DE19634188C2

DE19634188C2 - Regelungsvorrichtung zum Unterdrücken einer Übersteuerungsneigung eines Fahrzeugs

Info

Publication number: DE19634188C2
Application number: DE19634188A
Authority: DE
Inventors: Hiroshi Kawaguchi; Akio Okada
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1995-08-25
Filing date: 1996-08-23
Publication date: 2002-04-25
Anticipated expiration: 2016-08-24
Also published as: JPH0958445A; US5738420A; JP3435924B2; DE19634188A1

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich im allgemeinen auf eine Fahrstabilitätsregelung eines Fahrzeugs, beispielsweise eines Kraftfahrzeugs, und im besonderen auf eine Regelungsvorrichtung zum Unterdrücken einer Übersteuerungsneigung eines Fahrzeugs.

Es ist bekannt, daß Kraftfahrzeuge und ähnliche Fahr zeuge bei einer Übersteuerung zum "Schleudern" neigen, da die auf die Fahrzeugkarosserie als eine Zentrifugalkraft aufgebrachte Seitenkraft mit einer Zunahme der Fahrzeuggeschwindigkeit und des Lenkwinkels unbegrenzt ansteigen kann, wogegen die Reifenhaftkraft, die das Fahrzeug auf der Fahrbahn hält, im Verhältnis zur Seitenkraft begrenzt ist, und insbesondere auf einer glitschigen naßen Straße niedriger wird.

Verschiedene Anstrengungen wurden unternommen, um Kraftfahrzeuge und ähnliche Fahrzeuge vor einem Schleudern bzw. Übersteuern zu bewahren. Beispiele dafür sind in den japanischen Offenlegungsschriften Nr. 3-112754, 6-24304 und 6-99800 beschrieben.

Im Zuge weiterer Anstrengungen zur Verbesserung des Fahrzeugfahrverhaltens haben die gegenwärtigen Erfinder festgestellt, daß bei der Ausführung einer Übersteuerungsneigungsunterdrückungsregelung (in der Figurenbeschreibung und im ausführlichen Beschreibungsteil wird diesbezüglich von einer Schleuderunterdrückungssteuerung gesprochen) durch ein selektives und variables Bremsen der Fahrzeugräder zur Erzeugung eines der Übersteuerungsneigung entgegenwirkenden Moments im Fahrzeug die Unannehmlichkeit auftritt, daß die Grenze der Reifenhaftkraft einiger Räder durch das Ansteigen der Seitenkraft aufgrund der Abbremsung dieser Räder überschritten wird, so daß der beabsichtigte Regelungseffekt oftmals nicht erzielt wird.

In der älteren, aber erst nach dem Prioritätstag der vorliegenden Anmeldung veröffentlichten europäischen Pa tentanmeldung EP 0 736 428 A1 wird ein Lageregelungssystem zur Regelung der Fahrstabilität eines Kraftfahrzeugs vor geschlagen, welches eine Verzögerungsregelung und eine Lageregelung ausführt. Die beiden Regelungen werden in Abhängigkeit davon eingeleitet, ob ein jeweiliger Parameter eine vorgegebene Schwelle überschreitet. In einem ersten Ausführungsbeispiel wird die Lageregelung erst nach dem Ende der Verzögerungsregelung eingeleitet, während in einem zweiten Ausführungsbeispiel die Verzögerungsregelung und die Lageregelung gleichzeitig stattfinden können.

Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es nun, die gattungsgemäßen Regelungsvorrichtungen aus den japanischen Offenlegungsschriften so weiterzubilden, daß eine Übersteuerungsneigung eines Fahrzeugs zuverlässiger unterdrückt werden kann.

Diese Aufgabe wird durch den Gegenstand nach dem Patentanspruch 1 gelöst.

Indem die Räder selektiv und variabel abgebremst werden, um das Fahrzeug in einem Bereich, in dem durch das Bremsen noch kein spürbares Giermoment erzeugt wird, zu verzögern, wenn von einer Übersteuerungsneigung des Fahrzeugs auf einem bestimmten Schwellenpegel ausgegangen und der Schwellenpegel für die Ausführung einer derartigen Vorsichtsbremsung der Räder auf einem derart niedrigen Pegel gesetzt wird, so daß die Vorsichtsbremsung in einem relativ frühen Stadium der Zunahme der Übersteuerungsneigung ausgeführt wird, wird dem Fahrer keine wesentliche Unannehmlichkeit bereitet, wie beispielsweise die Notwendigkeit, das Lenken an die automatisch ausgeführte Bremsung des Fahrzeugs anzupassen. Da das im Fahrzeug erzeugte Übersteuerungsmoment der Fahrzeuggeschwindigkeit proportional ist, kann die Übersteuerungsneigung oftmals bereits durch eine derartige Vorsichtsbremsung beseitigt werden, welche bei einem relativ niedrigen Übersteuerungsneigungspegel ausgelöst wird, der beispielsweise mittels des ersten Schwellenwerts überprüft wird, so daß die Übersteuerungsneigung in einem Bereich unterdrückt wird, in dem durch die Bremsung keine spürbare Änderung des Giermoments bewirkt wird. Rückt die Übersteuerungsneigungsunterdrückungsregelung, wenn die Übersteuerungsgröße den zweiten Schwellenwert überschreitet, schließlich doch in das zweite Stadium vor, das in der Versorgung des Fahrzeugs mit einem der Übersteuerungsneigung entgegenwirkenden Moment besteht, wird der Reifenhaftzustand jedes Rads in einem stabilen Zustand gehalten.

Vorteilhafte Weiterbildungen sind Gegenstand der Unteransprüche.

