der Reibkoeffizient μ einen Spitzenwert bei einer gewissen Schlupfrate (entsprechend einem Bereich A2 in 14). Wenn die Schlupfrate, bei der der Reibkoeffizient μ den Spitzenwert erreicht, vorher bekannt ist, kann die Schlupfrate dadurch gesteuert werden, dass die Schlupfrate aus der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Raddrehzahl bestimmt wird.
Aus diesem Grund wird in der Antiblockierbremssteuerung, die in der Japanischen Patentanmeldungs-Offenlegungsschrift Nr. 1-249559 offenbart ist, die Schlupfrate aus einem Näherungswert der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Radrehzahl oder dgl. berechnet, und die Bremskraft wird auf der Basis des Vergleichs zwischen der berechneten Schlupfrate und der voreingestellten Schlupfrate gesteuert. Um zu verhindern, dass das Fahrzeug aufgrund einer Differenz zwischen der geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit V_v und der tatsächlichen Fahr zeuggeschwindigkeit V_v* in einem bremslosen Zustand während einer langen Zeitdauer gehalten wird, ist die Antiblockierbremssteuerung so ausgelegt, dass verhindert wird, dass der Bremsdruck auf einem niedrigen Druck während einer Periode gehalten wird, die länger als erforderlich ist.
Wie in 15 gezeigt ist, besteht die herkömmliche Antiblockierbremssteuerung aus einem Fahrzeuggeschwindigkeitsschätzabschnitt 2 zum Schätzen einer geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit V_v aus einer Raddrehzahl ω_w und einer Fahrzeugbeschleunigung dv_v/dt und einem Bremskraftsteuerungsabschnitt 3, der einen Blockierungszustand des Rades aus der Raddrehzahl ω_w und der geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit V_v erkennt und der eine Bremskraft Pb steuert, die an ein Antriebssystem 1 des Fahrzeugs angelegt wird. Speziell steuert der Bremskraftsteuerungsabschnitt 3 die Bremskraft, die an die vier Räder zu einem Zeitpunkt oder unabhängig voneinander durch einen so genannten PID-Steuerungsbetrieb angelegt wird.
Die vorstehend beschriebene, herkömmliche Antiblockierbremssteuerung hat jedoch die folgenden Probleme:
Um zu ermöglichen, dass der Fahrzeuggeschwindigkeitsschätzabschnitt eine Fahrzeuggeschwindigkeit schätzt, muss die Bremskraft nämlich zurückgeführt werden, bis eine Geschwindigkeit V_w, die aus der Raddrehzahl bestimmt wird, und die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit V_v* einander angeglichen sind oder näherungsweise zueinander gleich werden, wie in 13 gezeigt ist. Daher muss die auf die Räder angewendete Bremskraft wiederholt mit einer vergleichsweise niedrigen Frequenz erhöht der herabgesetzt werden. Da die Fahrzeuggeschwindigkeit, die mit einer Referenzgeschwindigkeit verglichen werden soll, ein angenäherter Wert ist, der aus der Raddrehzahl oder der Fahrzeugbeschleunigung/-verzögerung bestimmt wird, unterscheidet sich weiterhin die geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeit gelegentlich von der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit. In einigen Fällen fallen die Räder in einen Blockierungszustand während einer langen Zeitperiode, oder die Bremskraft wird drastisch reduziert, um das Fahrzeug in einen nicht blockierten Zustand zurückzubringen. Als ein Ergebnis wird das Verhalten des Fahrzeuges erheblich beeinflusst, was eine Vergrößerung des Bremsweges oder eine unangenehme Schwingung zur Folge hat.
In dem Fall der Antiblockierbremssteuerung, die die Bremskraft gemäß einer Schlupfrate steuert, kann leicht vorhergesagt werden, dass sich die Schlupfrate, bei der der Reibkoeffizient ein Maximum wird, je nach dem Zustand der Straßenoberfläche ändert, auf der das Fahrzeug fährt. Entsprechend war es notwendig, die Zustände der Straßenoberfläche zu erkennen und zu schätzen und eine Vielzahl von Referenzschlupfraten vorzubereiten, die den Zuständen der Straßenoberfläche entsprechen, oder die Referenzschlupfrate entsprechend dem Zustand der Radoberfläche zu ändern.
Das US-Patent Nr. 4,794,538 (27. Dezember 1988) offenbart ein Verfahren, durch das der Reibkoeffizient μ zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche aus dem Radzylinderdruck und der Raddrehzahl geschätzt wird, und bei der die auf das Rad wirkende Bremskraft entsprechend dem auf diese Weise erhaltenen Reibkoeffizienten μ gesteuert wird. Bei dieser Technik werden durch die Verwendung eines Online-Identifizierungsverfahrens entsprechend einem mathematischen Modell für die Raddrehzahl und die Fahrzeuggeschwindigkeit drei Parameter (p₂, p₁, c₁) durch die Zeitseriendaten des Radzylinderdrucks und der Raddrehzahl identifiziert. Der Gradient des Reibkoeffizienten μ auf der Straßenoberfläche wird aus dem auf diese Weise identifizierten Parameter p₂ berechnet, und der Reibkoeffizient μ wird aus dem Gradienten berechnet. Diese Technik ermöglicht es, dass der Reibkoeffizient μ oder der Gradient des Reibkoeffizienten μ für jede Straßenoberfläche selbst ohne Schätzung der Fahrzeuggeschwindigkeit erhalten werden kann. Als Ergebnis können einige der vorstehenden Probleme gelöst werden.
Im Allgemeinen erfordert die Verwendung des Systemidentifizierungsverfahrens eine Anzahl von Rechenvorgängen, die proportional zu dem Quadrat der zu identifizierenden Parameter ist. Ferner wird die Genauigkeit der Identifizierung mit einer Erhöhung in der Anzahl der Parameter schlechter. Dieses herkömmliche Verfahren erfordert die Identifizierung von drei Parametern zu einem Zeitpunkt und beinhaltet eine große Anzahl von Rechenvorgängen und leidet unter einem Problem, das mit der Genauigkeit der Identifizierung zusammenhängt.
Jedes der oben erwähnten Antiblockierbremssteuerungssysteme hat nicht-lineare Kennlinien, die durch die Kennlinien des Reifens in starkem Maße beeinflusst werden. Da die Antiblockierbremssteuerungsmittel die Bremskraft Pb, die an die vier Räder zu einem Zeitpunkt oder unabhängig voneinander durch den PID-Steuerungsbetrieb angelegt wird, ohne Berück sichtigung der störenden Wechselwirkung unter den vier Rädern steuert, kann eine feine Antiblockierbremssteuerung nicht bewirkt werden.
Die vorliegende Erfindung wurde konzipiert, um die oben beschriebenen Nachteile in dem Stand der Technik zu lösen.
In Bezug auf den Antiblockierbremssteuerungsbetrieb gibt es eine herkömmliche Technik zur Bestimmung des Startpunktes für die Antiblockierbremssteuerung, um das Rad in einen vorgegebenen Bewegungszustand zu bringen. In dieser Technik wird die Raddrehzahl V_R nach der Zeit differenziert, so dass die Radverzögerung dV_R/dt erhalten wird. Wenn die Radverzögerung dV_R/dt kleiner als ein vorgegebener Wert –a₀ (voreingestellte Radverzögerung) wird, wird die Bremskraft herabgesetzt, um eine Radblockierung zu verhindern ("Studies on an ABS of a Vehicle", Japan ABS Co., Ltd., Seiten 47–51).
Das oben beschriebene Verfahren zur Bestimmung des Startpunktes für die Antiblockierbremssteuerung hat jedoch ein Problem, dass, wenn die Bremse sanft auf das Laufrad auf der Straße, die einen kleinen Reibkoeffizienten μ hat, mit einer solchen Grösse angelegt wird, dass die Radverzögerung den vorgegebenen Wert –a₀ nicht erreicht, die Fortführung der Antiblockierbremssteuerung nicht bestimmt wird, so dass sich eine Radblockierung ergibt. Kurz gesagt entwickelt sich, wenn die Straßenoberfläche, auf der das Fahrzeug fährt, einen kleinen Reibungskoeffizient μ hat, ein kleines Maß an Bremsmoment, so dass ein kleines Maß an Radblockierung selbst durch eine sanfte Anwendung der Bremsen verursacht wird.
Dieses Problem tritt nicht nur im ABS auf, sondern auch in der Technik der Steuerung des Rades, so dass es in einen vorgegebenen Bewegungszustand eintritt, beispielsweise der Traktionssteuerung (TRC), d.h. die Technik, bei der das Rad in dem Bewegungszustand unmittelbar vor der Radblockierung gehalten wird, so dass es dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, oder der Technik, bei der das Rad in dem Bereich einer vorgegebenen Schlupfrate gehalten wird. Dieses Problem wird prinzipiell der Tatsache zugeschrieben, dass die dynamischen Kennlinien der Radbewegung sich je nach dem Reibkoeffizienten μ auf der Oberfläche der Straße ändert, auf der das Fahrzeug fährt.
Die vorliegende Erfindung wurde konzipiert, um die vorstehenden Probleme zu lösen. Entsprechend einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Regelbeginnbestimmungsverfahren bereitzustellen, das in der Lage ist, den Startpunkt für die Regelung genau und stabil zu bestimmen, um das Rad in einem vorgegebenen Bewegungszustand unabhängig von dem Reibkoeffizienten μ der Straßenoberfläche und der Sanftheit/Härte der Bremsen zu bringen.
Wie oben beschrieben wurde, muss das Antiblockierbremssystem, das die Bremskraft entsprechend der Schlupfrate steuert, die Bremskraft entsprechend dem Zustand der Straßenoberfläche steuern. Zu diesem Zweck wurde eine Antiblockierbremssteuerung vorgeschlagen (Japanische Patentanmeldung Nr. 7-220920). In dieser Steuerung wird, statt dem Blockierungszustand des Rades durch einen Vergleich zwischen Schlupfraten zu bestimmen, die auf das Rad wirkende Bremskraft mit einer sehr kleinen Größe bei einer Resonanzfrequenz f₁ eines Radschwingungssystems aufgebracht, das aus der Straßenoberfläche und dem Rad besteht (in einem Zustand, bei dem das Rad die Straße hält). Der Zustand des Rades, wenn ein scharfer Abfall in den Resonanzfrequenzkomponenten der Raddrehzahl aufgrund einer Verschiebung der Resonanzfrequenz des Schwingungssystems auftritt, wird als Zustand des Rades unmittelbar, bevor es blockiert wird, betrachtet, und die Bremskräfte werden vermindert.
In der Antiblockierbremssteuerung, die die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe aufbringt, müssen die Bremskräfte, die auf alle Räder wirken, in einer sehr kleinen Größe angeregt werden, um zu verhindern, dass alle Räder blockiert werden. Zu diesem Zweck muss jedes Rad mit einer Betätigungsvorrichtung zum Zwecke der geringfügig kleinen Anregung versehen sein.
In einem Fall, wo die rechten und linken Räder in einer sehr kleinen Größe zum selben Zeitpunkt angeregt werden, so dass sie dem Spitzenreibkoeffizienten μ auf einer so genannten geteilten Straße folgen, deren Oberflächen unterschiedliche Reibkoeffizienten μ haben, nehmen die Räder unterschiedliche Reibkräfte (d.h. Bremskräfte) von den linken und rechten Straßenoberflächen in der Fahrtrichtung des Rades in der entgegen gesetzten Richtung der Differenz der Reibkoeffizienten μ zwischen den rechten und linken Straßenoberflächen auf, was eine Fahrzeuginstabilität zur Folge hat.
Wenn entweder das rechte oder das linke Laufrad, die mit einer Antriebswelle verbunden sind, mit einer sehr kleinen Größe angeregt wird, werden ferner Schwingungen mit der Anre gungsfrequenz zu dem anderen Laufrad über die Antriebswelle übertragen, was eine störende Wechselwirkung zwischen den rechten und linken Laufrädern zur Folge hat.
Die vorliegende Erfindung wurde konzipiert, um die vorstehenden Probleme zu lösen.
EP 0 699 568 A2 offenbart eine Antiblockierbremssteuerungsvorrichtung, in der eine auf das Rad wirkende Bremskraft um einen sehr kleinen Betrag bei einer Resonanzfrequenz eines Schwingungssystems angeregt wird, das aus einem Kraftfahrzeugkörper, einem Rad und einer Straßenoberfläche besteht. Die Amplitude der Resonanzfrequenzkomponenten der Raddrehzahl wird erkannt. Eine Zunahme in der Amplitude der Resonanzfrequenzkomponente der Raddrehzahl in Bezug auf die Amplitude der sehr kleinen Anregung der Bremskraft wird bestimmt. Eine mittlere Bremskraft wird so gesteuert, dass sie abfällt, wenn die Zunahme kleiner als ein Referenzwert ist, und dass sie erhöht wird, wenn die Zunahme größer als der Referenzwert ist.
Zusammenfassung der Erfindung
Es ist eine Aufgabe der Erfindung, Mittel zum Schätzen des Gradienten des Reibmoments oder Antriebsmoments in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit unter Verwendung einer kleinen Anzahl von Parametern und mit einem hohen Maß an Genauigkeit bereit zu stellen. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist es, eine Antiblockierbremssteuerung und ein Regelbeginnbestimmungsverfahren bereitzustellen, das einen Reibmomentgradienten in Bezug auf eine Schlupfgeschwindigkeit verwendet, der unter Verwendung einer kleinen Anzahl von Parametern mit einem hohen Maß an Genauigkeit geschätzt wird.
Eine Lösung der als erstes erwähnten Aufgabe wird durch eine Drehmomentgradientschätzvorrichtung gemäß dem beigefügten Anspruch 1 erreicht.
Die erfindungsgemäße Drehmomentgradientschätzvorrichtung schätzt den Drehmomentgradienten in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit zum gegenwärtigen Zeitpunkt allein aus Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, die durch Raddrehzahlabtastmittel erkannt wird. Daher ist die Anzahl der Parameter, die zum Schätzen des Drehmomentgradienten erforderlich sind, gering, d.h. nur Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen. Die erfindungsgemäße Vorrichtung benötigt nur eine minimale Anzahl von Sensoren und muss Berechnungen nur auf der Basis der Raddrehzahldaten durchführen, was eine genaue und aktuelle Berechnung ermöglicht.
Die beigefügten Unteransprüche 2 bis 4 sind auf vorteilhafte Ausführungsbeispiele der erfindungsgemäßen Drehmomentgradientenschätzvorrichtung gerichtet.
Die Lösung der Aufgabe der Erfindung, die sich auf die Antiblockierbremssteuerung bezieht, wird durch den Gegenstand des beigefügten Anspruchs 5 erreicht.
Der beigefügte Anspruch 6 ist auf ein vorteilhaftes Ausführungsbeispiel der Antiblockierbremssteuerung nach Anspruch 5 gerichtet.
Der beigefügte Anspruch 7 ist auf ein Regelbeginnbestimmungsverfahren gerichtet, das nur Zeitseriendaten, die sich auf die Raddrehzahl beziehen, zur Schätzung eines Reibmomentgradienten in Bezug auf eine Schlupfgeschwindigkeit zu dem gegenwärtigen Zeitpunkt entsprechend der Erfindung verwendet.
Die beigefügten Ansprüche 8 und 9 sind auf vorteilhafte Ausführungsbeispiele des Regelbeginnbestimmungsverfahrens nach Anspruch 7 gerichtet.
Die beigefügten Ansprüche 10 und 11 sind auf weitere vorteilhafte Ausführungsbeispiele der Drehmomentgradientschätzvorrichtung und einer Antiblockierbremssteuerung gerichtet.
(Prinzipien der Antiblockierbremssteuerung gemäß einem ersten Aspekt der Erfindung)
Eine Bremskraft wirkt auf eine Straßenoberfläche über die Oberfläche eines Reifenprofils, das mit der Straßenoberfläche in Kontakt kommt. Effektiv wirkt diese Bremskraft auf den Fahrzeugkörper als eine Reaktion (Reibmoment) von der Straßenoberfläche über eine Reibkraft, die zwischen der Straßenoberfläche und dem Rad entwickelt wird. Wenn eine Bremskraft angelegt wird, während das Fahrzeug mit einer bestimmten Geschwindigkeit fährt, tritt ein Schlupf zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche auf. Zu diesem Zeitpunkt ändert sich das Reibmoment, das auf das Rad als Reaktion von der Straßenoberfläche wirkt, in der Weise, wie in 2 in Bezug auf eine Schlupfgeschwindigkeit ω_s (umgesetzt in eine Winkelgeschwindigkeit) gezeigt ist und durch die folgende Gleichung ausgedrückt wird: ωs = ωv – ωi wobei ω_v die Fahrzeuggeschwindigkeit (äquivalent ausdrückt in Form einer Winkelgeschwindigkeit) und ω_i eine Raddrehzahl des i-ten Rades, umgesetzt in die Winkelgeschwindigkeit, ist ("i" bezeichnet die Anzahl der Räder, i = 1, 2, 3, ...).
Wie in 2 gezeigt ist, steigt das Reibmoment anfänglich mit einem Anstieg in der Schlupfgeschwindigkeit an. Das Reibmoment erreicht einen maximalen Wert f_i0 bei einer Schlupfgeschwindigkeit ω₀ und fällt mit einem Anstieg in der Schlupfgeschwindigkeit bei Schlupfgeschwindigkeiten größer als ω₀ ab. Hier entspricht die Schlupfgeschwindigkeit ω₀ einer Schlupfgeschwindigkeit, die erhalten wird, wenn der Reibkoeffizient zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche auf dem Maximum ist (Spitzenreibkoeffizient μ entspricht dem Spitzenreibkoeffizienten μ in 14).
Wie aus 2 offensichtlich ist, ist der Reibmomentgradient in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit (im Folgenden als Reibmomentgradient bezeichnet) positiv (> 0), wenn ω_s < ω₀, Null, wenn ω_s = ω₀ und negativ (< 0), wenn ω_s > ω₀ ist. Wenn der Reibmomentgradient positiv ist, ist das Rad in einem Griffzustand. Wenn der Gradient des Reibmoments Null ist, ist der Reibkoeffizient μ an dem Spitzenwert. Wenn der Reibmomentgradient negativ ist, wird das Rad blockiert. In dieser Weise ändern sich die dynamischen Kennlinien der Radbewegung entsprechend dem Reibmomentgradienten, und daher kann der Bewegungszustand des Rades geschätzt werden.
In dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird der Reibmomentgradient an dem gegenwärtigen Zeitpunkt nur aus den Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, ohne Schätzung der Fahrzeuggeschwindigkeit geschätzt. Die auf das Rad wirkende Bremskraft wird so gesteuert, dass der so geschätzte Reibmomentgradient innerhalb einen vorgegebenen Bereich von Werten fällt, der einen Referenzwert umfasst.
In der vorliegenden Erfindung kann daher das Rad bei einem Bewegungszustand entsprechend dem Reibmomentgradienten in einem vorgegebenen Zustand gehalten werden, der einen Referenzwert umfasst. Der Reibmomentgradient wird unweigerlich gleich Null an dem Spitzenreibkoeffizienten μ, selbst wenn die Schlupfgeschwindigkeit, bei der der Reibkoeffizient μ seinen Spitzenwert erreicht, sich in Antwort auf den Zustand der Straßenoberfläche, auf der das Fahrzeug fährt, geändert hat, solange der Referenzwert entsprechend dem Spitzenreibkoeffizienten μ auf Null gesetzt ist. Daher kann dem Spitzenreibkoeffizienten μ vollständig gefolgt werden, solange der Reibmomentgradient so gesteuert wird, dass er gleich Null wird. Ferner wird die Notwendigkeit für einen Fahrzeuggeschwindigkeitsschätzabschnitt eliminiert, und damit wird auch die Notwendigkeit für eine Wiederholung der Anhebungen/Herabsetzungen der Bremskraft eliminiert. Als Ergebnis wird ein stabiles Fahren möglich.
(Prinzip der Schätzung des Reibmomentgradienten entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung)
Die Bewegung jedes Rades und des Fahrzeugkörpers wird wie folgt ausgedrückt: (Die folgende Beschreibung basiert auf der Annahme, dass die Anzahl der Räder gleich vier ist. Die vorliegende Erfindung ist jedoch nicht auf dieses spezielle Beispiel eingeschränkt.): Jω oi = RcFi'(V/Rc – ωi) – Tbi (1)
wobei F_i' eine Bremskraft, die in dem i-ten Rad entwickelt wird, "T_bi" das Bremsmoment, das auf das i-te Rad in Antwort auf eine Betätigungskraft angewendet wird, "M" die Masse des Fahrzeugs, "Rc" den effektiven Radius des Rades, "J" das Trägheitsmoment des Rades und "v" die Fahrzeuggeschwindigkeit darstellt (siehe 8). In der obigen Gleichung bezeichnet das Referenzsymbol · das Differential in Bezug auf die Zeit. In den Gleichungen (1) und (2) ist F_i' als Funktion der Schlupfgeschwindigkeit (v/R_c – ω_i) gezeigt.
Die Fahrzeuggeschwindigkeit ist äquivalent dargestellt als eine Winkelgeschwindigkeit ω_v, und das Reibmoment R_cF_i' ist als die lineare Funktion der Schlupfgeschwindigkeit ausgedrückt (Gradient k_i und Schnittpunkt T_i auf der y-Achse). V = Rcωv (3) RcFi'(ωv·ωi) = ki × (ωv·ωi) + Ti (4)
Wenn ferner die Gleichungen (3) und (4) in die Gleichungen (1) und (2) eingesetzt werden und die Raddrehzahl ω_i und die Fahrzeuggeschwindigkeit ω_v als Zeitseriendaten ω_i[k] und ω_v[k] dargestellt werden, welches die Raddrehzahl ω_i und die Fahrzeuggeschwindigkeit ω_v abgetastet an Tastintervallen τ sind (wobei "k" ein Abtastzeitpunkt, k = 1, 2, ..., die voneinander durch das Abtastintervall τ getrennt sind), werden die folgenden Gleichungen erhalten.
Die Gleichungen (5) und (6) werden miteinander kombiniert, um die äquivalente Winkelgeschwindigkeit ω_v des Fahrzeugs zu eliminieren, was ergibt:
Wenn das maximale Reibmoment von R_cMg/4 ("g" stellt eine Gravitationsbeschleunigung dar) unter der Bedingung auftritt, dass die Schlupfgeschwindigkeit 3 rad/s ist, haben wir
Wenn wir ein spezielles Beispiel betrachten, bei dem τ = 0,005 (s), R_c = 0,3 (m) und M = 1000 (kg) ist, haben wir max (k_i) = 245. Entsprechend gilt:
Die Gleichung (7) kann wie folgt angenähert werden:
Als Ergebnis kann die Gleichung (8) in einer linearen Form in Bezug auf unbekannte Koeffizienten k_i und f_i beschrieben werden. Der Reibmomentgradient k_i in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit kann durch Anwenden eines Online-Parameter-Identifikationsverfahrens auf die Gleichung (8) geschätzt werden.
Mehr speziell können die Zeitseriendaten, die den Reibmomentkoeffizienten betreffen, aus den Zeitseriendaten ω_i[k] der erkannten Raddrehzahl durch Wiederholung der Schritte 1 und 2, die unten angegeben werden, geschätzt werden. Schritt 1
y1[k] = –ωi[k] + 2ωi[k – 1] – ωi[k – 2] (10)
Das erste Element der Matrix ϕ_i[k] von Gleichung (9) bezeichnet eine physikalische Größe, die eine Variation in der Raddrehzahl während einer Abtastperiode betrifft, und Gleichung (10) zeigt eine physikalische Größe, die die Änderung pro Abtastperiode in dem Maße der Variation pro Abtastperiode in der Raddrehzahl betrifft. Dies bedeutet, dass die Gleichung (8) eine Bewegungsgleichung ist, die die Bewegung (Verzögerung) eines Rades darstellt. Aus der Gleichung (8) ist verständlich, dass der Reibmomentgradient proportional zu einer charakteristischen Wurzel ist, die die dynamischen Kennlinien der Radverzögerung dargestellt. Dies heißt, dass die Identifizierung des Bremsmomentgradienten als Äquivalent zu der Identifizierung einer charakteristischen Wurzel der Radbewegung (Verzögerung) betrachtet werden kann.
Schritt 2
θ_i wird durch die obige Rekurrenzformel berechnet, und das erste Element der Matrix von θ_i wird als der geschätzte Reibmomentgradient extrahiert. In der Gleichung (11) bezeichnet λ einen Vergessensfaktor (beispielsweise λ = 0,98), der das Ausmaß anzeigt, in dem Daten der Vergangenheit eliminiert werden, und ^"T" bezeichnet die Transposition der Matrix.
Die linke Seite der Gleichung (11) zeigt eine physikalische Größe, die die Zeithistorie der physikalischen Größe darstellt, die mit der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, und der Zeithistorie der physikalischen Größe, die mit der Änderung in Bezug auf die Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht.
Die Gleichungen (1) und (2) werden durch die Verwendung des Reibmomentes F_i (= F_i'·R_c) und der in eine Winkelgeschwindigkeit ω_v (= v(R_c) transformierten Raddrehzahl wie folgt ausgedrückt. Jωi = Fi(ωv – ωi) – Tbi (12)
Aus der Gleichung (12) wird ferner die Radverzögerung des i-ten Rades y_i (= –dω_i/dt) ausgedrückt als
Die Gleichungen (12) bis (14) werden durch Substitution der Schlupfgeschwindigkeit (ω_v·ω_i) durch x_i auf die folgenden Gleichungen reduziert:
Basierend auf der Annahme, dass das Reibmoment F_i des i-ten Rades eine nicht-lineare Funktion der Schlupfgeschwindigkeit ist (siehe 2), wird das Bremsmoment F(x_i) in der Nachbarschaft einer gewissen Schlupfgeschwindigkeit x_i als ein linearer Gradient angenähert, wie in der folgenden Gleichung gezeigt ist. Mehr speziell wird ein Gradientenmodell angewendet, bei dem das Reibmoment F(x_i) sich linear entsprechend dem Reibmomentgradienten k_i in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit x_i ändert. Fi(xi) = Kixi + μi (17)
Zu diesem Zeitpunkt sind in Bezug auf das i-te Rad (i = 1, 2, 3, 4) unter der Annahme, dass die Zeitseriendaten, die auf die Schlupfgeschwindigkeit beziehen, x_i[j] sind, die Zeitseriendaten, die sich auf das Bremsmoment beziehen, gleich T_bi[j], und die Zeitseriendaten, die sich auf die Radverzögerung beziehen, gleich y_i[j] (j = 0, 1, 2, ...). Hier wird jeder Bestandteil der Zeitseriendaten an vorgegebenen Abtastintervallen τ abgetastet.
Eine Gleichung wird durch Substituieren der Gleichung (17) in die Gleichungen (15) und (16) erhalten, und die auf diese Weise erhaltene Gleichung wird in eine diskrete Gleichung unter Verwendung der vorstehenden Zeitseriendaten an dem Abtastintervall τ umgesetzt.
Mehr speziell stellen x[j], y[j] bzw. Tb[j] Vektoren dar, die die Schlupfgeschwindigkeit, die Radverzögerung und das Bremsmoment für jedes Rad aufweisen.
Aus der Gleichung (19) wird die Radverzögerung y[j + 1], die an der nächsten Abtastzeit erhalten wird, ausgedrückt als
Aus den Gleichungen (19) und (20) haben wir K·(x[j + 1] – x[j]) = –J(y[j + 1] – y[j]) + Tb[j + 1] – Tb[j]. (21)unter der Annahme, dass ϕ = x[j + 1] – x[j] (22) f = –J(y[j + 1] – y[j]) + Tb[j + 1] – Tb[j], (23)kann die Gleichung (21) reduziert werden zu K·ϕ = f. (24)
Hier ist ersichtlich, dass ϕ eine Differenz in der Schlupfgeschwindigkeit zwischen nebeneinander liegenden Abtastmessungen zeigt, nämlich die physikalische Größe, die eine Variation in der Schlupfgeschwindigkeit betrifft.
Die Gleichungen (18) und (19) werden miteinander kombiniert, um einen Term (Kx[j] + μ) zu eliminieren, wobei die Gleichung (22) ergibt
Unter der Annahme, dass die Zeitseriendaten, die das Reibmoment betreffen, F[j] sind (ein Vektor, der als Komponente die Zeitseriendaten F_i[j] umfasst, der das Reibmoment des i-ten Rades betrifft), wird die Gleichung (14) in eine diskrete Gleichung umgesetzt und wie folgt reduziert: F[j] = –Jy[j] + Tb[j]. (26)
Gleichung (26) wird auf die Gleichung (23) angewendet, wobei wir haben f = F[j + 1] – F[j]. (27)
Aus der Gleichung (27) ist ersichtlich, dass "f" die Differenz eines Reibmoments zwischen nebeneinander liegenden Abtastwerten anzeigt, nämlich die physikalische Größe, die mit der Variation indem Reibmoment in Beziehung steht.
Es wurde bewiesen, dass der Bewegungszustand des Rades, der durch die Gleichungen (12) bis (14) dargestellt wird, durch die Gleichungen (18) und (19) durch Verwendung des Gradientenmodells, das durch die Gleichung (17) dargestellt ist, angenähert werden kann, und dass der auf diese Weise angenäherte Bewegungszustand in das Verhältnis umgesetzt werden kann, das durch die Gleichung (24) dargestellt wird.
Mehr speziell kann der Bewegungszustand des Rades das Verhältnis zwischen dem Reibmomentgradienten in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit, die physikalische Größe, die sich auf die Variation in dem Reibmoment bezieht und durch das Bremsmoment und die Radverzögerung (ausgedrückt durch die Gleichungen (23), (25)) dargestellt wird, und die physikalische Größe ergeben, die mit der Variation der Schlupfgeschwindigkeit in Beziehung steht und durch das Bremsmoment und die Radverzögerung (ausgedrückt durch die Gleichung (25)) dargestellt wird, wobei alle diese zu identifizierende Parameter sind.
Als Ergebnis können die zu identifizierenden Parameter in einen zusammengefasst werden. Im Vergleich zu der herkömmlichen Technik, die zu identifizierende Parameter verwendet, was zu erheblichen Verbesserungen in der Genauigkeit der Berechnung beiträgt, und die Rechenzeit kann ebenfalls reduziert werden.
In Bezug auf das i-te Rad gibt die Gleichung (24) Ki·ϕi = fi. (28)
In diesem Fall sind "f" und "ϕ" der Gleichung (24) definiert als f = [f1, f2, f3, f4]T ϕ = [ϕ1, ϕ2, ϕ3, ϕ4]T.
f_i und ϕ_i werden durch die Gleichungen (23) und (25) in Übereinstimmung mit den Zeitseriendaten y_i[j], die sich auf die Verzögerung des i-ten Rades beziehen, und die Zeitseriendaten T_bi[j], die das Bremsmoment des i-ten Rades betreffen, berechnet. Die Daten werden durch Substituieren der auf diese Weise erhaltenen f_i und ϕ_i in die Gleichung (28) erhalten, und der Reibmomentgradient k_i, der das i-te Rad betrifft, kann durch Anwendung des Online-Systemidentifikationsverfahrens auf die auf diese Weise erhaltenen Daten geschätzt und berechnet werden.
(Prinzip der Antiblockierbremssteuerung der Erfindung)
Die oben beschriebene, erste Antiblockierbremssteuerung wird in einer solchen Weise bewirkt, dass der auf diese Weise geschätzte Reibmomentgradient in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit einem gewissen Referenzwert folgt (der gleich Null ist, wenn das Rad vollständig dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt). Obwohl ein Steuerungssystem, das den Reibmomentgradienten durch Rückkopplung steuert bzw. regelt, für jedes Rad entsprechend der PID-Regelung ausgeführt sein kann, kann es auch systematisch in Form eines Systems zur Integration von vier Rädern ausgestaltet werden, indem eine moderne Steuerungs- bzw. Regelungstheorie angenommen wird. In diesem Fall wird das Steuerungs- bzw. Regelungssystem unter Berücksichtigung der störenden Wechselwirkung zwischen den vier Rädern entworfen, was eine vollständigere Steuerung ermöglicht.
Die ABS-Steuerung hat nicht-lineare Kennlinien, die durch die Kennlinien des Reifens stark beeinflusst werden. Daher kann die moderne Steuerungstheorie nicht einfach auf dieses System angewendet werden. In der vorliegenden Erfindung können die nicht-linearen Kennlinien offenbar als äquivalente Anlagenvariationen angesehen werden. Ein Steuerungssystem, welches diese Anlagenvariationen gestattet, wird ausführlich unter Berücksichtigung der störenden Wechselwirkung zwischen den vier Rädern dadurch ausgelegt, dass eine robuste Steuerungs- bzw. Regelungstheorie angenommen wird, die eine der modernen Steuerungs- bzw. Regelungstheorien ist. Die Ausgestaltung des Steuerungssystems wird unten im Detail beschrieben.
In einem Fall, wo das Bremsmoment T_bi' entsprechend der Betätigungskraft erhalten wird, wenn ein Bremspedal unmittelbar vor dem Auftreten einer Radblockierung niedergedrückt wird und wo das Bremsmoment (d.h. die Betätigungsgröße) u_bi auf das Rad wirkt, um dem Spitzenreibkoeffizienten μ ohne Blockieren des Rades zu folgen, können die Bewegung jedes Rades und die Bewegung des Fahrzeugkörpers aus den Gleichungen (12) und (13) wie folgt ausgedrückt werden. Jωi = Fi(ωv – ωi) – Tbi' + μbi (29)
ki = Gi(ωv – ωi) (31)
Die Gleichung (31) ist eine Ausgangsgleichung, die zeigt, dass der Reibmomentgradient k_i von jedem Rad eine Funktion der Schlupfgeschwindigkeit ist.
