AT409743B - Antriebsschlupfregelsystem - Google Patents

Description

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   Die Erfindung betrifft ein Antriebsschlupfregelsystem für ein Kraftfahrzeug, bei dem die Dreh- geschwindigkeiten der angetriebenen Rader WL und Wr und die Motordrehzahl w¯mot bestimmt werden und bei dem in einem Regler aus der Differenz der Raddrehgeschwindigkeiten 
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 die angetriebenen Räder ermittelt werden, die in   Ventilansteuerzelten   für die Radbremsen dieser Räder umgesetzt werden. 



   Ein derartiges Antriebsschlupfregelsystem ist bereits aus der DE 40 30 881 A1 bekannt. Dieses bekannte Antriebsschlupfregelsystem ist aufgeteilt in einen Kardanregler für die mittlere Drehge- schwindigkeit der Antriebsräder und in einen Differenzregler für die Drehzahldifferenz der Antriebs- räder. Auf die Gestaltung von Kardan- und Differenzdrehzahlregler wird nicht näher eingegangen. 



   Die Aufgabe der Erfindung besteht in einer vorteilhaften Ausgestaltung des Differenzdrehzahl- reglers, welche einen stabilen und zuverlassigen Betrieb erlaubt Diese Aufgabe wird dadurch gelost, dass der Regler ein Regelverhalten u¯PID mit Proportionalanteil u¯P, Integralalanteil x1 und Differentialanteil u¯D (PID-Regler) aufweist, wobei folgende Bremsregeln gelten : 
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 fungseingriffs bestimmt, entsprechenden Bremsdruck beaufschlagt,
2) ist   Aw   < 0 und   u¯PID   < 0, dann wird das rechte Rad mit einem dem Sollbremsmoment 
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 fungseingriffs bestimmt, entsprechenden Bremsdruck beaufschlagt, 
3) ist keine der Bedingungen 1) oder 2) erfüllt, wird kein Rad gebremst, wobei u¯DP ein von der Motordrehzahl w¯mot und der Gangstufe ig abhängiger Dämpfungseingriff ist. 



   Damit beinhaltet die Erfindung eine Verbesserung der Reglereigenschaften, so dass es zu einer Verbesserung der Differentialsperrwirkung durch Bremseneingriff kommt. Diese Verbesserung besteht in der erfindungsgemassen Ausgestaltung des Differenzdrehzahlreglers. 



   Anhand der Zeichnung wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung erläutert. Es zeigen Figur 1 den Regelkreis als Blockschaltbild, Figur 2 ein detailliertes Blockschaltbild, Figur 3 und Figur 4 Diagramme zur Erläuterung. 
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 zeugt. Ein Ventilansteuerblock 3 setzt diese Sollbremsmomente in Ventilansteuerzeiten tVL und tVR um. In diesen Ansteuerzeiten wird zum Beispiel ein 3/3-Ventil in einer   Hydraulikeinheit   4 in eine Druckaufbaustellung oder Druckabbaustellung gesteuert, und damit Bremsdruck an den Radbrem- 
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 hungsweise M BR entstehen. 



   Figur 2 zeigt ein Blockschaltbild des Reglers samt der Ventilansteuerung. Einem Block 5 wer- den uber Klemmen 6 die vier Radgeschwindigkeiten und die Motordrehgeschwindigkeit zugeführt. 



  Im Block 5 wird die Drehzahldifferenz der angetriebenen Räder   Aw   = (WL - WR) und die gefilterte 
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An den Block 5 ist ein PID-Bremsregler angeschaltet, der einen   Proportionalregler   7, einen In- tegralregler 8, einen Differentialregler 9 und einen Dämpfungszweig 10 aufweist 
Die Sollbremsmomente werden aus den Anteilen des PID-Reglers und des Dämpfungseingriffs bestimmt. Hier können bei Erweiterungen des Reglers problemlos Sollbremsmoment-Anteile zu- sätzlicher Reglermodule hinzugefügt werden (zum Beispiel zur gleichzeitigen Abbremsung beider Antriebsrader). 



   Die Anteile des PID-Reglers werden in einem Block 11 zu u¯PID = u¯P + x + u¯D zusammengefasst. 