Nachstehend erfolgt eine kurze Beschreibung der Zeich nungen, wobei

Fig. 1 eine schematische Abbildung der Hydraulikkrei seinrichtung und der elektrischen Steuereinrichtung einer Ausführungsform der erfindungsgemäßen Schleuderunter drückungssteuervorrichtung ist, wobei in derselben Figur auch eine teilweise Modifikation davon gezeigt ist;

Fig. 2 ein Ablaufdiagramm ist, das eine erste Ausfüh rungsform der erfindungsgemäßen Schleuderunterdrückungs steuerroutine ist,

Fig. 3 ein Graph ist, der den allgemeinen Zusammenhang zwischen dem Schräglaufwinkel αf, αr und dem Seitenhaftfak tor fy der Radreifen zeigt;

Fig. 4 ein Graph ist, der den Zusammenhang zwischen der Schleudergröße SQ und dem Faktor K zeigt;

Fig. 5 ein Graph ist, der den Zusammenhang zwischen der Schleudergröße SQ und dem Sollschlupfverhältnis Rsfo zeigt;

Fig. 6A, 6B, 6C und 6D graphische Ansichten sind, die die Größe des Reibungskreises und der zusammengesetzten Kraft Fxyi (i = fl, fr, rl, rr) an jedem der vorderen linken und rechten und hinteren linken und rechten Räder eines ei ne Linksdrehung ausführenden Fahrzeugs zeigen;

Fig. 7 ein Ablaufdiagramm ist, das eine zweite Ausfüh rungsform der erfindungsgemäßen Schleuderunterdrückungs steuerroutine zeigt;

Fig. 8 ein Graph ist, der den Zusammenhang zwischen der Schleudergröße SQ und dem Faktor Kp bezüglich der zweiten Ausführungsform der erfindungsgemäßen Schleuderunter drückungssteuerroutine zeigt; und

Fig. 9 ein Graph ist, der den Zusammenhang zwischen der Schleudergröße SQ und dem Sollschlupfverhältnis Rtfo zeigt.

Im folgenden wird die vorliegende Erfindung in Form ei niger bevorzugter Ausführungsformen unter Bezugnahme auf die begleitenden Zeichnungen ausführlicher beschrieben.

Zuerst sei auf Fig. 1 bezuggenommen, die eine Ausfüh rungsform der Schleuderunterdrückungssteuervorrichtung der vorliegenden Erfindung mit Hinblick auf den Aufbau ihrer Hydraulikkreiseinrichtung und ihrer elektrischen Steuerein richtung zeigt, wobei die im allgemeinen mit 10 bezeichnete Hydraulikkreiseinrichtung eine herkömmliche Fußbrems druckquelleneinrichtung mit einem von einem Fahrer zu tre tenden Bremspedal 12 und einem Hauptzylinder 14 aufweist, der so angepaßt ist, daß er einen dem Tritt auf das Brems pedal 12 entsprechenden Fußbremsdruck erzeugt. 54fl, 54fr, 54rl und 54rr sind Radzylinder, die an vorderen linken, vorderen rechten, hinteren linken und hinteren rechten Rä dern, die in der Figur nicht dargestellt sind, in Abhängig keit von einem Hydraulikdruck, der diesen zugeführt wird, jeweils einen Bremsbetrieb vorsehen. Der Radzylinder 54fl steht durch einen Verbindungskanal 52fl mit einem mittleren Punkt einer Reihenschaltung eines normalerweise offenen EIN-AUS-Ventil 48fl und eines normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventils 50fl in Verbindung. Auf ähnliche Art und Weise stehen die Radzylinder 54fr, 54rl und 54rr durch Ver bindungskanäle 52fr, 52rl und 52rr jeweils mit den entspre chenden normalerweise offenen EIN-AUS-Ventilen 48fr, 48rl und 48rr und den normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Venti len 50fr, 50rl und 50rr in Verbindung.

Eine Einlaßseite jedes der EIN-AUS-Ventile 48fl und 48fr ist mit einem Hochdruckkanal 20f derart verbunden, daß sie mit der Lieferung einer für einen Antrieb durch einen Motor 24f angepaßten Pumpe 22 versorgt wird. Ähnlicherweise ist eine Einlaßseite jedes der normalerweise offenen EIN- AUS-Ventile 48rl und 48rr mit einem Hochdruckkanal 20r der art verbunden, daß sie mit der Lieferung einer für einen Antrieb durch einen Motor 24r angepaßten Pumpe 22r versorgt wird. Eine Auslaßseite von jedem der normalerweise ge schlossenen EIN-AUS-Ventile 50fl und 50fr steht mit einem zu einem Behälter 30f führenden Ablaßkanal 44f in Verbin dung. Ähnlicherweise steht eine Auslaßseite von jedem der normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventile 50rl und 50rr mit einem zu einem Behälter 30r führenden Ablaßkanal 44r in Verbindung. Die Radzylinder 54fl und 54fr sind über Rück schlagventile 56fl und 56fr ferner jeweils mit dem Hoch druckkanal 20f verbunden, wobei diese Rückschlagventile so ausgerichtet sind, daß sie Bremsfluid nur von der Radzylin derseite zur Hochdruckkanalseite strömen lassen. Änlicher weise sind die Radzylinder 54rl und 54rr über Rückschlag ventile 56rl und 56rr ferner jeweils mit dem Hochdruckkanal 20r verbunden, wobei diese Rückschlagventile so ausgerich tet sind, daß sie Bremsfluid nur von der Radzylinderseite zur Hochdruckkanalseite strömen lassen.