Wie in 3A gezeigt ist, stellt F_i eine nicht-lineare Funktion der Schlupfgeschwindigkeit dar und erreicht ihren Spitzenwert bei ω₀. Im Gegensatz dazu stellt, wie in 3B gezeigt ist, G_i eine nicht-lineare Funktion der Schlupfgeschwindigkeit dar und wird bei ω₀ gleich Null. Diese nicht-linearen Funktionen können durch eine Kombination von ausgezogenen Linien 20, 23 und zugeordneten Variationen innerhalb vorbestimmten Bereichen dargestellt werden. Wenn die Störung in der Schlupfgeschwindigkeit in Bezug auf ω₀ gleich x_i ist, können F_i und G_i ausgedrückt werden durch Fi = (fi + wfiΔfi)xi + fi0. (32) Gi = (gi + wgiΔgi)xi. (33)
In den Gleichungen (32) und (33) bezeichnet f_i die Steigung der Linie 20 in 3A, und g_i bezeichnet die Steigung der Linie 23 in 3B. Ferner sind w_fi und w_gi Gewichtungskoeffizienten, die verwendet werden, um nicht-lineare Variationen zu standardisieren. Die unterbrochenen Linien 21 und 22 in 3A und die unterbrochenen Linien 24 und 25 in 3B zeigen die oberen und unteren Grenzen der nicht-linearen Variationen. Kurz gesagt entsprechen sie der Einschränkung der Größe von Δ_fi bzw. Δ_gi auf ±1.
Die Gleichung (32) zeigt ein lineares Modell, das nicht-lineare Variationen in dem Reibmoment von jedem Rad in Bezug auf die Störung x_i in der Nachbarschaft des Gleichgewichtspunktes ω₀ in Form von Variationen darstellt, die in dem Bereich auftreten, der die Linie 20 in 3A umfasst und sich von der unterbrochenen Linie 21 bis zu der unterbrochenen Linie 22 erstreckt. Die Gleichung (33) zeigt ein lineares Modell, das nicht-lineare Variationen in dem Reibmomentgradienten von jedem Rad in Bezug auf die Störung x_i in der Nachbarschaft des Gleichgewichtspunktes ω₀ in der Form von Variationen darstellt, die in dem Bereich auftreten, der die Linie 23 in 3B einschließt und sich von der unterbrochenen Linie 24 zu der unterbrochenen Linie 25 erstreckt.
Die Substitution der Gleichungen (32) und (33) in die Gleichungen (29), (30) und (31) ergibt die folgenden Zustandsgleichungen der Nachbarschaft des Gleichgewichtspunktes (ω₀). x = Ax + B1ΔC1x + B2μ (34) y = C2x + D11ΔC1x (35)wobei
Ferner gilt:
x = [x1x2x3x4]T, y = k1k2k3k4]T, und u = [u1u2u3u4]T (37)wobei "x" die Störung in der Schlupfgeschwindigkeit von jedem Rad in der Nachbarschaft von ω₀, "y" der Gradient des Reibmomentes von jedem Rad in der Nachbarschaft von ω₀ und u die Betätigungsgröße von jedem Rad (entsprechend u_bi in der Gleichung (29)) in der Nähe von ω₀ ist.
Ein Steuerungssystem, das die Struktur hat, wie es durch die Gleichung (36) dargestellt wird und eine beliebige Größe Δ (–1 ≦ Δ_fi, Δ_gi ≦ 1) wird entworfen, und ein Antiblockierbremssteuerungssystem kann unter Berücksichtigung der störenden Wechselwirkung zwischen den vier Rädern entworfen werden. Dieses Antiblockierbremssteuersystem kann leicht dadurch entworfen werden, dass ein μ-Designverfahren genommen wird, welches eines der robusten Steuerungsverfahren ist.
Mehr speziell wird ein Steuerungssystem, das eine Struktur hat, wie durch die Gleichung (36) dargestellt ist, und eine beliebige Größe Δ (–1 ≦ Δ_fi, Δ_gi ≦ 1) gestattet, durch die Verwendung des sogenannten μ-Designverfahrens entworfen, wobei die folgende Steuerung gilt: xc = Acxc + Bcy (38) u = Ccxc + Dcy (39)wobei x_c den Zustand der Steuerung bezeichnet; A_c, B_c, C_c und D_c die Koeffizientenmatrix der Designsteuerung bezeichnen und "y" den Reibmomentgradienten des Designsteuerungssystems darstellt. Die Betätigungsgröße u der Antiblockierbremssteuerung wird durch Substituieren eines Statuswertes der Steuerung in x_c in Gleichung (39) und durch Substituieren des Wertes des geschätzten Reibmomentgradienten in die Gleichung (39) erhalten.
(Prinzip der Erfindung)
Unter Bezugnahme auf ein Modell, das in 9 gezeigt ist und in dem das Phänomen der Schwingung des Rades äquivalent unter Bezugnahme auf die Drehwelle eines Fahrzeuges modelliert ist, wird das Phänomen der Schwingung eines Rades in Betracht gezogen, wenn das Fahrzeug, das einen Fahrzeugkörper mit einem Gewicht W_v hat, mit einer Geschwindigkeit ω_vi fährt, d.h. das Phänomen der Schwingung eines Schwingungssystems, das aus dem Fahrzeugkörper, dem Rad und der Straßenoberfläche zusammengesetzt ist.
In dem in 9 gezeigten Modell wirkt die Bremskraft auf die Straßenoberfläche über die Oberfläche eines Reifenprofils C, das in Kontakt mit der Straßenoberfläche kommt. Im Endeffekt wirkt diese Bremskraft auf den Fahrzeugkörper als eine Reaktion (oder Reibkraft) von der Straßenoberfläche. Folglich wird ein äquivalentes Modell E, das in Termen der Rotationsachse des Gewichts des Fahrzeugkörpers berechnet wird, an eine gegenüberliegende Seite an einem Rad A über ein Reibelement angekoppelt (Reibkoeffizient μ der Straßenoberfläche), das zwischen dem Reifenprofil C und der Straßenoberfläche vorgesehen ist. Dies ist analog zu der Tatsache, dass das Gewicht des Fahrzeugkörpers durch ein großes Trägheitsmoment unterhalb des Rads simuliert werden kann, d.h. die Masse auf der Seite gegenüber zu dem Rad wie in dem Fall eines Chassisdynamometers.
In 9 ist unter der Annahme, dass das Trägheitsmoment des Rades A einschließlich dem Reifen und der Felge gleich J_w ist, eine Federkonstante eines Federelementes B, das zwischen der Felge und der Lauffläche C vorgesehen ist, gleich K ist, der Radius des Rades gleich R ist, das Trägheitsmoment des Profils C gleich J_t, der Reibkoeffizient des Reibelements D, das zwischen dem Profil C und der Straßenoberfläche vorgesehen ist, μ ist, und dass das Trägheitsmoment des äquivalenten Modells E, das in Termen der Rotationsachse des Gewichts W_v des Fahrzeugkörpers berechnet wird, J_v ist, dann sind die Übertragungskennlinien von einem Bremsmoment T_b' zu einer Raddrehzahl ω_w, das durch den Radzylinderdruck verursacht wird, wie unten entsprechend der Gleichung der Radbewegung definiert.
wobei "s" ein Operator ist, der für die Laplace-Transformation verwendet wird.
Unter der Annahme, dass das Profil C und das äquivalente Modell E des Fahrzeugkörpers direkt miteinander gekoppelt sind, wenn der Reifen sich in einem Griffzustand befindet, entwickelt sich die Schwingung zwischen dem Trägheitsmoment des Rades A und dem gesamten Trägheitsmoment des äquivalenten Modells E des Fahrzeugkörpers und dem Profil C. Mehr speziell kann dieses Schwingungssystem als ein Radresonanzsystem betrachtet werden, das aus dem Rad, dem Fahrzeugkörper und der Straßenoberfläche besteht. In diesem Sinn ist in Termen der Übertragungskennlinien, die durch die Gleichung (40) dargestellt sind, die Resonanzfrequenz ω∞ des Radresonanzsystems gegeben als: ω∞ = √{(Jw + Jt + Jv)K/Jw(Jt + Jv)}/2π (41)
Dieser Zustand entspricht einem Bereich A1 vor dem Spitzenreibkoeffizienten μ in 14.
Im Gegensatz dazu wird es in einem Falle, wo der Reibkoeffizient μ des Reifens sich seinem Spitzenwert nähert, schwierig den Reibkoeffizienten μ auf der Reifenoberfläche in Bezug auf die Schlupfrate zu ändern, so dass die Komponente, die mit der Schwingung des Trägheitsmoments des Profils C zusammen auftritt, aufhört, das äquivalente Modell E des Fahrzeugkörpers zu beeinflussen. Kurz gesagt, sind das Reifenprofil 10 und das äquivalente Modell E des Fahrzeugkörpers im Hinblick auf Äquivalenz getrennt, so dass die Lauffläche und das Rad eine Schwingung verursachen. Das Radresonanzsystem kann zu diesem Zeitpunkt so betrachtet werden, als sei es aus dem Rad und der Straßenoberfläche zusammengesetzt. Die Resonanzfrequenz ω∞ von diesem Radresonanzsystem wird gleich einer Lösung, die durch Substituieren von Null in das äquivalente Trägheitsmoment des Fahrzeugkörpers J_v in der Gleichung (41) erhalten wird. Nämlich, ω∞' = √{(Jw + Jt)K/JwJt)}/2π. (42)
Dieser Zustand entspricht dem Bereich A2 in der Nachbarschaft des Spitzenreibkoeffizienten μ in 14.
Unter der Annahme, dass das äquivalente Trägheitsmoment des Fahrzeugkörpers J_v größer ist als das Trägheitsmoment des Rades J_w und das Trägheitsmoment des Profils J_t als ein Ergebnis eines Vergleichs zwischen den Gleichungen (41) und (42), verschiebt sich die Resonanzfrequenz ω∞, die durch die Gleichung (42) ausgedrückt wird, zu der Hochfrequenzseite in Bezug auf die Resonanzfrequenz ω∞, die durch die Gleichung (41) ausgedrückt wird. Entsprechend kann der Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments in Übereinstimmung mit der physikalischen Größe bestimmt werden, die die Variationen in der Resonanzfrequenz des Radresonanzsystems wiedergibt.
Aus diesem Grund wird in der vorliegenden Erfindung eine Feinzunahme G_d, die unten angegeben wird, als physikalische Größe eingeführt, die Variationen in der Resonanzfrequenz wiedergibt, und diese Feinzunahme G_d dient als Größe für die Bestimmung des Grenzwertes.
Wenn Mikroanregungsmittel einen Bremsdruck P_b in einer sehr kleinen Größe bei der Resonanzfrequenz ω∞ (Gleichung (31)) des Resonanzsystems anregen, das aus dem Rad und dem Fahrzeugkörper zusammengesetzt ist, wird die Raddrehzahl ω_w ebenfalls in einer sehr kleinen Größe in der Nachbarschaft der hauptsächlichen Raddrehzahl angeregt. Die Grenzwertbestimmungsmittel der vorliegenden Erfindung berechnen die Feinzunahme G_d wie folgt: Gd = ωwv/Pv. (43) wobei P_v die Amplitude einer kleinen Variation des Bremsdrucks P_b an der Resonanzfrequenz ω∞ und ω_wv die Amplitude einer kleinen Variation der Raddrehzahl an der Resonanzfrequenz ω∞ ist.
Die Feinzunahme G_d wird als Schwingungskomponente des Verhältnisses der Raddrehzahl ω_w zu dem Bremsdruck P_b (ω_w/P_b) an der Resonanzfrequenz betrachtet und kann auch wie folgt ausgedrückt werden: Gd = ((ωw/Pd)|s = jω∞). (44)
Wie durch die Gleichung (44) dargestellt ist, nimmt, da die Feinzunahme G_d die Schwingungskomponente des Verhältnisses (ω_w/P_b) an der Resonanzfrequenz ω∞ ist, die Feinzunahme G_d aufgrund einer Verschiebung der Resonanzfrequenz ω∞ plötzlich ab, wenn die Radbewegung den Grenzwertbereich A2 der Reibmomentkennlinie erreicht hat. Entsprechend wird eine Referenzfeinzunahme G_s vorweg als ein Wert für den Grenzwertbereich A2 eingestellt, und er wird mit der Feinzunahme G_d verglichen. Als ein Ergebnis kann, wenn die Feinzunahme G_d kleiner als die Referenzfeinzunahme G_s wird, erkannt werden, dass die Reibkennlinien den Grenzwert erreichen.
Eine Erläuterung für die Tatsache, dass die Feinzunahme bzw. Mikroverstärkung G_d eine physikalische Größe äquivalent zu dem Reibmomentgradienten ist, wird angegeben.
Wie in 10 gezeigt ist, ist es bekannt, dass eine funktionsmäßige Beziehung, in der der Reibkoeffizient μ seinen Spitzenwert an einer gewissen Schlupfgeschwindigkeit erreicht, zwischen der Schlupfgeschwindigkeit Δω und dem Reibkoeffizienten μ zwischen Rad und Straßenoberfläche aufgebaut wird, wie es von der Beziehung der Fall ist, die in 14 gezeigt ist. Die Reibkennlinien, die in 10 gezeigt sind, entsprechen der Reibmomentkennlinie, die in 2 gezeigt ist.
Wenn der Bremsdruck durch die Mikroanregungsmittel in einer sehr kleinen Größe angeregt wird, wird die Raddrehzahl ebenfalls in einer sehr kleinen Größe angeregt, was wiederum die Schlupfrate mit einer sehr kleinen Größe in der Nachbarschaft einer gewissen Schlupfrate anregt. Eine Betrachtung der Variation in dem Reibkoeffizienten μ in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit Δω wird in dem Fall gegeben, wo die Schlupfrate in der Nachbarschaft einer gewissen Schlupfrate auf der Straßenoberfläche angeregt ist, die die Kennlinien hat, die in 10 gezeigt sind.
Zu diesem Zeitpunkt können der Reibkoeffizient μ und die Straßenoberfläche angenähert werden zu μ = μ0 + αRΔω. (45)
Kurz gesagt kann, da die Variation der Schlupfgeschwindigkeit aufgrund der sehr kleinen Größe der Schwingung klein ist, der Reibkoeffizient μ der Straßenoberfläche zu einer Linie mit einem Gradienten α_R angenähert werden.
Wenn die Gleichung (45) in das Reibmoment T_b = μ_WR eingesetzt wird, der durch den Reibkoeffizienten μ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche verursacht wird, gilt: Tb= μWR = μcWR + αR²ΔωW. (46)wobei W die Radlast ist. Wenn beide Seiten der Gleichung (46) einmal durch Δω differenziert werden, haben wir
Daher wird durch die Gleichung (47) gezeigt, dass der Reibmomentgradient (dT_b/Δω) gleich αR²W ist.
Im Gegensatz dazu ist, da das Bremsmoment T_b' proportional zu dem Bremsdruck P_b ist, die Feinzunahme G_d ebenfalls proportional zu der Schwingungskomponente des Verhältnisses der Raddrehzahl ω_w zu dem Bremsmoment T_b' (d.h. ω_w/T_b') bei der Resonanzfrequenz ω∞. Entsprechend wird die Feinzunahme G_d unten mit Hilfe der Transmissionskennlinien ausgedrückt, die durch die Gleichung (40) dargestellt sind.
wobei JA = Jt + Jv + Jω, JB = Jt + Jv (49)
Im Allgemeinen ergibt die Gleichung (50) |A| = 0.012<<|B| = 0.1. (51)
Daher ergeben die Gleichungen (47) und (48)
Mehr speziell, ist der Reibmomentgradient T_b in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit Δω proportional zu der Feinzunahme G_d.
Als Ergebnis ist gezeigt, dass die Feinzunahme G_d die physikalische Größe äquivalent zu dem Reibmomentgradient ist, und es ist zu verstehen, dass der Reibmomentgradient in Übereinstimmung mit der Feinzunahme G_d geschätzt werden kann. Die Feinzunahme G_d ist ein Parameter, der die Kennlinien der Schwingung sensibel wiedergibt, die sich je nach dem Zustand der Reibung zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche ändert. Daher kann der Reibmomentgradient mit einem hohen Maß an Genauigkeit unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche geschätzt werden.
Um die Aufgabe, die mit dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung in Verbindung steht, zu lösen, stellt die vorliegende Erfindung ein Regelbeginnbestimmungsverfahren bereit, das umfasst: einen Raddrehzahlabtastschritt zum Abtasten der Drehzahl eines Rades an vorgegebenen Abtastintervallen, einen Drehmomentgradientenschätzschritt zum Schätzen eines Reibmomentgradienten bezüglich einer Schlupfgeschwindigkeit, die auf Zeitseriendaten basiert ist, die die durch den Raddrehzahlabtastabschnitt abgetastete Raddrehzahl betreffen, und einen Bestimmungsabschnitt zum Bestimmen eines Startpunktes der Regelung, um das Rad in einen vorbestimmten Bewegungszustand entsprechend dem Reibmomentgradienten, der durch den Drehmomentgradientenschätzschritt berechnet wird, zu bringen. Insbesondere können die Schlupfrate, an der der Reibkoeffizient μ einen Spitzenwert erreicht, und die Größe des Reibmomentes entsprechend dem Reibkoeffizienten μ der Straßenoberfläche der, auf der das Fahrzeug fährt, erheblich unterschiedlich sein. Jedoch ist die Eigenschaft, konstant zu Null zu werden, immer wahr für den Reibmomentgradienten unabhängig von der Straßenoberfläche. Daher kann der Startpunkt der Antiblockierbremssteuerung stabil und korrekt erkannt werden.
Vorzugsweise kann das erste Element der Matrix des auf diese Weise erkannten Wertes θ ^_i ein geschätzter Reibmomentgradient extrahiert werden, und dieser geschätzte Reibmomentgradient wird mit einem Referenzwert verglichen, wodurch der Startpunkt der Antiblockierbremssteuerung bestimmt wird.
Entsprechend einem dritten Aspekt wird eine Antiblockierbremse bereitgestellt, die umfasst: ein Mikroanregungsmittel, das die Bremskräfte, die entweder auf die vorderen zwei Referenzräder oder auf die hinteren zwei Referenzräder wirken, mit einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz anregt, ein Schwingungskennlinienabtastmittel, das die Schwingungskennlinien der Raddrehzahl von jedem der zwei Referenzräder abtastet, Bremskraftsteuerungsmittel zum Steuern der Bremskräfte, die auf die zwei Referenzräder entsprechend den Schwingungen in den Schwingungskennlinien von jedem der zwei Referenzräder in einer solchen Weise wirken, dass der Reibkoeffizient zwischen den zwei Referenzrädern und der Straßenoberfläche im Wesentlichen den Spitzenwert erreicht, und Raddrehzahlsteuerungsmittel zum Steuern der Raddrehzahlen des linksseitigen Rades und des rechtsseitigen Rades der verbleibenden beiden Referenzräder, so dass sie an die entsprechenden Raddrehzahlen des linksseitigen Rades und des rechtsseitigen Rades der zwei Referenzräder angeglichen werden.
In dem dritten Aspekt regen die Mikroanregungsmittel die Bremskräfte, die entweder auf die zwei vorderen Referenzräder oder die zwei hinteren Referenzräder (d.h. zwei Referenzräder) mit einer vorgegebenen Frequenz wirken, in einer sehr kleinen Größe an. Beispielsweise wird die Resonanzfrequenz des Radschwingungssystems in einem Fall, wo der Reifen in einem Griffzustand ist, als eine vorgegebene Frequenz verwendet. Das Schwingungskennlinienabtastmittel tastet die Schwingungskennlinien der Raddrehzahl von jedem der zwei Referenz räder ab. Wenn die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe angeregt wird, kann die Amplitude der Resonanzfrequenzkomponente der Raddrehzahl als Schwingungskennlinie abgetastet werden. Wenn der Reibkoeffizient μ zwischen dem Rad und Straßenoberfläche sich dem Spitzenwert nähert, ändern sich die Schwingungskennlinien des Radschwingungssystems. Daher kann der Zustand, in dem der Reibkoeffizient μ den Spitzenreibkoeffizienten μ erreicht, mit Hilfe von Variationen in den Schwingungskennlinien abgetastet werden. Entsprechend mit der abgetasteten Variation der Schwingungskennlinien von jedem der zwei Referenzräder steuern die Bremskraftsteuerungsmittel respektive die Bremskräfte, die auf die zwei Referenzräder wirken, in einer solchen Weise, dass der Reibkoeffizient zwischen den zwei Referenzrändern und der Straßenoberfläche im Wesentlichen den Spitzenwert erreicht. Als Ergebnis werden die zwei Referenzräder, die in einer sehr kleinen Größe angeregt wurden, daran gehindert, blockiert zu werden.
Darüber hinaus steuert das Raddrehzahlsteuerungsmittel die Raddrehzahlen des rechtsseitigen Rades und des linksseitigen Rades außer den beiden Referenzrädern so, dass sie den entsprechenden Raddrehzahlen der rechtsseitigen und linksseitigen antiblockiergesteuerten Referenzrädern angeglichen sind. Da es möglich ist, in Betracht zu ziehen, dass keine wesentliche Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen den Vorder- und Hinterrädern an der linken oder rechten Seite der Straßenoberfläche vorhanden ist, folgt der Reibkoeffizient des Rades, das nicht in einer sehr kleinen Größe angeregt wird, im Wesentlichen dem Spitzenwert, solange die Raddrehzahl des nicht angeregten Rades an die Raddrehzahl des antiblockiergesteuerten Rades angeglichen ist. Als ein Ergebnis werden alle Räder daran gehindert, blockiert zu werden.
Wie oben beschrieben wurde, werden entweder die vorderen zwei Räder oder die hinteren zwei Räder in einer sehr kleinen Größe angeregt und einer Antiblockierbremssteuerung unterworfen. Ferner wird, da die Raddrehzahlen der verbleibenden zwei Räder so gesteuert werden, dass sie an die Raddrehzahlen der antiblockiergesteuerten zwei Räder angeglichen sind, die Anzahl der Räder, die in einer sehr kleinen Größe angeregt werden, auf zwei reduziert, was wiederum zu einer Verminderung der Anzahl der Mikroanregungsmittel beiträgt. Ferner wird eine stabile und korrekte Bremssteuerung von allen Rädern ermöglicht, unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche. Ferner kann, wenn die Antiblockierbremssteuerung so konstruiert ist, dass sie zwei Laufräder nicht in einer sehr kleinen Größe anregt, die störende Wechselwirkung zwischen dem rechtsseitigen und dem linksseitigen Laufrad aufgrund der Übertragung von sehr kleinen Größen von Schwingungen über die Antriebswelle verhindert werden.
Die Raddrehzahlen der verbleibenden zwei Räder werden einer Folgeregelung durch die direkte Verwendung der Raddrehzahlen der zwei Referenzräder unterworfen. Daher kann dies im Vergleich beispielsweise zu einem Fall, wo die Räder einer Folgeregelung durch die Verwendung einer Schlupfrate, die aus den Raddrehzahlen berechnet ist, unterworfen wird, zu dem Weglassen von für die Berechnung erforderlicher Zeit und Speicher beitragen und auch dazu, die Verschlechterung des Steuerungsbetriebs der Antiblockiersteuerung aufgrund von Rechenfehlern zu verhindern.
In Übereinstimmung mit dem dritten Aspekt wird ferner eine Antiblockierbremssteuerung bereitgestellt, die umfasst: Bestimmungsmittel zum Bestimmen, ob die Differenz in dem Reibkoeffizienten μ zwischen einem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und einem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt einen Referenzwert übersteigt oder nicht, ein Mikroanregungsmittel, das in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz nur die Bremskraft anregt, die auf die Räder wirkt, die in Kontakt mit dem Straßenoberflächenabschnitt sind, der einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat, wenn erkannt wurde, dass die Differenz den Referenzwert übersteigt, und die in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz die Bremskräfte anregt, die auf die Räder auf beiden Seiten wirken, wenn erkannt wurde, dass die Differenz den Referenzwert nicht übersteigt, Schwingungskennlinienabtastmittel zum Abtasten der Schwingungskennlinien der Drehzahlen der Räder, deren Bremskräfte in einer sehr kleinen Größe angeregt werden, Bremskraftsteuerungsmittel zum Steuern der Bremskräfte, die auf die angeregten Räder wirken, so dass Reibkoeffizient zwischen den angeregten Rädern und der Straßenoberfläche im Wesentlichen den Spitzenwert in Übereinstimmung mit den Variationen in den Schwingungskennlinien der angeregten Räder erreicht, und Reibkraftsteuerungsmittel zur Steuerung der Reibkraft, die auf die Räder auf der Straßenoberfläche mit hohem μ wirken, so dass sie an die Bremskraft, die auf die Räder auf der Straßenoberfläche mit geringem μ wirkt, angeglichen wird, wenn die Differenz den Referenzwert übersteigt.
In dem dritten Aspekt stellt das Bestimmungsmittel fest, ob die Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen dem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt den Referenzwert übersteigt. Um die Differenz festzustellen, wird die Schlupfrate von jedem der Räder auf beiden Seiten von den abgetasteten Drehzahlen der Räder auf jeder Seite und einer geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit berechnet. Die Koeffizienten der Reibung μ der linken und rechten Straßenoberflächenabschnitte entsprechend den Schlupfraten der linken und rechten Straßenoberflächenabschnitte werden aus einem vorgegebenen Verhältnis zwischen der Schlupfrate und dem Reibkoeffizienten μ berechnet. Eine Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen den linken und rechten Straßenoberflächenabschnitten wird berechnet. Die Differenz zwischen den linken und rechten Straßenoberflächenabschnitten in Bezug auf eine physikalische Größe, die mit den Reibkoeffizienten in Verbindung steht, beispielsweise die Schlupfrate, die Schlupfgeschwindigkeit oder die Radverzögerung, können als Differenz des Reibkoeffizienten verwendet werden.
Wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert übersteigt, regt das Mikroanregungsmittel in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz nur die Bremskraft an, die auf den Straßenoberflächenabschnitt mit geringem μ wirkt. Im Gegensatz dazu regt, wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert nicht übersteigt, das Mikroanregungsmittel in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz die Bremskräfte an, die auf die Räder auf beiden Seiten wirken.
Das Schwingungskennlinienabtastmittel tastet die Schwingungskennlinien der Drehzahlen der Räder ab, deren Bremskräfte in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz angeregt worden sind. In Übereinstimmung mit den Variationen in den Schwingungskennlinien der angeregten Räder werden die Bremskräfte, die auf die angeregten Räder wirken, in einer solchen Weise gesteuert, dass der Reibkoeffizient zwischen den angeregten Rädern und der Straßenoberfläche im Wesentlichen seinen Spitzenwert erreicht. Mehr speziell werden die angeregten Räder auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit geringem μ einer Antiblockierbremssteuerung unterworfen. Im Gegensatz dazu werden, wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Bezugswert nicht übersteigt, die Räder auf beiden Seiten angeregt und einer Antiblockierbremssteuerung unterworfen.
Wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert übersteigt, steuert das Reibkraftsteuerungsmittel die Reibkraft, die auf die Räder auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit hohem μ wirkt, derart, dass sie an die Reibkraft, die auf die Räder auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit geringem μ angeglichen ist. An diesem Zeitpunkt werden, da die Bremskräfte, die auf die angeregten Räder auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit geringem μ in einer solchen Weise gesteuert werden, dass der Reibkoeffizient im Wesentlichen den Spitzen wert erreicht, die Räder auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit hohem μ, die so gesteuert werden, dass sie den Bremskräften, die auf die angeregten Räder wirken, folgen, wegen des hohen Reibkoeffizienten μ unausweichlich daran gehindert, blockiert zu werden. Selbst in dem Fall einer geteilten Straße, die unterschiedliche Reibkoeffizienten von den linken und rechten Seitenabschnitten aufweist, sind die Reibkräfte, die auf die Räder auf beiden Seiten wirken, einander angeglichen, wodurch eine stabile Fahrt des Fahrzeugs ermöglicht wird.
In Übereinstimmung mit dem dynamischen Modell des Rades kann die Reibkraft, die auf das Rad von der Straßenoberfläche als eine Reibkraft wirkt, in der folgenden Weise erhalten werden.
Wie in 41 gezeigt ist, wirkt das Bremsmoment T_s auf das Rad in der Richtung entgegengesetzt zu der Drehrichtung des Rades, und das Reibmoment Tf, das seinen Ursprung von der Reibkraft F hat, wirkt auf das Rad als eine Reibkraft in der Drehrichtung des Rades. Das Bremsmoment T_s hat seinen Ursprung aus der Bremskraft, die auf eine Scheibenbremse des Rades wirkt, um die Drehung des Rades zu behindern. Unter der Voraussetzung, dass der Reibkoeffizient zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche gleich μ_B ist, das der Radius des Rades gleich r ist und dass die auf das Rad ausgeübte Last gleich W ist, werden die Reibkraft F und das Reifenmoment T_f wie folgt dargestellt. F = μBW (53) Tf = F × r = μBWr (54)
Daher ist die Gleichung für die Radbewegung definiert als
wobei I das Trägheitsmoment und ω die Drehzahl des Rades (d.h. die Raddrehzahl) ist.
Solange die Radbeschleunigung (dω/dt) bestimmt wird, kann die Reibkraft F durch die Gleichung (55) geschätzt werden, und das Bremsmoment T_B wird aus der Bremskraft berechnet, die an die Bremsscheibe angelegt wird.
Wenn die Bremskraft sich ändert, ändert sich auch die Schlupfrate des Rades, was wiederum eine Variation in der Reibung des Koeffizienten μ_B zur Folge hat. Als Ergebnis kann die Reibkraft F (= μ_BW) dadurch gesteuert werden, dass die Bremskraft gesteuert wird.
In Übereinstimmung mit dem dritten Aspekt wird eine Antiblockierbremssteuerung bereitgestellt, die umfasst: Bestimmungsmittel zum Bestimmen, ob die Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen einem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und einem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt einen Referenzwert übersteigt oder nicht, ein Mikroanregungsmittel, das in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz die Bremskraft anregt, die auf ein Rad entlang entweder einem Paar von Vorderräder oder einem Paar von Hinterrädern, die als Referenzräder dienen, auf dem Straßenoberflächenabschnitt wirken, der einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat, wenn bestimmt wird, dass die Differenz den Referenzwert übersteigt, und in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz die Bremskräfte anregt, die auf das Paar der Referenzräder wirken, wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert nicht übersteigt, Schwingungskennlinienabtastmittel zum Abtasten der Schwingungskennlinien der Drehzahl von wenigstens einem Rad, dessen Bremskraft in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz angeregt wird, unter dem Paar der Referenzräder, Bremskraftsteuerungsmittel zum Steuern der Bremskraft, die auf das angeregte Rad so wirkt, dass der Reibkoeffizient zwischen dem angeregten Rad und der Straßenoberfläche im Wesentlichen den Spitzenwert in Übereinstimmung mit Variationen in den Schwingungskennlinien des angeregten Rades erreicht, Reibkraftsteuermittel zum Steuern der Reibkraft, die auf die Räder auf der Straßenoberfläche mit hohem μ so wirkt, dass die Reibkraft, die auf das angeregte Rad auf der Straßenoberfläche mit geringem μ wirkt, angeglichen wird, wenn die Differenz den Bezugswert übersteigt, und Raddrehzahlsteuerungsmittel zum Steuern der Drehzahl des verbleibenden Paares der Räder außer dem Paar der Referenzräder, so dass sie an die entsprechenden Drehzahlen des Paares der Referenzräder angeglichen sind.
In dem dritten Aspekt stellt das Bestimmungsmittel fest, ob die Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen dem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt den Referenzwert übersteigt oder nicht. Wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert übersteigt, regt das Mikroanregungsmittel in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz nur die Bremskraft an, die auf das Rad von entweder einem Paar von Vorderrädern oder ein Paar von Hinterrädern, die als Referenzräder dienen, auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit geringem μ wirkt. Im Gegensatz dazu regt, wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert nicht übersteigt, das Mikroanregungsmittel in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz die Bremskräfte an, die auf das Paar der Referenzräder wirken.
Das Schwingungskennlinienabtastmittel tastet die Schwingungskennlinien der Drehzahl von wenigstens einem Rad, dessen Bremskraft in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz angeregt wird, unter dem Paar der Referenzräder ab.
Das Schwingungskennlinienabtastmittel tastet die Schwingungskennlinien der Drehzahl von wenigstens einem Rad, dessen Bremskraft in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz angeregt wird, unter dem Paar der Referenzbäder ab. In Übereinstimmung mit den Variationen in den Schwingungskennlinien des angeregten Rades steuert das Bremskraftsteuerungsmittel die Bremskraft, die auf das angeregte Rad wirkt derart, dass der Reibkoeffizient zwischen dem angeregten Rad und der Straßenoberfläche im Wesentlichen seinen Spitzenwert erreicht.
Im Gegensatz dazu steuert, wenn bestimmt wurde, dass die Differenz den Referenzwert übersteigt, das Reibkraftsteuermittel die Reibkraft, die auf die Räder auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit hohem μ wirkt, derart, dass sie der Reibkraft angeglichen wird, die auf das angeregte Rad auf dem Straßenoberflächenabschnitt mit geringem μ wirkt. Ferner steuert das Raddrehzahlsteuerungsmittel die Drehzahl des verbleibenden Paares der Räder außer dem Paar der Referenzräder so, dass sie an die jeweiligen Drehzahlen des Paares der Referenzräder angeglichen sind.
Folglich kann die Anzahl der Räder, die in einer sehr kleinen Größe angeregt werden sollen, auf eine minimal erforderliche Anzahl reduziert werden, und eine unstabile Fahrt des Fahrzeuges auf der geteilten Straßenoberfläche, die unterschiedliche Reibkoeffizienten auf den rechtsseitigen und linksseitigen Abschnitten aufweist, und die störende Wechselwirkung zwischen dem rechten und linken Laufrad können verhindert werden.
In dem vorher beschriebenen, ersten Aspekt der Erfindung wurde erläutert, dass die Bremskraft dem Spitzenreibkoeffizienten μ dadurch folgen kann, dass bewirkt wird, dass der Reibmomentgradient Null durch die Rückkopplung folgt, und eine äußerst effiziente Bremswirkung kann bewirkt werden.