   Es werden drei Fälle unterschieden 
1) Wenn   Aw' >    0 und   u¯PID   > 0 erfüllt ist, wird das linke Rad abgebremst 
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 3) andernfalls wird kein Rad abgebremst: 

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   Dies ist in Figur 2 für den Fall 1) durch einen Vergleicher 12   (Aw' >    0), einen Vergleicher 14   (u¯PID   > 0), ein Und-Gatter 16, einen Addierer 18, eine Ventilansteuerung 19 und ein 3/3-Ventil 20 realisiert, wobei das Ausgangssignal des Und-Gatters 16 bei Vorliegen der beiden Bedingungen den Addierer 18 aktiviert, der dann M¯BL* aus den Ausgängen des Addierers 11 und des Zweigs 10 bildet. Das Ausgangssignal des Addierers 18 wird in einem Block 19 in eine Ventilansteuerzeit für das Ventil 20 umgesetzt, wobei die Zeit so bemessen ist, dass ein dem Sollbremsmoment ent- sprechender Druck an der Bremse eingesteuert wird. 



   Für den Fall 2) sind entsprechende Blöcke 13, 15, 17 und 21 bis 23 vorgesehen. 



   Im Fall 3) erfolgt keine Ansteuerung der Ventile. 



   Es wird nun auf den Aufbau des Bremsreglers beziehungsweise seiner Zweige eingegangen. 



   Im ansteigenden Ast der Schlupfkurve (Figur 3) verhält sich das Rad stabil; eine relativ kleine Auslenkung des Bremsmoments führt nur zu einer geringen Schlupf- beziehungsweise Drehzahl- änderung. Im abfallenden Ast beziehungsweise horizontalen Ast der Schlupfkurve ist das Rad   dagegen instabil ; einerelativ kleine Bremsmoment-Auslenkung bewirkt eine grosse Schlupf- bezie-   hungsweise Drehzahländerung. 



   Die Regelstrecke ist deshalb nicht linear. Ihre Parameter sind darüber hinaus wegen des Mo- 
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 im   PID-Regler   berücksichtigt. Hierzu muss der jeweilige Betriebszustand ermittelt werden. Dies geschieht im Block 5. 



   Wie später angezeigt wird, muss bekannt sein, in welchem Gang gefahren wird. Dies kann durch folgenden Vorgang geschehen. 



   Die Motordrehgeschwindigkeit w¯mot und die Drehgeschwindigkeit der Kardanwelle w¯k= (WL + wR)/2 werden jeweils durch einen Tiefpass gefiltert: 
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 wobei a¯g eine Filterkonstante ist, die zum Beispiel 0. 9 ist. Die Getriebeübersetzung der i-ten Fahrstufe wird mit ig(i) bezeichnet. 



   Ein Zähler i wird solange inkrementiert, i   = i+1,   bis 
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    Für die Fahrstufe FS gilt dann : = i. ¼ 4 ist ein Schwellenwert (zum Beispiel 4). Der geschil-   derte Vorgang wird im Block 5 durchgeführt, wie auch das Erkennen eines Motorschleppmomen- tes. Der Regler soll dann abgeschaltet werden, wenn sich ein Antriebsrad im Motorbremsschlupf befindet. 



   Die auf Raddrehgeschwindigkeit umgerechnete Fahrzeuglängsgeschwindigkeit wird mit Wref bezeichnet, Wref lässt sich durch Wref = (WL NA   +     WR,NA)  2 berechnen. Hierbei bezeichnen   WL,NA   und WR,NA die Raddrehgeschwindigkeiten der nicht angetrie- benen Rader
Auf Schleppbetrieb SB wird erkannt, wenn 
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 werden zum Beispiel über eine Leitung 24 die Und-Gatter 16 und 17 gesperrt und somit die Rege- lung abgeschaltet. In Block 5 wird auch der Sollwert für die Differenzdrehzahl an die Fahrzeugge- schwindigkeit und an eine Mindest-Motordrehzahl angepasst. Der Motor stirbt dann auch bei unter- touriger Fahrweise (zum Beispiel Anfahren im 2.

   Gang) nicht ab, wenn die Mindest-Motordrehzahl eingehalten wird. 
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 2)   (i-high-Rad   ist stabil werden deshalb unterschiedliche Reglerparametersätze verwendet. Diese 

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 der Schlupfkurve befindet. Die Erkennung des Zustandes 1) wird im Block 5 durch folgenden   Vorgang erreicht : ist ein Tiefpass-Filter vorgesehen, das folgender Beziehung entspricht:   
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 Auf Fall 1) und somit instab = 1 wird erkannt, wenn 
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 ist, wobei ¼ 7 ein Schwellwert, zum Beispiel 2 ist; andernfalls ist instab = 0. 