Der Hochdruckkanal 20f steht über ein Umschaltventil 36f mit einem sich von einer ersten Ausströmöffnung des Hauptzylinders 14 erstreckenden Pedaldruckkanal 16f derart in Verbindung, daß dann, wenn sich das Umschaltventil 36f in seiner ersten Schaltstellung befindet, die in der Figur gezeigt ist, der Hochdruckkanal 20f mit der ersten Aus strömöffnung des Hauptzylinders in Verbindung steht, woge gen dann, wenn sich das Umschaltventil 36f in seiner zwei ten Schaltstellung befindet, die der in der Figur gezeigten entgegengesetzt ist, der Hochdruckkanal 20f von der ersten Ausströmöffnung des Hauptzylinders getrennt ist. Der Pedaldruckkanal 16f steht ferner über ein vorbelastetes Rück schlagventil 40f, das so ausgerichtet ist, daß es das Bremsfluid nur von der Seite des Hochdruckkanals 20f zur Seite des Pedaldruckkanals 16f strömen läßt, und ein Rück schlagventil 42f, das so ausgerichtet ist, daß es das Bremsfluid nur von der Seite des Pedaldruckkanals 16f zur Seite des Hochdruckkanals 20f strömen läßt, mit dem Hoch druckkanal 20f in Verbindung. Die Saugseite der Pumpe 22f ist über ein Rückschlagventil 26f, das so ausgerichtet ist, daß es das Bremsfluid nur von der Saugseite der Pumpe 22f zum Pedaldruckkanal 16f strömen läßt, mit dem Pedaldruckka nal 16f verbunden. Auf ähnliche Weise steht der Hochdruck kanal 20r über ein Umschaltventil 36r mit einem sich von einer zweiten Ausströmöffnung des Hauptzylinders 14 durch ein Dosierventil 18 erstreckenden Pedaldruckkanal 16r der art in Verbindung, daß dann, wenn sich das Umschaltventil 36r in seiner ersten Schaltstellung befindet, die in der Figur gezeigt ist, der Hochdruckkanal 20r mit der zweiten Ausströmöffnung des Hauptzylinders in Verbindung steht, wo gegen dann, wenn sich das Umschaltventil 36r in seiner zweiten Schaltstellung befindet, die der in der Figur ge zeigten entgegengerichtet ist, der Hochdruckkanal 20r von der zweiten Ausströmöffnung des Hauptzylinders getrennt ist. Der Pedaldruckkanal 16r steht mit dem Hochdruckkanal 20r ferner über ein vorbelastetes Rückschlagventil 40r, das so ausgerichtet ist, daß es das Bremsfluid nur von der Seite des Hochdruckkanals 20r zur Seite des Pedaldruckka nals 16r strömen läßt, und ein Rückschlagventil 42r in Ver bindung, das so ausgerichtet ist, daß es das Bremsfluid nur von der Seite des Pedaldruckkanals 16r zur Seite des Hoch druckkanals 20r strömen läßt. Die zweite Ausströmöffnung des Hauptzylinders steht desweiteren über ein Rückschlag ventil 26r, das so ausgerichtet ist, daß es das Bremsfluid nur von der Saugseite der Pumpe zur zweiten Ausströmöffnung strömen läßt, mit der Saugseite der Pumpe 22r in Verbin dung.

Wenn die Umschaltventile 36f und 36r in ihre erste Schaltstellung geschaltet sind, wobei die normalerweise of fenen EIN-AUS-Ventile 48fl, 48fr, 48rl und 48rr offen sind, wie es in der Figur gezeigt ist, wogegen die normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventile 50fl, 50fr, 50rl und 50rr ge schlossen sind, wie es in der Figur gezeigt ist, und wobei die Pumpen 22f und 22r angehalten sind, befinden sich die Radzylinder 54fl, 54fr, 54rl und 54rr in dem normalen Steu erbetrieb des Bremspedals 12, und zwar so, daß die auf je des Rad aufgebrachte Bremskraft in Abhängigkeit von der Trittgröße auf das Bremspedal 12 verändert wird. Wenn die Umschaltventile 36f und 36r derart in ihre zweiten Stellun gen geschaltet werden, daß die Verbindung zwischen den Pe daldruckkanälen 16f und 16r und den Hochdruckkanälen 20f und 20r durch die Umschaltventile 36f und 36r jeweils un terbrochen wird, wobei die Pumpen 22f und 22r jeweils durch die Motoren 24f und 24r angetrieben werden, wird der Hy draulikdruck in jedem der Radzylinder 45fl-45rr in Abhän gigkeit vom Verhältnis des Öffnungszeitintervalls des ent sprechenden normalerweise offenen EIN-AUS-Ventils 48fl, etc. und des Öffnungszeitintervalls des normalerweise ge schlossenen EIN-AUS-Ventils 50fl, etc., d. h. vom Betriebs verhältnis des wechselnden Umschaltens der EIN-AUS-Zustände des entsprechenden normalerweise offenen EIN-AUS-Ventils und des entsprechenden normalerweise geschlossenen EIN-AUS- Ventils, verändert. Somit wird beim automatischen Bremsen der Räder durch die Schleuderunterdrückungssteuervor richtung der vorliegenden Erfindung das Bremsen jedes Rads in Abhängigkeit vom Betriebsverhältnis des wechselnden Um schaltens jedes ensprechenden Paars der normalerweise offe nen EIN-AUS-Ventile und der normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventile gesteuert.

Die Umschaltventile 36f und 36r, die normalerweise of fenen EIN-AUS-Ventile 48fl, 48fr, 48rl, 48rr, die normaler weise geschlossenen EIN-AUS-Ventile 50fl, 50fr, 50rl, 50rr und die Motoren 24f und 24r werden alle durch die elektrische Steuereinrichtung 60 gesteuert, die nachstehend genau er beschrieben ist. Die elektrische Steuereinrichtung 60 besteht aus einem Mikro-Computer 62 und einer Treiberkrei seinrichtung 64. Obwohl es in Fig. 1 nicht im Detail darge stellt ist, kann der Mikro-Computer 62 einen allgemeinen Aufbau mit einer zentralen Steuereinheit (CPU), einem Nur- Lese-Speicher (ROM), einem Direkt-Zugriff-Speicher (RAM), Eingangs- und Ausgangstoreinrichtungen und einem diese Funktionselemente miteinander verbindenden gemeinsamen Bus aufweisen.