Im Allgemeinen verschiebt sich, wenn Bremsen derart angelegt werden, dass der Reibungskoeffizient im Wesentlichen den Spitzenreibkoeffizienten μ übersteigt, die Schlupfgeschwindigkeit augenblicklich in einen Bereich A3 in 45, indem der Reibmomentgradient negativ wird, und folglich wird der Reifen blockiert. Entsprechend ist zu verstehen, dass ein Bereich A2 (d.h. der Bereich der Schlupfgeschwindigkeit in der Nachbarschaft der Schlupfgeschwindigkeit Sm), die Grenze der Kennlinie des Reibmomentes ist, und dass die Bremsen so angelegt werden müssen, dass diese Grenze nicht überschritten wird.
Da die herkömmliche Technik nur die Rückkopplung des Reibmomentgradienten verwendet, wird es schwierig, die Bremsen auf einer Straßenoberfläche zu steuern, wie in 45B gezeigt ist, in der der Reibmomentgradient sich in der Nachbarschaft der Schlupfgeschwindigkeit Sm, bei der das Reibmoment ein Maximum wird, drastisch ändert.
Mehr speziell wird in dem Fall der Straßenoberfläche, der in 45B gezeigt ist, der Reibmomentgradient selbst bei einer Schlupfgeschwindigkeit, die geringfügig langsamer als die Schlupfgeschwindigkeit Sm ist, groß. Im Gegensatz dazu werden die Kennlinien des Reibmoments in dem Bereich oberhalb der Schlupfgeschwindigkeit Sm gesättigt. Wenn die Bremskraft erhöht wird, nimmt die Radverzögerung abrupt zu, und daher wird es schwierig, die Bremsen auf innerhalb des Bereichs A2 zu steuern. Wenn der schlimmste Fall vorkommt, kann die Schlupfgeschwindigkeit sich in den Bereich A3 verschieben, wodurch sich eine Radblockierung ergibt.
Das vorstehende Problem, nämlich die Schwierigkeit bei der Steuerung des Reibmoments derart, dass es dem Maximalwert auf der Straße, bei der der Reibmomentgradient sich drastisch ändert, ergibt sich aus der Folgeregelung des Reibmomentgradienten und auch bei dem Radverhaltensgrößeservosteuersystem, das die Radverhaltengröße steuert, beispielsweise die Radverzögerung, eine Schlupfrate oder eine Schlupfgeschwindigkeit, um Zielwerte zu verfolgen.
Daher ist es entsprechend einem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Radverhaltensgrößeservosteuerung bereitzustellen, die etwas in dem ersten Aspekt beschrieben wurde und in der Lage ist, die Steuerung so auszuführen, dass Zielwerte verfolgt werden unabhängig davon, ob die Straßenoberfläche eine drastische Änderung in dem Reibmomentgradienten verursacht oder nicht, und eine Grenzwertbestimmungs vorrichtung, die eine ordnungsgemäße Steuerung der Radverhaltensgrößeservosteuerung dadurch sicherstellt, dass die Grenze der Kennlinien des Reibmoments bestimmt wird.
Zu diesem Zweck wird entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung eine Radverhaltensgrößeservosteuerung bereitgestellt, die umfasst: Radverhaltensgrößeerkennungsmittel zum Erkennen der Größe des Radverhaltens, welches eine physikalische Größe ist, die mit der Radbewegung in Beziehung steht, ein Grenzwertbestimmungsmittel, welches als eine Größe der Grenzwertbestimmung einen Reibmomentgradienten berechnet, der den Gradienten des Bremsmoments in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit oder eine physikalische Größe, die mit dem Reibmomentgradienten über die Radbewegung in Beziehung steht, anzeigt, und die den Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche entsprechend der Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt, ein Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel, das einen Zielwert der Größe des Radverhaltens berechnet, das dazu verwendet wird, die Größe der Grenzwertbestimmung so zu steuern, um innerhalb des Grenzwertes der Reibdrehmomentkennlinien entsprechend dem Ergebnis der Grenzwertbestimmung des Grenzwertbestimmungsmittels zu sein, und Servosteuerungsmittel, welches die Bewegung des Rades so steuert, dass die Größe des Radverhaltens, die durch das Radverhaltensgrößeerkennungsmittel erkannt wurde, dem Zielwert der Radverhaltensgröße folgt, der durch die Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel berechnet wurde.
Die Radverhaltensgröße stellt beispielsweise die Radverzögerung, die Schlupfgeschwindigkeit oder die Schlupfrate dar. Die vorliegende Erfindung ist auf die Steuerung gerichtet, bei der die Größe des Radverhaltens dem Zielwert folgt. Entsprechend der physikalischen Größe, die mit der Radbewegung in Beziehung steht, berechnet das Grenzwertbestimmungsmittel als Größe der Grenzwertbestimmung den Reibmomentgradienten in Bezug auf eine Schlupfgeschwindigkeit oder eine physikalische Größe, die mit dem Reibmomentgradienten über die Radbewegung in Beziehung steht. Die physikalische Größe, die mit dem Reibmomentgradienten (siehe 45A und 45B) über die Radbewegung in Beziehung steht, umfasst eine physikalische Größe äquivalent dem Reibmomentgradienten und verschiedene physikalische Größen, die mit dem Reibmomentgradienten durch die Bewegungsgleichungen des Rades in Beziehung stehen.
Entsprechend der berechneten Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt das Grenzwertbestimmungsmittel den Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments. Kurz gefasst, bestimmt das Grenzwertbestimmungsmittel, ob der gegenwärtige Bewegungszustand die Grenze der Kennlinien des Reibmoments erreicht hat oder nicht. Wie in den 45A und 45B gezeigt ist, stellen die Kennlinien des Reibmoments die Kennlinien der Änderung des Reibmoments dar, die zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche entsprechend der Schlupfgeschwindigkeit aufgetreten ist. Der Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments stellt den Grenzwert der gegenwärtigen Kennlinien dar, bevor sie sich zu anderen Kennlinien hin verschieben. Beispielsweise ist der Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments der Grenzwert (d.h. der Bereich, wo das Reibmoment im Wesentlichen des Spitzenwert erreicht), jenseits von dem das Rad blockiert wird. Daher ist ein Sättigungsbereich, bei dem die Kennlinien des Reibmoments in Sättigung geben, um dadurch eine instabile Steuerung zu bewirken, ebenfalls innerhalb dieses Grenzwertes einbezogen.
In diesem Grenzwertbereich ändert sich der Reibmomentgradient vor und hinter dem Grenzwert. Daher kann entsprechend dem Reibmomentgradienten oder der Größe der Grenzwertbestimmung, die mit dem Reibmomentgradienten in Beziehung steht, der Grenzwert mit einem erheblich hohen Maß an Genauigkeit auf jeglicher Straßenoberfläche bestimmt werden, wie in den 45A und 45B gezeigt ist.
Als Nächstes berechnet entsprechend dem Ergebnis der Grenzwertbestimmung des Grenzwertbestimmungsmittels das Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel einen Zielwert der Radverhaltensgröße, der zur Steuerung der Größe der Grenzwertbestimmung auf innerhalb des Grenzwertes der Reibmomentkennlinien verwendet wird.
Gemäß dem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung kann die Berechnung der Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel in der folgenden Weise durchgeführt werden. Wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert nicht erreicht haben, wird ein gewöhnlicher Zielwert der Größe des Radverhaltens entsprechend dem Druck in dem Hauptzylinder berechnet. Alternativ wird ein Zielwert, der bewirkt, dass die Größe der Grenzwertbestimmung (d.h. der Reibmomentgradient) mit dem Referenzwert verträglich ist (d.h. Null, wenn das Reibmoment dem maximalen Wert folgt), zur Steuerungssicherheit berechnet.
Im Gegensatz dazu wird, wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert übersteigen, die Berechnung ausgeführt, um den gewöhnlichen Zielwert zu ändern wegen der Notwendigkeit, die Kennwerte sofort auf innerhalb des Grenzwertes zurückzufüh ren. Beispielsweise wird ein Zielwert dadurch berechnet, dass die Differenz zwischen der Größe der Grenzwertbestimmung und dem Referenzwert von dem gewöhnlichen Zielwert subtrahiert wird. Alternativ kann ein Zielwert der Größe des Radverhaltens berechnet werden, um zu bewirken, dass die Größe der Grenzwertbestimmung mit dem Referenzwert in der Nachbarschaft des Grenzwertes verträglich ist (Null, wenn das Reibmoment dem maximalen Wert folgt).
Das Servosteuerungsmittel steuert die Radbewegung so, dass bewirkt wird, dass die Größe des Radverhaltens, die von dem Radverhaltensgrößebestimmungsmittel bestimmt wurde, dem Zielwert der Größe des Radverhaltens folgt, die durch die Zielwertverhaltensgrößeberechnungsmittel berechnet wurden. Beispielsweise wird die Bremskraft, die auf das Rad wirkt, dadurch gesteuert, dass die Zeit um Erhöhen oder Vermindern des Druckes in dem Radzylinder gesteuert wird, wobei die Größe des Radverhaltens so gesteuert wird, dass sie dem Zielwert folgt.
Wie oben beschrieben wurde, wird im Vergleich mit der herkömmlichen Technik, die nur die Rückkopplung des Reibmomentgradienten verwendet, der Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments aus der Größe der Grenzwertbestimmung, die mit dem Reibmomentgradienten in Beziehung steht, unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche korrekt bestimmt. Wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien den Grenzwert übersteigen, wird eine Berechnung durchgeführt, um den Zielwert der Größe des Radverhaltens so zu ändern, dass verhindert wird, dass die Größe der Grenzwertbestimmung den Grenzwert überschreitet. Daher kann die stabile Steuerung auf einer Straßenoberfläche erreicht werden, auf der die Kennlinien des Reibmoments von dem Grenzwertbereich erheblich abweichen, wobei ein Blockieren des Rades verhindert werden kann.
Ferner umfasst entsprechend dem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung die Radverhaltensgrößeservosteuerung Bremsmomenterfassungsmittel, um ein Bremsmoment zu erfassen, und das Radverhaltensgrößebestimmungsmittel berechnet eine Radverzögerung als eine Größe des Radverhaltens. Entsprechend dem erkannten Bremsmoment oder der Radverzögerung berechnet das Grenzwertbestimmungsmittel als eine Größe der Grenzwertbestimmung entweder die Radverzögerung oder das Bremsmoment, welches unter der Annahme erhalten wird, dass die Schlupfgeschwindigkeit im Gleichgewichtszustand der Radbewegung konstant ist. Entsprechend dem Vergleich zwischen der Größe der Grenzwertbestimmung und der tat sächlich erkannten Radverzögerung oder dem Vergleich zwischen der Größe der Grenzwertbestimmung und dem tatsächlich erkannten Bremsmoment bestimmt das Grenzwertbestimmungsmittel den Grenzwert der Kennlinien des Bremsmoments zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche.
Bezüglich des Prinzips der Bestimmung des Grenzwertbestimmungsmittels werden, obwohl die Mittel zum Schätzen des Reibmomentgradienten, der die Größe der Bestimmung ist, bereits entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung beschrieben worden sind, die hauptsächlichen Abschnitte, die sich auf die Grenzwertbestimmung beziehen, in größerem Detail beschrieben. In dem Gleichgewichtszustand, in dem die Radverzögerung des i-ten Rades, die tatsächlich durch die Gleichung (16) erhalten wird, sich der Radverzögerung nähert, die ein Ziel sein wird (d.h. Zielverzögerung), wird die Schlupfgeschwindigkeit des i-ten Rades vermutlich im Wesentlichen konstant. Daher kann die Verzögerung ausgedrückt werden als xi = 0. (56)
Gleichung (56) wird durch Substitution der Gleichungen (15) und (16) reduziert, was die folgenden Formeln ergibt, in denen I die Einheitsmatrix ist. A·F0 = Tb0 (57)
Tb0 = J(I – A–1)–1y0 (59)wobei:

X_i0:: Schlupfgeschwindigkeit in dem Gleichgewichtszustand des i-ten Rades;
F_i(x_i0):: Reibmoment in dem Gleichgewichtszustand des i-ten Rades;
Tb_i0:: Reibmoment im Gleichgewichtszustand des i-ten Rades; und
y_i0:: Radverzögerung im Gleichgewichtszustand des i-ten Rades.

46 zeigt die Beziehung zwischen der Radverzögerung und dem Reibmoment in der Radverzögerungsservosteuerung. Die Grenzpunkte in dem 45A und 45B, an denen das Reibmoment zu einem Maximum wird, sind als Sättigungspunkte in 46 dargestellt. Wie in 46 gezeigt ist, gibt es einen Spielraum für die Kennlinien des Reibmoments in dem Bereich der Radverzögerung unterhalb der Radverzögerung an dem Sättigungspunkt. Die Radverzögerung nähert sich sofort der Zielverzögerung, woraus der Gleichgewichtszustand folgt, in dem die Schlupfgeschwindigkeit konstant ist. Entsprechend ist verständlich, dass es eine Beziehung, ausgedrückt durch die Gleichung (58) gibt, in der der stationäre Wert der Radverzögerung in diesem Bereich mit einer konstanten Rate (Linie L) in Bezug auf das Bremsmoment ansteigt.
In dem Bereich der Radverzögerung oberhalb des Sättigungspunkts gehen die Kennlinien des Reibmoments in die Sättigung, und folglich trifft die Gleichung (58) nicht zu. Im Vergleich mit der Linie L wird die Anstiegsrate reduziert (Linie L'). Wenn das Bremsmoment in diesem Bereich leicht erhöht wird, steigt die Radverzögerung drastisch an, wodurch sich eine unstabile Steuerung der Radverzögerung ergibt. Es ist zu verstehen, dass es ein großes Risiko für das Blockieren des Rades gibt.
Das Grenzwertbestimmungsmittel der vorliegenden Erfindung berechnet als Größe der Grenzwertbestimmung die Radverzögerung y₀ durch die Substitution des tatsächlich erkannten Bremsmoments T_B0 in die Gleichung (58), die aufgrund der Annahme erhalten wird, dass die Schlupfrate in dem Gleichgewichtszustand der Radbewegung konstant ist. Das Grenzwertbestimmungsmittel bestimmt dann, ob die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert (d.h. den Sättigungspunkt) entsprechend der Radverzögerung y₀ erreichen oder nicht.
Es wird beispielsweise bestimmt, ob die tatsächlich erkannte Radverzögerung y größer als der stationäre Wert y₀ der Radverzögerung ist, indem der stationäre Wert y₀ der Radverzögerung mit der Radverzögerung y verglichen wird. Wenn die Radverzögerung y größer als der stationäre Wert y₀ ist, trifft die Gleichung (58) nicht zu, und folglich wird bestimmt, dass die Kennlinien des Reibmoments den Sättigungspunkt überschreiten. Im Gegensatz dazu trifft, wenn die Radverzögerung y kleiner als der stationäre Wert y₀ ist, die Gleichung (58) zu und folglich wird bestimmt, dass die Kennlinien des Reibmoments den Sättigungspunkt nicht überschreiten.
Wie oben beschrieben wurde, ist es gemäß der vorliegenden Erfindung möglich, korrekt zu erkennen, ob die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert (d.h. den Sättigungspunkt) entsprechend der Größe der Grenzwertbestimmung überschreitet oder nicht.
Das Verfahren zum Bestimmen, ob die Gleichung (58) zutrifft oder nicht, durch Verwendung der Radverzögerung kann zu Verbesserungen in dem Ansprechverhalten des Servosteuerungssystems beitragen, wodurch bewirkt wird, dass die Radverzögerung einem Zielwert folgt. In dem Fall der Gleichung (58) kann der stationäre Wert T_b0 des Bremsmoments als Größe der Grenzwertbestimmung durch Substitution der tatsächlich erkannten Radverzögerung y₀ in die Gleichung (59) berechnet werden, die unter der Annahme erhalten wird, dass die Schlupfgeschwindigkeit im Gleichgewichtszustand konstant ist. In diesem Fall wird der stationäre Wert T_b0 des Bremsmoments mit dem tatsächlich erkannten Bremsmoment T_b verglichen, und es wird bestimmt, ob die Kennlinien des Bremsmoments den Sättigungspunkt entsprechend dem Ergebnis einer solchen Bestimmung, ob das Bremsmoment T_b größer als der stationäre T_b0 des Bremsmoments ist oder nicht, übersteigen oder nicht.
Das Prinzip der Berechnung der Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel gemäß der vorliegenden Erfindung wird beschrieben.
Wenn die Grenzwertbestimmungsmittel bestimmen, dass wenigstens eines der vier Räder den Grenzwert (den Sättigungspunkt) übersteigt, werden die Radverzögerung und das Bremsmoment, das an dem Zeitpunkt erkannt wird, wenn die Bestimmung durchgeführt wird, mit ^"T" als Transposition der Matrix wie folgt ausgedrückt: ysat = [ysat1ysat2ysat3ysat4]T Tbsat = [Tbsat1Tbsat2Tbsat3Tbsat4) T
Das Reibmoment (F_sat = [F_sat1F_sat2F_sat3F_sat4]^T) an diesem Zeitpunkt wird dargestellt durch Fsat = –J·ysat + Tbsat. (60)
Um den Gleichgewichtszustand, in dem die Schlupfgeschwindigkeit konstant ist, aufrecht zu erhalten, berechnet das Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel eine Zielverhaltensgröße (d.h. eine Zielverzögerung in der vorliegenden Erfindung) aus dem Bremsmoment F_sat.
Um den Gleichgewichtszustand, bei dem die Schlupfgeschwindigkeit mit dem Reibmoment F_sat konstant ist, muss das Reibmoment die folgende Formel aus Gleichung (57) erfüllen. Tbopt = A·Fsat (61)
Die Zielgeschwindigkeit, die zum Erreichen des Bremsmoments Tb_opt verwendet wird, wird wie folgt durch Substitution des Bremsmoments in der Gleichung (11) in das Bremsmoment T₀ in der Gleichung (58) berechnet.
Das Servosteuerungsmittel steuert die Radbewegung so, dass bewirkt wird, dass die erkannte Radverzögerung der Zielverzögerung y_0opt folgt, die durch das Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel durch Verwendung der Gleichung (62) berechnet wurde. Als ein Ergebnis dieser Zielwertfolgeregelung wird das Reibmoment F_sat aufrechterhalten.
Das Reibmoment F_sat ist das Reibmoment, das erhalten wird, unmittelbar nachdem bestimmt wurde, dass die Kennlinien des Reibmomentes den Sättigungspunkt überschritten haben. Wie in 45A und 45B gezeigt ist, kann, da der Reibmomentgradient im Wesentlichen in dem Bereich A2 des Grenzwertes, der den Spitzenpunkt des Reibmoments umfasst, auf Null angeglichen ist, das Reibmoment F_sat im Wesentlichen als ein Spitzenwert angenommen werden. Folglich kann das Reibmoment so gesteuert werden, dass es entsprechend der vorliegenden Erfindung dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, was das Verhindern des Blockierens des Rades sicherstellt.
In dem Fall, in dem das Grenzwertbestimmungsmittel den Reibmomentgradienten berechnet, der die Größe der Grenzwertbestimmung aus den Zeitseriendaten, die das Reibmoment betreffen, und aus den Zeitseriendaten, die die Radverzögerung betreffen, und wenn der Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments entsprechend der Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt wird, wird das Prinzip der Berechnung des Reibmomentgradienten beschrieben.
Angenommen, dass das Reibmoment jedes Rades eine nicht-lineare Funktion der Schlupfgeschwindigkeit ist, wird das Reibmoment F(_xi) in der Nachbarschaft einer gewissen Schlupfgeschwindigkeit x_i linear mit der folgenden Formel angenähert. F(xi))kixi + μi (63)wobei die Zeitseriendaten, die die Schlupfgeschwindigkeit betreffen, x_i[j], die Zeitseriendaten, die das Bremsmoment betreffen, T_b[j] und die Zeitseriendaten, die die Radverzögerung betreffen, y[j] (j = 0, 1, 2, ...) sind. Die jeweiligen Zeitseriendaten werden bei vorgegebenen Abtastintervallen τ abgetastet.
Die Gleichungen (15) und (16) werden diskreten Operationen an den Abtastintervallen τ unterworfen, und dann werden sie in der Form der Zeitseriendaten dargestellt.
Die Gleichungen (18) und (19) werden reduziert zu K·ϕ = f (24)wobei f = –J(y[j + 1] – y[j]) + Tb[j + 1] – Tb[j] (23)
wobei "f" eine physikalische Größe darstellt, die mit Variationen mit der Zeit in dem Reibmoment in Beziehung steht, und ϕ die physikalische Größe darstellt, die mit Variationen mit der Zeit in der Schlupfgeschwindigkeit in Beziehung steht.
Die Gleichung (24) kann für jedes Rad dargestellt werden als Ki·ϕi = fi (28)wobei f = [f₁, f₂, f₃, f₄]^T, ϕ = [ϕ₁, ϕ₂, ϕ₃, ϕ₄]^T.
In der vorliegenden Erfindung werden f_i und ϕ_i aus den Zeitseriendaten y_i[j], die die Verzögerung des i-ten Rades betreffen, und den Zeitseriendaten T_bi[j], die das Bremsmoment des i-ten Rades betreffen, berechnet. Die Daten werden dann durch Substitution der auf diese Weise erhaltenen f_i und ϕ_i in die Gleichung (28) erhalten, und der Reibmomentgradient k_i, der das i-te Rad betrifft, kann geschätzt und durch Anwendung des Online-Systemidentifikationsverfahrens auf die oben erwähnten Daten berechnet werden.
Entsprechend dem auf diese Weise geschätzten und berechneten Reibmomentgradienten bestimmt das Grenzwertbestimmungsmittel beispielsweise den Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments wie folgt. Speziell werden, wenn der Reibmomentgradient kleiner als ein gewisser Referenzwert ist, die Kennlinien des Reibmoments so bestimmt, dass der Grenzwert erreicht wird. Im Gegensatz dazu werden, wenn der Reibmomentgradient den Referenzwert übersteigt, die Kennlinien des Reibmomentes so bestimmt, dass der Grenzwert nicht erreicht wird. Da der Reibmomentgradient in der Nachbarschaft des Grenzwertes der Kennlinien des Reibmomentes klein wird, ermöglicht es das Grenzwertbestimmungsverfahren der vorliegenden Erfindung, den Grenzwert korrekt zu bestimmen.
In dem Fall, wo das Grenzwertbestimmungsmittel den Reibmomentgradienten berechnet, der die Größe der Grenzwertbestimmung von den Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, ist, und wenn der Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments entsprechend der Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt wird, ist das Prinzip der Berechnung des Reibmomentgradienten das gleiche wie das Prinzip der Schätzung des Reibmomentgradienten in dem ersten Aspekt, und daher wird seine Erläuterung weggelassen.
Entsprechend dem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung besteht das Grenzwertbestimmungsmittel aus Mikroanregungsmitteln zum Anregen des Bremsdrucks in einer sehr kleinen Größe bei einer Resonanzfrequenz eines Schwingungssystems, das aus einem Fahrzeugkörper, Rädern und der Straßenoberfläche zusammengesetzt ist. Das Grenzwertbestimmungsmittel berechnet als Größe der Grenzwertbestimmung eine Mikroverstärkung, die ein Verhältnis zwischen einer kleinen Amplitude des Bremsdrucks, die erhalten wird, wenn der Bremsdruck in einer sehr kleinen Größe durch die Mikroanregungsmittel angeregt wird, und einer sehr kleinen Amplitude der Resonanzfrequenzkomponenten der Raddrehzahl ist. Gemäß der Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt das Grenzwertbestimmungsmittel den Grenzwert der Kennlinien des Reibmoments. Die Berechnung der Mikroverstärkung bzw. Feinzunahme wurde bereits beschrieben, und folglich wird seine Erläuterung weggelassen.
Kurze Zusammenfassung der Zeichnungen
1 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung der Antiblockierbremssteuerung und einer Bremsmomentgradientenschätzvorrichtung eines ersten Ausführungsbeispiels gemäß einem ersten Aspekt der Erfindung zeigt;
2 ist eine grafische Darstellung, die das Verhältnis zwischen einer Schlupfgeschwindigkeit, einem Reibmoment und dem Reibmomentgradienten zeigt;
3A und 3B sind grafische Darstellungen, die Variationen in dem Reibmoment F_i und dem Reibmomentgradienten G_i als Funktion der Schlupfgeschwindigkeit zeigen, wobei 3A die oberen und unteren Grenzwerte der Variationen des Reibmoments F_i zeigt und 3B die oberen und unteren Grenzwerte der Variationen in dem Reibmomentgradienten G_i zeigt;
4A und 4B sind schematische Darstellungen zur Erläuterung der Struktur der Raddrehzahlabtastmittel entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung, wobei 4B eine schematische Darstellung der Raddrehzahlabtastmittel und 4B ein Diagramm ist, das Variationen mit der Zeit in einer Wechselspannung zeigt, die in einer Aufnahmespule entwickelt wird;
5 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung eines ABS-Steuerventils der Ausführungsbeispiele entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung zeigt;
6 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung einer Systemhydraulikschaltung zeigt, die das ABS-Steuerventil der Ausführungsbeispiele entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung umfasst;
7 ist ein Flussdiagramm, das den Ablauf der ABS-Steuerung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung zeigt;
8 ist eine diagrammartige Darstellung, die das dynamische Modell eines Fahrzeugs zeigt, welches die ABS-Steuerung entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung verwendet;
9 ist ein Diagramm, das ein äquivalentes Modell eines Schwingungssystems zeigt, das aus dem Rad, dem Fahrzeugkörper und der Straßenoberfläche besteht;
10 ist eine grafische Darstellung, die die Kennlinien der Variationen des Reibkoeffizienten μ in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit zeigt, in der die Äquivalenz zwischen Feinzunahmen und dem Reibmomentgradienten durch die Tatsache erläutert wird, dass Variationen in dem Reibkoeffizienten μ in der Nachbarschaft des Zentrums von sehr kleinen Schwingungen linear angenähert werden kann;
11 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung eines Raddrehzahlmikroamplitudenabtastabschnitts in einem Feinzunahmeberechnungsabschnitt zeigt;
12 ist ein Zeitablaufdiagramm zur Ausgabe eines Befehls an ein Steuersolenoidventil, wenn eine sehr kleine Anregung des Reibdrucks und eine Steuerung einer Hauptbremskraft gleichzeitig ausgeführt werden;
13 ist eine Skizze, die eine Zusammenfassung eines Fahrzeuggeschwindigkeitsschätzverfahrens zeigt, das in einer herkömmlichen Antiblockierbremssteuerung verwendet wird;
14 ist eine grafische Darstellung, die die Beziehung der Kennlinien zwischen der Schlupfrate und dem Reibkoeffizienten μ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zeigt;
15 ist ein Blockdiagramm einer ABS-Steuerung, die einen herkömmlichen Fahrzeuggeschwindigkeitsschätzabschnitt verwendet;
16 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung einer Regelbeginnbestimmungsvorrichtung eines ersten Ausführungsbeispiels entsprechend einem zweiten Aspekt der Erfindung zeigt;
17 ist eine schematische Darstellung eines Fahrzeugs, das mit einer Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist, wobei das Ergebnis der Bestimmung des Regelbe ginnpunktes auf eine Antiblockierbremssteuerung oder eine Traktionssteuerung angewendet wird;
18 ist eine schematische Darstellung, die die Details der Anordnung der hydraulischen Bremsschaltung zeigt, die in dem ersten Ausführungsbeispiel entsprechend dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung verwendet wird;
19 ist eine grafische Darstellung, die Variationen in dem Reibmoment in Bezug auf die Schlupfrate und in dem Reibmomentgradienten zeigt;
20 ist ein Flussdiagramm, das eine erste ABS-Steuerung in dem Fall zeigt, wo die Fortführung der ABS-Steuerung durch die Verwendung der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung bestimmt wird;
21 ist ein Flussdiagramm, das eine zweite ABS-Steuerung in einem Fall zeigt, wo die Fortführung der ABS-Steuerung durch die Verwendung der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung bestimmt wird;
22 ist ein Flussdiagramm, das eine TRC-Steuerung in einem Fall zeigt, wo die Weiterführung der TRC-Steuerung durch die Verwendung der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung verwendet wird;
23 ist ein Blockdiagramm des Fahrzeuges in einem Fall, wo der Startpunkt der Regelung durch die Regelbeginnbestimmungsvorrichtung eines zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung auf ein ABS-angewendet wird, das mit einer sehr kleinen Anregung einer Bremskraft arbeitet;
24 ist ein Flussdiagramm, das die ABS-Steuerung in einem Fall zeigt, wo die Weiterführung der kleinen Anregung einer Bremskraft durch die Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung bestimmt wird;
25 ist eine grafische Darstellung, die das Verhältnis zwischen der Resonanzfrequenz und der Zunahme der Raddrehzahl in einem Fall zeigt, wo die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe in dem Fahrzeug des zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung angeregt wird;
26 ist eine schematische Darstellung, die die Anordnung eines Bremskraftverminderungsbefehlsberechnungsabschnitts des Fahrzeugs entsprechend dem zweiten Ausführungsbeispiel entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung zeigt;
27A und 27B sind grafische Darstellungen, die Variationen in der Bremskraft mit der Zeit zeigen, wo 27A Variationen mit der Zeit in der Bremskraft zeigt, die in einer sehr kleinen Größe durch das ABS des zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung angeregt wird, und 27B Variationen mit der Zeit in der Bremskraft zeigt, die in einer sehr kleinen Größe durch ein herkömmliches ABS angeregt wird;
28A bis 28C sind grafische Darstellungen, die Variationen mit der Zeit in physikalischen Größen zeigen, die mit dem Rad in Beziehung stehen, wenn das Rad sanft bis zu einem solchen Maß abgebremst wird, dass es nicht blockiert wird, wobei 28A Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt, 28B Variationen mit der Zeit in der Schlupfrate zeigt und 28C Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten zeigt;
29A bis 29C sind graphische Darstellungen, die Variationen mit der Zeit in physikalischen Größen zeigen, die mit dem Rad in Beziehung stehen, wenn das Rad hart bis zu einem solchen Maß abgebremst wird, dass es nicht blockiert wird, wobei 29A Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt, 29B Variationen mit der Zeit in der Schlupfrate zeigt und 29C Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten zeigt;
30A bis 30C sind grafische Darstellungen, die Variationen mit der Zeit in physikalischen Größen zeigen, die mit dem Rad in Beziehung stehen, wenn das Rad hart bis zu einem solchen Maß abgebremst wird, dass es blockiert wird, wobei 30A Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt, 30B Variationen mit der Zeit in der Schlupfrate zeigt und 30C Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten zeigt;
31A bis 31C sind grafische Darstellungen, die Variationen mit der Zeit in physikalischen Größen zeigen, die mit dem Rad in Beziehung stehen, wenn das Rad progressiv bis zu einem solchen Maß abgebremst wird, dass es blockiert wird, wobei 31A Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt, 31B Variationen mit der Zeit in der Schlupfrate zeigt und 31C Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten zeigt;
32A und 32B sind grafische Darstellungen, die das Verhalten der Vorderräder zeigen, wenn ein Bremsmoment Tb = 400 Nm schrittweise auf die Räder auf einer Straßenoberfläche mit niedrigem μ angewendet wird, wobei 32A Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt und 32B Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten und der Radverzögerung zeigt;
33A und 33B sind grafische Darstellungen, die das Verhalten der Hinterräder zeigen, wenn ein Bremsmoment Tb = 200 Nm stufenweise auf die Räder auf einer Straßenoberfläche mit geringem μ angewendet wird, wobei 33A Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt und 34B Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten und der Radverzögerung zeigt;
34A und 34B sind grafische Darstellungen, die das Verhalten der Vorderräder zeigen, wenn ein Bremsmoment Tb = 700 Nm stufenweise auf die Räder auf einer Straßenoberfläche mit mittlerem μ angewendet wird, wobei 34A Variationen mit der Zeit der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zeigt und 34B Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten und der Radverzögerung zeigt;
35 ist eine schematische Darstellung des Fahrzeugs, das mit einem ABS ausgerüstet ist, nach einem Ausführungsbeispiel entsprechend einem dritten Aspekt;
36 ist ein Blockdiagramm, das die detaillierte Anordnung der ABS-Steuerungsmittel gemäß dem Ausführungsbeispiel des dritten Aspekts zeigt;
37 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung eines Bremskraftservomittels entsprechend dem Ausführungsbeispiel des dritten Aspekts zeigt;
38 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung der Raddrehzahlservomittel gemäß dem Ausführungsbeispiel des dritten Aspekts zeigt;
39 ist ein Flussdiagramm, das den Fluss der hauptsächlichen Verarbeitung des ABS des Ausführungsbeispiels des dritten Aspekts zeigt;
40 ist eine schematische Darstellung des Fahrzeugs, welches auf einer geteilten Straße unter der Steuerung des ABS des Ausführungsbeispiels des dritten Aspekts fährt;
41 ist eine schematische Darstellung, die das dynamische Modell des Rades zeigt;
42 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung der Radverzögerungsservosteuerung eines ersten Ausführungsbeispiels entsprechend einem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung zeigt;
43 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung der Radverhaltensgrößeservosteuerung eines zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung zeigt;
44 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung der Radverhaltensgrößeservosteuerung eines dritten Ausführungsbeispiels entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung zeigt;
45A und 45B sind grafische Darstellungen, die die Kennlinien der Variationen in dem Reibmoment in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit (d.h. die Reibmomentkennlinie) zeigen, wobei 45A die Reibmomentkennlinien der Straßenoberfläche zeigt, in der der Reibmomentgradient in der Nachbarschaft des Spitzenreibkoeffizienten μ sich sanft ändert, und 45B die Reibmomentkennlinien der Straßenoberfläche zeigt, bei der der Reibmomentgradient sich in der Nachbarschaft des Spitzenreibkoeffizienten μ scharf ändert;
46 ist eine grafische Darstellung, die die Beziehung zwischen der Radverzögerung und dem Bremsmoment in einem Fall zeigt, wo die Radverzögerungsservosteuerung implementiert ist;
47A bis 47C sind grafische Darstellungen, die die Ergebnisse der Simulation der Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung zeigen, wobei eine scharfe Abbremsung auf einer Straße mit niedrigem μ simuliert wird;
48A bis 48C sind grafische Darstellungen, die die Ergebnisse der Simulation der Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung zeigen, wobei eine scharfe Abbremsung auf einer Straße mit hohem μ simuliert wird;
49A bis 49C sind grafische Darstellungen, die die Ergebnisse der Simulation der Radverzögerungsservosteuerung des zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung zeigen, wobei eine scharfe Abbremsung auf einer Straße mit niedrigem μ simuliert wird; und
50A bis 50C sind grafische Darstellungen, die die Ergebnisse der Simulation der Radverzögerungsservosteuerung des zweiten Ausführungsbeispiels entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung zeigen, wobei eine scharfe Abbremsung auf einer Straße mit hohem μ simuliert wird.