   Der Antriebsstrang neigt infolge von Elastizitäten zu Schwingungen im Frequenzbereich 8-12 Hz. Ein Dämpfungseingriff soll dafür sorgen, dass diese Schwingungen durch   Reglereingriffe   nicht angeregt werden. Für den Dampfungseingriff wird der in der DE 40 30 881 A1 beschriebene Dämpfungsregler lediglich um zwei Totzeitglieder ergänzt. Die Totzeitglieder sorgen für die richtige Phasenlage des Dämpfungseingriffs: Im Zweig 10 wird u¯DP wie folgt gebildet: 
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 w¯mot und FS = ig wird vom Block 5 geliefert. 



   Ein Totzeitglied besteht aus   Ttot/Tabtast -   Speichern, wobei zum Beispiel die Totzeit = 60 ms, die Abtastzeit = 20 ms beträgt. Der Index t - Ttot/T bedeutet, dass die Messung von w¯mot bzw. w¯k die Totzeit Ttot zurückliegt, (d. h. dass Wnot und w¯k  Ttot/T   mal zwischengespeichert wird). 



   Es werden 3 Speicher verwendet, wobei der erste Speicher den alten, das heisst vom vorange- gangenen Abtastschritt stammenden Wert enthält und der zweite Speicher den alten Wert des ersten Speichers enthält und so weiter. 



   Der Wert des ersten Speichers ist also 20 ms "alt", der Wert des zweiten Speichers ist 40 ms und der Wert des dritten Speichers ist 60 ms "alt". 



   Der P-Anteil u¯P des Reglers dient vor allem zur Stabilisierung des Regelkreises; er wird im 
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 Vermeidung von Schwingungsanregungen durch einen Tiefpass gefiltert, es gilt: 
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Wenn das Rad unterbremst ist, treten wegen der Nichtlinearität der Schlupfkurve grössere Re- gelabweichungen auf, als wenn es uberbremst ist. Dies wird im P-Anteil durch zwei unterschiedli- che Verstärkungsfaktoren, nämlich k¯P1 (für unterbremstes Rad) und k¯P2 (für überbremstes Rad) berücksichtigt. Beide Reglerparameter sind von der Fahrstufe FS und vom Zustand instab abhängig. Der Verstärkungsfaktor k¯P2 hängt zusätzlich vom Integratorzustand X1ab k¯P2 = k¯P2(FS, instab, X1) k¯P2 kann beispielsweise so gewählt werden, dass 
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 s¯8 ist ein Schwellenwert, zum Beispiel 200. 



   Der P-Anteil berechnet sich zu 
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   Der D-Anteil verbessert die Phasenlage des Reglers. 



   Beim Differenzieren der Raddrehgeschwindigkeit wird das gewünschte Signal durch die oben erwähnten Radschwingungen erheblich verfälscht. Die   Raddrehbeschleunigung   wird deshalb bei herkömmlichen Differenzierern sehr stark gefiltert, was mit einer grossen Phasenverschiebung verbunden ist. Die Störung durch Radschwingungen ist dann relativ klein, wenn zum Differenzieren die um die Schwingungsdauer Ts zurückliegende Raddrehgeschwindigkeit von der aktuellen Rad- drehgeschwindigkeit abgezogen wird. Dies zeigt das Diagramm der Figur 4. 



   Wenn Ts   em   Vielfaches des Abtastintervalls des Rechners ist, erhält man 
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 y¯D wird später auch noch für die Berechnung des Integratorzustandes x1 verwendet. 

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  Für den D-Anteil ergibt sich 
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 wobei k¯D ein Verstärkungsfaktor, zum Beispiel 10 ist. Dieser Vorgang spielt sich im Zweig 9 ab. 



   Der   I-Anteil   x wird im Zweig 8 gebildet und stellt den stationären Endwert für das Bremsmoment ein. 
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   Die Umrechnung der Sollbremsmomente in Ventilansteuerzeiten in den Blöcken 19 und 22 wird in den folgenden Absätzen näher erläutert. Diese Blöcke haben die Aufgabe, die Dynamik der Bremshydraulik regelungstechnisch zu kompensieren, so dass sie bei der Entwicklung und Ausle- gung des Bremsmomentreglers nicht mehr explizit berücksichtigt werden muss. 



   In der Hydraulik werden die Ventilöffnungszeiten zum Radbremsdruck bzw. Radbremsmoment aufintegriert. In der Ventilansteuerung wird umgekehrt aus dem Sollmoment die Ventilöffnungszeit bestimmt ; die Ventilansteuerung wirkt somit wie ein Differenzierer, welcher die integrierende Wir- kung der Hydraulik kompensiert. 