Die Eingangstoreinrichtung des Mikro-Computer 62 wird von einem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 66 mit einem die Fahrzeuggeschwindigkeit V anzeigenden Signal, von einem im wesentlichen an einem Massezentrum der Fahrzeugkarosserie angebrachten Seiten- bzw. Querbeschleunigungssensor 68 mit einem die seitliche Beschleunigung bzw. Querbeschleunigung Gy der Fahrzeugkarosserie anzeigenden Signal, von einem Giergeschwindigkeitssensor 70 mit einem die Giergeschwin digkeit γ der Fahrzeugkarosserie anzeigenden Signal, von einem im wesentlichen am Massezentrum der Fahrzeugkarosse rie angebrachten Längsbeschleunigungssensor 72 mit einem die Längsbeschleunigung Gx der Fahrzeugkarosserie anzeigen den Signal und von Radgeschwindigkeitssensoren 74fl, 74fr, 74rl, 74rr mit Signalen versorgt, die jeweils die Radge schwindigkeit (die Radumfanggeschwindigkeit) Vfl, Vfr, Vrl, Vrr der linken und rechten Vorderräder und der linken und rechten Hinterräder anzeigen, oder als Ersatz dafür von Bremsdrucksensoren 80fl, 80fr, 80rl, 80rr mit Signalen, die jeweils den Bremsdruck Pfl, Pfr, Prl, Prr der Radzylinder der linken und rechten Vorderräder und der linken und rech ten Hinterräder anzeigen. Der Querbeschleunigungssensor 68 und der Giergeschwindigkeitssensor 70 erfassen die Querbe schleunigung Gy bzw. die Giergeschwindigkeit γ derart, daß sie positiv sind, wenn das Fahrzeug eine Drehung nach links ausführt; desweiteren erfaßt der Längsbeschleunigungssensor 72 die Längsbeschleunigung derart, daß sie positiv ist, wenn das Fahrzeug in Vorwärtsrichtung beschleunigt wird. In der folgenden Analysis werden die Parameter, die für die Drehrichtung des Fahrzeugs kennzeichnend sind, im allgemei nen jeweils als positiv vorausgesetzt, wenn es sich bei ei ner Betrachtung vom Dach des Fahrzeugs aus um eine Drehung im Gegenuhrzeigersinn handelt, und als negativ, wenn es sich um eine Drehung im Uhrzeigersinn handelt.

Der Nur-Lese-Speicher des Mikro-Computer 62 speichert solche Ablaufdiagramme, wie sie in den Fig. 2 und 7 gezeigt sind, und Karten bzw. Verzeichnisse, wie sie in den Fig. 3, 4, 5, 8 und 9 gezeigt sind. Die zentrale Steuereinheit führt in Abhängigkeit von den durch die vorstehend erwähn ten verschiedenen Sensoren erfaßten Parametern gemäß diesen Ablaufdiagrammen und Verzeichnissen, wie nachstehend be schrieben, verschiedene Berechnungen durch, um zur Beurtei lung und Abschätzung des Schleuderzustands des Fahrzeugs eine Schleudergröße zu erhalten, und steuert das Drehver halten des Fahrzeugs in Abhängigkeit von den abgeschätzten Zuständen, insbesondere um das Fahrzeug vor einer schnellen Drehung bzw. einem Schleudern zu bewahren, indem es auf je des der Räder eine variable Bremskraft selektiv aufbringt.

Im folgenden wird eine erste Ausführungsform der Schleuderunterdrückungssteuerroutine unter Bezugnahme auf Fig. 2 beschrieben. Die Steuerung gemäß dem in Fig. 2 ge zeigten Ablaufdiagramm beginnt mit dem Schließen eines in der Figur nicht dargestellten Zündschalters und wird in ei nem vorgegebenen Zeitintervall wiederholenderweise ausge führt.

Im Schritt 10 werden die Signale, die die Fahrzeugge schwindigkeit V vom Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 66 auf weisen, und weitere eingelesen. Im Schritt 20 wird aus der Querbeschleunigung Gy, der Fahrzeuggeschwindigkeit V und der Giergeschwindigkeit γ die Seitengleitbeschleunigung der Fahrzeugkarosserie als Vyd = Gy - V.γ berechnet; die auf diese Weise erhaltene Seitengleitbeschleunigung Vyd wird integriert, um die Seitengleitgeschwindigkeit Vy der Fahr zeugkarosserie zu erhalten; dann wird der Schwimm- bzw. Gleitwinkel der Fahrzeugkarosserie als ein Verhältnis der Seitengleitgeschwindigkeit Vy zur Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie (= Fahrzeuggeschwindigkeit) als β = Vy/Vx berechnet; anschließend wird die Gleitwinkelgeschwin digkeit βd der Fahrzeugkarosserie als ein auf der Zeit ba sierendes Differential des Gleitwinkels β berechnet.

Im Schritt 30 wird unter Verwendung zweier positiver Proportionalitätskonstanten a und b eine gewichtete Summe SV als eine lineare Summe des Gleitwinkels β und der Gleit winkelgeschwindigkeit βd berechnet, beispielsweise als SV = a.β + b.βd. Im Anschluß daran wird eine Schleudergröße SQ so bestimmt, daß dann, wenn die gewichtete Summe SV positiv ist, die Schleudergröße SQ gleich SV ist, und dann, wenn die gewichtete Summe SV negativ ist, die Schleudergröße SQ gleich -SV ist, d. h. aus mathematischer Sicht SQ = |SV|.

Andererseits kann die Schleudergröße SQ so bestimmt werden, daß sie bezüglich der Art des Drehverhaltens des Fahrzeugs sensitiver bzw. empfindlicher ist, und zwar so, daß die Schleudergröße SQ gleich SV ist, wenn die gewich tete Summe SV in Übereinstimmung mit der positiven Gierge schwindigkeit γ positiv ist, aber Null ist, wenn die ge wichtete Summe SV gegenüber der positiven Giergeschwindig keit γ negativ ist, und ähnlicherweise, daß die Schleuder größe SQ gleich -SV ist, wenn die gewichtete Summe in Über einstimmung mit der negativen Giergeschwindigkeit γ negativ ist, aber Null ist, wenn die gewichtete Summe gegenüber der negativen Giergeschwindigkeit γ positiv ist.

Im Schritt 40 wird beurteilt, ob die Schleudergröße SQ größer ist als ein erster Schwellenwert Ka. Falls die Ant wort NEIN ist, geht der Steuerprozeß zum Schritt 10 zurück, wobei angenommen wird, daß sich das Fahrzeug nicht in einem Zustand befindet, der die Schleuderunterdrückungssteuerung der vorliegenden Erfindung erfordert. Falls die Antwort des Schritts 40 JA ist, geht der Prozeß zum Schritt 50 weiter, und es wird beurteilt, ob die Schleudergröße SQ größer ist als ein zweiter Schwellenwert KS, der größer ist als der erste Schwellenwert KA. Falls die Antwort NEIN ist, d. h. wenn die Schleudergröße größer ist als Ka, aber nicht so groß ist, daß sie Ks übertrifft, geht der Prozeß zum Schritt 60 weiter.