Detaillierte Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele
Erster Aspekt der Erfindung:
Unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen wird ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel einer ABS-Steuerung gemäß dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung im Detail beschrieben.
(Ausführungsform des ersten Aspekts)
1 zeigt die Anordnung einer ABS-Steuerung gemäß einem Ausführungsbeispiel des ersten Aspekts der vorliegenden Erfindung.
Wie in 1 gezeigt ist, besteht eine ABS-Steuerung des Ausführungsbeispiels aus einem Raddrehzahlabtast- bzw. -erfassungsmittel 10 zum Abtasten einer Raddrehzahl bei vorgegebenen Abtastintervallen τ; Drehmomentgradientenschätzmitteln 12 zum Schätzen des Reibmomentgradienten von Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, die von dem Raddrehzahlabtastmittel 10 abgetastet wird; ABS-Steuerungsmittel 14 zum Berechnen eines ABS-Steuerungsbetriebssignals für jedes Rad entsprechend dem Reibmomentgradienten, der durch das Drehmomentgradientenschätzmittel 12 abgeschätzt wird; und ein ABS-Steuerventil 16, das die ABS-Steuerung dadurch durchführt, dass es den Bremsdruck für jedes Rad entsprechend dem Betriebssignal betätigt, das durch das ABS-Steuerungsmittel 14 berechnet wurde. An diesen Bestandteilen bilden die Raddrehzahlabtastmittel 10 und die Drehmomentgradientenschätzmittel 12 eine Reibmomentgradientenschätzvorrichtung 8, die einen Wert ausgibt, der den geschätzten Reibmomentgradienten betrifft.
Beispielsweise können die Raddrehzahlabtastmittel 10 in 1 in der in 4A gezeigten Anordnung eingesetzt werden. Wie in 4A gezeigt ist, besteht das Raddrehzahlabtastmittel 10 aus einem Signalrotor 30, der eine vorgegebene Anzahl von Zähnen hat, die darauf mit gleichen Abständen vorgesehen sind, und der so befestigt ist, dass er sich zusammen mit einem Rad dreht; eine Aufnahmespule 32, die an dem Fahrzeugkörper angesetzt ist; einem Permanentmagneten 34, der in einer solchen Weise angeordnet ist, dass ein Magnetfluss durch die Innenseite der Aufnahmespule 32 hindurchtritt; und einen Frequenzdetektor 36, der mit der Aufnahmespule 32 verbunden ist und die Frequenz einer Wechselspannung erkennt und ausgibt, die in der Aufnahmespule 32 an den Abtastintervallen τ aufgebaut wird.
Wenn der Signalrotor 30 sich mit dem Rad dreht, ändert sich der Luftspalt zwischen dem Signalrotor 30 und der Aufnahmespule 32 periodisch entsprechend der Drehzahl des Signalrotors 32. Als Ergebnis ändert sich auch der Magnetfluss des Permanentmagneten 34, der durch die Aufnahmespule 32 hindurchtritt, wodurch eine Wechselspannung in der Aufnahmespule 32 aufgebaut wird. 4B zeigt Variationen mit der Zeit in der Wechselspannung, die in der Aufnahmespule 32 aufgebaut wird.
Wie in 4B gezeigt ist, hat die in der Aufnahmespule 32 aufgebaute Wechselspannung eine geringere Frequenz, wenn der Signalrotor 30 sich mit einer niedrigen Drehzahl dreht, hat jedoch eine höhere Frequenz, wenn der Signalrotor 30 sich mit einer hohen Drehzahl dreht. Die Frequenz der Wechselspannung ist proportional zu der Drehzahl des Signalrotors 30, nämlich der Raddrehzahl. Folglich ist ein Signalausgang des Frequenzdetektors 36 proportional zu der Raddrehzahl an den Abtastintervallen τ.
Das Raddrehzahlabtastmittel 10 in 4A ist an jedem der ersten bis vierten Räder befestigt. Für jedes Rad werden Zeitseriendaten ω_i[k] (k ist ein Abtastzeitpunkt; k = 1, 2, ...), die die Raddrehzahl des i-ten Rades betreffen ("i" ist die Radzahl und i = 1, 2, 3, 4), durch die Verwendung des Signalausgangs von dem Frequenzdetektor 36 erkannt.
Die Anordnung des ABS-Steuerungsventils 16 wird unter Bezugnahme auf 5 beschrieben.
Wie in 5 gezeigt ist, besteht das ABS-Steuerungsventil 16 aus einem Steuerungssolenoidventil 132 zur Verwendung mit dem vorderen rechten Rad (im Folgenden als Ventil SFR bezeichnet), einem Steuerungssolenoidventil 134 zur Verwendung mit dem vorderen linken Rad (im Folgenden als Ventil SFL bezeichnet), einem Steuerungssolenoidventil 140 zur Verwendung mit dem hinteren rechten Rad (im Folgenden als Ventil SRR bezeichnet) und einem Steuerungssolenoidventil 142 zur Verwendung mit dem hinteren rechten Rad (im Folgenden als Ventil SRL bezeichnet).
Die Ventile SRF 132, SFL 134, SRR 140, SRL 142 sind mit Druckerhöhungsventilen 132a, 134a, 140a, 142a und Druckminderungsventilen 132b, 134b, 140b bzw. 142b versehen. Die Ventile SFR, SFL, SRR, SRL sind mit den Vorderradzylindern 144 und 146 bzw. den Hinterradzylindern 148 bzw. 150 verbunden.
Die Druckerhöhungsventile 132a, 134a, 140a, 142a und die Druckminderungsventile 132b, 134b, 140b, 142b sind jeweils mit einer SFR-Steuerung 131, einer SFL-Steuerung 133, einer SRR-Steuerung 139, einer SRL-Steuerung 141 verbunden, die das Öffnen und Schließen der Ventile steuern.
Die SFR-Steuerung 131, die SFL-Steuerung 133, die SRR-Steuerung 139 oder die SRL-Steuerung 141 steuern das Öffnen und Schließen des Druckerhöhungsventils und des Druckminderungsventils des entsprechenden Steuerungssolenoidventils entsprechend einem Betätigungssignal, das von dem ABS-Steuerungsmittel 14 für jedes Rad empfangen wird.
Die Anordnung der Systemhydraulikschaltung einschließlich dem ABS-Steuerungsventil 16 wird im Detail unter Bezugnahme auf 6 beschrieben.
Wie in 6 gezeigt ist, ist die Systemhydraulikschaltung mit einem Vorratsbehälter 100 versehen, um Bremsflüssigkeit zu speichern, wie für ein Hauptzylindersystem und ein Kraftversorgungssystem. Dieser Vorratsbehälter 100 hat einen Niveauwarnschalter 102 zum Erfassen einer Verminderung in dem Niveau der Bremsflüssigkeit, die in dem Vorratsbehälter 100 gespeichert ist, und ein Entlastungsventil 104, das Bremsflüssigkeit in den Vorratsbehälter 100 im Fall eines abnormalen Hochdruckaufbaus in dem Kraftversorgungssystem entweichen lässt.
Eine Leitung, die mit dem Entlastungsventil 104 des Vorratsbehälters 100 verbunden ist, ist mit einer Pumpe 106 versehen, um die Bremsflüssigkeit von dem Vorratsbehälter 100 abzupumpen und mit hohem Druck abzugeben. Ferner sind ein Akkumulator 108, der Öldruck speichert (der für das Kraftversorgungssystem verwendet wird), der von der Pumpe 106 erzeugt wird, und ein Drucksensor 110 zum Abtasten des Öldrucks in dem Akkumulator 108 in der Leitung in der Nähe der Auslassmündungsseite der Pumpe 106 vorgesehen. Der Drucksensor 110 gibt ein Steuersignal an die Pumpe 106 entsprechend dem Druck in dem Akkumulator 108 ab und gibt ein Warnsignal aus (beispielsweise ein Signal zum Sperren der ABS- und TRC-Steuerung), wenn der Druck in dem Akkumulator 108 fällt.
Ein Druckschalter 112 ist in der Leitung vorgesehen, die mit einem hochdruckseitigen Ausgangsanschluss des Akkumulators 108 verbunden ist. Dieser Schalter 112 gibt ein Steuersignal an die Pumpe 106 und ein Warnsignal (beispielsweise das Signal zum Sperren der ABS- und TRC-Steuerung) ab, wenn eine Verminderung in dem Druck des Akkumulators 108 auftritt.
Eine andere Leitung, die von dem Vorratsbehälter 100 weg führt, ist mit einem Hauptzylinder 114 verbunden, der Öldruck entsprechend einer Betätigungskraft, die an ein Bremspedal 118 angelegt wird, erzeugt. Ein Bremskraftverstärker 116 ist zwischen dem Hauptzylinder 114 und dem Bremspedal 118 eingesetzt und erzeugt eine hydraulische Unterstützungskraft, die der Betätigungskraft entspricht, indem die Hochdruckbremsflüssigkeit von dem Akkumulator 108 eingeführt wird.
Eine Leitung, die direkt mit dem Vorratsbehälter 100 verbunden ist, und die Leitung, die mit dem Hochdruckauslassanschluss des Akkumulators 108 verbunden ist, sind mit diesem Bremskraftverstärker 116 verbunden. Wenn die Größe der Bewegung des Bremspedals 118 kleiner als eine vorgegebene Größe ist, wird Strömungsmittel mit einem normalen Druck in den Bremskraftverstärker 116 von dem Vorratsbehälter 100 eingeführt. Im Gegensatz dazu wird, wenn die Größe der Bewegung eine vorgegebene Größe übersteigt, Flüssigkeit bzw. Fluid mit einem hohen Druck von dem Akkumulator 108 eingeführt.
Eine vordere Hauptdruckleitung 164 und eine hintere Hauptdruckleitung 166 sind mit dem Hauptzylinder 144 verbunden, um den Öldruck in dem Hauptzylinder (d.h. den Hauptdruck) an jedes der Vorder- und Hinterräder abzugeben. Ein P&B-Ventil 120 ist zwischen der vorderen Hauptdruckleitung 164 und der hinteren Hauptdruckleitung 166 eingesetzt, um den Druck des Bremsströmungsmittels zu regeln, der an das Hinterradsystem abgegeben werden soll, um eine geeignete Verteilung der Bremskraft zwischen den Vorder- und Hinterrädern zu bewirken. Dieses P&B-Ventil 120 stoppt die Regelung des Drucks des Bremsöls, der an das Hinterradsystem abgegeben werden soll, in dem Fall von Schwierigkeiten mit dem Vorderradsystem.
Ein Booster 122 ist mit der vorderen Hauptdruckleitung 164, die sich von dem P&B-Ventil 120 weg erstreckt, verbunden, um eine hohe Bremskraft durch Erhöhung des Drucks in den Vorderradzylindern in dem Fall einer Verminderung in dem Druck in dem Kraftversorgungssystem sicherzustellen. Dieser Booster 122 ist mit einer Boosterleitung 168 verbunden, die mit einer Boosterkammer des Bremskraftverstärkers 116 verbunden ist. Ein Druckbegrenzer 124 und ein Differenzdruckschalter 126 sind zwischen dem Booster 122 und der Boosterleitung 168 eingesetzt.
Wenn der Druckbegrenzer 124 einen Druck größer als der Grenzwert der Unterstützungskraft des Bremskraftverstärkers 166 in einem normalen Zustand empfängt, schließt der Druckbegrenzer 124 eine Leitung, die mit der Boosterkammer verbunden ist, um eine Betätigung des Booster 122 und des Differenzdruckschalters 126 zu verhindern. Der Differenzdruckschalter 126 tastet die Druckdifferenz zwischen dem Hauptzylinder 144 und der Boosterkammer ab.
Die Boosterleitung 168 ist mit dem Druckerhöhungsventil 132a des Ventils SFR und dem Druckerhöhungsventil 134a des Ventils SRL verbunden. Ein Niederdruckleitung 162, die direkt mit dem Vorratsbehälter 100 verbunden ist, ist mit dem Druckminderungsventil 132b des Ventils SFR und dem Druckminderungsventil 134b des Ventils SFL verbunden.
Ein Umschaltsolenoidventil 136 (im Folgenden als Ventil SA1 bezeichnet) und ein Umschaltsolenoidventil 138 (im Folgenden als Ventil SA2 bezeichnet) sind mit den Druckzufuhrrohren des Ventils SFR und des Ventils SFL verbunden. Das Ventil SA1 und das Ventil SA2 sind weiterhin mit einem Rohr zur Aufnahme eines erhöhten Druckes von dem Booster 122 verbunden. Ein Kraftzufuhrrohr des Ventils SA1 ist mit einem Vorderradzylinder 188 verbunden, der Bremsdruck an eine Scheibenbremse 152 des vorderen linken Rades anlegt. Ein Kraftversorgungsrohr des Ventils SA2 ist mit einem Vorderradzylinder 146 verbunden, der Bremsdruck an eine Scheibenbremse 154 des vorderen rechten Rades anlegt.
In einem normalen Bremsbetrieb schalten das Ventils SA1 und das Ventil SA2 die Ventile so, dass der Druck von dem Booster 122 an jeden der Vorderradzylinder 144 und 146 angelegt wird. In einem ABS-Steuerungsbetrieb werden die Ventile so geschaltet, dass der Druck von dem Ventil SFR und dem Ventil SFL an jeden der Vorderradzylinder 144 und 146 angelegt wird. Kurz gesagt können die Vorderräder unabhängig voneinander zwischen dem normalen Bremsbetrieb und dem ABS-Steuerungsbetrieb umgeschaltet werden.
Ein Druckerhöhungsventil 140a eines hinteren rechten Steuerungssolenoidventils 140 (im Folgenden als Ventil SRR bezeichnet) und ein Druckerhöhungsventil 142a eines hinteren linken Steuerungssolenoidventils 142 (im Folgenden als Ventil SRL bezeichnet) sind mit der Boosterleitung 168 über ein Umschaltsolenoidventil 130 verbunden (im Folgenden als SA3 bezeichnet). Ferner sind ein Druckminderungsventil 140b des Ventils SRR und ein Druckminderungsventil 142b des Ventils SRL mit einer Niederdruckleitung 162 verbunden, die sich direkt von dem Vorratsbehälter 100 erstreckt.
Ein Druckzufuhrrohr des Ventils SRR ist mit dem Hinterradzylinder 148 verbunden, das Bremsdruck an die hintere, rechte Bremsscheibe 156 liefert, und ein Druckzufuhrrohr des Ventils SRL ist mit einem Hinterradzylinder 150 verbunden, der Bremsdruck an die hintere linke Bremsscheibe 158 anlegt.
In dem normalen Bremsbetrieb schaltet das Ventil SA3 das Ventil so, dass der Hauptdruck an die Ventile SRL und SRR von der hinteren Hauptdruckleitung 166 angelegt werden kann. In dem ABS-Steuerungsbetrieb wird das Ventil so geschaltet, dass der hohe Druck in der Boosterleitung 168 an die Ventile SRL und SRR angelegt werden kann. Kurz gesagt werden die rechten und linken Hinterräder zwischen dem normalen Bremsbetrieb und dem ABS-Steuerungsbetrieb umgeschaltet, während sie miteinander gruppiert sind.
Der Überblick der Arbeitsweise der ABS-Steuerung entsprechend dem ersten Aspekt der Erfindung wird beschrieben. In dem ABS-Betrieb schließen die in 6 gezeigten Ventile SA1 und SA2 das Ventil, das mit dem Booster 122 verbunden ist, und öffnen die Ventile, die mit den Ventilen SFR und SFL verbunden sind. Ferner schließt das Ventil SA3 das Ventil, das mit der hinteren Hauptdruckleitung 166 verbunden ist, und öffnet das Ventil, das mit der Boosterleitung 168 verbunden ist.
Der Raddrehzahlsensor 10 tastet die Drehzahl von jedem der ersten bis vierten Räder an den Abtastintervallen τ ab und gibt die Zeitseriendaten ω_i[k] ab, die die auf diese Weise abgetasteten Raddrehzahlen betreffen.
Das Drehmomentgradientenschätzmittel 12 führt arithmetische Operationen durch oben erwähnte Gleichungen (9) und (10) durch die Verwendung von ω_i[k] in dem Schritt 1 aus. In dem Schritt 2 wird der Reibmomentgradient durch die Rekurrenzformel geschätzt, die durch die Gleichung (11) dargestellt wird und die aus einem Verfahren der kleinsten Quadrate erhalten wird, das eines der Online-Systemidentifikationsverfahren ist. Die Zeitseriendaten, die den geschätzten Reibmomentgradienten betreffen, werden durch Wiederholen der Schritte 1 und 2 in der Reihenfolge erhalten.
Das ABS-Steuerungsmittel 14 führt die Verarbeitung entsprechend dem Flussdiagramm aus, das in 7 gezeigt ist.
Wie in 7 gezeigt ist, berechnet das ABS-Steuerungsmittel 14 die Betätigungsgröße u (u_i: i = 1, 2, 3, 4) für jedes Rad an jedem Abtastzeitpunkt durch die Verwendung des Reibmomentgradienten, der durch das Drehmomentgradientenschätzmittel 14 an jedem Abtastzeitpunkt geschätzt wurde (Schritt 200).
Mehr speziell werden die Zustandgleichungen, nämlich die Gleichungen (34) und (35) von den oben erwähnten Gleichungen (29) bis (33) abgeleitet, und ein Steuerungssystem, welches gestattet, dass ein beliebiger Wert Δ (–1 ≦ Δ_fi, Δ_gi ≦ 1), der durch die Gleichung (36), die durch die Gleichungen (34) und (35) vorgegeben ist, definiert wird, durch die Verwendung eines so genannten μ-Designverfahrens ausgelegt wird, wobei eine Steuerung, die durch die Gleichungen (38) und (39) definiert ist, abgeleitet wird. Ein Statuswert der Steuerung wird in x_c der Gleichung (39) substituiert, und ein Wert, der den Reibmomentgradienten darstellt, der durch das Drehmomentgradientenschätzmittel 12 geschätzt wurde, wird in "y" der Gleichung (39) substituiert, wodurch die Betätigungsgröße u des ABS-Steuerungsventils erhalten wird.
Die Radzahl i wird auf 1 gesetzt (Schritt 202), und es wird bestimmt, ob die Betätigungsgröße u_i des i-ten Rades größer ist als ein positiver Referenzwert +e ist oder nicht (Schritt 204). Wenn die Betätigungsgröße u_i größer als der positive Referenzwert +e ist (JA in Schritt 204), wird das Betätigungssignal, das an das ABS-Steuerungsventil des i-ten Rades gesendet werden soll, auf ein Druckerhöhungssignal gesetzt (Schritt 206). Im Gegensatz dazu wird, wenn die Betätigungsgröße u_i nicht größer als der positive Referenzwert +e ist (NEIN in Schritt 204), des Weiteren bestimmt, ob die Betätigungsgröße u_i kleiner als ein negativer Referenzwert –e ist oder nicht (Schritt 208). Wenn die Betätigungsgröße u_i kleiner als der negative Referenzwert –e ist (JA in Schritt 208), wird das Betätigungssignal, das an das ABS-Steuerungsventil des i-ten Rades gesendet werden soll, auf ein Druckminderungssignal eingestellt (Schritt 201). Im Gegensatz dazu wird, wenn die Betätigungsgröße u_i nicht kleiner als der negative Referenzwert –e ist (NEIN in Schritt 208); nämlich, wenn die Betätigungsgröße u_i größer als der negative Referenzwert –e, jedoch kleiner als der positive Referenzwert +e ist, das Betätigungssignal, das an das ABS-Steuerungsventil des i-ten Rades gesendet werden soll, auf ein Haltesignal gesetzt (Schritt 121).
Wenn das Betätigungssignal, das mit der Betätigungsgröße u_i des ersten Rades in Beziehung steht, gesetzt ist, wird die Radzahl i um 1 hoch gesetzt (Schritt 214). Danach wird bestimmt, ob "i" größer als vier ist oder nicht (Schritt 216). Wenn "i" nicht größer als vier ist (NEIN in Schritt 216), kehrt die Verarbeitung zu dem Schritt 204 zurück. Auf ähnliche Weise wird das Betätigungssignal für die Betätigungsgröße u_i für die um 1 erhöhte Radzahl "i" gesetzt.
Wenn die Radzahl "i" vier übersteigt (JA in Schritt 216); nämlich, wenn die Betätigungssignale, die an alle ABS-Steuerungsventile der ersten bis vierten Räder gesendet werden sollen, gesetzt sind, werden die auf diese Weise gesetzten Betätigungssignale an das ABS-Steue rungsventil 16 gesendet (Schritt 218). Das Setzen der Betätigungssignale und die Übertragung der Betätigungssignale, wie oben beschrieben ist, wird in jedem Abtastzeitpunkt ausgeführt.
Als ein Ergebnis der Übertragung der Betätigungssignale an die jeweiligen Räder steuern die SFR-Steuerung 131, die SFL-Steuerung 133, die SRR-Steuerung 139 und die SFL-Steuerung 141, die in 5 gezeigt sind, die Öffnungs-/Schließaktionen des Ventils SFR, des Ventils SFL, des Ventils SRR, des Ventils SRL in dem ABS-Steuerungsventil 16 entsprechend den Betätigungssignalen.
Speziell werden, wenn die Betätigungssignale Druckerhöhungssignale sind, die Druckerhöhungsventile geöffnet, und die Druckminderungsventile werden geschlossen. Als Ergebnis wird der hohe Druck in der Boosterleitung 168, die in 6 gezeigt ist, an die entsprechenden Radzylinder angelegt, wodurch die Bremskraft erhöht wird. Im Gegensatz dazu werden, wenn die Betätigungssignale Druckminderungssignale sind, die Druckerhöhungsventile geschlossen, und die Druckminderungsventile werden geöffnet. Als Ergebnis wird der niedrige Druck in der Niederdruckleitung 162, die in 6 gezeigt ist, an die entsprechenden Radzylinder angelegt, wodurch die Bremskraft reduziert wird. Ferner werden, wenn die Betätigungssignale Haltesignale sind, die Druckerhöhungsventile und die Druckminderungsventile beide geschlossen. Als Ergebnis wird der an die entsprechenden Radzylinder angelegte Druck gehalten, so dass die Bremskraft aufrecht erhalten wird.
Wie oben beschrieben wurde, wird gemäß der vorliegenden Erfindung der Reibmomentgradient nur aus den Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, geschätzt, und die ABS-Steuerung wird so ausgeführt, dass der Reibmomentgradient zu Null wird. Als Ergebnis kann, wenn die Schlupfgeschwindigkeit, an der der Spitzenreibkoeffizient μ den Spitzenwert erreicht, in Abhängigkeit von dem Zustand der Straße, auf der das Fahrzeug fährt, geändert wird, die ABS-Steuerung stabil durchgeführt werden.
Ferner ist es in der vorliegenden Erfindung erforderlich, lediglich zwei Parameter zu identifizieren, nämlich die Zeithistorie der physikalischen Größe, die mit Variationen der Raddrehzahl in Beziehung steht, und der Zeithistorie der physikalischen Größe, die mit der Änderung in Beziehung steht, die die Variationen der Raddrehzahl betrifft. Daher kann im Vergleich zu den herkömmlichen Techniken (wie sie in dem US-Patent offenbart sind), die Identifizierung von drei Parametern erfordern, die ABS-Steuerung der vorliegenden Erfindung zu einer Her absetzung in der Betätigungszeit und zu Verbesserungen bei der Genauigkeit der arithmetischen Operation beitragen. Folglich kann eine Antiblockierbremssteuerung mit einem hohen Maß an Genauigkeit bewirkt werden.
Die herkömmlichen Techniken erfordern ferner die Erfassung des Drucks des Radzylinders zusätzlich zu der Raddrehzahl. Im Gegensatz dazu ist es in der vorliegenden Erfindung nur erforderlich, die Radzahl ohne die Verwendung von teuren Drucksensoren abzutasten. Daher kann eine preiswerte und einfache ABS-Steuerung ausgeführt werden.
In der vorliegenden Erfindung ist es nicht erforderlich, die Fahrzeuggeschwindigkeit zu schätzen. Daher können die Probleme, die den herkömmlichen Techniken anhaften, verhindert werden; beispielsweise das Problem, das zur Schätzung der Fahrzeuggeschwindigkeit die Bremskraft mit einer vergleichsweise niedrigen Frequenz erhöht und herabgesetzt werden muss, bis eine Geschwindigkeit V_w, die aus der Raddrehzahl berechnet wird, an die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit V_v angeglichen ist oder nahezu gleich dieser wird; und das Problem, dass die Räder während einer langen Zeitdauer blockiert sind oder, dass die Bremskräfte extrem reduziert werden, um zu dem unblockierten Zustand in dem Fall zurückzukehren, wo eine erhebliche Differenz zwischen der Fahrzeuggeschwindigkeit, die mit einer Referenzgeschwindigkeit verglichen werden soll, und der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit vorhanden ist. Als Ergebnis kann eine komfortable ABS-Steuerung implementiert werden.
In der vorliegenden Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird die moderne Steuerungstheorie nicht einfach auf ein Antiblockierbremssystem mit nicht-linearen Kennlinien angewendet, die durch die Kennlinien der Reifen stark beeinflusst werden. Da die nicht-linearen Kennlinien offensichtlich als äquivalente Gerätevariationen betrachtet werden können, wird ein ABS-Steuerungssystem, das diese Gerätevariationen zugesteht, durch die Anwendung der robusten Steuerungstheorie ausgelegt, und folglich kann eine gute ABS-Steuerung unter Berücksichtigung der störenden Wechselwirkung zwischen den vier Rädern ausgeführt werden.
Zusätzlich zu dem ABS-Steuerungssystem kann die Reibmomentschätzvorrichtung 8 auch auf beispielsweise eine Warnvorrichtung angewendet werden, die ein Warnzeichen, das mit der Bremse in Beziehung steht, an den Fahrer entsprechend einem Wert ausgibt, der den geschätzten Reibmomentgradienten darstellt. Darüber hinaus kann die Reibmomentschätzvor richtung 8 auch auf eine Antriebskraftsteuerung angewendet werden. In diesem Fall schätzt die Reibmomentschätzvorrichtung 8 einen Antriebsmomentgradienten.
Obwohl die vorliegende Erfindung unter Bezugnahme auf die erläuternden Beispiele der Ausführungsformen beschrieben wurde, ist die vorliegende Erfindung nicht auf diese Ausführungsbeispiele beschränkt. Verschiedene Modifikationen der Ausführungsbeispiele können ohne Abweichen von dem Prinzip der Erfindung verwirklicht werden. Beispielsweise kann, obwohl die ABS-Steuerung des vorigen Ausführungsbeispiels so ausgelegt ist, dass eine Spitzen-μ-Steuerung ausgeführt wird, so dass der Reibmomentgradient zu Null oder näherungsweise nahezu Null wird, es auch so ausgelegt werden, dass die Steuerung so ausgeführt wird, dass der Reibmomentgradient zu einem anderen Referenzwert als Null wird.
Zweiter Aspekt der Erfindung:
Unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen wird eine Regelbeginnbestimmungsvorrichtung entsprechend einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung im Folgenden im Einzelnen beschrieben.
(Erstes Ausführungsbeispiel des zweiten Aspekts)
16 zeigt die Anordnung der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel des zweiten Aspekts der Erfindung.
Wie in 16 gezeigt ist, besteht eine Regelbeginnbestimmungsvorrichtung 5 des ersten Ausführungsbeispiels aus einem Raddrehzahlabtastmittel 10' zum Abtasten der Raddrehzahl an vorgegebenen Abtastintervallen τ; einem Drehmomentgradientenschätzmittel 12', das den Reibmomentgradienten von den Zeitseriendaten schätzt, die die durch das Raddrehzahlabtastmittel 10' abgetastete Raddrehzahl betreffen; und einem Bestimmungsmittel 17, das den Start- oder Endpunkt der Steuerung der Steuerungsmittel 14' (umfassend beispielsweise eine Antiblockierbremssteuerung und eine Traktionssteuerung, die später beschrieben wird) durch einen Vergleich zwischen dem geschätzten Reibmomentgradienten und einem Referenzwert bestimmt.
Das Drehmomentgradientenschätzmittel 12' berechnet eine physikalische Größe, die die Änderung der Raddrehzahl während einer Periode der Abtastzeit betrifft, mit der Gleichung (9) unter Verwendung der Zeitseriendaten, die die abgetastete Raddrehzahl betreffen, und es berechnet auch eine physikalische Größe, die die Änderung betrifft, die während einer Periode der Abtastzeit auftrat, mit Bezug auf die Variation, die in der Raddrehzahl während einer Periode der Abtastzeit auftrat, durch die Gleichung (10) (Schritt 1). Ferner werden physikalische Größen, die die Zeithistorie der physikalischen Größe, die die Variationen in der Raddrehzahl betrifft, und die Zeithistorie der physikalischen Größe, die die Änderung in den Variationen der Raddrehzahl betrifft, durch die Gleichung (11) durch die Verwendung der physikalischen Größen berechnet, die in dem Schritt 1 berechnet wurden (Schritt 2), wobei der Reibmomentgradient aus den physikalischen Größen geschätzt wird.
17 zeigt ein Fahrzeug, das mit der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung ausgerüstet ist, das den vorher beschriebenen Aufbau hat, wobei das Ergebnis der Bestimmung des Regelbeginnpunktes auf eine Antiblockierbremssteuerung oder eine Traktionssteuerung angewendet wird.
Die ersten bis vierten Räder des Fahrzeugkörpers, die in 17 gezeigt sind, sind jeweils ausgerüstet mit den Bremsscheiben 152, 154, 158, 156; den Vorderradzylindern 144 und 146; den Hinterradzylindern 148 und 150 und den Raddrehzahlsensoren 10a, 10b, 10c, 10d als Raddrehzahlabtastmittel 10'. Der Raddrehzahlsensor 10a, 10b, 10c oder 10d tastet die Zeitseriendaten ω_i[k] (k ist ein Abtastzeitpunkt; k = 1, 2, ...) ab, die die Drehzahl des i-ten Rades (i bezeichnet eine Radzahl, und i = 1, 2, 3, 4) betrifft, das an dem Fahrzeugkörper angesetzt ist.
Bremsströmungsmittelrohre zur Zufuhr von Bremsdruck sind mit den Vorderradzylindern 144 und 146 und den Hinterradzylindern 150 und 148 verbunden und sind mit der Hydraulikbremsschaltung 99 verbunden. Kurz gesagt, wenden die Radzylinder an die jeweiligen Bremsscheiben den Bremsdruck an, der dem Öldruck entspricht, der von der hydraulischen Bremsschaltung 99 empfangen wird.
Die Raddrehzahlsensoren 10a, 10b, 10c, 10d sind mit dem Drehmomentgradientenschätzmittel 12' verbunden, das mit dem Bestimmungsmittel 17 verbunden ist.
Eine ABS/TRC-Steuerung 18 zum Ausgeben von Steuersignalen, die zur Durchführung der Antiblockierbremssteuerung oder der TRC-(Traktions-)Steuerung verwendet werden, ist mit dem Bestimmungsmittel 17 verbunden. Die hydraulische Bremsschaltung 99 ist mit der ABS/TCR-Steuerung 18 verbunden.
Die hydraulische Bremsschaltung 88 liefert an die jeweiligen Radzylinder den Druck, der der Betätigungskraft entspricht, die auf das Bremspedal 118 angewendet wird. Wenn die Traktionssteuerung oder die Antiblockierbremssteuerung durchgeführt wird, schaltet die hydraulische Bremsschaltung 88 die hydraulische Schaltung um, um den Druck, der den Radzylindern zugeführt werden soll, entsprechend dem Steuersignal zu steuern, das von der ABS/TRC-Steuerung 18 empfangen wurde.
Der Motor des Fahrzeugkörpers, der in 17 gezeigt ist, ist mit einem Hauptdrosselventil 32 versehen, um die Luftmenge zu steuern, die entsprechend einem Gaspedal 36 dem Motor zugeführt wird. Ein Unterdrosselventil 28 ist stromauf von dem Hauptdrosselventil 32 vorgesehen. Dieses Unterdrosselventil 28 wird durch Betätigung einer Unterdrosselbetätigungsvorrichtung 26 geöffnet oder geschlossen, die mit der ABS/TRC-Steuerung 18 verbunden ist.
Das Unterdrosselventil 28 ist in einem Volllastzustand durch eine Rückholfeder (nicht gezeigt) zu der Zeit der Nicht-Traktionssteuerung eingestellt. Das Maß der Öffnungs-/Schließbetätigung des Unterdrosselventils 28 wird zu der Zeit der Traktionskontrolle entsprechend dem Steuersignal gesteuert, das von der ABS/TRC-Steuerung 18 empfangen wurde.
Das Hauptdrosselventil 32 und das Unterdrosselventil 28 sind jeweils mit einem Hauptdrosselventilpositionssensor 34 und einem Unterdrosselventilpositionssensor 30 versehen, um die offenen oder geschlossenen Stellungen der Ventile abzutasten. Der Hauptdrosselventilpositionssensor 34 und der Unterdrosselventilpositionssensor 30 sind mit einer Motorgetriebesteuerung 24 verbunden, die den Motor und das Getriebe steuert. Die Motorgetriebesteuerung 24 und die ABS-TRC-Steuerung 18 sind bidirektional miteinander gekoppelt, und die Motorgetriebesteuerung 24 steuert den Motor des Fahrzeugkörpers über die ABS/TRC-Steuerung 18 entsprechend dem Maß der Öffnungs-/Schließbetätigung des Ventils.
Unter Bezugnahme auf 18 wird die Anordnung der Systemhydraulikschaltung entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung unten im Einzelnen beschrieben.