   Die Geschwindigkeit, mit der sich der Druck im Radbremszylinder ändert, ist eine nichtlineare Funktion des Drucks: dp / dt = f(p). 



   Diese Nichtlinearität wird kompensiert, indem die Ventilöffnungszeit in Abhängigkeit von einem Schätzdruck p¯d berechnet wird. 



   Der Solldruck p' wird aus der Eingangsgrösse Sollbremsmoment M B berechnet 
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 zu Bremsdruck ist. Für die vom Regelalgorithmus berechnete Ventilöffnungszeit t¯vgilt. t¯v < 0 :   Druckabbaut¯v = 0 : Druckhalten   t¯v > 0 :   Die Werte von t¯v sind auf Vielfache der minimalen Ventilöffnungszeit tmm beschrankt, wobei   das   Abtastmtervall   T als maximal zulässige Ventilöffnungszeit ebenfalls ein Vielfaches von tmm sein muss : 
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   In einem eindimensionalen Kennfeld   Apauf(p¯d)   ist für äquidistante Werte von p¯dder auf die Zeiteinheit 
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 abgelegt Analog enthält   Apab(p¯d)   die Werte für Druckabbau. 



   Der ROM-Bedarf von   Apauf(p¯d)   und   Apab(p¯d)   lässt sich verringern, wenn man die relativ glat- ten Funktionen durch lineare Interpolation zwischen wenigen Stützstellen berechnet oder durch eine analytische Funktion approximiert. Diese Massnahmen führen aber zu grösseren Rechenzeiten und zusätzlichem ROM-Bedarf fur die Berechnungen. 



   Bei der Bestimmung von t¯v werden 5 Fälle unterschieden: 
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 4) Druckaufbau: p* > p¯d+ ¼ c 

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 und der Zähler t inkrementiert, K = K+1 K ist der Zählerstand 
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 und die vorherige Ventilöffnungszeit T v =   (K-1)*tmm     5) Druckabbau : < p¯d - ¼3 = >    
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   Bei dieser Berechnungsmethode für die Ventilöffnungszeit wird kein "inverses" Hydraulikmodell benötigt. 



   Nachfolgend werden die Modifikationen für Allrad-Antrieb beschrieben : Die Kardanwellen- Drehgeschwindigkeit w¯k wird dann aus dem Mittelwert aller vier Raddrehgeschwindigkeiten gebildet : 
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 Rades wird dann erkannt (instab = 1), wenn es in einem Zeitraum (k+1)*T seine Drehgeschwindig- keit oft oder stark ändert, d. h. wenn 
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   Der oben beschriebene PID-Regler wird zur Regelung der Differenzdrehzahl der Vorder- bzw. 



  Hinterräder unverändert übernommen. 



   Für die Längssperre wird ein PTi -Regler mit toter Zone (Lose) verwendet: 
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   Hierin ist a¯L eine Filterkonstante (z. B. 0. 5), E¯12 ein Schwellenwert (z. B. 1) und k¯L z. B 30. 



   Der erfindungsgemässe Differenzdrehzahlregler lässt sich relativ einfach zu einem vollständigen ASR-System ausbauen, wenn die Kardanwellen-Drehzahl über einen Motoreingriff geregelt wird. 



   Wichtige Formelzeichen: a.. Filterkonstanten c¯hyd Verhältnis Bremsmoment/Bremsdruck ¼ Schwellenwerte 
FS Fahrstufe ig Getriebeübersetzung instab Flag zur Stabilität   des-high-Rades   k... Verstärkungsfaktoren 
M B Bremsmoment 
M B Sollbremsmoment p Bremsdruck p Solldruck ¯Pab Kennfeld für Druckabbau 
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 p¯d Schätzdruck T Abtastzeit Ts Schwingungsdauer t Zeit bzw.   Zeltindex   tmm minimale Ventilöffnungszeit T v Ventilöffnungszeit u¯... Regleranteile x 1 Integratorzustand 

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 y¯Dif Differenziererausgang ¯ Û Sollwertvorgabe w Raddrehgeschwindigkeit W V Raddrehgeschwindigkeit vorne links,... 