Im Schritt 60 wird unter Verwendung der Radgeschwindig keit (der Umfangsgeschwindigkeit) eines Bezugsrads, bei spielsweise eines Vorderrads an der Innenseite der Drehung, als Vb das Gleit- bzw. Schlupfverhältnis Si (i = fl, fr, rl, rr) von jedem Rad wie folgt berechnet:

Si = (Vb - Vi)/Vb

Im Schritt 70 wird dann unter Verwendung von Cs als ei nen konstanten Faktor aus dem Schlupfverhältnis die von der Straßenoberfläche infolge des Fahrens oder Bremsens auf je des Rad wirkende Längskraft wie folgt abgeschätzt:

Fxi = Cs.Si

Im Schritt 80 wird unter Angabe des Gewichts der Fahr zeugkarosserie als W, des Radstands als L, der Spurweite als T, der Höhe des Massezentrums H, der Längsentfernungen der Vorder- und Hinterachse vom Massezentrum als Lf bzw. Lr und der Gravitationsbeschleunigung als g, die an den jewei ligen Rädern an deren Kontaktpunkt mit der Straßenoberflä che wirkenden Längskräfte wie folgt berechnet:

Fzfl = Kf{g + (H.Gx)/Lf - (2H.Gy)/T}

Fzfr = Kf{g + (H.Gx)/Lf + (2H.Gy)/T}

Fzrl = Kr{g - (H.Gx)/Lr - (2H.Gy)/T}

Fzrr = Kr{g - (H.Gx)/Lr + (2H.Gy)/T}

wobei Kf = (W.Lf)/(2g.L) und Kr = (W.Lr)/2g.L)

Im Schritt 90 wird der Reibungskoeffizient µ zwischen dem Radreifen und der Straßenoberfläche aus den dazwischen wirkenden Längs- und Seitenkräften wie folgt abgeschätzt:

µ = (Gx² + Gy²)^1/2/g

Im Schritt 100 werden in Abhängigkeit vom Lenkwinkel θ (in der Annahme, daß die Lenkwinkel an den linken und rech ten Rädern bei den Vorder- und Hinterrädern zweckmäßiger weise dieselben sind) der Lenkwinkel δf der Vorderräder und der Lenkwinkel δr der Hinterräder berechnet, und dann wer den der Schräglaufwinkel αf der Vorderräder und der Schräglaufwinkel αr der Hinterräder wie folgt abgeschätzt:

αf = (Vy + Lf.γ)/Vx - δf

αr = (Vy - Lr.γ)/Vx - δr

Im Schritt 110 wird in Abhängigkeit vom Schräglaufwin kel αf, αr gemäß einem Verzeichnis, wie es in Fig. 3 ge zeigt ist, der Seitenhaftfaktor fyi abgeschätzt; weiterhin werden dann die Seitenkräfte Fyi der Vorder- und Hinterrä der wie folgt abgeschätzt:

Fyi = -Vorzeichen αf.fyi.Fzi(1 - Si) (i = fl, fr)

Fyi = -Vorzeichen αr.fyi.Fzi(1 - Si) (i = rl, rr)

wobei "Vorzeichen" das Vorzeichen der Schräglaufwinkel αf und αr angibt.

Im Schritt 120 werden aufgrund der Längskräfte Fxi und der Längskräfte Fyi zusammengesetzte Kräfte Fxyi wie folgt berechnet:

Fxyi = (Fxi² + Fyi²)^1/2

Im Schritt 130 wird die Schlupfzugabe Dfi als eine Dif ferenz zwischen dem Radius des Reibungskreises µ.Fzi und der zusammengesetzten Kraft Fxyi bezüglich jedes Rads wie folgt berechnet:

Dfi = µ.Fzi - Fxyi

Die Fig. 6A, 6B, 6C und 6D zeigen bezüglich der vor deren linken, vorderen rechten, hinteren linken und hinte ren rechten Räder jeweils ein Beispiel des Reibungskreises und der Längs- und Seitenkräfte Fxi und Fyi, die in der zu sammengesetzten Kraft Fxyi resultieren und von der Straßen oberfläche auf jedes Rad eines Vierradfahrzeugs aufgebracht werden, wenn das Fahrzeug eine Linksdrehung ausführt. In diesen Figuren sind 100fl, 100fr, 100rl und 100rr jeweils die Reifen der vorderen linken, der vorderen rechten, hin teren linken und hinteren rechten Räder, und die Kreise 102fl, 102fr, 102rl und 102rr jeweils die Reibungskreise bezüglich den entsprechenden Rädern, die veranschaulichen, in welcher Größe die auf der Reibung zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche basierende Seitenkraft um den Mittelpunkt des Kontakts dazwischen verwendbar ist. In dem gezeigten Beispiel ist der Reibungskreis des linken Hinter rads der kleinste von denen der vier Räder, da die Verti kalkraft, durch die jedes Rad auf die Straßenoberfläche ge drückt wird, in dem gezeigten Beispiel am linken Hinterrad am kleinsten ist, vorausgesetzt die Reifen der vier Räder haben denselben Oberflächenzustand. Obwohl der Reibungs kreis 102fl des linken Vorderrads dem kleinsten zwar am nächsten kommt, ist aber die Schlupfzugabe Dfi am linken Vorderrad minimal, da die zusammengesetzte Seitenkraft Fxyfl des linken Vorderrads größer ist als die zusammenge setzte Kraft Fxyrl des linken Hinterrads.

Im Schritt 140 wird in Abhängigkeit von der Schleuder größe SQ gemäß einem Verzeichnis, wie es in Fig. 4 gezeigt ist, ein Faktor K geschätzt, wobei K ein positiver Wert ist, der 1 nicht überschreitet. In erster Linie soll der Faktor K zwar gemäß einer Wirkungslinie bestimmt werden, die durch die durchgezogene Linie gezeigt ist, er kann aber auch gemäß der gestrichelten Linie modifiziert werden. Auf jeden Fall wird, wie es in der nachstehenden Beschreibung ersichtlich wird, der Faktor K miteinbezogen, um das Schleuderunterdrückungsbremsen solange so gering wie mög lich zu halten, bis der Bedarf dafür ansteigt.