Diese Schaltung unterscheidet sich von der entsprechenden Schaltung entsprechend dem ersten Aspekt nur dadurch, dass sie mit einer Hochdruckleitung STR 129 versehen ist, die von dem Akkumulator 108 weg führt. Daher wird nur der Unterschied beschrieben, und Erläuterungen der anderen Teile der Schaltung werden weggelassen.
Wie in 18 gezeigt ist, umfasst entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung die Systemhydraulikschaltung das Ventil STR 129, und eine Hochdruckleitung 167, die mit dem Akkumulator 108 verbunden ist, ist mit diesem Ventil STR 129 verbunden. In dem ABS-Betrieb schaltet das Ventil STR 129 das Ventil in solch einer Weise um, dass der hohe Druck in der Boosterleitung 168 auf das Ventil SA3 angewendet wird. In dem TRC-Betrieb schaltet das Ventil STR 129 das Ventil in einer solchen Weise um, dass der hohe Druck an das Ventil SA3, ohne Abhängigkeit von der Betätigungskraft, angelegt wird, die auf die Hochdruckleitung 167 ausgeübt wird. Als Ergebnis kann in dem TRC-Betrieb der hohe Druck an jeden der Hinterradzylinder angelegt werden, selbst dann, wenn der Fahrer das Bremspedal 118 nicht niederdrückt.
In einem normalen Bremsbetrieb schaltet das Ventil SA3 das Ventil in einer solchen Weise um, dass der Hauptdruck in der hinteren Hauptdruckleitung 166 auf das Ventil SRL und das Ventil SRR angewendet wird. In dem ABS-(oder TRC-)Betrieb schaltet das Ventil SA3 in einer solchen Weise um, dass der Druck (d.h. der Druck in der Boosterleitung 168 in dem ABS-Betrieb und der Druck in der Hochdruckleitung 167 in dem TRC-Betrieb), der über das Ventil STR empfangen wird, auf das Ventil SRL und das Ventil SRR angewendet wird. Kurz gesagt werden die Hinterräder zwischen dem normalen Betriebsbetrieb und dem ABS-(oder TRC-)Betrieb umgeschaltet, während sie zusammen gruppiert sind.
Die Umschaltsolenoidventile SA1, SA2, SA3, STR und die Steuerungssolenoidventile SRL, SRR, SFL, SFR sind mit der ABS/TRC-Steuerung 18 verbunden. Entsprechend dem Steuersignal, das von der ABS/TRC-Steuerung 18 empfangen wurde, werden die Öffnungs-/Schließbetätigung oder die Stellungen der Ventile umgeschaltet.
Unter Bezugnahme auf ein Flussdiagramm, das in 20 gezeigt ist, wird eine Erläuterung des ersten Beispiels der Steuerung gegeben, bei der eine ABS-Steuerung durch die Verwendung des Fahrzeugkörpers entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung, der in 17 gezeigt ist, bewirkt wird. In dem Bereich, in dem die ABS-Steuerung durchgeführt wird, ist die Radbeschleunigung (ω_i[k] – ω_i[k – 1]/τ) negativ, und diese Logik wird ausgeführt, wenn die Radbeschleunigung negativ ist.
Wie in 20 gezeigt ist, bestimmt das Bestimmungsmittel 14 in 17, ob der Reibmomentgradient k, der durch das Drehmomentgradientenschätzmittel 12 geschätzt wurde, kleiner als ein Bezugswert E (< 0) ist oder nicht (Schritt 300). Dieser Referenzwert E entspricht dem Wert, der den Reibmomentgradienten darstellt, bezogen auf den unteren Grenzwert der Schlupfgeschwindigkeit in dem ABS-Steuerungsbereich, in dem die Bremsaktion dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, wie in 19 gezeigt ist.
Wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient k größer als der Bezugswert E ist (NEIN im Schritt 300); nämlich, wenn der Reibmomentgradient in dem Schlupfgeschwindigkeitsbereich kleiner ist als der kleinere Grenzwert des Bereichs, in dem die Bremsaktion dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, werden die Umschaltventile (SA1, SA2, SA3 in 18) auf den Nicht-ABS-Betrieb gesetzt (Schritt 302). In diesem Fall werden die Bremskräfte entsprechend dem Hauptdruck an die Radzylinder angelegt.
Im Gegensatz dazu werden, wenn bestimmt wird, dass Reibmomentgradient k kleiner ist als der Bezugswert E (JA in Schritt 300); nämlich wenn der Reibmomentgradient in dem Schlupfgeschwindigkeitsbereich ist, in dem die Bremsaktion dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, die Umschaltventile auf den ABS-Betrieb gesetzt (Schritt 304), und die Bremskraft wird vermindert (Schritt 306). Wenn die Bremskraft vermindert wird, werden die Druckerhöhungsventile 132a, 134a, 140a, 142a der Ventile SFL, SFR, SRL, SRR in 18 geschlossen, während die Druckminderungsventile 132b, 134b, 140b, 142b der gleichen Ventile geöffnet werden. Als Ergebnis wird der Öldruck in der Niederdruckleitung 162 an jeden der Radzylinder angelegt, wodurch sich eine Verminderung des Bremsmoments ergibt.
In dem ABS, das in 20 gezeigt ist, wird, wenn der Reibmomentgradient k größer als der Bezugswert E ist, angenommen, dass der Reibkoeffizient weit von dem Spitzenreibkoeffizienten μ entfernt ist, so dass das ABS nicht aktiviert wird. Im Gegensatz dazu wird, wenn der Reibmomentgradient k kleiner als der Bezugswert E ist, angenommen, dass die Bremskraft bis zu einem solchen Maße angelegt wird, dass der Reibkoeffizient sich dem Spitzenreibkoeffizienten μ annähert oder diesen übersteigt, der Betrieb wird auf den ABS-Betrieb umgeschaltet. Die Bremskraft wird dann vermindert. Folglich kann die Bremsaktion, die dem Spitzen reibkoeffizienten μ folgt, ausgeführt werden, und eine Blockierung des Reifens kann verhindert werden.
Unter Bezugnahme auf ein Flussdiagramm in 21 wird eine Erläuterung des zweiten Beispiels der Steuerung gegeben, in dem die ABS-Steuerung durch die Verwendung des Fahrzeugkörpers, der in 17 gezeigt ist, bewirkt wird.
Wie in 21 gezeigt ist, bestimmt das Bestimmungsmittel 17 in 17, ob der Reibmomentgradient k, der von dem Drehmomentgradientenschätzmittel 12 geschätzt wurde, kleiner als der Referenzwert E (< 0) ist oder nicht (Schritt 310).
Wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient k größer als der Bezugswert E ist (NEIN in Schritt 310), werden die Umschaltventile (SA1, SA2, SA3 in 18) auf den Nicht-ABS-Betrieb gesetzt (Schritt 312). In diesem Fall werden die Bremskräfte, die dem Hauptdruck entsprechen, auf die Radzylinder angewendet.
Im Gegensatz dazu werden, wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient k kleiner als der Bezugswert E ist (JA in Schritt 310); nämlich, wenn der Reibmomentgradient in dem Bereich ist, in dem mit der ABS-Steuerung begonnen wird, die Umschaltventile auf den ABS-Betrieb gesetzt (Schritt 314). Ferner wird bestimmt, ob der Reibmomentgradient k kleiner als ein anderer Referenzwert –e (< 0, e < E) ist, oder nicht (Schritt 316).
Wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient k kleiner als der Referenzwert –e ist (JA in Schritt 316); nämlich, es wird bestimmt, dass die Bremskräfte bis zu einem solchen Maße angewendet werden sollen, dass der Reibkoeffizient den Spitzenreibkoeffizienten μ übersteigt, die Bremskräfte vermindert (Schritt 318). Die Verarbeitung kehrt dann zu dem Schritt 310 zurück, und die ähnliche Verarbeitung wird ausgeführt.
Im Gegensatz dazu wird, wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient größer als der Referenzwert –e ist (NEIN in Schritt 316), bestimmt, ob der Reibmomentgradient oberhalb eines noch anderen Referenzwertes e (> 0) liegt oder nicht (Schritt 320).
Wenn bestimmt wird dass der Reibmomentgradient größer als der Referenzwert e ist (JA in Schritt 320); nämlich, es wird bestimmt, dass der Reibkoeffizient nur geringfügig von dem Spitzenreibkoeffizienten μ entfernt liegt, werden die Bremskräfte erhöht (Schritt 322). Die Verarbeitung kehrt dann zu dem Schritt 310 zurück, und die ähnliche Verarbeitung wird ausgeführt. Wenn die Bremskräfte erhöht werden, werden die Druckminderungsventile 132b, 134b, 140b, 142b der Ventile SFL, SFR, SRL, SRR in 18 geschlossen, während die Druckerhöhungsventile 132a, 134a, 140a, 142a der selben Ventile geöffnet werden. Als Ergebnis wird der Öldruck in der Hochdruckboosterleitung 168 auf jeden der Radzylinder angewendet, wodurch die Bremskräfte erhöht werden.
Wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient kleiner ist als der Bezugswert e (NEIN in Schritt 320); nämlich dass der Reibmomentgradient in dem Bereich des Spitzenreibkoeffizienten μ (d.h. der Bereich von –e bis e) ist, der Null einschließt, werden die gegenwärtigen Bremskräfte beibehalten (Schritt 324). Die Verarbeitung kehrt zu dem Schritt 310 wieder zurück, und die ähnliche Verarbeitung wird ausgeführt. Wenn die Bremskräfte beibehalten werden, werden die Druckminderungsventile 132b, 134b, 140b, 142b und die Druckerhöhungsventile 132a, 134a, 140a, 142a der Ventile SFL, SFR, SRL, SRR in 18 geschlossen. Als Ergebnis wird der Öldruck, der an jeden der Radzylinder angewendet wird, beibehalten.
Wie vorher beschrieben wurde, beginnt das ABS, das in 25 gezeigt ist, mit der ABS-Steuerung, wenn der Reibmomentgradient kleiner wird als der Referenzwert E, und es bestimmt auch den Startpunkt der ABS-Steuerung, um die Bremskräfte in einer solchen Weise zu vermindern, beizubehalten oder zu erhöhen, dass der Reibmomentgradient in dem Bereich des Spitzenreibkoeffizienten μ einschließlich Null gehalten wird. Folglich können Bremsaktionen, die ausgedehnter sind als die, die von dem in 20 gezeigten ABS gesteuert werden und dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgen, ausgeführt werden, und stabile Bremsvorgänge können innerhalb des minimalen Bremswegs ausgeführt werden.
Unter Bezugnahme auf ein Flussdiagramm, das in 22 gezeigt ist, wird eine Erläuterung eines Beispiels der Steuerung gegeben, bei der TRC durch die Verwendung des Fahrzeugkörpers in 17 entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung ausgeführt wird. In dem Bereich, in dem TRC ausgeführt wird, ist die Radbeschleunigung positiv, und diese Logik wird ausgeführt, wenn die Radbeschleunigung positiv ist.
Wie in 22 gezeigt ist, bestimmt das Bestimmungsmittel 17 in 17, ob der Reibmomentgradient k, der durch die Drehmomentgradientenschätzmittel 12 geschätzt wurde, kleiner als ein Referenzwert F (> 0) ist oder nicht (Schritt 330). Dieser Referenzwert F wird als oberer Grenzwert des Reibmomentgradienten bestimmt, wenn TRC ausgeführt wird, während der Reibmomentgradient innerhalb eines vorgegebenen Bereichs (siehe Traktionssteuerungsbereich 19) gehalten wird.
Wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient k größer als der Referenzwert F ist (NEIN in Schritt 330), werden die Umschaltventile (SA1, SA2, SA3 in 18) auf den Nicht-TRC-Betrieb gesetzt (Schritt 332), und das Unterdrosselventil 28 in 17 ist in einem voll offenen Zustand (Schritt 334). Als Ergebnis tritt in einem Nicht-TRC-Betrieb das Fahrzeug in einen normalen Fahrzustand ein, in dem die Bremskräfte, die dem Hauptdruck entsprechen, auf die Radzylinder angewendet werden, und in dem die Luftmenge, die allein von dem Maß der Öffnung/Schließung des Hauptdrosselventils 32 in 17 abhängt, an den Motor geliefert.
Im Gegensatz dazu werden, wenn bestimmt wird, dass der Reibmomentgradient k kleiner als der Referenzwert ist (JA in Schritt 330); nämlich, wenn der Bremsmomentgradient in dem Bereich ist, in dem mit der TRC-Steuerung begonnen wird, die Umschaltventile auf einen TRC-Betrieb gesetzt (Schritt 336).
Die ABS/TRC-Steuerung 18 in 17 steuert das Ausmaß der Öffnung des Unterdrosselventils 28 so, dass der geschätzte Reibmomentgradient auf den Referenzwert abgestimmt ist (Schritt 338), und er regelt auch die Bremskräfte durch Steuerung der Steuerungssolenoidventile so, dass der geschätzte Reibmomentgradient auf den Referenzwert abgestimmt ist (Schritt 340). In diesem Fall werden die Bremskräfte gemäß dem Bedarf angewendet, selbst, wenn der Fahrer das Bremspedal 118 nicht niederdrückt.
Selbst bei dem Steuerungsbetrieb, der in den Schritt 338 bis 340 spezifiziert ist, gleicht das Bestimmungsmittel 17 den Reibmomentgradienten mit dem Referenzwert ab und bestimmt den Zeitablauf (d.h. den Startpunkt der Steuerung), an dem die ABS/TRC-Steuerung 18 die Bremskräfte erhöht/vermindert, oder er regelt das Maß der Öffnung des Unterdrosselventils 28 entsprechend dem Ergebnis dieses Vergleichs.
Wie oben beschrieben wurde, wird die TRC in 17 entsprechend dem Reibmomentgradienten so ausgeführt, dass verhindert wird, dass sich die Räder bis zu einem solchen Maß bewegen, dass der Spitzenreibkoeffizient μ überschritten wird, und folglich kann ein stabiles Fahrzeugverhalten beibehalten werden.
Wie oben beschrieben wurde, wird in dem ersten Ausführungsbeispiel entsprechend dem zweiten Aspekt der Erfindung der Reibmomentgradient nur von den Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, geschätzt. Gemäß dem Wert, der den Reibmomentgradienten darstellt, wird eine Bestimmung in Bezug auf den Startpunkt für die ABS- oder TRC-Steuerung gemacht, und auch für den Startpunkt für die Erhöhung/Verminderung der Bremskraft oder die Regelung des Maßes der Öffnung des Unterdrosselventils. Als Ergebnis bleibt, selbst wenn die Schlupfgeschwindigkeit, an der der Reibkoeffizient μ ein Maximum wird, sich je nach dem Zustand der Straßenoberfläche, auf der das Fahrzeug fährt, ändert, die Tatsache, dass der Reibmomentgradient bei dem Spitzenreibkoeffizienten μ zu Null wird, dennoch unverändert. Daher kann eine stabile ABS- oder TRC-Steuerung ausgeführt werden.
Ferner ist gemäß der vorliegenden Erfindung kein Bedarf für die Schätzung der Fahrzeuggeschwindigkeit. Daher können Probleme, die den herkömmlichen Techniken anhaften, verhindert werden; beispielsweise das Problem, dass, um die Fahrzeuggeschwindigkeit zu schätzen, die Bremskraft bei einer vergleichsweise niedrigen Frequenz erhöht und herabgesetzt werden muss, bis eine Geschwindigkeit V_w, die aus der Raddrehzahl berechnet wurde, an die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit V_v angepasst ist oder nahezu gleich zu dieser wird; und das Problem, dass die Räder während einer langen Zeitdauer blockiert sind, oder dass die Bremskräfte extrem reduziert werden, um in den unblockierten Zustand zurückzukehren, in dem Fall, wo eine erhebliche Differenz zwischen der Fahrzeuggeschwindigkeit, die mit einer Referenzgeschwindigkeit verglichen werden soll, von der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit besteht. Als Ergebnis kann eine komfortable ABS-Steuerung ausgeführt werden.
(Zweites Ausführungsbeispiel des zweiten Aspekts)
Das zweite Ausführungsbeispiel ist auf die Anwendung der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des ersten Ausführungsbeispiels auf ein ABS gerichtet, das die Bremskraft so steuert, dass sie dem Spitzenreibkoeffizienten μ entsprechend der Vibrationskennlinien der Raddrehzahl folgt, wenn die Bremskraft erregt wird.
23 zeigt die Anordnung des ABS, an der eine Regelbeginnbestimmungsvorrichtung 5 gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel angewendet ist. Die Elemente, die die gleichen wie die sind, die in dem ersten Ausführungsbeispiel verwendet werden, sind mit den gleichen Bezugszahlen versehen, und ihre Erläuterung wird weggelassen.
Wie in 23 gezeigt ist, besteht der Fahrzeugkörper entsprechend dem zweiten Ausführungsbeispiel aus: einem Mikrobremskrafterzeugungsbefehlsberechnungsabschnitt 252 zum Berechnen eines Mikrobremskrafterzeugungsamplitudenbefehlssignals P_v, das dazu verwendet wird, um zu der von dem Fahrer gegebenen Bremskraft eine sehr kleine Schwingung, die dieselbe Frequenz wie eine Resonanzfrequenz f₁ der Raddrehzahl hat, die auftritt, wenn der Reifen aktiv greift, aufzubringen, einen Amplitudenabtastabschnitt 254 zum Abtasten der Amplitude ω_wv der Resonanzfrequenz-f₁-Komponenten der abgetasteten Raddrehzahl und einen Bremskraftminderungsbefehlssignalberechnungsabschnitt 250 zum Berechnen eines Bremskraft-Verminderungsbefehlssignals P_r von einem erkannten Wert ω_d und des Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehls P_v.
Entsprechend dem Bremskraftminderungsbefehlssignal P_r, das von dem Bremskraftminderungsbefehlsignalberechnungsabschnitt 250 empfangen wird, erzeugen eine Bremskraft P_d, die durch einen Fahrer-Betätigungsabschnitt 256 erzeugt wird, und das Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehlssignal P_v, das von dem Mikrobremskraftanregungsbefehlsberechnungsabschnitt 252, dem Bremskraftminderungsbefehlsberechnungsabschnitt 250 und dem Mikrobremskraftanregungsbefehlsabschnitt 252 empfangen wurde, ein Bremskraftbefehlssignal, das eine Eingabe an ein zu steuerndes Fahrzeugbewegungssystem 258 ist, und sie sind mit einem Bremsventiltreiber 260 verbunden, der das auf diese Weise erzeugte Bremskraftbefehlssignal an das Fahrzeug-Bewegungssystem 258 anlegt.
Der Mikrobremskraftanregungsbefehlsberechnungsabschnitt 252 ist mit den Bestimmungsmitteln 17 der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung 5 verbunden und gibt ein Befehlssignal, das den Start/Stopp der Anregung der Bremskraft betrifft, an den Bremsventiltreiber 260 entsprechend der Bestimmung des Startpunktes für die Regelung der Bestimmungsmittel 17 ab.
In dem zweiten Ausführungsbeispiel berechnet der Mikrobremskraftanregungsbefehlsberechnungsabschnitt 252 ein Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehlssignal P_v, das dazu verwendet wird, auf die von dem Fahrer gegebene Bremskraft eine sehr kleine Schwingung auf zubringen, die die gleiche Frequenz wie die Resonanzfrequenz f₁ der Raddrehzahl hat, die auftritt, wenn der Reifen greift, und sie bringt auf die von dem Fahrer gegebene Bremskraft eine sehr kleine Anregung auf, die die gleiche Frequenz wie die Resonanzfrequenz f₁ der Raddrehzahl hat, die auftritt, wenn der Reifen aktiv greift. Als Ergebnis werden Variationen in der Resonanzfrequenz f₁ aus den Verstärkungskennlinien der Bremskraft erkannt.
Wie in 25 in Bezug auf die Frequenzkennlinien des Radresonanzsystems gezeigt ist, wird, wenn der Reibkoeffizient μ sich seinem Spitzenwert nähert, die Spitze der Zunahme der Raddrehzahl bei der Resonanzfrequenz niedrig. Ferner verschiebt sich, wenn der Reibkoeffizient μ den Spitzenwert übersteigt, die Resonanzfrequenz zu der höher frequenten Seite in Bezug auf die Resonanzfrequenz f₁ hin, die auftritt, wenn der Reifen greift. In dem Falle der Resonanzfrequenz-f₁-Komponenten, die auftritt, wenn der Reifen greift, vermindert sich die Amplitude der Resonanzfrequenz-f₁-Komponenten, wenn der Reibkoeffizient μ sich seinem Spitzenwert nähert. Daher ist es aus der Zunahme der sehr kleinen Schwingungskomponenten der Resonanzfrequenz-f₁, die in der Raddrehzahl auftritt, möglich, zu erkennen, dass der Reibkoeffizient μ sich seinem Spitzenwert nähert.
Wie in 11 gezeigt ist, besteht der Amplitudenbestimmungsabschnitt 254 aus einem Bandpassfilter 75, dessen Passband auf einen vorgegebenen Bereich, der die Resonanzfrequenz f₁ der Raddrehzahl einschließt, die auftritt, wenn der Reifen greift, einem Vollwellengleichrichter 76 zum Gleichrichten eines Ausgangs von dem Bandpassfilter 75 und einem Tiefpassfilter 77 zur Glättung des Ausgangs von dem Vollwellengleichrichter 76 und zum Umsetzen eines Wechselstromsignals in ein Gleichstromsignal. Da der Amplitudenbestimmungsabschnitt 254 nur die Resonanzfrequenz-f₁-Komponente der Raddrehzahl bestimmt, die auftritt, wenn der Reifen greift, und die auf diese Weise bestimmte Resonanzfrequenz-f₁-Komponente der Raddrehzahl in Form eines Gleichstromsignals ausgibt, entspricht der erkannte Wert ω_wv der Amplitude der Resonanzfrequenz-f₁-Komponenten.
Wie in 26 gezeigt ist, besteht der Bremskraftminderungsbefehlsberechnungsabschnitt 250 aus einem Rechenabschnitt 268 zum Berechnen einer Mikrozunahme bzw. -verstärkung g_d, die das Verhältnis des erkannten Wertes ω_wv zu dem Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehl P_v darstellt, eine PI-Steuerung bzw. -Regelung 270 zum Berechnen einer verminderten Bremskraft durch eine Proportional-Integral-Regelung durch die Verwendung einer Differenz g_d – g_s zwischen der Mikrozunahme g_d und einem Referenzwert g_s, einer proportionalen Zu nahme G_Pri und einer integralen Zunahme G_Iri, und einem einen positiven Wert sperrenden Abschnitt 272, der nur negative Werte annimmt, indem er positive Werte sperrt, um zu verhindern, dass die Bremskraft bis zu einem solchen Maße angelegt wird, dass sie die Bremskraft P_d übersteigt, die von dem Fahrer gegeben wird, und ergibt die negativen Werte in Form eines Bremskraftminderungsbefehlssignals P_r.
Unter Bezugnahme auf ein Flussdiagramm, das in 24 gezeigt ist, wird der Fluss der Steuerung gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiels des zweiten Aspekts der Erfindung beschrieben.
Wie in 24 gezeigt ist, bestimmt das Bestimmungsmittel 17 in 23, ob der Reibmomentgradient, der von dem Drehmomentgradientenschätzmittel 12 geschätzt wurde, kleiner als ein Referenzwert G ist oder nicht (Schritt 350). Dieser Referenzwert G wird aus einem Wert bestimmt, der den Reibmomentgradienten in Bezug auf die Schlupfgeschwindigkeit darstellt, von der entschieden wird, dass sie sich für die Verwendung bei der Einleitung der Anregung der Bremskraft eignet.
Wenn der Reibmomentgradient kleiner als der Referenzwert G ist (JA in Schritt 350), gibt der Mikrobremskraftanregungsbefehlsberechnungsabschnitt 252 einen Befehl für eine Anregung aus. Bei Empfang dieses Befehls regt der Bremsventiltreiber 260 die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe bei einer Resonanzfrequenz f₁ der Raddrehzahl an (Schritt 352).
Wenn die Mikrozunahme g_d größer ist als der Referenzwert g_s (JA in Schritt 354); nämlich, wenn der Wert ω_d, der erkannt wird, wenn die Bremskraft, die durch das Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehlssignal P_v angeregt wird, größer ist als ein Referenzwert g_sP_v (wobei ω_d eine Drehzahl und ihre Einheit [rad/s] ist, P_v der Druck oder das Drehmoment und seine Einheit [Pa] oder [Nm] ist), wird eine Hauptbremskraft P_m dadurch aufrecht erhalten, dass angenommen wird, dass der Reifen greift, wie in 25 erläutert wurde (Schritt 358). Im Gegensatz dazu wird, wenn die Mikrozunahme g_d kleiner ist als der Referenzwert g_s (NEIN in Schritt 354); d.h., wenn der Wert ω_d, der erkannt wird, wenn die Bremskraft, die durch das Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehlssignal P_v angeregt wurde, kleiner ist als der Referenzwert g_sP_v, was bedeutet, dass der Reibkoeffizient μ sich seinem Spitzenwert nähert, so dass die Hauptbremskraft P_m vermindert wird (Schritt 356).
In dem Schritt 350 wird, wenn der Reibmomentgradient auf einem Wert kleiner als der Referenzwert G gehalten wird, die Steuerung so ausgeführt, dass die Bremskraft dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, während die Mikroanregung der Bremskraft aufrecht erhalten wird. Wenn jedoch der Reibmomentgradient den Referenzwert G übersteigt (NEIN in Schritt 350), wird angenommen, dass das Fahrzeug greift, während die Bremskraft weit von dem Spitzenreibkoeffizienten μ entfernt ist, und die Anregung der Bremskraft wird gestoppt (Schrift 306).
Wie in 27 gezeigt ist, wird die Hauptbremskraft P_m, die während des Bremskraftsteuerungsbetriebs angewendet wird, der in 24 gezeigt ist, durch die folgende Formel ausgedrückt: Pm = Pd + Pr, Pr ≦ 0.
Da der Bremskraftminderungsbefehl P_r konstant negativ ist, wird die Hauptbremskraft P_m nicht in der Weise angelegt, dass sie die Bremskraft P_d, die von dem Fahrer gegeben wird, übersteigt. Bei diesem ABS-Steuerungsbetrieb wird, wenn der Reibkoeffizient μ seinen Spitzenwert erreicht, wenn die Summe der Bremskraft, die von dem Fahrer gegeben wird, und der Bremskraft, die in einer sehr kleinen Größe als Schwingung auf die Räder aufgebracht wird, die Hauptbremskraft vermindert. Folglich wird verhindert, dass die Bremskraft weiter zunimmt, wodurch das Blockieren des Reifens verhindert wird.
Ferner ist in dem vorstehenden Bremskraftsteuerungsbetrieb beispielsweise aus 27 zu verstehen, dass sehr kleine Schwingungskomponenten-P_v bereits die Bremskraft P_b von dem Startpunkt der Mikroanregung überlagert wurden, wenn in dem Schritt 350 JA ist. Im Gegensatz dazu werden, wie aus den Variationen mit der Zeit in der Bremskraft des ABS, das das herkömmliche Mikroanregungsverfahren in 27 verwendet, sehr kleine Anregungskomponenten P_v der Bremskraft P_b von dem Zeitpunkt an überlagert, wenn die Bremskräfte in Antwort auf die Bremsbetätigung durch den Fahrer auf die Räder angewendet werden. Wenn die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe unmittelbar nach der Bremsbetätigung wie in dem herkömmlichen ABS angeregt wird, muss die Bremskraft während einer vergleichsweise längeren Zeitdauer angeregt werden als in dem zweiten Ausführungsbeispiel. In einem Fall, wo die ABS-Steuerung nicht benötigt wird, selbst wenn das Bremspedal niedergedrückt wird, wird die Mikroanregung der Bremskraft nutzlos.
In dem zweiten Ausführungsbeispiel kann, da die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe von dem Startpunkt für die Regelung, der durch das Bestimmungsmittel 17 entsprechend dem Reibmomentgradienten bestimmt wurde, die Bremskraft effektiv in einer sehr kleinen Größe in einer kurzen Zeitdauer angeregt werden, ohne die Genauigkeit der Erfassung des Spitzenreibkoeffizienten μ zu verschlechtern.
Die vorliegende Erfindung ist nicht auf die vorstehenden erläuternden Ausführungsbeispiele beschränkt. Obwohl die vorliegende Erfindung auf ABS und TRC als Beispiele in der vorhergehenden Beschreibung angewendet wird, kann die vorliegende Erfindung auf beliebige Felder außerhalb ABS und TRC angewendet werden, in denen die Bewegung des Rades so gesteuert wird, dass es in einen vorgegebenen Bewegungszustand eintritt. Obwohl die Regelbeginnbestimmungsvorrichtung der vorliegenden Erfindung als Beispiel auf Techniken zur Ausführung von TRC angewendet wird, die die Regelung des Maßes der Öffnung des Unterdrosselventils und die Regelung der Bremskraft verwendet, kann die vorliegende Erfindung auch auf die Technik der Ausführung von TRC angewendet werden, die entweder die Regelung des Maßes der Öffnung des Unterdrosselventils oder die Regelung der Bremskraft verwendet.
Des Weiteren können die oben erwähnten Ausführungsbeispiele auf Züge genau so wie auf Fahrzeuge angewendet werden.
Experimentelle Beispiele für den zweiten Aspekt
Die 28A bis 31C zeigen die Ergebnisse von Experimenten, die im Hinblick auf die Bestimmung des Starts der ABS-Steuerung unter Verwendung der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung 5, die in den vorstehenden Ausführungsbeispielen offenbart ist, in Bezug auf loses Bremsen, hartes Bremsen und fortschreitend zunehmendes Bremsen durchgeführt wurden, vorausgesetzt, dass die anfängliche Raddrehzahl 50 rad/s ist. In diesem Experiment wird der Referenzwert für den Reibmomentgradienten k auf 50 gesetzt. Das heißt, dass der Zeitpunkt, wenn k < 50 ist, als Zeitpunkt bestimmt wird, wenn mit der ABS-Steuerung durch Verminderung der Bremskraft begonnen wird. Da das Experiment nur zur Bestimmung des Startpunktes der Regelung gedacht ist, wird die tatsächliche ABS-Steuerung nicht ausgeführt.
Die 28A bis 28C zeigen Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl, der Fahrzeuggeschwindigkeit, der Schlupfrate und dem Reibmomentgradienten in dem Fall, wo Bremsen lose angelegt werden, so dass eine Blockierung des Rades nicht auftritt. In diesem Fall erreicht, selbst wenn eine Tendenz der Schlupfrate vorhanden ist, als Ergebnis für die Anwendung der Bremse, nach 2 s abgelaufen sind, zuzunehmen, der Reibmomentgradient einen minimalen Wert von 150 in der Nähe des Zeitpunktes, wenn die Bremsen betätigt werden, und fällt nicht auf einen Wert kleiner als der Referenzwert von 50. Daher wird der Start der ABS-Steuerung in diesem Fall nicht bestimmt.
Die 29A bis 29C zeigen Variationen in der Zeit in der Raddrehzahl, der Fahrzeuggeschwindigkeit, der Schlupfrate und dem Bremsmomentgradienten in dem Fall, wo die Bremsen hart so betätigt werden, dass eine Radblockierung nicht auftritt. In diesem Fall reicht, selbst wenn eine Tendenz vorhanden ist, dass sich die Schlupfrate als Ergebnis der Betätigung der Bremsen, die härter sind als die in 28A bis 28C, nach Ablauf von 2 s erhöht, der Reibmomentgradient einen minimalen Wert von etwa 110 in der Nähe des Zeitpunktes, wenn die Bremsen betätigt werden, und er fällt nicht auf einen Wert kleiner als der Referenzwert von 50. Daher wird selbst in diesem Fall der Start der ABS-Steuerung nicht bestimmt.
Die 30A bis 30C zeigen Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl, der Fahrzeuggeschwindigkeit, der Schlupfrate und dem Reibmomentgradienten in dem Fall, wo Bremsen hart so betätigt werden, dass eine Radblockierung auftritt. In diesem Fall steigt die Differenz zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit zu der Zeit 2,2 s, an der harte Bremsen betätigt wurden, und die Schlupfrate steigt scharf an. Der Reibmomentgradient fällt von dem Zeitpunkt an, an dem die Schlupfrate sich scharf erhöht, rapide ab und fällt von der Zeit t₁ an auf einen Wert, der kleiner ist als der Referenzwert von 50. Aus den 30A bis 30C ist leicht verständlich, dass die Radblockierung selbst in einem Schlupfratenbereich verhindert werden kann, wo das Rad blockiert wird, so lange in der Praxis die Bremskräfte von der Zeit t₁ an herabgesetzt werden.
Die 31A bis 31C zeigen Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl, der Fahrzeuggeschwindigkeit, der Schlupfrate und dem Reibmomentgradienten in dem Fall, wo Bremsen zunehmend stärker betätigt werden, so dass eine Radblockierung auftritt. In diesem Fall nimmt die Schlupfrate allmählich nach Ablauf von 2,5 s nach Betätigung der Bremsen zu, und die Schlupfrate steigt nach dem Ablauf von 3,2 s scharf an. Der Reibmomentgradient fällt von dem Zeitpunkt, an dem die Schlupfrate scharf ansteigt, abrupt ab und fällt von dem Zeitpunkt t₂ an auf einen Wert ab, der kleiner als der Referenzwert von 50 ist. Aus den 31A bis 31C ist leicht zu verstehen, dass die Radblockierung selbst in dem Schlupfratenbereich verhindert werden kann, wo die Räder blockiert werden, so lange in der Praxis die Bremskräfte von dem Zeitpunkt t₂ an herabgesetzt werden.
Die Ergebnisse der Experimente, die in den 28A bis 31C gezeigt sind, zeigen, dass die Regelbeginnbestimmungsvorrichtung 5 des vorliegenden Ausführungsbeispiels korrekt feststellt, ob das Rad blockiert ist oder nicht, indem der Referenzwert des Reibmomentgradienten in geeigneter Weise gesetzt wird, und korrekt den Startpunkt für die ABS-Steuerung unmittelbar vor der Radblockierung bestimmt.