  ¯W Differenzgeschwindigkeit ¯W Soll-Differenzgeschwindigkeit w¯k Drehgeschwindigkeit der Kardanwelle w¯mot Motordrehgeschwindigkeit 
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 WRef Referenzgeschwindigkeit Indizes: H hinten L links NA nicht angetrieben R rechts t Zeitschritt V vorn gefiltert
Sollwert 
PATENTANSPRÜCHE : 1. Antriebsschlupfregelsystem für ein Kraftfahrzeug, bei dem die Drehgeschwindigkeiten der 
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 triebenen Räder ermittelt werden, die in Ventilansteuerzeiten für die Radbremsen dieser Räder umgesetzt werden, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler ein Regelverhalten u¯PID mit Proportionalanteil u¯P, Integralalanteil x1und Differentialanteil u¯D (PID- Regler) aufweist, wobei folgende Bremsregeln gelten. 
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 Dämpfungseingriffs bestimmt, entsprechenden Bremsdruck beaufschlagt, 
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Claims (13)

1. eines Dämpfungseingriffs bestimmt, entsprechenden Bremsdruck beaufschlagt, 3) ist keine der Bedingungen 1) oder 2) erfüllt, wird kein Rad gebremst, wobei u¯DP ein von der Motordrehzahl w¯mot und der Gangstufe ig abhangiger Dämpfungseingriff ist
2. 2. Antriebsschlupfregelsystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass folgende Bremsregeln gelten : 1) ist Aw > 0 und u¯PID ¯ 0, dann wird das linke Rad mit einem dem Sollbremsmoment M BL = u¯PID + u¯DP entsprechenden Bremsdruck beaufschlagt, EMI6.6 M¯BR' = -u¯PID + u¯DP entsprechenden Bremsdruck beaufschlagt, 3) ist keine der Bedingungen 1) oder 2) erfüllt, wird kein Rad gebremst, wobei u¯DP ein von der Motordrehzahl w¯mot und der Gangstufe ig abhangiger Dämpfungseingriff ist.
3. 3. Antriebsschlupfregelsystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass Aw, EMI6.7 eine Filterkonstante ist.
4. 4. Antriebsschlupfregelsystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass zur Erken- EMI6.8 <Desc/Clms Page number 7> als ein vorgegebener Wert ¼ 7 ist.
5. 5. Antriebsschlupfregelsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass für die Bildung des P-Anteils u¯P gilt: EMI7.1 wobei k¯P1 und k¯P2 unterschiedliche Verstärkungsfaktoren sind, die beide von der EMI7.2 Sollwert für die Differenzdrehzahl ist.
6. 6. Antriebsschlupfregelsystem nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Sollwert ¯W für die Drehzahldifferenz durch folgende Beziehung bestimmt ist: EMI7.3 destmotordrehzahl ist, die von der Fahrstufe (FS) abhängt.
7. 7 Antriebsschlupfregelsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass für die Bildung des Differentialanteils u¯D gilt u¯D = k¯D * y¯D, wobei k¯D ein Ver- stärkungsfaktor und y¯D das Ausgangssignal eines Differenzierers ist, der durch folgende EMI7.4 hergehenden Zeitpunkt und wobei Ts ein Vielfaches des Abtastintervalls des Rechners ist
8. 8. Antriebsschlupfregelsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Integralanteil x 1gemäss den folgenden Bedingungen ermittelt wird: EMI7.5 Filterkonstante ist.
9. 9. Antriebsschlupfregelsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Dämpfungseingriff u¯DP gemäss folgender Beziehung gewonnen wird: EMI7.6 w¯k= (WL + wR)/2 die Drehgeschwindigkeit der Kardanwelle ist.
10. 10. Antriebsschlupfregelsystem nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass eine tiefpass- gefilterte Motordrehgeschwindigkeit w'¯mot und eine tiefpass-gefilterte Kardanwellendreh- EMI7.7 ¼ 4 durch Inkrementieren von i bis obige Beziehung zutrifft die Fahrstufe FS = i gefunden wird.
11. 11 Antriebsschlupfregelsystem nach einem der Anspruche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass bei Schleppmomentenschlupf der Regler ausgeschaltet wird.
12. 12 Antriebsschlupfregelsystem nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass auf Schlepp- EMI7.8 deutet.
13. 13. Antriebsschlupfregelsystem nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass bei Allradantrieb als Kardanwellendrehgeschwindigkeit w¯kder Mittelwert aller Rad- drehgeschwindigkeiten dient und dass auf Instabilität des -high-Rads erkannt wird, wenn dieses seine Drehgeschwindigkeit in einem Zeitraum oft und stark ändert.

    HIEZU 2 BLATT ZEICHNUNGEN