Im Schritt 150 wird unter Auswahl der minimalen Schlupfzugabe Dfi als Dfmin die Schlupfverhältniszugabe Sa für die jeweiligen Räder wie folgt berechnet:

Sa = K.Dfmin

Im Schritt 160 wird zu den im Schritt 60 berechneten Schlupfverhältnissen Si der jeweiligen Räder die Schlupf verhältniszugabe Sa addiert, so daß für die jeweiligen Rä der Sollschlupfverhältnisse Rsi vorgesehen werden. Im Schritt 170 werden dann die Sollradgeschwindigkeiten Vti der jeweiligen Räder aus den Sollschlupfverhältnissen wie folgt abgeschätzt:

Vti = (1 - Rsi).Vb

Im Schritt 180 werden die Betriebsverhältnisse für die Rückkopplungs- bzw. Rückmeldesteuerung der Radgeschwindig keit Vi durch das Bremsen der jeweiligen Räder, was durch die vorstehend erwähnten Kombinationen der normalerweise offenen EIN-AUS-Ventile 48fl-48rr und der normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventile 50fl-50rr bewirkt werden soll, wie folgt berechnet:

Dri = Kp.(Vi - Vti) + Kd.d(Vi - Vti)/dt

wobei Kp und Kd Faktoren für die Proportional- und Dif ferentialterme der Rückmeldesteuerung sind.

Im Schritt 190 werden Steuersignale derart ausgegeben, daß die Umschaltventile 36f und 36r in die zweite Schalt stellung geschaltet werden, wobei die Hochdruckkanäle 20f und 20r von den Pedaldruckkanälen 16f und 16r jeweils ge trennt werden und die normalerweise offenen EIN-AUS-Ventile 48fl-48rr und die normalerweise geschlossenen EIN-AUS- Ventile 50fl-50rr gemäß den jeweiligen Betriebsverhält nissen Dri umgeschaltet werden, dadurch werden die jeweili gen Räder derart gebremst werden, daß die Radgeschwindig keiten Vi der jeweiligen Räder durch das Bremsen auf die Sollwerte Vti gebracht.

Wenn die Antwort der Beurteilung von Schritt 50 JA ist, d. h. wenn ein Schleudern des Fahrzeugs in hohem Maße vor weggenommen wird, geht der Prozeß zum Schritt 200 weiter, und das Sollschlupfverhältnis Rsfo für das Vorderrad an der Außenseite der Drehung wird in Abhängigkeit von der Schleu dergröße SQ gemäß einem Verzeichnis, wie es in Fig. 5 ge zeigt ist, direkt abgeschätzt. Im Schritt 210 wird dann un ter Verwendung und Angabe der Radgeschwindigkeit des Vor derrads an der Innenseite der Drehung als Vb aus dem Soll schlupfverhältnis Rsfo die Sollradgeschwindigkeit Vtfo für das Vorderrad an der Außenseite der Drehung wie folgt umge kehrt abgeschätzt:

Vtfo = (1 - Rsfo).Vb

Im Schritt 220 wird das Betriebsverhältnis für den Be trieb des normalerweise offenen EIN-AUS-Ventils 48fl oder 48fr und des normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventils 50fl oder 50fr wie folgt berechnet:

Drfo = Kp.(Vfo - Vtfo) + Kd.d(Vfo - Vtfo)/dt

Im Schritt 230 werden Steuersignale derart ausgegeben, daß das Umschaltventil 36f in die zweite Schaltstellung geschaltet wird, wobei der Hochkdruckkanal 20f vom Pe daldruckkanal 16f getrennt wird und das normalerweise offe ne EIN-AUS-Ventil 48fl oder 48fr und das normalerweise ge schlossene EIN-AUS-Ventil 50fl oder 50fr gemäß dem Be triebsverhältnis Drfo umgeschaltet werden, wodurch das Vor derrad an der Außenseite der Drehung derart gebremst wird, daß dessen Radgeschwindigkeit Vfo durch das Bremsen auf die Sollradgeschwindigkeit Vtfo gebracht wird und dadurch in der Fahrzeugkarosserie ein entsprechendes Anti-Schleudermo ment erzeugt wird.

Wie es aus der vorstehenden Beschreibung ersichtlich ist, werden, wenn man ein Schleudern des Fahrzeugs mit ei ner relativ geringen Wahrscheinlichkeit derart vorwegnimmt, daß die Schleudergröße SQ zwar den ersten Schwellenwert Ka, aber nicht den zweiten Schwellenwert Ks überschreitet, er findungsgemäß die vier Räder so abgebremst, daß ein gemein sames Schlupfverhältnis, beispielsweise Sa, derart erhöht wird, daß das Fahrzeug ohne eine wesentliche Erzeugung ei nes Giermoments infolge des Bremsens an den vier Rädern gleichmäßig verzögert wird, ohne dabei die Schlupfzugabe Dfi auch im kleinsten Bereich zu beseitigen. Wenn das Fahr zeug auf die vorstehend beschriebene Art und Weise an den vier Rädern so abgebremst wird, daß dadurch kein wesentli ches Giermoment erzeugt wird, wird auch die Schleuderwahr scheinlichkeit dementsprechend herabgesetzt, ohne dabei die Steuerfähigkeit des Fahrzeugs durch den Fahrer wesentlich zu beeinflussen.

Wenn ein Schleudern des Fahrzeugs mit einer höheren Wahrscheinlichkeit vorweggenommen wird, indem die Schleu dergröße SQ den zweiten Schwellenwert überschreitet, dann konzentriert sich das Bremsen des Fahrzeugs auf das Vorder rad an der Außenseite der Drehung, so daß gemäß den Schrit ten 200-230 ein Anti-Schleudermoment im Fahrzeug auf ef fektivere Weise erzeugt wird. Auch in diesem Fall wird da durch, daß die Vorsichtsmaßnahmen-Bremssteuerung durch die Schritte 60-190 zuvor ausgeführt wird, die Schleuderun terdrückungssteuerung durch die Schritte 200-230 gemä ßigt.