Die 32A bis 34B zeigen die Ergebnisse der Experimente, die auf einer Straße durchgeführt wurden, die einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat, und auf einer Straße, die einen mittleren Reibkoeffizienten μ hat, im Hinblick auf den Vergleich zwischen dem Regelbeginnbestimmungsverfahren der Regelbeginnbestimmungsvorrichtung des Ausführungsbeispiels und dem Regelbeginnbestimmungsverfahren, das das herkömmliche Radverzögerungsverfahren verwendet.
Die 32A und 32B zeigen das Verhalten der Vorderräder, wenn ein Bremsmoment von T_b = 400 Nm stufenweise auf die Straße mit niedrigem Reibkoeffizienten μ angewendet wird. 32A zeigt die Variationen in der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit, und 32B zeigt die Variationen in der Zeit in dem Reibmomentgradienten und der Radverzögerung.
Wie in 32A gezeigt ist, steigt die Differenz zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit (d.h. die Schlupfgeschwindigkeit) rapide nach Ablauf 1 s an. Nach dieser Zeit verschiebt sich das Rad in den Bereich der Schlupfgeschwindigkeit, wo es blockiert werden könnte. Wenn die Schlupfgeschwindigkeit zunimmt, nehmen der Reibmomentgradient und die Radverzögerung, die in 32B gezeigt ist, ab. Wie in 32B gezeigt ist, fällt der Reibmomentgradient auf einen Wert, der kleiner als der Referenzwert (50) ist, zu dem Zeitpunkt t₁ ab, der hinter dem Zeitpunkt S₁ liegt, an dem die Radverzögerung auf einen kleineren Wert als den Bezugswert abfällt. In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird die ABS-Steuerung an dem Zeitpunkt t₁ gestartet. Bei der herkömmlichen Technik wird die ABS-Steuerung an dem Zeitpunkt s₁ gestartet.
Wie aus den 32A und 32B hervorgeht, wird der Start des ABS bestimmt vor dem Auftreten der Radblockierung in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel und bei der herkömmlichen Technik. Es ist jedoch zu verstehen, dass der Startpunkt für die Verzögerung der Bremskraft auf einen unnötigerweise frühen Zeitpunkt in dem herkömmlichen Verfahren bestimmt wird.
Die 33A und 33B zeigen das Verhalten der Hinterräder, wenn ein Bremsmoment von T_b = 200 Nm stufenweise auf der Straße mit niedrigem Reibkoeffizienten μ aufgebracht wird. 33A zeigt Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit, und 33B zeigt Variationen in der Zeit in dem Reibmomentgradienten und der Radverzögerung.
Wie in 33A gezeigt ist, steigt die Differenz zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit allmählich nach Ablauf von 1 s an, und diese Differenz (d.h. die Schlupfgeschwindigkeit) nimmt in der Nähe von 2,2 s abrupt zu. Das heißt, dass nach 2,2 s das Rad sich in den Bereich der Schlupfgeschwindigkeit verschiebt, bei der es blockiert werden könnte. Der Reibmomentgradient fällt auf einen kleineren Wert als den Referenzwert (50) an dem Zeitpunkt T₂ ab, an dem das Rad sich in den Bereich der Schlupfgeschwindigkeit verschiebt, die Radverzögerungsgeschwindigkeit fällt jedoch auf einen Wert kleiner als den Referenzwert ab. Es ist zu sehen, dass unter den Bedingungen, die in den 33A und 33B gezeigt sind, der Start der Steuerung in der vorliegenden Erfindung korrekt bestimmt wird, bevor das Rad blockiert wird, dass jedoch der Startpunkt der Steuerung durch das herkömmliche Verfahren nicht korrekt bestimmt wird.
Die 34A und 34B zeigen das Verhalten der Vorderräder, wenn ein Bremsmoment von T_b = 700 Nm stufenweise auf der Straße mit einem mittleren Reibkoeffizienten μ aufgebracht wird. 34A zeigt die Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl und der Raddrehzahl, und 34B zeigt die Variationen mit der Zeit in dem Reibmomentgradienten und der Radverzögerung.
Wie in 34A gezeigt ist, tritt eine Differenz zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit unmittelbar nach Ablauf 1 s auf. Danach nimmt diese Differenz (d.h. die Schlupfgeschwindigkeit) ab. Das heißt, dass es kein Risiko für ein Radblockieren unter diesen Bedingungen gibt.
Wie in 34B gezeigt ist, bleibt der Reibmomentgradient immer noch größer als der Bezugswert (50) an dem Zeitpunkt, wo eine Differenz zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit auftritt. Die Radverzögerung wird jedoch kleiner als der Referenzwert an dem Zeitpunkt, wo eine Differenz zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit auftritt unmittelbar nach Ablauf von 1 s. Das heißt, dass ein Radblockieren unter den Bedingungen, die in den 34A und 34B gezeigt sind, nicht auftritt. Jedoch wurde, obwohl in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel richtigerweise bestimmt wurde, dass kein Risiko für ein Radblockieren vorhanden ist, die Bestimmung bezüglich des Startpunkts der Steuerung durch das herkömmliche Verfahren bereits gemacht.
Die Ergebnisse dieser Experimente zeigen, dass der Startpunkt der Steuerung in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel korrekt und stabil bestimmt werden kann, unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche, die einen Reibkoeffizienten μ hat, oder dem Maß der Bremsbetätigung, wenn mit der herkömmlichen Bestimmung basierend auf der Radverzögerung verglichen wird. Selbstverständlich ergibt das Bestimmungsverfahren des vorliegenden Ausführungsbeispiels die gleichen überlegenen Wirkungen wie die, die hervorgebracht werden, wenn es auf eine gewöhnliche ABS-Steuerung angewendet wird, selbst wenn es auf eine TRC- oder ABS-Steuerung angewendet wird, die die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe anregt.
Dritter Aspekt
Unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen wird ein Ausführungsbeispiel einer Antiblockierbremssteuerung entsprechend einem dritten Aspekt unten im Einzelnen beschrieben.
35 zeigt schematisch ein Fahrzeug, das mit einer Antiblockierbremssteuerung gemäß dem dritten Aspekt ausgerüstet ist. Wie in 35 gezeigt ist, umfasst das Fahrzeug des Ausführungsbeispiels eine hydraulische Bremsschaltung 99, die mit einem Bremspedal 118 ausgerüstet ist, und Raddrehzahlsensoren 10A, 10B, 10C, 10D, die respektive an dem vorderen linken Rad (FL), dem vorderen rechten Rad (FR), dem hinteren linken Rad (RL), dem hinteren rechten Rad (RR) angesetzt sind, um die Drehzahl (d.h. die Raddrehzahl) der Räder abzutasten. Bremsströmungsmittelleitungen, die mit der hydraulischen Bremsschaltung 99 verbunden sind, sind jeweils mit den Radzylindern 144, 146, 156, 158 verbunden, die den Bremsdruck an Bremsscheiben 152, 154, 156, 158 anlegen.
Die Raddrehzahlsensoren 10a bis 10d erkennen eine physikalische Größe (beispielsweise Pulssignale), die der Raddrehzahl oder der Fahrzeuggeschwindigkeit entspricht, basierend auf der Drehlage des abgetasteten Rades, die durch einen Positionssensor, beispielsweise einen Pulskodierer oder einen Pulsgenerator, abgetastet wird. Das so genannte Momentandrehzahlbeobachtungsverfahren kann statt des oben beschriebenen, herkömmlichen Verfahrens verwendet werden. Bei dem Momentandrehzahlbeobachtungsverfahren wird der Wert des Positionssensors an gewissen Zeitintervallen abgelesen, und die Raddrehzahl wird durch die Differenz zwischen einem gegenwärtig abgelesenen Wert und einem Wert erhalten, der unmittelbar vor dem gegenwärtigen Wert abgelesen wurde.
Wie im Einzelnen in der Veröffentlichung ("Instantaneous-speed Observer with High-order Disturbance Compensation Capability", Imano und Hori, Institute of Electrical Engineers, Proceedings D, Band 6, S. 112, 1994) beschrieben ist, wird eine Beobachtungseinrichtung (d.h. eine Statusüberwachungseinrichtung) auf der Basis des dynamischen Modells eines Rotationskörpers gebildet. Die momentane Geschwindigkeit wird aus der Dauer eines Intervalls zwischen Pulsen durch die Verwendung eines Positionssensors geschätzt. Mit Hilfe dieser Momentandrehzahlbeobachtungseinrichtung wird die momentane Drehzahl gemessen, selbst wenn kein Puls von dem Positionssensor empfangen wird. Bei dem herkömmlichen Verfahren wird eine Drehlage, die von Natur aus eine kontinuierliche Größe ist, in der Form von diskreten Werten erkannt, die durch das Auflösungsvermögen des Positionssensors bestimmt sind, wodurch sich eine Zeitverzögerung in der erkannten Drehzahl oder quantisiertem Rauschen ergibt. Die vorstehende Momentandrehzahlbeobachtungseinrichtung kann diese Probleme verhindern.
Das ABS des vorliegenden Ausführungsbeispiels umfasst ferner ein ABS-Steuerungsmittel 300, das hauptsächlich die Antiblockierbremssteuerung durch Steuerung der hydraulischen Bremsschaltung 99 beeinflusst, einen Bremskraftbefehlsabschnitt 314 für das (FL)-Rad vorne links und einen Bremskraftbefehlsabschnitt 315 für das (FR)-Rad vorne rechts, die die Bremskräfte, die an die FR- und FL-Räder anzulegen sind, schätzen und Werte entsprechend den auf diese Weise geschätzten Bremskräften in Form von Befehlssignalen abgeben; einen Radbremskraftservoabschnitt 312 für das (FL)-Rad vorne links und einen Bremskraftservobefehlsabschnitt 313 für das (FR)-Rad vorne rechts, die Steuersignale ausgeben, um zu bewirken, dass die Bremskraft, die auf ein Vorderrad anzuwenden ist, der Bremskraft folgt, die durch den Bremskraftbefehlsabschnitt des anderen Vorderrades aufgegeben wurde; und einen Rad drehzahlservoabschnitt 321 für das (RL)-Rad hinten links und einen Raddrehzahlservobefehlsabschnitt 322 für das (RR)-Rad hinten rechts, die Steuersignale ausgeben, um zu bewirken, dass die Raddrehzahlen der RL- und RR-Räder den jeweiligen Raddrehzahlen der FL- und FR-Räder folgen.
Wie in 37 gezeigt ist, bestehen die Bremskraftservomittel 312 und 313 jeweils aus einem Differenzrechner 60, der die Differenz zwischen zwei Eingangssignalen berechnet, einem Vergleicher 61, der ein Momentbefehlssignal P_t (P_t1, P_t2, wobei _t1 das vordere linke Rad und _t2 das vordere rechte Rad bezeichnet) berechnet, das an die ABS-Steuerungsmittel 300 auszugeben ist, um die berechnete Differenz auf Null herabzusehen, und eine Bremskraftschätzvorrichtung 62 zum Schätzen einer Bremskraft P_f' (P_f1' und P_f2'), die auf das Vorderrad (d.h. das vordere linke Rad oder das vordere rechte Rad) als Reaktion von der Straßenoberfläche wirkt.
Die Bremskraftbefehlsabschnitte 315 und 314 sind mit den Eingangsanschlüssen der Differenzrechner 60 der Bremskraftservomittel 312 und 313 der Vorderräder in einer solchen Weise verbunden, dass die Bremskraftservomittel von einem Vorderrad mit dem Bremskraftbefehlsabschnitt des anderen Vorderrades verbunden ist. Ferner sind auch die Ausgangsanschlüsse der Bremskraftschätzvorrichtung 62 mit den Eingangsanschlüssen der Differenzrechenabschnitte 60 verbunden. Mehr speziell berechnet jeder Differenzrechenabschnitt 60 die Differenz P_f – P_f' (d.h. P_f2 – P_f1', P_f1 – P_f2') zwischen der Bremskraft P_f (P_f2, P_f1), die von den Bremskraftbefehlsabschnitten 315, 314 der einander gegenüberliegenden Vorderräder geschätzt wurde, und der Bremskraft, die durch die Bremskraftschätzvorrichtung 62 geschätzt wurde.
Der Ausgangsanschluss der Ausgangsvorrichtung 61 ist mit ABS-Steuerungsmittel 300 und der Bremskraftschätzvorrichtung 62 verbunden. Der Eingangsanschluss der Bremskraftschätzvorrichtung 62 ist entweder mit dem Raddrehzahlsensor 10a des FL-Rades oder dem Raddrehzahlsensor 10b des FR-Rades verbunden. Mehr speziell setzt die Bremskraftschätzvorrichtung 62 die Bremskraft, die auf jedes Vorderrad wirkt, aus dem Drehmomentwert P_t, der auf jedes Vorderrad wirkt, und der Raddrehzahl ω_w von jedem Vorderrad entsprechend einem dynamischen Modell, das durch die Gleichung (55) ausgedrückt wird.
Mit der Anordnung in 37 können die Bremskraftservomittel 312 und 313 der entsprechenden Vorderräder eine Rückkopplungsregelung (d.h. eine Bremskraftfolgeregelung) aus führen, so dass die Differenz in der Bremskraft zwischen einem Vorderrad und dem anderen Vorderrad zu Null wird.
Wie in 38 gezeigt ist, bestehen die Raddrehzahlservomittel 321 und 322 jeweils aus einem Differenzrechner 63, der die Differenz zwischen zwei Eingangssignalen berechnet, einer Ausgleichseinrichtung 64, die ein Drehmomentbefehlssignal P_t (P_t3, P_t4, wobei _t3 das hintere linke Rad und _t4 das hintere rechte Rad bezeichnet) berechnet, das an die ABS-Steuerungsmittel 10 auszugeben ist, um die berechnete Differenz auf Null herabzusetzen, und einer Bremskraftschätzvorrichtung 65 zum Schätzen einer Bremskraft P_f'' (P_f3'' und P_f4''), die auf die Hinterräder (d.h. das hintere linke Rad oder das hintere rechte Rad) als eine Reaktion von der Straßenoberfläche wirkt.
Eingangsanschlüsse der Differenzrechenabschnitte 63 der Raddrehzahlservomittel 321, 322 sind mit dem Hinterradsensor 10c, 10d von jedem Hinterrad und dem Vorderradsensor 10a, 10b des entsprechenden Vorderrades auf derselben Seite verbunden. Mehr speziell berechnen die Differenzrechenabschnitte 63 der Raddrehzahlservomittel 321 bzw. 322 die Differenz (ω_w1 – ω_w3) zwischen der Raddrehzahl ω_w1 des vorderen linken Rades und der Raddrehzahl ω_w3 des hinteren linken Rades und die Differenz (ω_w2 – ω_w4) zwischen der Raddrehzahl ω_w2 des vorderen rechten Rades und der Drehzahl ω_w4 des hinteren rechten Rades.
Der Ausgangsanschluss der Ausgangseinrichtung 64 ist mit dem ABS-Steuerungsmittel 300 und der Bremskraftschätzvorrichtung 65 verbunden. Der Ausgangsanschluss der Bremskraftschätzvorrichtung 65 ist mit der Ausgangseinrichtung 64 verbunden. Die Bremskraftschätzvorrichtung 65 schätzt die Bremskraft, die auf jedes Hinterrad wirkt, aus dem Drehmomentwert P_t, der auf jedes Hinterrad wirkt, und der eingegebenen, momentanen Raddrehzahl ω_w von jedem Hinterrad entsprechend einem dynamischen Modell des Rades. Die auf diese Weise geschätzte Bremskraft wird dann in die Ausgangseinrichtung 64 eingegeben. Entsprechend der Bremskraft, die durch die Bremskraftschätzvorrichtung 65 geschätzt wurde, berechnet die Ausgangseinrichtung 64 einen Drehmomentbefehlswert, der die Differenz in der Raddrehzahl zwischen den Hinterrädern auf Null herabsetzt.
Mit der Anordnung in 38 können die Raddrehzahlservomittel 321 und 322 der jeweiligen Hinterräder eine Rückkopplungsregelung (d.h. eine Bremskraftfolgeregelung) so ausführen, dass die Differenz in der Bremskraft zwischen einem Vorderrad und dem entsprechenden Hinterrad zu Null wird.
In einem Fall, wo die Schätzmittel zum Schätzen der Bremskräfte (beispielsweise die Bremskraftschätzvorrichtung und der Bremskraftbefehlsabschnitt), die in dem in den 36–38 gezeigten ABS zu verwenden sind, die Bremskraft entsprechend den diskreten Pulssignalen schätzen, die die Raddrehzahl wiedergeben, ist es erwünscht, Mittel, wie beispielsweise die oben beschriebene Momentdrehzahlbeobachtungseinrichtung, zum Schätzen der momentanen Bremskräfte, selbst während der Zeitdauer zu verwenden, während der keine Eingabe von Pulssignalen vorhanden ist, durch die Verwendung eines dynamischen Modells eines Rades. Als Ergebnis wird die Verschlechterung der Steuerung, die aus quantisierten Fehlern hervorgeht, verhindert.
Unter Bezugnahme auf 36 wird die Detailanordnung des ABS-Steuerungsmittels 300 beschrieben.
Wie in 36 gezeigt ist, besteht das ABS-Steuerungsmittel 300 aus Bremskraftbefehlsabschnitten 346 und 351, die die Drehmomentbefehlssignale P_t1 und P_t2, die von den Bremskraftservomitteln 312 und 313 empfangen werden, in Befehlssignale umsetzen, die an die Steuerungssolenoidventile 134 und 132 zu senden sind, die die Bremskräfte der jeweiligen Räder steuern. Mehr speziell wird das Drehmomentbefehlssignal, das von dem Bremskraftservomittel gesendet wird, in ein Druckerhöhungs- oder Druckminderungszeitbefehlssignal umgesetzt, das verwendet wird, wenn die Steuerungssolenoidventile, die später zu beschreiben sind, an eine Hochdruck- oder Niederdruckquelle angeschlossen sind. Die Bremskraftbefehlsabschnitte 346 und 351 des FL-Rades und des FR-Rades sind mit Befehlsumschaltabschnitten 349 bzw. 354 verbunden.
Das ABS-Steuerungsmittel 300 umfasst auch Bremskraftbefehlsabschnitte 355 und 356, die die Drehmomentbefehlssignale P_t3 und P_t4, die von den Raddrehzahlservomitteln 321 und 322 der Vorderräder empfangen werden, in Befehlssignale umsetzen, die an die Steuerungssolenoidventile 142 und 140 zu senden sind, die die Bremskräfte steuern, die an die Hinterräder auf derselben Seite wie die der entsprechenden Vorderräder angewendet werden. Das heißt, dass das Drehmomentbefehlssignal, das von dem Bremskraftservomittel gesendet wird, in ein Druckerhöhungs- oder Druckminderungszeitbefehlssignal umgesetzt wird, das verwendet wird, wenn die Steuerungssolenoidventile, die später zu beschreiben sind, mit einer Hochdruck- oder einer Niederdruckquelle verbunden sind.
Das ABS-Steuerungsmittel 300 umfasst auch Mikroanregungsbefehlsabschnitte 348 und 353. Wenn die Bedingungen, die erfüllt werden müssen, um mit der ABS-Steuerung zu beginnen (d.h. die ABS-Startbedingungen) hergestellt sind, senden die Mikroanregungsbefehlsabschnitte 348 und 353 an die Steuerungssolenoidventile 134 und 132 der vorderen linken und rechten Räder Mikroanregungsbefehle P_v1 und P_v2, die eine kleine Anregung bei der Resonanzfrequenz f₁ des Schwingungssystems treffen, das aus der Straßenoberfläche und dem Rad zusammengesetzt ist. Das ABS-Steuerungsmittel 300 ist ferner mit einem FL-Radamplitudenerkennungsabschnitt 345 und einem FR-Radamplitudenerkennungsabschnitt 350 zum Erkennen der Amplitudenwerte ω_d1 und ω_d2 der sehr kleinen Anregungskomponenten der in der Raddrehzahl enthaltenen Resonanzfrequenz f₁, die durch die sehr kleine Anregung der Bremskräfte verursacht werden; und einen FL-Radbremskraftminderungsbefehlsabschnitt 347 und einen FR-Radbremskraftverminderer 352 zum Ausgeben von Bremskraftminderungsbefehlen P_r1 und P_r2, um die Bremskräfte zu vermindern, wenn die Mikrozunahmen, basierend auf den Amplitudenwerten ω_d1 und ω_d2 kleiner als ein vorgegebener Wert werden.
Die Amplitudenerkennungsabschnitte 345 und 350 haben die Elemente und Funktionen, wie in 11 dargestellt ist. Die Amplitudenerkennungsabschnitte 345 und 350 erkennen nur die Komponenten der Resonanzfrequenz f₁ der Raddrehzahl, wenn der Reifen greift, und sie setzen die auf diese Weise erkannten Komponenten in auszugebende Gleichstromsignale um. Folglich sind die Werte ω_d1 und ω_d2, die von den Amplitudenerkennungsabschnitten 345 und 350 erkannt werden, Amplitudenwerte der Resonanzfrequenz f₁ der Drehzahlen der vorderen und hinteren Räder.
Die Bremskraftminderungsbefehlsabschnitte 347 und 352 bestehen jeweils aus: beispielsweise dem Rechenabschnitt 269, der die Mikrozunahme g_d (g_d1, g_d2), d.h. das Verhältnis des Wertes ω_d (ω_d1, ω_d2), das durch die Amplitudenerkennungsabschnitte 345 und 350 erkannt wird, zu dem Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehl P_v (P_v1, P_v2) berechnet, wie es auch der Bremskraftminderungsbefehlsberechnungsabschnitt 250, der in 26 gezeigt ist, tut; der PI-Steuerung 270 zum Berechnen einer verminderten Bremskraft durch eine Proportional-Integral-Steuerung durch die Verwendung einer Differenz g_d – d_s zwischen der Feinzunahme bzw. Mikroverstärkung g_d und einem Referenzwert g_s, einer proportionalen Zunahme G_pr1 und ei ner integralen Zunahme G_Ir1; und den Positivwertsperrabschnitt 272, der nur negative Werte annimmt, indem positive Werte gesperrt werden, um zu verhindern, dass die Bremskraft bis zu einem solchen Maße angelegt wird, dass sie die Bremskraft P_d übersteigt, die durch den Fahrer gegeben wird, und die die negativen Werte in Form eines Bremskraftminderungsbefehlssignals P_r (P_r1, P_r2) ausgibt. Die Bremskraftminderungsbefehlsabschnitte 347 und 352 können als Schaltung ausgeführt sein, die die Bremskraft erhöht oder mindert, um dem Spitzenreibkoeffizienten μ zu folgen. Mit der vorstehenden Schaltungsanordnung kann das Befehlssignal P_r einen Bremskrafterhöhungsbefehl einschließen.
Wie in 36 gezeigt ist, sind die Bremskraftminderungsbefehlsabschnitte 47 und 52 mit den Befehlsumschaltabschnitten 349 bzw. 354 verbunden. Ein Befehlssignal P_b1, das die Summe des Bremskraftminderungsbefehls P_r1 und des Mikroanregungsbefehls P_v1 ist, und ein Befehlssignal P_b2, das die Summe des Bremskraftminderungsbefehls P_r1 und des Mikroanregungsbefehls P_v2 ist, werden an die jeweiligen Steuerungssolenoidventile 134 und 132 über die Befehlsumschaltabschnitte 349 und 354 eingegeben.
Wenn die Mikrozunahme g_d größer ist als der Referenzwert g_s; nämlich wenn der Wert ω_d, der erkannt wird, wenn die Bremskraft durch das Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehlssignal P_v angeregt wird, größer ist als ein Referenzwert g_sP_v (wobei ω_d eine Drehzahl und seine Einheit [rad/s] ist, P_v ein Druck oder Drehmoment und seine Einheit [Pa] oder [Nm] ist, halten die Bremskraftminderungsbefehlsabschnitte 347 und 352 eine mittlere Bremskraft P_m aufrecht, indem angenommen wird, dass der Reifen greift. Im Gegensatz dazu, wenn die Mikrozunahme g_d kleiner ist als der Referenzwert g_s; d.h. wenn der Wert ω_d, der erkannt wird, wenn die Bremskraft durch das Mikrobremskraftanregungsamplitudenbefehlssignal P_v angeregt wird, kleiner ist als der Referenzwert g_sP_v, bedeutet dies, dass der Reibkoeffizient μ sich unmittelbar zu einer Position unmittelbar vor dem Spitzenwert bewegt hat, so dass die mittlere Bremskraft P_m herabgesetzt wird (ABS-Steuerung, die eine sehr kleine Anregung verwendet). Das ABS kann so ausgelegt sein, dass es eine stabile Bremsaktion mit einem minimalen Bremsweg ausführt, indem die Bremskraft so erhöht wird, dass sie sich im Spitzenreibkoeffizienten μ unabhängig von der Betätigungskraft des Fahrers nähert, wenn die Bremskraft sich weit von dem Spitzenreibkoeffizienten μ entfernt.
Die Befehlsumschaltabschnitte 349 und 354 in 36 geben entweder die Befehlssignale für die Bremskraftbefehlsabschnitte 346 und 351 oder zusätzliche Befehlssignale P_b1 und P_b2 an die Steuerungssolenoidventile 134 und 132 aus. Mehr speziell werden in dem ABS-Steuerungsbetrieb das vordere linke und das vordere rechte Rad entweder auf eine Steuerung, in der Bremskraft von einem vorderen Rad der Bremskraft des anderen Vorderrads durch die Bremskraftservomittel 312 und 313 folgt, oder in die vorher beschriebene ABS-Steuerung umgeschaltet, in der die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe angeregt wird. Hier ist es verboten, dass beide Vorderräder gleichzeitig in den Bremskraftfolgeregelungsbetrieb gebracht werden.
Jeder der Bestandteile des ABS-Steuerungsmittels 300 ist mit einem Hauptsteuerungsabschnitt 11 verbunden, der das Gesamt-ABS-System steuert und betreibt. Dieser Hauptsteuerungsabschnitt 11 ist mit einem Umschaltsolenoidventil der hydraulischen Bremsschaltung 99 verbunden. Entsprechend den ABS-Startbedingungen schaltet der Hauptsteuerungsabschnitt 11 die hydraulische Bremsschaltung 99 zwischen dem ABS-Betrieb oder dem Nicht-ABS-Betrieb um. Obwohl dies nicht in der Zeichnung gezeigt ist, ist der Hauptsteuerungsabschnitt 11 auch mit den Raddrehzahlsensoren 10a, 10b, 10c, 10d verbunden und ist in der Lage, die Radverzögerung oder Schlupfrate von dem Rad entsprechend einer eingegebenen Raddrehzahl abzutasten.
Die Bremskraftminderungsbefehle P_r1 und P_r2 ihrer Bremskraftminderungsbefehlsabschnitte 347 und 352 werden in die Bremskraftbefehlsabschnitte 314 und 315 eingegeben. Die Bremskraftbefehlsabschnitte 314 und 315 erfassen das Bremsmoment, das auf die jeweiligen Räder entsprechend den empfangenen Bremskraftminderungsbefehlssignalen wirkt. Entsprechend dem dynamischen Modell des Rades (Gleichung (55)) schätzen die Bremskraftbefehlsabschnitte 314 und 315 die Bremskräfte der jeweiligen Vorderräder aus dem erkannten Bremsmoment und der Raddrehzahl. Die auf diese Weise geschätzten Bremskräfte werden an die Vorderräder in Form von Befehlssignalen in einer solchen Weise ausgegeben, dass die geschätzte Bremskraft auf einem Vorderrad zu dem anderen Vorderrad in Form eines Befehlssignals gesendet wird.
6 zeigt ein Beispiel der Anordnung der hydraulischen Bremsschaltung 99.
Bei dieser Anordnung regeln die Ventile des SFL, SFR, SRL, SRR das Verhältnis der Freigabezeit des Druckerhöhungsventils zu der Freigabezeit des Druckminderungsventils entsprechend den Befehlssignalen von dem ABS-Steuerungsmittel 300. Als Ergebnis kann die Bremskraft, die an jedem Radzylinder angelegt wird, gesteuert werden. Um die Bremskraft aufrecht zu erhalten, wird jedes der Solenoidventile so gesteuert, dass sowohl das Druckerhöhungsventil als auch das Druckminderungsventil geschlossen wird. Wenn die Umschaltung zwischen Druckerhöhungs-, Druckminderungs- und Druckhaltebetriebsweisen mit derselben Frequenz wie die Resonanzfrequenz f₁ ausgeführt wird, kann die Bremskraft in einer sehr kleinen Größe angeregt werden.
Unter Bezugnahme auf ein Flussdiagramm in 39 wird die Verarbeitung des ABS entsprechend dem dritten Aspekt beschrieben.
Als Erstes wird, wie in dem Flussdiagramm in 39 gezeigt ist, bestimmt, ob die ABS-Startbedingungen hergestellt sind oder nicht (Schritt 400). Wenn das Bremspedal 118 niedergedrückt wird, und wenn die Radverzögerung kleiner als ein vorgegebener, negativer Wert (–a) ist, wird bestimmt, dass die ABS-Startbedingungen hergestellt sind.
Wenn die ABS-Startbedingungen hergestellt sind (JA in Schritt 400), werden die Umschaltsolenoidventile auf den ABS-Betrieb umgeschaltet (Schritt 402). Kurz gesagt werden die Anschlüsse der Ventile SA1 und SA2, die mit der Hauptdruckleitung verbunden sind, geschlossen, wodurch die Anschlüsse derselben, die mit den Ventilen SFL und SFR verbunden sind, geöffnet werden. Ferner wird der Anschluss des Ventils SA3, der mit der Hauptdruckleitung 166 verbunden ist, geöffnet, während der Anschluss desselben, der mit der Boosterleitung 168 verbunden ist, geöffnet wird.
Es wird bestimmt, ob eine Differenz zwischen dem Reibkoeffizienten μ auf dem linksseitigen Radoberflächenabschnitt und dem Reibkoeffizienten μ auf dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt in der Richtung, in der sich das Rad dreht, vorhanden ist oder nicht (Schritt 404). In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird die Differenz in dem Reibkoeffizienten μ zwischen dem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt dargestellt als |Δμ|(|μ₁ – μ₂|;|| bedeuten den Absolutwert. Um den Reibkoeffizienten μ sowohl von dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt als auch von dem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt zu erhalten, wird der Wert des Reibkoeffizienten μ, der der berechneten Schlupfrate entspricht, auf der Basis der Beziehung zwischen der Schlupfrate und dem Wert des Reibkoeffizienten μ bestimmt, wie in 9 gezeigt ist. Alternativ kann die Differenz zwischen dem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt in Bezug auf die physikalische Größe erhalten werden, die mit dem Wert des Reibkoeffizienten μ in Beziehung steht (beispielsweise die Radverzögerung, die Schlupfrate oder die Schlupfgeschwindigkeit).
Sequenziell wird bestimmt, ob die Differenz in dem Reibkoeffizienten μ zwischen dem linksseitigen Straßenoberflächenabschnitt und dem rechtsseitigen Straßenoberflächenabschnitt, d.h. |Δμ| oder die Differenz zwischen den physikalischen Größen, die mit dem Reibkoeffizienten μ in Beziehung stehen, größer als der Referenzwert G (G > 0) ist oder nicht (Schritt 406). Der Referenzwert G wurde vorher als Referenzwert für |Δμ| erhalten, der bestimmt würde, um unterschiedliche Bewegungskennlinien auf dem rechten und linken Straßenabschnitt aufnehmen zu können. In einem Fall, wo die physikalischen Größen, die mit dem Reibkoeffizienten μ in Beziehung stehen, verwendet werden, wird der Referenzwert G für jede der physikalischen Größen bestimmt.
Wenn |Δμ| größer ist als der Referenzwert G (JA in Schritt 406), wird die ABS-Steuerung dadurch ausgeführt, dass die Bremskraft angeregt wird, die auf das Vorderrad auf der Straße, die einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat (d.h. eine Straße mit niedrigem μ) anzuwenden ist (Schritt 408). Beispielsweise wird, wie in 40 gezeigt ist, in dem Fall einer geteilten Straße, die aus einem linksseitigen Straßenabschnitt mit einem niedrigen Reibkoeffizienten μ und einem rechtsseitigen Straßenabschnitt mit einem hohen Reibkoeffizienten μ (d.h. μ₁ < μ₂) besteht, die ABS-Steuerung dadurch ausgeführt, dass die Bremskraft, die auf das linke Vorderrad auszuüben ist, in einer sehr kleinen Größe angeregt wird. An diesem Zeitpunkt gibt der Mikroanregungsbefehlsabschnitt 348 in 36 ein Mikroanregungsbefehlssignal aus, und der Befehlsumschaltabschnitt 349 von 36 schaltet die Leitung auf eine Leitung um, über die der Befehl P_b1 an das Ventil SFL übertragen wird. Wenn das linke vordere Rad in einen blockierten Zustand übergeht, wird der Wert ω_d, der durch den Amplitudenabtrennungsabschnitt 345 erkannt wird, reduziert. Als Ergebnis gibt der Bremskraftminderungsbefehlsabschnitt 347 das Bremskraftminderungsbefehlssignal aus, wodurch die Bremskraft vermindert wird, und das linke Vorderrad wird daran gehindert, blockiert zu werden.
Wie oben beschrieben wurde, wird das Vorderrad auf der Straßenoberfläche, die einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat, in einer sehr kleinen Größe durch die ABS-Steuerung angeregt, und die Bremskraft, die auf das Vorderrad auf der Straßenoberfläche wirkt, die einen hohen Reibkoeffizienten μ hat, wird so gesteuert, dass sie der Bremskraft folgt, die auf das Vorder rad auf der Straßenoberfläche wirkt, die einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat (Schritt 410). In dem in 40 gezeigten Beispiel wird die Bremskraft, die auf das rechte Vorderrad wirkt, so gesteuert, dass sie der Bremskraft folgt, die auf das linke Vorderrad wirkt. An diesem Zeitpunkt schaltet der Befehlsumschaltabschnitt 354 in 36 das Drehmomentbefehlssignal von dem Bremskraftservomittel 313 um, so dass es an das Ventil SFR ausgegeben wird, wodurch der Bremskraftbefehlsabschnitt 314 die Bremskraft schätzt, die auf das linke Vorderrad wirkt. Die auf diese Weise geschätzte Bremskraft wird an das Bremskraftservomittel 313 des vorderen rechten Rades in der Form eines Bremskraftbefehls übertragen. Das Bremskraftservomittel 313 des vorderen rechten Rades führt eine Rückkopplungsregelung aus, so dass die Differenz zwischen der auf das linke Vorderrad wirkenden Bremskraft und dem Bremskraftbefehl, der von dem vorderen rechten Rad empfangen wird, zu Null wird.
Auf diese Weise wird die Bremskraft, die auf das Rad auf der Straße mit einem hohen Reibkoeffizienten wirkt, so gesteuert, dass sie der Bremskraft folgt, die auf das Rad auf der Straße mit einem niedrigen Reibkoeffizienten μ wirkt, wobei die Räder ohne Mikroanregung der ABS-Steuerung zuverlässig daran gehindert werden können, blockiert zu werden. Selbst wenn das Fahrzeug auf einer geteilten Straße fährt, die unterschiedliche Reibkoeffizienten μ auf den linksseitigen und rechtsseitigen Straßenabschnitten hat, stimmen des Weiteren die Bremskräfte, die auf die Vorderräder wirken, miteinander überein, wodurch eine Instabilität des Fahrzeugs verhindert werden kann.
Sodann werden die Raddrehzahlen der Hinterräder so gesteuert, dass sie den Raddrehzahlen der Vorderräder folgen (Schritt 412). In diesem Fall werden die Raddrehzahlen, die von den Raddrehzahlsensoren 10a und 10b der Vorderräder abgetastet werden, an die Raddrehzahlservomittel 321 und 322 als Raddrehzahlbefehle übertragen. Die Raddrehzahlservomittel 321 und 322 führen eine Folgeregelung aus, um die Differenz zwischen den Drehzahl der Hinterräder, die von den Hinterraddrehzahlsensoren 10c und 10d abgetastet werden, und den Raddrehzahlbefehlen von den Vorderrädern auf Null herabgesetzt wird.
Wie oben beschrieben wurde, stimmt die Drehzahl des linken Hinterrades mit der Drehzahl des linken Vorderrades überein, während die Drehzahl des rechten Hinterrades mit der Drehzahl des rechten Vorderrades übereinstimmt. Daher werden die Vorder- und Hinterräder auf derselben Seite so gesteuert, dass sie dieselbe Schlupfrate haben, wodurch die Vorderräder und die Hinterräder daran gehindert werden können, blockiert zu werden. In diesem Fall wer den die Hinterräder überhaupt nicht angeregt. Daher wird in einem Fall, wo die Hinterräder die Antriebsräder sind, eine störende Wechselwirkung verhindert, die sonst durch die Übertragung sehr kleiner Anregungskomponenten zwischen den Hinterrädern durch eine Antriebswelle verursacht würde.
Im Gegensatz dazu ist, wenn |Δμ|, d.h. die Differenz in dem Reibkoeffizienten μ zwischen dem linksseitigen Straßenabschnitt und dem rechtsseitigen Straßenabschnitt oder die physikalische Größe, die mit dem Reibkoeffizienten μ in Beziehung steht, die in dem Schritt 404 erhalten wurde, kleiner ist als der Bezugswert G (NEIN in Schritt 406), wird die ABS-Steuerung durch Anregen der Bremskräfte, die auf die Vorderräder wirken, in einer sehr kleinen Größe ausgeführt (Schritt 414). Wie in dem Fall des Schritts 412, werden die Drehzahlen der Hinterräder so gesteuert, dass sie den Drehzahlen der Vorderräder folgen (Schritt 416). Wenn keine Differenz in dem Reibkoeffizienten μ zwischen den linksseitigen und rechtsseitigen Straßenabschnitten vorhanden ist, werden beide Vorderräder in einer sehr kleinen Größe angeregt, und die auf das Vorderrad wirkende Bremskraft wird nicht so gesteuert, dass sie der auf das andere Vorderrad wirkenden Bremskraft folgt. Selbst in diesem Fall können die Räder daran gehindert werden, blockiert zu werden, und die störende Wechselwirkung zwischen dem rechten und linken Hinterrädern kann verhindert werden.
Während des Ablaufs der oben beschriebenen Steuerung von jedem Rad wird bestimmt, ob die ABS-Startbedingungen hergestellt sind oder nicht (Schritt 418). Wenn die Bedingungen hergestellt sind (JA in Schritt 418), kehrt die Verarbeitung zu dem Schritt 404 zurück, und die ähnliche Verarbeitung wird wiederholt. Im Gegensatz dazu werden, wenn die ABS-Startbedingungen nicht hergestellt sind (NEIN in Schritt 418), die Umschaltsolenoidventile auf den Nicht-ABS-Betrieb umgeschaltet, so dass die Bremsaktion unter dem gewöhnlichen Hauptdruck ausgeführt werden kann. Die Verarbeitung kehrt dann zu dem Schritt 400 zurück, und die ABS-Steuerung verbleibt in einem Standby-Zustand, bis die ABS-Startbedingungen hergestellt sind.
Es ist auch möglich, die Schlupfrate des Hinterrades zu dem Vorderrad als dem Referenzwert für die Raddrehzahlfolgeregelung statt der Raddrehzahl, wie sie in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel verwendet wird (d.h. Schlupfratenfolgeregelung), anzuwenden. Dieses Verfahren leidet jedoch unter den folgenden Problemen im Vergleich mit der Raddrehzahlfolgeregelung der vorliegenden Erfindung.

(1) Die Berechnung der Schlupfrate erfordert Rechenzeit und Speicher
(2) Die Genauigkeit der Berechnung wird schlechter, wenn die Drehzahl des Rades niedrig wird, und folglich wird der Steuerungsbetrieb bei einer niedrigen Drehzahl schlechter.

Mehr speziell ist die Schlupfrate SP der Raddrehzahl VR des Hinterrades zu der Raddrehzahl VF des Vorderrades gegeben durch SP = (VR – VF)/VF = (VR/VF – 1).
Die Raddrehzahl wird gewöhnlich mit einer endlichen Wortlänge berechnet. Aus diesem Grund umfasst das Ergebnis der Berechnung der Raddrehzahl quantisierte Fehler und auch Messfehler aufgrund des Auflösungsvermögens des Raddrehzahlsensors. Wenn die Fehler der Drehzahlen der Vorderräder als ΔVF zu einer Gruppe zusammengefasst und die Fehler der Drehzahlen der Hinterräder als groß VR zu einer Gruppe zusammengefasst werden, ist die tatsächliche Schlupfrate SP gegeben durch:
Unter der Annahme, dass ΔVF genügend kleiner ist als VF, kann die Schlupfrate wie folgt angenähert werden:
Entsprechend enthält das Ergebnis der Berechnung der Schlupfrate Fehler, die definiert sind durch
Aus dieser Gleichung ergibt sich, dass, wenn die Raddrehzahl langsam wird, der Nenner von ΔSP kleiner wird, was gelegentlich zu einem Anstieg in ΔSP führt. Mehr speziell kann die Genauigkeit der Berechnung der Schlupfrate bei einer niedrigen Drehzahl verschlechtert werden.
Im Gegensatz dazu können, wenn die Raddrehzahl direkt wie bei der Raddrehzahlfolgeregelung der vorliegenden Erfindung direkt gesteuert wird, die vorstehenden Probleme, die mit der Schlupfratenregelung in Verbindung stehen, verhindert werden, was eine überlegene ABS-Steuerung bei einer niedrigen Drehzahl ermöglicht.
Obwohl das ABS der vorliegenden Erfindung entsprechend dem dritten Aspekt oben beschrieben wurde, ist die vorliegende Erfindung nicht auf dieses erläuternde Ausführungsbeispiel begrenzt. Beispielsweise ist die Mikroanregungs-ABS-Steuerung, die in dem Ausführungsbeispiel beschrieben ist, nicht auf das Beispiel der oben beschriebenen Steuerung beschränkt. Die vorliegende Erfindung kann auf alle anderen Typen von ABS-Steuerung angewendet werden, in denen die Bremskraft gesteuert wird, so dass sie dem Spitzenreibkoeffizienten μ folgt, indem Variationen in den Schwingungskennlinien der Drehzahl des Rades erkannt werden, das in einer sehr kleinen Größe angeregt wird.
In dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel wird die ABS-Steuerung durch Schwingungsbeaufschlagung von wenigstens einem der zwei Vorderräder in einer sehr kleinen Größe bewirkt, und die Hinterräder werden so gesteuert, dass die Drehzahl der Hinterräder der Drehzahl der Vorderräder folgt. Die ABS-Steuerung kann jedoch dadurch ausgeführt werden, dass die Hinterräder in einer sehr kleinen Größe angeregt werden, und dass die Vorderräder so gesteuert werden, dass die Drehzahl der Vorderräder der Drehzahl der Hinterräder folgt.
Das Verfahren der Bestimmung des Reibkoeffizienten μ sowohl von den linksseitigen als auch von den rechtsseitigen Straßenabschnitten, das in dem Schritt 404 in 39 durchgeführt wird, ist nicht auf das vorstehende Beispiel beschränkt. Es ist auch möglich, das linke und das rechte Rad in einer sehr kleinen Größe bei einer vorgegebenen Frequenz anzuregen und die Differenz in dem Reibkoeffizienten μ oder die Differenz in den physikalischen Größen, die mit dem Reibkoeffizienten μ in Beziehung stehen, zwischen den rechtsseitigen und den linksseitigen Abschnitten, basierend auf der Differenz zwischen dem rechten und linken Rad, als Resonanzkennlinien der Raddrehzahl zu berechnen.
Die Bremskraftfolgeregelung und die Raddrehzahlfolgeregelung des vorliegenden Ausführungsbeispiels können individuell ausgeführt werden. Mehr speziell kann, wenn die Differenz in dem Reibkoeffizienten μ zwischen dem linksseitigen Abschnitt und dem rechtsseitigen Abschnitt den Referenzwert übersteigt, die ABS-Steuerung dadurch ausgeführt werden, dass die zwei Räder auf dem Straßenabschnitt mit einem niedrigen Reibkoeffizienten μ in einer sehr kleinen Größe angeregt wird, und dass das andere Paar von zwei Rädern der Bremskraft folgeregelung unterworfen wird. Ferner kann die ABS-Steuerung dadurch ausgeführt werden, dass entweder die zwei Referenzräder der Vorder- oder Hinterräder angeregt werden, und dass die anderen zwei Räder der Raddrehzahlfolgeregelung unterworfen werden.
Vierter Aspekt der Erfindung
Ausführungsbeispiele des Radverhaltensgrößeservosteuerungssystems entsprechend dem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung werden im Einzelnen unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben. Das Radverhaltensgrößeservosteuerungssystem wird auf einem Fahrzeug angewendet und ist als Servosteuerung ausgeführt, die bewirken kann, dass das Reibmoment dem maximalen Wert dadurch folgt, dass die Größe des Verhaltens des Fahrzeugs so gesteuert wird, dass sie einem Zielwert folgt.
(Erstes Ausführungsbeispiel des vierten Aspekts)
42 ist ein Blockdiagramm, das die Anordnung einer Radverzögerungsservosteuerung zeigt, bei der die Radverhaltensgrößeservosteuerung der vorliegenden Erfindung angewendet ist.
Wie in der Zeichnung gezeigt ist, besteht die Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels aus einem Verzögerungsabtastabschnitt 52' zum Abtasten bzw. Erfassen der Radverzögerung von der Drehzahl eines Rades (im Folgenden als Raddrehzahl bezeichnet), einen Bremsmomentabtastabschnitt 51' zum Abtasten bzw. Erfassen des Bremsmoments, das auf das Rad wirkt, eine Grenzwertbestimmungsvorrichtung 410a zum Bestimmen des Grenzwerts der Kennlinien des Reibmoments zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche entsprechend der auf diese Weise abgetasteten Radverzögerung und dem Bremsmoment einen Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 416, der einen gewöhnlichen Zielwert (d.h. eine Zielverzögerung) der Radverzögerung setzt und die verwendete Zielverzögerung ändert, um zu bewirken, dass das Reibmoment dem maximalen Wert folgt, wenn der Grenzpunkt bestimmt ist, eine Differenzberechnungsvorrichtung 418, die eine Differenz durch Subtraktion der erkannten Radverzögerung von der berechneten Zielverzögerung berechnet, einen Verzögerungsservoberechnungsabschnitt 420 zum Berechnen der Betätigungsgröße (d.h. der Größe des ABS-Steuerungseingriffs), die zum Vermindern de auf diese Weise berechneten Differenz auf Null verwendet wird, und eine ABS-Betätigungsvorrichtung 422 zum Betätigen des Steu erventils 423, um die Größe des ABS-Steuerungseingriffs zu erreichen, der von dem Verzögerungsservoberechnungsabschnitt 420 berechnet wurde. Diese Elemente werden an vorgegebenen Intervallen durch einen nicht-gezeigten Steuerungsabschnitt an jedem Steuerungsschritt gesteuert.
Von diesen Elementen ist ein Steuerventil 423 von jedem Rad, das die ABS-Betätigungsvorrichtung 422 bildet, mit einem Hauptzylinder 427 über ein Druckerhöhungsventil 425 und auch mit einem Vorratsbehälter 428, der als Niederdruckquelle dient, über ein Druckminderungsventil 426 verbunden. Ein Radzylinder 424 von jedem Rad ist mit dem Steuerventil 423 verbunden, um den über das Steuerventil empfangenen Bremsdruck auf die Scheibenbremse von jedem Rad anzuwenden. Die ABS-Betätigungsvorrichtung 422 öffnet oder schließt das Druckerhöhungsventil 425 und das Druckminderungsventil 427 entsprechend der Größe des ABS-Betriebs.
Wenn das Steuerventil 423 so gesteuert wird, dass es nur das Druckerhöhungsventil 425 öffnet, wird der Öldruck (d.h. der Druck in dem Radzylinder) in dem Radzylinder 424 auf das selbe Niveau wie der Öldruck in dem Hauptzylinder 427 (d.h. der Druck in dem Hauptzylinder) erhöht, der proportional zu dem Druck ist, der der Betätigung des Pedals, die durch den Fahrer gegeben wird, entspricht. Umgekehrt fällt, wenn das Steuerventil 423 so gesteuert wird, dass es nur das Druckminderungsventil 426 öffnet, der Druck in dem Radzylinder auf das gleiche Niveau wie der Druck in dem Vorratsbehälter 428 unter näherungsweise Atmosphärendruck (d.h. der Druck in einem Vorratsbehälter) ab. Wenn das Steuerventil 423 so gesteuert wird, dass beide Ventile 425 und 426 geschlossen werden, wird der Druck in dem Radzylinder beibehalten.
Die mittlere Bremskraft (entsprechend dem Druck in dem Radzylinder), die auf die Bremsscheibe durch den Radzylinder 424 anzuwenden ist, wird durch das Verhältnis zwischen der Druckanstiegszeit, während der der hohe Öldruck von dem Hauptzylinder 427 geliefert wird, der Druckminderungszeit, während der ein niedriger Öldruck von dem Vorratsbehälter 428 geliefert wird, und der verbleibenden Zeit, während der der zugeführte Öldruck gehalten wird, durch den Druck des Hauptzylinders, der von dem Drucksensor abgetastet wird, und durch die Größe des Drucks in dem Vorratsbehälter 428 bestimmt.
Entsprechend kann die ABS-Betätigungsvorrichtung 422 ein Bremsmoment (d.h. der Druck in dem Radzylinder) erzeugen, das der Betätigungsgröße des ABS entspricht, indem die Druckanstiegszeit oder die Druckminderungszeit des Steuerventils 423 entsprechend dem Druck in dem Hauptzylinder gesteuert wird.
Der Radverzögerungsabtastabschnitt 52' kann als ein Filter ausgeführt werden, um die Radverzögerung y_i des i-ten Rades (i = 1, 2, 3, 4, ...) dadurch abzuleiten, dass das Raddrehzahlsignal ω_i des i-ten Rades, die durch den Raddrehzahlsensor 430 abgetastet wird, der an ihrem Rad befestigt ist, der Formel unterworfen wird. Dies wurde jedoch bereits in dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung beschrieben, und folglich wird seine Erläuterung weggelassen.
Der Bremsmomentabtastabschnitt 51' tastet den Druck in dem Radzylinder von jedem Rad ab und berechnet ein Bremsmoment von jedem Rad durch Multiplikation des abgetasteten Radzylinderdrucks mit einer vorgegebenen Konstante und gibt ihn aus.
Der Verzögerungsservoberechnungsabschnitt 420 kann als so genannte PI-Regelung ausgeführt werden, um die Größe des ABS-Betriebs, die die Differenz zwischen der berechneten Zielverzögerung und der abgetasteten Radverzögerung auf Null herabsetzt, nämlich die Größe des ABS-Betriebs für jedes Rad, um zu bewirken, dass die Radverzögerung der Zielverzögerung folgt, zu berechnen und auszugeben.
Der Betrieb der Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels des vierten Aspekts der Erfindung wird beschrieben.
Angenommen, dass ein Fahrzeug, das mit der Radverzögerungsservosteuerung des Ausführungsbeispiels ausgerüstet ist, über eine Straßenoberfläche fährt, die die Kennlinien des Reibmoments hat, wie in 46 gezeigt ist.
Wenn bestimmt wird, dass die von dem Radverzögerungsabtastabschnitt 52' abgetastete Radverzögerung den Referenzwert (d.h. 40 rad/s²) übersteigt, bestimmt die Grenzwertbestimmungsvorrichtung 410a, ob die folgende Formel für jedes Rad erfüllt ist oder nicht. y < y0 (63) wobei "y" die Radverzögerung an diesem Zeitpunkt bezeichnet, die durch den Radverzögerungsabtastabschnitt 52' erfasst wurde, und y₀ die Radverzögerung darstellt, die durch Substitution des Bremsmoments T_b0, der durch den Bremsmomentabtastabschnitt 51' erfasst wurde, in die Gleichung (58) erhalten wird, was erhalten wird, indem angenommen wird, dass die Schlupfgeschwindigkeit in dem Gleichgewichtszustand konstant ist, während die Radverzögerung sich dem Zielwert nähert.
In dem Fall, wo die Gleichung (63) erfüllt ist, nämlich, wenn die Gleichung (58) nicht erfüllt ist, sind die Kennlinien des Reibmoments jenseits der Sättigung in 46, und folglich wird bestimmt, dass die Kennlinien des Bremsmoments den Grenzwert erreichen. Im Gegensatz dazu werden in dem Fall, wo die Gleichung (63) nicht erfüllt ist, nämlich, wenn die Gleichung (58) erfüllt ist, bestimmt, dass die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert nicht erreichen (nicht jenseits des Sättigungspunktes in 46). Das Ergebnis der Bestimmung des Grenzwerts, die für jedes Rad durchgeführt wird, wird an den Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 416 ausgegeben.
Die Variationen in den Kennlinien des Reibmoments vor und nach dem Sättigungspunkt in 46 treffen auch in dem Fall der Kennlinien des Reibmoments zu, die in den 45A und 45B gezeigt sind. Folglich kann der Grenzwert der Kennlinien des Bremsmoments mit einem hohen Maß an Genauigkeit durch die Gleichung (63) unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche bestimmt werden.
In Bezug auf die Räder, von denen durch die Grenzwertbestimmungsvorrichtung 410a bestimmt wurde, dass die Reibmomentkennlinien ungesättigt werden, berechnet der Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 416 eine gewöhnliche Zielverzögerung, die dem Druck in dem Hauptzylinder entspricht, der seinerseits der Betätigungsgröße des Fahrers entspricht (d.h. dem Maß der Betätigung des Bremspedals). Das Ergebnis solch einer Berechnung wird als Zielverzögerung ausgegeben. Beispielsweise kann diese Zielverzögerung als Radverzögerung im Wesentlichen proportional zu dem Druck des Hauptzylinders behandelt werden.
Der Verzögerungsservoberechnungsabschnitt 420 berechnet das Bremsmoment, das die Differenz zwischen der abgetasteten Radverzögerung und der Zielverzögerung auf Null herabsetzt. Die ABS-Betätigungsvorrichtung 422 steuert die Druckanstiegszeit oder die Druckminderungszeit des Steuerventils 423 in solch einer Weise, dass das Bremsmoment aufgebracht wird. Als Ergebnis dieser Zielfolgeregelung wird die Verzögerung so gesteuert, dass sie sich in Antwort auf den Druck in dem Hauptzylinder ändert, der gleich der Größe der Fahrerbetätigung ist, wodurch eine auf die Aktion des Fahrers ansprechende Verzögerungssteuerung ermöglicht wird.
Im Gegensatz dazu berechnet, wenn die Grenzwertbestimmungsvorrichtung 410a bestimmt, dass die Kennlinien des Reibmoments von wenigstens einem Rad (im Folgenden als das i-te Rad bezeichnet) gesättigt sind, der Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 416 die Zielverzögerung, die in der folgenden Weise einzustellen ist.
Angenommen, dass T_bsati das Reibmoment des i-ten Rades darstellt, das tatsächlich an dem Zeitpunkt erkannt wird, wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert erreichen, und dass y_sati die abgetastete Verzögerung des i-ten Rades darstellt, werden die Kennlinien des Bremsmoments an diesem Zeitpunkt durch einen Punkt A in 46 dargestellt. Es ist zu sehen, dass die Verzögerung y_sati an dem Punkt A größer ist als die Radverzögerung y_mi (gestrichelter Teil der Linie L), der durch Substitution des Bremsmoments T_bsati in die Gleichung (58) erhalten wird, und trifft die Gleichung (63) zu.
Der Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 416 berechnet das Reibmoment F_sati des i-ten Rades an dem Punkt A durch die Verwendung von Gleichung (60) wie folgt. Fsati = –J·ysati + Tbsati (64)
Die Zielverzögerung y_0opti des i-ten Rades, um die Schlupfgeschwindigkeit in dem Gleichgewichtszustand (d_xi/d_t = 0) bei dem berechneten Reibmoment zu erhalten, wird F_sati durch die Verwendung von Gleichung (12) wie folgt eingestellt:
Zu dieser Zeit wird das Bremsmoment T_bopti des i-ten Rades durch die folgende Formel ausgedrückt: Tbopti = A·Fsati (66)
Beispielsweise kann, wenn die Zielverzögerung y_0opti eingestellt wird, der Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 416 so angeordnet sein, dass die Zielverzögerung an vorgegebenen Intervallen bei jedem Steuerungsschritt reduziert wird, bis das Bremsmoment mit Tb_opti übereinstimmt, indem ein Wert, der der Differenz zwischen dem abgetasteten Bremsmoment T_bsati und T_bopti entspricht, welcher Wert durch die Gleichung (66) von der gewöhnlichen Zielverzögerung erhalten wird, die dem Druck in der Hauptzylinder an der gegenwärtigen Zeit entspricht. Als Ergebnis wird die Zielverzögerung y_0opti schließlich eingestellt, wodurch die Verzögerung des i-ten Rades y_0opti folgt. Für die Räder, für die bestimmt wurde, dass sie den Sättigungspunkt nicht überschreiten, folgt die Verzögerung der Räder der gewöhnlichen Zielverzögerung.
Obwohl der Punkt A in 46 leicht jenseits des Sättigungspunktes liegt, wird das Reibmoment im Wesentlichen konstant gehalten, selbst wenn das Moment leicht jenseits des Sättigungspunktes (Punkt in dem Bereich A2 in den 45A und 45B) liegt, wie in den Kennlinien des Bremsmoments in den 45A und 45B gezeigt ist. Daher kann das Reibmoment F_sati in dem Punkt A, dargestellt durch die Gleichung (64), als im Wesentlichen der maximale Wert des Reibmomentes angenommen werden. Wie in 46 gezeigt ist, kann die Verzögerung an dem Sättigungspunkt als y_0opti, definiert durch die Gleichung (65), angenommen werden, und das Bremsmoment an dem Sättigungspunkt kann als T_bopti, definiert durch die Gleichung (66), angenommen werden, wodurch das Reibmoment des i-ten Rades dem maximalen Wert folgen kann.
In diesem Ausführungsbeispiel kann der Grenzwert der Kennlinien des Reibmomentes korrekt mit einem hohen Maß an Genauigkeit unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche bestimmt werden, und das Reibmoment wird so gesteuert, dass es dem maximalen Wert folgt, wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert übersteigen. Daher kann eine stabile Steuerung selbst auf der Straßenoberfläche bewirkt werden, in der die Kennlinien des Reibmoments sich erheblich an dem Sättigungspunkt ändern, was es möglich macht, das Radblockieren sicher zu verhindern.
(Zweites Ausführungsbeispiel des vierten Aspekts)
Unter Bezugnahme auf 43 wird die Anordnung der Radverhaltensgrößeservosteuerung gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung beschrieben. Die Elemente, die die gleichen wie die in dem ersten Ausführungsbeispiel sind, werden mit der gleichen Bezugszahl bezeichnet.
Wie in 43 gezeigt ist, besteht die Radverhaltensgrößeservosteuerung des zweiten Ausführungsbeispiels aus einem Radverhaltensgrößenabtastabschnitt 432 zum Abtasten der Größe des Verhaltens von jedem Rad; einem Bremsmomentgradientenberechnungsabschnitt 440, der den Bremsmomentgradienten entsprechend den Zeitseriendaten, die das Bremsmoment betreffen, das durch den Bremsmomentabtastabschnitt 51' abgetastet wird, und den Zeitseriendaten schätzt und berechnet, die die Radverzögerung betreffen, die durch den Verzögerungsabtastabschnitt 52' abgetastet werden; einen Bestimmungsabschnitt 442, der den Grenzpunkt der Kennlinien des Reibmoments entsprechend dem Reibmomentgradienten bestimmt; einem Zielverhaltensgrößeberechnungsabschnitt 434, der einen gewöhnlichen Zielwert berechnet, der die Größe des Radverhaltens (d.h. die Zielgröße des Verhaltens) betrifft, und der die Zielverhaltensgröße berechnet, um zu bewirken, dass der berechnete Reibmomentgradient dem Zielwert folgt, wenn der Bestimmungsabschnitt 442 den Grenzpunkt bestimmt; einem Verhaltensgrößeservoberechnungsabschnitt 436, der die Größe des ABS-Betriebs berechnet, um die Differenz zwischen der berechneten Zielverhaltensgröße und der abgetasteten Radverhaltensgröße auf Null herabzusetzen; und eine ABS-Betätigungsvorrichtung 422 zur Betätigung der Steuerventile (23 in 42), um die Größe des ABS-Betriebs zu bewirken, die durch den Verhaltensgrößeservoberechnungsabschnitt 436 berechnet wurde. Diese Elemente werden an vorgegebenen Intervallen bei jedem Steuerungsschritt gesteuert.
Zusätzlich zu der Verzögerung, die in dem ersten Ausführungsbeispiel verwendet wird, kann der Radverhaltensgrößeabtastabschnitt 432 beispielsweise eine Schlupfrate und eine Schlupfgeschwindigkeit als Verhaltensgröße des Rades verwenden. Die Schlupfrate und die Schlupfgeschwindigkeit werden in der folgenden Weise berechnet:
Δωi = ωv – ωi (68)wobei gilt:

k_i:: Schlupfrate des i-ten Rades;
Δω_i:: Schlupfgeschwindigkeit des i-ten Rades;
ω_v:: Fahrzeuggeschwindigkeit (entsprechend einer Winkelgeschwindigkeit); und
ω_i:: Geschwindigkeit des i-ten Rades.

Die Grenzwertbestimmungsvorrichtung 410b ist aus dem Reibmomentgradientenberechnungsabschnitt 440 und dem Bestimmungsabschnitt 442 aufgebaut. In einem Fall, wo der Radverhaltensgrößeabtastabschnitt 432 die Radverzögerung als die Größe des Radverhaltens erkennt, sind der Radverhaltensgrößeabtastabschnitt 432 und der Radverzögerungsabtastabschnitt 52' in einer Einheit zusammengebaut.
Die Betriebsweise des zweiten Ausführungsbeispiels des vierten Aspekts der Erfindung wird nun beschrieben.
Der Reibmomentgradientenberechnungsabschnitt 440 des zweiten Ausführungsbeispiels wendet auf die Gleichung (17) die Zeitseriendaten T_b[j] an, die das Bremsmoment betreffen, das an vorgegebenen Abtastintervallen τ abgetastet werden, und die Zeitseriendaten y[j] (j = 1, 2, 3, ...), die die Verzögerung betreffen, die auf ähnliche Weise an vorgegebenen Abtastintervallen τ abgetastet wurde. Der Gradient k_i des Reibmoments des i-ten Rades wird geschätzt und berechnet, indem das Online-Systemidentifikationsverfahren auf jeden Bestandteil der Daten angewendet wird, der von der Gleichung (17) erhalten wird. Die auf diese Weise berechneten Daten werden an den Bestimmungsabschnitt 442 ausgegeben.
Der Bestimmungsabschnitt 442 bestimmt den Grenzwert der Kennlinien in dem Reibmoment durch den Vergleich zwischen dem geschätzten Gradienten k_i des Reibmoments des i-ten Rades und dem voreingestellten Referenzreibmomentgradienten (beispielsweise 100 Nms/m). Beispielsweise bestimmt, wenn der Gradient k_i des Reibmoments größer ist als der Referenzreibmomentgradient, der Bestimmungsabschnitt 442, dass die Kennlinien des Reibmomentes den Grenzwert nicht erreichen. Im Gegensatz dazu bestimmt, wenn der Gradient k_i des Reibmoments kleiner ist als der Referenzreibmomentgradient, der Bestimmungsabschnitt 442, dass die Kennlinien des Reibmoments den Grenzwert erreichen.
Wie in 45B gezeigt ist, wird in dem Fall der Straßenoberfläche, bei dem der Reibmomentgradient sich erheblich ändert, wenn die Kennlinien des Reibmomentes den Grenzpunkt überschreiten, der Gradient k_i des Reibmoments plötzlich kleiner als der Referenzreibmomentgradient in der Nachbarschaft des Grenzpunktes. Daher kann der Grenzpunkt mit einem hohen Maß an Genauigkeit bestimmt werden. Ferner wird, wie in 45A gezeigt ist, in dem Fall der Straßenoberfläche, die gewöhnliche Kennlinien des Reibmomentes haben, der Gra dient k_i des Reibmoments klein in der Nachbarschaft des Grenzpunktes. Daher kann der Grenzpunkt mit einem hohen Maß an Genauigkeit bestimmt werden.
Wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmoments des i-ten Rades den Grenzwert erreichen, berechnet der Zielverhaltensgrößeberechnungsabschnitt 434 eine Zielgröße des Verhaltens der Radverhaltensgröße, die das i-te Rad betrifft, was bewirkt, dass der geschätzte Gradient k_i des Reibmoments des i-ten Rades einem Zielwert (Null, wenn das Reibmoment dem maximalen Wert folgt) folgt. Insbesondere, wenn der Reibmomentgradient negativ wird, ist es erforderlich, den Reibmomentgradienten sofort in den positiven Bereich zurückzuführen. Zu diesem Zweck wird die eingestellte Zielverzögerung bei jedem Steuerungsschritt von dem gegenwärtigen Wert eines vergleichsweise großen Wertes in jedem Steuerungsschritt abgezogen, der der Differenz zwischen dem Reibmomentgradienten und dem Referenzreibmomentgradienten entspricht. Wenn der Reibmomentgradient in dem positiven Bereich ist, wird die Zielverzögerung, um zu bewirken, dass der Reibmomentgradient mit dem Referenzwert übereinstimmt, zum Zwecke der Steuerungs- bzw. Regelungssicherheit beispielsweise durch die PI-Regelung berechnet.
Der Verhaltensgrößeservoberechnungsabschnitt 436 berechnet die Größe des ABS-Betriebs, um die Differenz zwischen der berechneten Zielgröße des Verhaltens und der erkannten Größe des Radverhaltens auf Null herabzusetzen. Die ABS-Betätigungsvorrichtung 422 betätigt die Steuerventile so, dass die berechnete Größe des ABS-Betriebs ausgeführt wird, wodurch das Reibmoment so gesteuert wird, dass es dem Spitzenwert folgt.
Im Gegensatz dazu errechnet, wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmomentes den Grenzwert nicht erreichen, der Radverhaltensgrößeberechnungsabschnitt 434 eine gewöhnliche Zielgröße des Verhaltens entsprechend dem Druck in dem Hauptzylinder, der die Größe der Fahrerbetätigung ist. Als Ergebnis wird das Reibmoment so gesteuert, dass es den Zielwert in Antwort auf die Fahreraktion folgt.
In diesem Ausführungsbeispiel kann der Grenzwert der Kennlinien des Reibmomentes korrekt mit einem hohen Maß an Genauigkeit unabhängig von dem Zustand von der Straßenoberfläche errechnet werden, und das Reibmoment wird so gesteuert, dass es dem maximalen Wert folgt, wenn bestimmt wird, dass die Kennlinien des Reibmomentes den Grenzwert überschreiten. Daher kann eine stabile Steuerung bzw. Regelung selbst auf der Straßenoberfläche bewirkt werden, in der die Kennlinien des Reibmomentes sich an dem Sättigungspunkt erheblich ändern, was es möglich macht, das Radblockieren sicher zu verhindern.
(Drittes Ausführungsbeispiel des vierten Aspekts)
Unter Bezugnahme auf 44 wird die Anordnung der Radverhaltensgrößeservosteuerung nach einem dritten Ausführungsbeispiel entsprechend dem vierten Aspekt der Erfindung beschrieben. Die Elemente, die die gleichen wie die in dem ersten und zweiten Ausführungsbeispiel sind, sind mit derselben Bezugszahl bezeichnet.
Wie in 44 gezeigt ist, ist in der Radverhaltensgrößeservosteuerung ein Raddrehzahlsensor 430 von jedem Rad mit einem Reibmomentgradientenberechnungsabschnitt 441 der Grenzwertbestimmungsmittel 410c verbunden. Dieser Reibmomentgradientenberechnungsabschnitt 441 schätzt den Reibmomentgradienten entsprechend den Zeitseriendaten, die die Drehzahl von jedem Rad betreffen, die an vorgegebenen Abtastintervallen τ durch den Raddrehzahlsensor 430 abgetastet wurden. Der Bestimmungsabschnitt 442 ist mit dem Reibmomentgradientenberechnungsabschnitt 441 verbunden und bestimmt den Grenzwert der Kennlinien des Reibmomentes entsprechend dem geschätzten Reibmomentgradienten. In anderer Hinsicht ist die Radverhaltensgrößeservosteuerung die gleiche wie in dem zweiten Ausführungsbeispiel.