Obwohl bei der vorstehenden Ausführungsform das Bremsen an jedem Rad in Abhängigkeit von der Summe des geschätzten momentanen Schlupfverhältnisses Si und der Schlupfverhält niszugabe Sa erfolgt, kann es auch in Abhängigkeit von ei nem gemeinsamen Schlupfverhältnis an allen Rädern erfolgen, das zweckmäßigerweise als die Summe des minimalen der vier Schlupfverhältnisse Si und der Schlupfverhältniszugabe Sa berechnet wird.

Ferner kann, obwohl der Effekt des Unterschieds in den Drehspuren der Räder zwischen der Innenseite und der Außen seite der Drehung und der Giergeschwindigkeit auf die Rad geschwindigkeit von jedem Rad bei den vorstehend erwähnten Umrechnungen zwischen dem Schlupfverhältnis und der Radge schwindigkeit nicht berücksichtigt werden, die Genauigkeit jener Umrechnungen durch die Aufnahme bzw. das Einbeziehen des Drehradius des Fahrzeugs, der Spurweite, der Gierge schwindigkeit und anderer auf das Verhältnis zwischen dem Schlupfverhältnis und der Radgeschwindigkeit einflußreicher Parameter noch mehr erhöht werden. In diesem Zusammenhang kann, obwohl bei der vorstehend erwähnten Ausführungsform die Fahrzeuggeschwindigkeit Vb des Vorderrads an der Innen seite der Drehung als Bezugsradgeschwindigkeit verwendet wurde, eine Bezugsradgeschwindigkeit in Abhängigkeit von einer Fahrzeuggeschwindigkeit erhalten werden, die durch einen auf die Straßenoberfläche wirkenden Überschallfahr zeuggeschwindigkeitssensor erfaßt wird.

Obwohl bei der vorstehend erwähnten Ausführungsform der letzte Schritt des Abschätzens des Betriebsverhältnisses Dri oder Drfo von einer Rückmeldesteuerung der Radgeschwin digkeit abhängt, kann eine derartige letzte Abschätzung zum Erhalt des Betriebsverhältnisses zum Betreiben der Reihenschaltung des normalerweise offenen EIN-AUS-Ventils und des normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventils auch in Abhän gigkeit von einer Rückmeldesteuerung des jedem Radzylinder 54fl-54rr zugeführten Hydraulikdrucks erhalten werden, der von den in Fig. 1 gezeigten Drucksensoren 80fl-80rr als Ersatz der Radgeschwindigkeitssensoren 74fl-74rr ab hängt. In diesem Fall ist das Ablaufdiagramm von Fig. 2 derart modifiziert, wie es in Fig. 7 gezeigt ist. Wie es für die technisch erfahrenen Leute offensichtlich ist, sind im Ablaufdiagramm von Fig. 7 die Schritte 140-190 und die Schritte 205-230 für die Anpassung des Abschätzprozesses zur Steuerung des Bremshydraulikdrucks modifiziert. Genauer gesagt wird im Schritt 140 von Fig. 7 der Faktor Kp gemäß einem Verzeichnis, wie es in Fig. 8 gezeigt ist, in Abhän gigkeit von der Schleudergröße SQ erhalten. Die Funktion bzw. Wirkung von Kp kann der des in Fig. 4 gezeigten K ähn lich sein. Kp ist ebenfalls ein positiver Wert, der nicht größer ist als 1. In erster Linie soll der Faktor Kp zwar gemäß einer Wirkungslinie, wie sie durch die durchgezogene Linie dargestellt ist, bestimmt werden, aber er kann auch gemäß der gestrichelten Linie modifiziert werden. Auf jeden Fall wird der Faktor Kp miteinbezogen, um das Schleuderun terdrückungsbremsen so niedrig wie möglich zu halten, bis sich der Bedarf dafür erhöht.

Im Schritt 150 von Fig. 7 wird die Bremskraftzugabe Fxa wie folgt berechnet:

Fxa = Kp.Dfmin

Im Schritt 160 von Fig. 7 werden die Sollbremskräfte Fxti der jeweiligen Räder als eine Summe der im Schritt 70 berechneten Fxi und der Fxa berechnet; im Schritt 170 von Fig. 7 werden dann die Sollbremsdrücke (die Hydraulik drücke) Pti der jeweiligen Räder aus den Sollbremskräften Fxti gemäß einem nicht gezeigten Verzeichnis, das die Bremskraft und den entsprechenden Bremsdruck zueinander in Beziehung bringt, geschätzt. Im Schritt 180 von Fig. 7 wer den schließlich die Betriebsverhältnisse Dri für die Rück meldesteuerung des Bremsdrucks Pi am jeweiligen Radzylin der, was durch die normalerweise offenen EIN-AUS-Ventile 48fl-48rr und die normalerweise geschlossenen EIN-AUS- Ventile 50fl-50rr bewirkt werden soll, wie folgt abge schätzt:

Dri = Kpp.(Pi - Pti) + Kpd.d(Pi - Pti)/dt

wobei Kpp und Kpd Faktoren für die Proportional- und Differentialterme für die Rückmeldesteuerung sind.

Im Schritt 190 von Fig. 7 werden anschließend für die Umschaltventile 36f und 36r, die normalerweise offenen EIN- AUS-Ventile 48fl-48rr und die normalerweise geschlossenen EIN-AUS-Ventile 50fl-50rr auf dieselbe Art und Weise wie bei der in Fig. 2 gezeigten Ausführungsform Steuersignale ausgegeben.

Ähnlicherweise wird im Schritt 205 der Sollbremsdruck Ptfo für das Vorderrad an der Außenseite der Drehung in Ab hängigkeit von der Schleudergröße SQ gemäß einem Verzeich nis, wie es in Fig. 9 gezeigt ist, geschätzt; desweiteren wird im Schritt 220 von Fig. 7 dann das Betriebsverhältnis Drfo der Rückmeldesteuerung des Bremsdrucks Pfo des Vorder rads an der Außenseite der Drehung, was durch das normaler weise offene EIN-AUS-Ventil 48fl oder 48fr und das norma lerweise geschlossene EIN-AUS-Ventil 50fl oder 50fr bewirkt werden soll, wie folgt berechnet:

Drfo = Kpp.(Pfo - Ptfo) + Kpd.d(Pfo - Ptfo)/dt

Im Schritt 230 von Fig. 7 werden an das Hydrauliksystem auf dieselbe Art und Weise wie im Schritt 230 von Fig. 2 Steuersignale ausgegeben.

Obwohl bei der vorstehend erwähnten zweiten Ausfüh rungsform das Bremsen an jedem Rad in Abhängigkeit von der Summe der abgeschätzten momentanen Bremskraft Fxi und der Bremskraftzugabe Fxa erfolgt, kann es an allen Rädern auch in Abhängigkeit von einer gemeinsamen Bremskraft erfolgen, die zweckmäßigerweise als die Summe der minimalen der vier Bremskräfte Fxi und der Bremskraftzugabe Fxa berechnet wird.

Desweiteren können, obwohl bei der zweiten Ausführungs form im Schritt 70 die Längskräfte Fxi aus den Schlupfver hältnissen auf dieselbe Art und Weise wie bei der ersten Ausführungsform berechnet wurden, die Längskräfte Fxi je weils aus dem Druck Pi, in Abhänigkeit vom Radius R jedes Reifens und einer Konstanten Cb, wie folgt berechnet wer den:

Fxi = (Cb/R).Pi

Claims

1. Regelungsvorrichtung zum Unterdrücken einer Übersteuerungsneigung eines Fahrzeugs mit einer Fahrzeugkarosserie und Rädern, umfassend:
eine Einrichtung (S30) zum Abschätzen einer Übersteuerungsgröße (SQ) des Fahrzeugs, die dessen Übersteuerungsneigung repräsentiert, und
eine Bremseinrichtung (10) zum selektiven und variablen Bremsen jedes Rads in Abhängigkeit von der Übersteuerungsgröße (SQ), dadurch gekennzeichnet, daß
die Regelungsvorrichtung die Bremseinrichtung (10) so betätigt, daß das Fahr zeug ohne eine spürbare Giermomentänderung durch das Bremsen verzögert wird, wenn die Übersteuerungsgröße (SQ) einen bestimmten ersten Schwellenwert (Ka) überschreitet, der ein relativ niedriges Übersteuerungsneigungsniveau repräsentiert, und
die Regelungsvorrichtung die Bremseinrichtung (10) so betätigt, daß das Fahr zeug mit einem der Übersteuerungsneigung entgegenwirkenden Giermoment verse hen wird, wenn die Übersteuerungsgröße (SQ) einen bestimmten zweiten Schwellen wert (Ks) überschreitet, der größer ist als der erste Schwellenwert (Ka) und ein relativ hohes Übersteuerungsneigungsniveau repräsentiert.

2. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 1, umfassend:
eine Einrichtung (S60) zum Erfassen eines Radschlupfs (Si) im Radaufstand spunkt zwischen jedem Rad und der Fahrbahn,
eine Einrichtung (S130) zum Abschätzen des Radius (µ.Fzi) eines Reibungs kreises in jedem Radaufstandspunkt,
eine Einrichtung (S110) zum Abschätzen einer auf jedes Rad wirkenden Quer kraft (Fyi),
eine Einrichtung (S70) zum Berechnen einer auf jedes Rad wirkenden Längs kraft (Fxi),
eine Einrichtung (S130) zum Berechnen einer Schlupfzugabe (Dfi) jedes Rads als die Differenz zwischen dem Radius (µ.Fzi) des Reibungskreises und einer resul tierenden Kraft bezüglich jedes Rads, die aus der Längskraft (Fxi) und der Querkraft (Fyi) zusammengesetzt ist, und
eine Einrichtung (S160) zum Berechnen eines Sollwerts (Rsi) für den Rad schlupf (Si) jedes Rads als die Summe aus jedem erfaßten Radschlupf (Si) und eines Modifikationswerts (Sa) basierend auf dem Minimum (Dfmin) der Schlupfzugaben (Dfi), wobei
jedes Rad so gebremst wird, daß der Radschlupf (Si) jedes Rads dem diesbe züglichen Sollwert (Rsi) angeglichen wird, wenn die Übersteuerungsgröße (SQ) den ersten Schwellenwert (Ka) überschreitet.

3. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 2, wobei der Modifikationswert (Sa) das Produkt aus der Schlupfzugabe (Dfi) und einem Proportionalitätsfaktor (K) ist, der in Abhängigkeit von einem Anstieg der Übersteuerungsgröße (SQ) in einem Bereich größer Null, aber gleich oder kleiner Eins erhöht wird.

4. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Regelungsvorrichtung das Fahrzeug mit dem der Übersteuerungsneigung entgegenwirkenden Giermoment ver sieht, indem das an der Außenseite befindliche Vorderrad des Fahrzeugs bei dessen Kurvenfahrt gebremst wird.

5. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Übersteuerungsgröße (SQ) gleich der gewichteten Summe aus dem Schwimmwinkel (β) der Fahrzeugkarosserie und einem zeitabhängigen Differential (βd) des Schwimmwinkels (β) ist, wenn die ge wichtete Summe positiv ist, und gleich dem Absolutwert der gewichteten Summe ist, wenn die gewichtete Summe negativ ist.

6. Regelungsvorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Übersteuerungsgröße (SQ) gleich der gewichteten Summe aus dem Schwimmwinkel (β) der Fahrzeugkarosserie und einem zeitabhängigen Differential (βd) des Schwimmwinkels (β) ist, wenn die ge wichtete Summe in Übereinstimmung mit einer positiven Giergeschwindigkeit (γ) des Fahrzeugs positiv ist, aber Null ist, wenn die gewichtete Summe im Vergleich zur po sitiven Giergeschwindigkeit (γ) negativ ist, und gleich dem Absolutwert der gewichte ten Summe ist, wenn die gewichtete Summe in Übereinstimmung mit einer negativen Giergeschwindigkeit (γ) negativ ist, aber Null ist, wenn die gewichtete Summe im Ver gleich zur negativen Giergeschwindigkeit (γ) positiv ist.