Die Betriebsweise der Radverhaltensgrößeservosteuerung des dritten Ausführungsbeispiels des vierten Aspekts der Erfindung wird beschrieben.
Der Reibmomentgradientenberechnungsabschnitt 441 des dritten Ausführungsbeispiels schätzt und berechnet die Zeitseriendaten, die den Gradienten k_i des Reibmomentes des i-ten Rades betreffen, indem die Operationen, die in den Schritten 1 und 2 der Gleichungen (9) bis (11) definiert sind, durch die Verwendung von Zeitseriendaten ω_i[j] (j = 0, 1, 2, ...), die die an den Abtastintervallen τ abgetastete Raddrehzahl betreffen, wiederholt ausgeführt werden.
Der Bestimmungsabschnitt 442 bestimmt den Grenzwert der Kennlinien des Reibmomentes durch den Vergleich zwischen dem geschätzten Gradienten k_i des Reibmomentes des i-ten Rades und dem voreingestellten Referenzreibmomentgradienten (beispielsweise 100 Nms/m). Die Verarbeitung nahe diesem Schritt ist die gleiche wie die in dem zweiten Ausführungsbeispiel, und folglich wird ihre Erläuterung weggelassen.
Selbst in diesem Ausführungsbeispiel wird der Reibmomentgradient geschätzt und der Grenzwert der Kennlinien des Reibmomentes wird mit einem hohen Maß an Genauigkeit entsprechend dem Reibmomentgradienten bestimmt. Daher werden dieselben Wirkungen wie die, die in dem zweiten Ausführungsbeispiel erhalten werden, in diesem Ausführungsbeispiel erreicht.
Experimentelle Beispiele des vierten Aspekts
Eine Erläuterung wird von experimentellen Beispielen gegeben, in denen die Radverzögerungsservosteuerung gemäß den ersten und zweiten Ausführungsbeispielen des vierten Aspekts der Erfindung unter speziellen Bedingungen betrieben wird.
(Erstes Beispiel)
Unter Bezugnahme auf die 47A bis 47C wird eine Erläuterung des Ergebnisses der Simulation gegeben, in der die Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels die Radverzögerung so steuert, dass es der Zielradverzögerung folgt, wenn harte Bremsen auf einer Straße mit hohem Reibkoeffizienten μ angelegt werden.
47A zeigt Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl (dargestellt durch eine ausgezogene Linie) und der Raddrehzahl (angezeigt durch eine unterbrochene Linie). Wie in der Zeichnung gezeigt ist, bleibt die Raddrehzahl unterschiedlich von der Fahrzeuggeschwindigkeit nach der Zeit von 1 s, an der mit der Betätigung der Bremsen begonnen wird. Mit der Ausnahme unmittelbar nach dem Beginn der Bremsbetätigung wird jedoch die Differenz (d.h. die Schlupfgeschwindigkeit) zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit konstant gehalten, bis die Raddrehzahl zu Null wird. Es ist zu sehen, dass es einen Gleichgewichtszustand gibt, in dem die Schlupfgeschwindigkeit konstant ist; nämlich die Radverzögerung stimmt mit der Zielverzögerung in einer immer näher kommenden Weise überein.
47B zeigt Variationen mit der Zeit in der abgetasteten Radverzögerung (angezeigt durch eine ausgezogene Linie) und der Zielradverzögerung (angezeigt durch eine unterbrochene Linie). Wie in der Zeichnung gezeigt ist, wird zugelassen, dass eine geringfügige Differenz zwischen der Radverzögerung und der Zielverzögerung während der Zeitdauer von 1 s bis 1,4 s nach der Bremsstartzeit (1 s) vorhanden ist. Die Differenz ist jedoch negativ, und es gibt auch eine Tendenz für die Radverzögerung, der Zielverzögerung zu folgen. Daher kann sicher gesagt werden, dass die Radverzögerung im Wesentlichen mit der Zielverzögerung übereinstimmt. Nach der Zeit 1,4 s ist zu sehen, dass die Radverzögerung im Wesentlichen mit der Zielverzögerung übereinstimmt, und die Zielfolgeregelung arbeitet ordnungsgemäß in Antwort auf die Anwendung der harten Bremsen.
47C zeigt Variationen mit der Zeit in dem abgetasteten Bremsmoment T_b (angezeigt durch eine ausgezogene Linie) und dem Bremsmoment T_b0 (angezeigt durch eine unterbrochene Linie), die durch die Gleichung (58) durch die Verwendung der abgetasteten Radverzögerung berechnet wurde. Wie in der Zeichnung gezeigt ist, wird T_b kleiner als T_b0 während der Zeitdauer, während der etwa 1,6 s von der Bremsstartzeit (1 s) abgelaufen ist. Dies bedeutet, dass die Gleichung (63) oder die Gleichung (69) zutrifft. Die Grenzwertbestimmungsvorrichtung 410a in 42 bestimmt, dass die Kennlinien des Reibmoments während der Zeitdauer gesättigt sind. Der Zielverzögerungsberechnungsabschnitt 16 reduziert T_b0 an jedem Steuerungsschritt, bis T_b im Wesentlichen mit T_b0 übereinstimmt. Die Zielverzögerung J₀ wird aus T_b0 durch die Gleichung (58) berechnet.
Wie unter Bezugnahme auf 47B beschrieben wurde, stimmt die Radverzögerung im Wesentlichen mit der Zielverzögerung selbst während der Zeitdauer überein, während der die Kennlinien des Bremsmomentes gesättigt sind. Folglich ist verständlich, dass die Kennlinien des Reibmomentes den Grenzwert nicht überschreiten, und die Zielfolgeregelung ordnungsgemäß funktioniert. Wie in 47C gezeigt ist, passt T_b im Wesentlichen zu T_b0 nach der Zeit 1,6 s. Das bedeutet, dass die Bremskraft ordnungsgemäß so gesteuert wird, dass sie dem Spitzenreibkoeffizienten μ an dem Sättigungspunkt, der in 46 gezeigt ist, ohne Radblockierung folgt.
Unter Bezugnahme auf die 48A bis 48C wird eine Erläuterung des Ergebnisses der Simulation gegeben, bei der die Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels die Radverzögerung so steuert, dass sie der Zielradverzögerung folgt, wenn harte Bremsen auf einer Straße mit hohem Reibkoeffizienten μ angelegt werden.
Wie in den 48A bis 48C gezeigt ist, ist verständlich, dass die Zielfolgeregelung ordnungsgemäß selbst auf der Straße mit hohem Reibkoeffizienten μ arbeitet, wie es auch auf der Straße mit niedrigem Reibkoeffizienten μ der Fall ist, wie in den 47A bis 47C gezeigt ist. Da die Straße einen hohen Reibkoeffizienten μ hat, ist die Zeitdauer, während der die Räder zum Halten kommen, kurz. Ferner ist, wie in 48C gezeigt ist, die Zeitdauer 1 s bis 1,5 s, während der bestimmt wird, dass die Kennlinien des Bremsmoments in die Sättigung gehen, ebenfalls kürzer als die in den 47A bis 47C gezeigte.
Die Ergebnisse der vorstehenden Simulation zeigen, dass die Radverzögerungsservosteuerung des ersten Ausführungsbeispiels der vorliegenden Erfindung in der Lage ist, die Verfolgung eines stabilen Zielwertes ohne Radblockieren unabhängig davon zu verfolgen, ob die Straße einen hohen oder einen niedrigen Reibkoeffizienten μ hat.
(Zweites Beispiel)
Unter Bezugnahme auf die 49A bis 49C wird eine Erläuterung des Ergebnisses der Simulation gegeben, bei der die Radverzögerungsservosteuerung des zweiten Ausführungsbeispiels die Radverzögerung so steuert, dass sie der Zielradverzögerung folgt, wenn harte Bremsen auf eine Straße mit dem Reibkoeffizienten μ angelegt werden.
49A zeigt Variationen mit der Zeit in der Raddrehzahl (angezeigt durch eine ausgezogene Linie) und der Fahrzeuggeschwindigkeit (angezeigt durch eine unterbrochene Linie). Wie in der Zeichnung gezeigt ist, bleibt die Raddrehzahl unterschiedlich von der Fahrzeuggeschwindigkeit nach der Zeit 1 s, an der mit der Betätigung der Bremsen begonnen wurde. Mit der Ausnahme unmittelbar nach dem Beginn der Bremsbetätigung wird jedoch die Differenz (d.h. die Schlupfgeschwindigkeit) zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit auf einer geringfügigen Differenz gehalten, bis das Fahrzeug zum Halt kommt. Dies bedeutet, dass kein Radblockieren aufgetreten ist.
49B zeigt Variationen mit der Zeit in der abgetasteten Radverzögerung (angezeigt durch eine ausgezogene Linie) und der Zielradverzögerung (angezeigt durch eine unterbrochene Linie). Wie in der Zeichnung gezeigt ist, wird zugelassen, dass es eine geringfügige Differenz zwischen der Radverzögerung und der Zielverzögerung während der Zeitdauer von 1 s bis 1,2 s nach der Bremsstartzeit (1 s) vorhanden ist. Die Differenz ist jedoch vernachlässigbar, und es gibt auch eine Tendenz, dass die Radverzögerung der Zielverzögerung folgt. Daher kann sicher gesagt werden, dass die Radverzögerung im Wesentlichen mit der Zielverzögerung übereinstimmt. Nach der Zeit 1,2 s ist zu sehen, dass die Radverzögerung im Wesentlichen mit der Zielverzögerung übereinstimmt, und die Zielfolgeregelung in Antwort auf die Betätigung der harten Bremsen ordnungsgemäß arbeitet.
49C zeigt Variationen mit der Zeit in dem berechneten und geschätzten Reibmomentgradienten. Wie in der Zeichnung gezeigt ist, hat der Reibmomentgradient einen scharfen Abfall nach der Zeit 1 s, an dem mit der Reibaktion begonnen wurde. Ein Wert kleiner als ein vorgegebener Wert wird beibehalten, bis das Fahrzeug zum Halten kommt. Kurz gesagt ist gezeigt, dass ein kleiner Wert in der Nachbarschaft des Spitzenreibkoeffizienten μ beibehalten wird, und dass die Zielfolgeregelung ohne Radblockierung ordnungsgemäß arbeitet.
Unter Bezugnahme auf die 50A bis 50C wird eine Erläuterung des Ergebnisses der Simulation gegeben, bei der die Radverzögerungsservosteuerung des zweiten Ausführungsbeispiels die Radverzögerung so steuert, dass sie einer Zielradverzögerung folgt, wenn harte Bremsen auf einer Straße mit einem hohen Reibkoeffizienten μ betätigt werden.
Wie in den 50A bis 50C gezeigt ist, ist verständlich, dass die Zielfolgeregelung selbst auf der Straße mit hohem Reibkoeffizienten μ ordnungsgemäß arbeitet, wie sie das auf der Straße mit niedrigem Reibkoeffizienten μ tut, wie in den 49A bis 49C gezeigt ist.
Die Ergebnisse der vorstehenden Simulation zeigen, dass die Radverzögerungsservosteuerung des zweiten Ausführungsbeispiels der vorliegenden Erfindung in der Lage ist, die Verfolgung eines stabilen Zielwerts ohne Radblockierung unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche gestattet.
Wie oben beschrieben wurde, wird entsprechend dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung der blockierte Zustand des Rades dadurch erkannt, dass der Reibmomentgradient aus den Zeitseriendaten geschätzt wird, die die Raddrehzahl betreffen, und durch Steuerung der Bremskraft entsprechend dem Reibmomentgradienten statt durch den Vergleich zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit oder den Vergleich zwischen Schlupfraten. Als Ergebnis kann eine stabile und komfortable Antiblockierbremssteuerung mit einem hohen Maß an Genauigkeit unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche erreicht werden.
Entsprechend dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird auch eine kleine Anzahl von Matrixelementen als zu identifizierende Parameter verwendet, beispielsweise eine physi kalische Größe, die sowohl die Zeithistorie der physikalischen Größe, die mit der Raddrehzahl in Beziehung steht, als auch die Zeithistorie der physikalischen Größe darstellt, die mit der Änderung der Variation in der Raddrehzahl in Beziehung steht. Daher wird die Genauigkeit der Berechnung verbessert, und die Rechenzeit wird vermindert. Da die vorliegende Erfindung die Erkennung nur der Raddrehzahl erfordert, kann das Antiblockierbremssystem vereinfacht werden.
Entsprechend dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird darüber hinaus der blockierte Zustand des Rades dadurch erkannt, dass der Reibmomentgradient von Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, geschätzt wird und dadurch, dass eine Bremskraft entsprechend dem Reibmomentgradienten selbst durch den Vergleich zwischen der Raddrehzahl und der Fahrzeuggeschwindigkeit oder den Vergleich zwischen Schlupfraten gesteuert wird. Als Ergebnis kann eine stabile und komfortable Antiblockierbremssteuerung mit einem hohen Maß an Genauigkeit unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche ausgeführt werden.
Entsprechend dem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ferner der Bewegungszustand, der durch ein Gradientenmodell angenähert ist, in eine Beziehung zwischen dem Reibmomentgradienten, der ein zu identifizierender Parameter ist, der physikalischen Größe, die mit der Änderung des Reibmomentes in Beziehung steht und der physikalischen Größe, die die Änderung in der Schlupfgeschwindigkeit betrifft, umgesetzt, und diese Beziehung wird einem Online-Systemidentifikationsverfahren unterworfen. Als Ergebnis wird der Reibmomentgradient geschätzt, und die Anzahl der zu identifizierenden Parameter kann auf 1 herabgesetzt werden. Folglich werden erhebliche Verbesserungen in der Genauigkeit der Berechnung und eine beachtliche Verminderung in der Rechenzeit erreicht.
Gemäß dem ersten Aspekt der Erfindung werden darüber hinaus der Bewegungszustand von jedem Rad und der Bewegungszustand des Fahrzeugs zusammen mit dem ersten und zweiten Modell verwendet. In einem ersten Modell wird eine nicht-lineare Variation des Reibmoments von jedem Rad in Bezug auf eine Störung der Schlupfgeschwindigkeit von jedem Rad in der Nachbarschaft des Gleichgewichtspunktes als eine lineare Variation dargestellt, die sich innerhalb eines ersten Bereichs ändert. In einem zweiten Modell wird eine nicht-lineare Variation des Gradienten des Reibmomentes von jedem Rad in Bezug auf eine Störung in der Schlupfgeschwindigkeit von jedem Rad in der Nachbarschaft des Gleichgewichtspunktes als eine lineare Variation dargestellt, die sich innerhalb eines zweiten Bereichs ändert. Die oben beschriebene Größe der Beaufschlagung der Bremskraft auf jedes Rad wird so bestimmt, dass der erste und der zweite Bereich in einen vorgegebenen, zulässigen Bereich fallen und dass der Gradient des Reibmoments, der durch das zweite Modell bestimmt wird, das so ausgelegt ist, dass der zweite Bereich in den vorgegebenen, zulässigen Bereich fällt, mit dem Gradienten des Reibmomentes übereinstimmt, der von dem Reibgradientenschätzmittel geschätzt wurde. Die Bremskraft, die auf jedes Rad wirkt, wird entsprechend der auf diese Weise erhaltenen Größe der Beaufschlagung der Bremskraft gesteuert. Als Ergebnis kann eine ausgefeilte Antiblockierbremssteuerung unter Berücksichtung der störenden Wechselwirkung zwischen den vier Rädern ausgeführt werden.
In der vorliegenden Erfindung wird entsprechend den Mikrozunahmen, die Variationen in den Schwingungskennlinien des Radresonanzsystems wiedergeben, der Reibmomentgradient äquivalent zu den Mikrozunahmen geschätzt. Daher wird ein geschätzter Wert mit einem erheblich hohen Maß an Genauigkeit erhalten.
In dem zweiten Aspekt der Erfindung wird der Startpunkt der Regelung entsprechend dem Reibmomentgradienten bestimmt, der den Bewegungszustand des Rades korrekt und stabil wiedergibt. Folglich kann der Startpunkt der Regelung stabil und korrekt ohne die Benötigung des Reibkoeffizienten μ auf der Straßenoberfläche, auf der das Fahrzeug fährt, oder die Geschwindigkeit der Bremsbetätigung bestimmt werden.
In dem dritten Aspekt werden entweder die vorderen zwei Räder oder die hinteren zwei Räder in einer sehr kleinen Größe angeregt und einer Antiblockierbremssteuerung unterworfen. Da die Raddrehzahlen der restlichen zwei Räder so gesteuert werden, dass sie mit den Raddrehzahlen der antiblockiergesteuerten zwei Räder übereinstimmen, wird ferner die Anzahl der Räder, die in einer sehr kleinen Größe angeregt werden sollen, auf zwei reduziert, was wiederum zu einer Verminderung der Anzahl der Mikroanregungsmittel beiträgt. Ferner wird eine stabile und korrekte Bremssteuerung von allen vier Rädern unabhängig von dem Zustand der Straßenoberfläche möglich. Wenn die Antiblockierbremssteuerung so aufgebaut ist, dass sie zwei Antriebsräder nicht in einer sehr kleinen Größe anregt, kann ferner die störende Wechselwirkung zwischen dem rechtsseitigen und linksseitigen Antriebsrad aufgrund der Übertragung von sehr kleinen Schwingungsgrößen über die Antriebswelle verhindert werden. Als Ergebnis kann eine störende Wechselwirkung zwischen dem rechten und linken Antriebsrad verhindert werden.
Gemäß diesem Aspekt wird die Drehzahl der zwei Referenzräder direkt verwendet, um die Drehzahl der anderen zwei Räder durch eine Folgeregelung zu steuern. Im Vergleich zu dem Fall, wo die Folgesteuerung unter Verwendung einer aus der Raddrehzahl berechneten Schlupfrate ausgeführt wird, können Rechenzeit und Speicher, die für die Berechnung erforderlich sind, weggelassen werden. Ferner kann eine Verschlechterung des Steuerungsbetriebs aufgrund von Rechenfehlern verhindert werden.
Gemäß dem dritten Aspekt wird, wenn bestimmt wird, dass die Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen den linksseitigen und rechtsseitigen Straßenabschnitten den Referenzwert übersteigt, die Bremskraft, die auf das Rad auf der Straßenoberfläche mit einem niedrigen Reibkoeffizienten wirkt, in einer sehr kleinen Größe angeregt, so dass der Reibkoeffizient zu dem Spitzenwert werden kann. Die Bremskraft, die auf das andere Rad wirkt, wird so gesteuert, dass sie mit der Bremskraft des angeregten Rades übereinstimmt, wodurch eine korrekte und stabile Bremswirkung ermöglicht wird. Selbst in dem Fall einer geteilten Straße, die unterschiedliche Reibkoeffizienten von links nach rechts zeigt, wird die gleiche Größe der Bremskraft auf die Räder auf beiden Seiten, wodurch ein stabiles Fahrverhalten des Fahrzeugs ermöglicht wird.
In diesem dritten Aspekt wird, wenn bestimmt wird, dass die Differenz in dem Reibkoeffizienten zwischen den linksseitigen und rechtsseitigen Straßenabschnitten den Referenzwert übersteigt, nur die Bremskraft, die auf eines der zwei Referenzräder auf der Straßenoberfläche mit niedrigem Reibkoeffizienten wirkt, in einer sehr kleinen Größe angeregt, so dass der Reibkoeffizienten im Wesentlichen gleich dem Spitzenwert werden kann. Die Bremskraft, die auf das andere Rad der beiden Referenzräder wirkt, wird so gesteuert, dass sie mit der Bremskraft, die auf das angeregte Rad wirkt, übereinstimmt. Ferner wird die Drehzahl der zwei Räder außer den Referenzrädern so gesteuert, dass sie mit der Drehzahl der zwei Referenzräder übereinstimmt. Daher wird eine korrekte und stabile Bremssteuerung ermöglicht, und die Anzahl der Räder, die mit einer sehr kleinen Größe angeregt werden sollen, kann auf eine minimal erforderliche Zahl herabgesetzt werden. Selbst in dem Fall der geteilten Straße, die unterschiedliche Reibkoeffizienten von links nach rechts zeigt, kann ferner ein instabiles Fahrzeugfahrverhalten und eine störende Wechselwirkung zwischen dem rechten und linken Antriebsrad eliminiert werden.
In dem vierten Aspekt der Erfindung wird ferner der Reibmomentgradient in Bezug auf eine Schlupfgeschwindigkeit oder die physikalische Größe, die mit diesem Reibmomentgradienten über die Bewegung des Fahrzeugs in Beziehung steht, als Größe der Grenzwertbestimmung berechnet. Entsprechend dem Ergebnis der Grenzwertbestimmung der Reibmomentkennlinien basierend auf der Größe der Grenzwertbestimmung wird ein Zielwert der Größe des Radverhaltens berechnet, der so zu steuern ist, dass die Kennlinien des Reibmomentes den Grenzwert nicht überschreitet. Daher kann im Vergleich zu dem Fall, wo der Zielwert durch Rückkopplung von nur einer physikalischen Größe verfolgt wird, die Zielfolgesteuerung besser ausgeführt werden, unabhängig davon, ob die Straßenoberfläche drastische Variationen in dem Reibmomentgradienten verursacht oder nicht.

Claims

Drehmomentgradientschätzvorrichtung enthaltend: – ein Raddrehzahlabtastmittel (10), welches die Raddrehzahl zu bestimmten Abtastintervallen abtastet; – ein Drehmomentgradientschätzmittel (12), welches einen Gradienten eines Reibmoments oder eines Antriebsmoments bezüglich einer Schlupfgeschwindigkeit entsprechend mit Zeitseriendaten schätzt, die die durch das Raddrehzahlabtastmittel erkannte Raddrehzahl betreffen, und – ein Ausgabemittel, das den geschätzten Gradienten des Reibmomentes oder des Antriebmomentes ausgibt, dadurch gekennzeichnet, dass das Drehmomentgradientschätzmittel den Gradienten des Reibmoments oder des Antriebsmoments bezüglich einer momentanen Schlupfgeschwindigkeit nur mit den Zeitseriendaten schätzt, die die durch das Raddrehzahlabtastmittel erkannte Raddrehzahl betreffen.
Drehmomentgradientschätzvorrichtung gemäß Anspruch 1, wobei das Drehmomentgradientschätzmittel (12) enthält: ein erstes Berechnungsmittel, das eine physikalische Größe, die mit einer Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, und eine physikalische Größe, die mit einer Änderung der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, entsprechend den Zeitseriendaten berechnet, die die Raddrehzahl betreffen; und ein zweites Berechnungsmittel, das eine physikalische Größe, die beide, einen Zeitverlauf der physikalischen Größe, der mit der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, und einen Zeitverlauf der physikalischen Größe, der mit der Änderung der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, darstellt, entsprechend der physikalischen Größe, die mit der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, und der physikalischen Größe, die mit der Änderung der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, welche von dem ersten Berechnungsmittel berechnet wurden, berechnet und den Gradienten des Reibmoments entsprechend der so berechneten physikalischen Größe, schätzt.
Drehmomentgradientschätzvorrichtung gemäß Anspruch 2, wobei das zweite Berechnungsmittel einen Bewegungszustand des Rades, der erhalten wird, wenn das Reibmoment und die Bremskräfte auf das Rad wirken, mittels eines Gradientenmodells annähert, in welchem sich das Reibmoment linear entsprechend dem Gradienten des Reibmoments bezüglich der Schlupfgeschwindigkeit, ändert; vorher den so angenäherten Bewegungszustand in eine Beziehung zwischen dem Gradienten des Reibmomentes bezüglich der Schlupfgeschwindigkeit, die ein zu bestimmender Parameter ist, mit der physikalischen Größe, die mit der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, und mit der physikalischen Größe, die mit der Änderung der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, umwandelt; und den Gradienten des Reibmomentes bezüglich der Schlupfgeschwindigkeit mittels Anwendung eines Online-System-Bestimmungsverfahrens auf Daten schätzt, die durch die sequentielle Anwendung der die Raddrehzahl betreffenden Zeitseriendaten auf das Verhältnis erhalten werden.
Drehmomentgradientschätzvorrichtung gemäß Anspruch 3, wobei das erste Berechnungsmittel die physikalische Größe, die mit der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, gemäß der Gleichung:
berechnet, worin ω_i[k] Zeitseriendaten darstellt, die die Drehzahl eines i-ten Rades betreffen, welche zu einem Abtastzeitpunkt k (k = 1, 2, ...) erkannt wurde, τ ein Abtastintervall darstellt und J ein Trägheitsmoment des Rades ist, und die physikalische Größe, die mit der Änderung der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, gemäß der Gleichung: yi[k] = –ωi[k] + 2ωi[k – 1] – ωi[k – 2]berechnet, und wobei das zweite Berechnungsmittel die physikalische Größe θ_i, die den Zeitverlauf der physikalischen Größe, der mit der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, und den Zeitverlauf der physikalischen Größe, der mit der Änderung der Variation der Raddrehzahl in Beziehung steht, entsprechend der Rekurrenzformel: θ ^i[k] = θ ^i[k – 1] + Li[k](yi[k] – ϕi[k]T·θ ^i[k – 1])

schätzt, wobei λ ein Vergessensfaktor und ^"T" eine Transposition einer Matrix ist; und ein erstes Element der Matrix eines geschätzten Wertes θ ^_i als Gradient des Reibmomentes bezüglich der Schlupfgeschwindigkeit erhält.
Antiblockierbremssteuerung enthaltend: eine Drehmomentgradientschätzvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4 und ein Steuerungsmittel (14), das die Bremskräfte, die auf das Rad wirken, in der Weise steuert, dass der Gradient des Reibmomentes, der durch das Drehmomentgradientschätzmittel geschätzt wurde, in einen vorbestimmten Bereich fällt, welcher einen Referenzwert enthält.
Antiblockierbremssteuerung gemäß Anspruch 5, wobei das Steuerungsmittel so ausgelegt ist, dass es einen Bewegungszustand eines jeden Rades, der erhalten wird, wenn das Reibmoment und eine Anlegegröße einer Bremskraft, welche auf das Rad in der Nähe eines Gleichgewichtspunktes wirkt, auf jedes Rad ausgeübt werden; einen Bewegungszustand des Fahrzeuges, der erhalten wird, wenn das Reibmoment das in jedem Rad auftritt, auf das gesamte Fahrzeug ausgeübt wird, ein erstes Modell, in dem eine nicht lineare Variation des Reibmoments eines jeden Rades bezüglich der Beeinträchtigung der Schlupfgeschwindigkeit eines jeden Rades in der Nähe eines Gleichgewichtspunktes als eine lineare Variation dargestellt wird, welche sich innerhalb eines ersten Bereiches bezüglich der Beeinträchtigung der Schlupfgeschwindigkeit eines jeden Rades ändert; und ein zweites Modell, in dem eine nicht lineare Variation des Gradienten des Reibmomentes auf jedes Rad bezüglich der Beeinträchtigung der Schlupfgeschwindigkeit eines jeden Rades in der Nähe eines Gleichgewichtspunktes als eine lineare Variation dargestellt wird, welche sich innerhalb eines zweiten Bereiches bezüglich der Beeinträchtigung der Schlupfgeschwindigkeit eines jeden Rades ändert, derart benutzt, dass das erste und das zweite Modell innerhalb eines vorgegebenen erlaubten Bereiches fallen, und dabei eine Anlegegröße der Bremskraft auf jedes Rad so berechnet, dass der Gradient des Reibmomentes, der durch das Drehmomentgradientschätzmittel geschätzt wurde, dem Referenzwert entspricht; und die Bremskraft, welche auf jedes Rad wirkt, entsprechend der so erhaltenen Anlegegröße der Bremskraft steuert.
Regelbeginnbestimmungsverfahren enthaltend: einen Raddrehzahlabtastschritt zum Abtasten der Raddrehzahl zu bestimmten Abtastintervallen, einen Drehmomentgradientschätzschritt zum Schätzen eines Reibmomentgradienten bezüglich einer Schlupfgeschwindigkeit, die auf Zeitseriendaten basiert ist, die die durch den Raddrehzahlabtastschritt abgetastete Raddrehzahl betreffen; und einen Bestimmungsschritt zum Bestimmen eines Startpunktes der Regelung, um das Rad in einen vorbestimmten Bewegungszustand entsprechend des Reibmomentgradientens, der durch den Drehmomentgradientschätzschritt berechnet wurde, zu bringen dadurch gekennzeichnet, dass der Drehmomentgradientschätzschritt zum Schätzen des Reibmomentgradienten bezüglich einer momentanen Schlupfgeschwindigkeit nur auf Zeitseriendaten basiert, die die durch den Raddrehzahlabtastschritt abgetastete Raddrehzahl betreffen.
Regelbeginnbestimmungsverfahren gemäß Anspruch 7, wobei der Drehmomentgradientschätzschritt enthält: einen ersten Berechnungsschritt, welcher eine physikalische Größe, bezogen auf die Variation der Raddrehzahl und eine physikalische Größe, bezogen auf eine Änderung der Variation der Raddrehzahl, entsprechend den Zeitseriendaten, die die Raddrehzahl betreffen, berechnet; und einem zweiten Berechnungsschritt, welcher eine physikalische Größe berechnet, die beide, einen Zeitverlauf der physikalischen Größe, die sich auf die Raddrehzahl bezieht, und einen Zeitverlauf der physikalischen Größe, die sich auf die Änderung der Variation der Raddrehzahl bezieht, entsprechend der physikalischen Größe, die sich auf die Variation der Raddrehzahl bezieht, und der physikalischen Größe, die sich auf die Änderung der Variation der Raddrehzahl bezieht, die beide von dem ersten Berechnungsmittel berechnet wurden, darstellt, und welcher zweite Berechnungsschritt den Gradienten des Reibmomentes entsprechend der so berechneten physikalischen Größe schätzt.
Regelbeginnbestimmungsverfahren gemäß Anspruch 8, wobei der erste Berechnungsschritt die physikalische Größe, die sich auf die Variation der Raddrehzahl bezieht, in Übereinstimmung mit der Gleichung:
berechnet, worin ω_i[k] Zeitseriendaten darstellt, die die Drehzahl eines i-ten Rades betreffen, welche zu einem Abtastzeitpunkt k (k = 1, 2, ...) erkannt wurde, τ ein Abtastintervall darstellt und J ein Trägheitsmoment des Rades ist, und die physikalische Größe, die sich auf die Änderung der Variation der Raddrehzahl bezieht, gemäß der Gleichung: yi[k] = –ωi[k] + 2ωi[k – 1] – ωi[k – 2]berechnet, und wobei der zweite Berechnungsschritt die physikalische Größe θ_i, die den Zeitverlauf der physikalischen Größe, die sich auf die Variation der Raddrehzahl bezieht, und den Zeitverlauf der physikalischen Größe, die sich auf die Änderung der Variation der Raddrehzahl bezieht, entsprechend der Rekurrenzformel: θ ^i[k] = θ ^i[k – 1] + Li[k](yi[k] – ϕi[k]T·θ ^i[k – 1])
schätzt, wobei λ ein Vergessensfaktor und ^"T" eine Transposition einer Matrix ist; und ein erstes Element der Matrix eines geschätzten Wertes θ ^_i als Gradient des Reibmomentes bezüglich der Schlupfgeschwindigkeit erhält.
Drehmomentgradientschätzvorrichtung gemäß Anspruch 1, enthaltend: ein Radverhaltensgrößeerkennungsmittel zum Erkennen einer Größe des Verhaltens eines Rades, welche Größe eine physikalische Größe ist, die mit einem Zustand des Rades in Beziehung steht; ein Grenzwertbestimmungsmittel, welches einen Reibmomentgradienten als eine Größe einer Grenzwertbestimmung berechnet, welches einen Gradienten eines Reibmomentes bezüglich einer Schlupfgeschwindigkeit oder einer physikalischen Größe, die mit dem Reibmomentgradienten über den Radzustand in Beziehung steht, anzeigt, und welches den Grenzwert der Reibmomentkennlinien zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche entsprechend der Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt; ein Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel, welches einen Zielwert der Größe des Radverhaltens, der zum Steuern der Größe der Grenzwertbestimmung benutzt wird, um innerhalb des Grenzwertes der Reibdrehmomentkennlinien entsprechend dem Ergebnis der Grenzwertbestimmung des Grenzwertbestimmungsmittels zu sein, berechnet; und ein Servosteuerungsmittel, welches den Zustand des Rades so steuert, dass bewirkt wird, dass die Größe des Radverhaltens, die durch das Radverhaltensgrößeerkennungsmittel erkannt wurde, dem Zielwert der Radverhaltensgröße folgt, der durch die Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel berechnet wurde.
Antiblockierbremssteuerung gemäß Anspruch 5, weiter aufweisend: ein Grenzwertbestimmungsmittel, welches einen Reibmomentgradienten als eine Größe einer Grenzwertbestimmung berechnet, welches einen Gradienten eines Reibmomentes bezüglich einer Schlupfgeschwindigkeit oder einer physikalischen Größe, die mit dem Reibmomentgradienten über den Radzustand in Beziehung steht, anzeigt, und welches den Grenzwert der Reibmomentkennlinien zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche entsprechend der Größe der Grenzwertbestimmung bestimmt; ein Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel, welches einen Zielwert der Größe des Radverhaltens, der zum Steuern der Größe der Grenzwertbestimmung benutzt wird, um innerhalb des Grenzwertes der Reibdrehmomentkennlinien entsprechend dem Ergebnis der Grenzwertbestimmung des Grenzwertbestimmungsmittels zu sein, berechnet; und ein Servosteuerungsmittel, welches den Zustand des Rades so steuert, dass bewirkt wird, dass die Größe des Radverhaltens, die durch das Radverhaltensgrößeerkennungsmittel erkannt wurde, dem Zielwert der Radverhaltensgröße folgt, der durch die Zielverhaltensgrößeberechnungsmittel berechnet wurde.