CN1902070A - 用于改善车辆的行驶性能的方法及系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种用于识别车轮转速传感器故障的方法。本发明涉及一种行驶状况识别系统，用于观测及分析车辆的行驶状况，如直线行驶、弯道行驶等。该行驶状况识别系统的特征在于：在该行驶状况识别系统中观测及分析转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向的行驶状况；该行驶状况识别系统设计成状态自动装置，该状态自动装置识别部分制动的直线行驶、部分制动的弯道行驶和/或载荷变化的弯道行驶这些状态中的至少一个。根据反映轨迹偏差的状态启动控制器。

Description

用于改善车辆的行驶性能的方法及系统

1.行驶稳定性控制(FSR)的一般结构

行驶稳定性控制(FSR)这个概念包括借助于各个车轮制动器中的可预给定的压力并且借助于对驱动发动机的发动机管理系统的干预来影响车辆的行驶性能的四个原理。这些原理涉及在制动过程中防止各个车轮抱死的制动防滑控制系统(ABS)、防止驱动轮滑转的驱动防滑控制系统(ASR)、控制车辆的前轴与后轴之间制动力比例的电子制动力分配系统(EBV)以及在车辆通过弯道时确保稳定行驶状态的横摆力矩控制系统(GMR)。

这里所说的车辆是指配备有液压制动系统的具有四个车轮的机动车。在液压制动系统中，可由驾驶员借助于踏板操作的主缸建立制动压力。每个车轮都具有一个分别配置有进入阀和排出阀的制动器。车轮制动器通过进入阀与主缸连接，而排出阀则通到无压力的容器或低压储存器。最后还设置有辅助压力源，该辅助压力源能够与制动踏板的位置无关地在车轮制动器中建立压力。可电磁地操作进入阀及排出阀从而调节车轮制动器中的压力。为了检测车辆行驶动力学状态，设置有四个转速传感器(每个车轮一个)，至少一个横摆率测量仪、一个横向加速度测量仪以及至少一个用于检测由制动踏板产生的制动压力的压力传感器。如果辅助压力源设置成使得由驾驶员建立的制动压力不可与该辅助压力源建立的制动压力区别，则该压力传感器也可由踏板行程测量仪或踏板作用力测量仪来替换。此外，也可查询关于变速器状态的信息，例如关于换档控制等的信息。

使用多个传感器有利地实现了退却解决方案(Fall-Back-Lsung)。这意味着，当这些传感器的一部分发生故障时，仅断开与所述部分相关的控制系统组成部分。例如如果横摆率测量仪发生故障，虽然不可实施横摆力矩控制，但是ABS、ASR及EBV功能继续有效。因此行驶稳定性控制可局限在其余这三种功能上。

在行驶稳定性控制中这样影响车辆的行驶性能，即，使驾驶员在紧急状况中可更好地控制车辆，或者预先避免紧急状况。紧急状况在此是指不稳定的行驶状态，在极端情况下车辆不执行驾驶员的指令。因此行驶稳定性控制的功能是，在这种情况下在物理界限之内将驾驶员所期望的车辆性能赋予车辆。

对于制动防滑控制系统、驱动防滑控制系统及电子制动力分配系统，轮胎在路面上的纵向滑移率具有特别重要的意义，而对于横摆力矩控制系统(GMR)还引入其他参量，例如横摆角速度

对于横摆力矩控制可使用各种不同的车辆参考模型。最简单的是借助于单轨模型来计算，在该模型中前轮及后轮分别成对地合并成一个位于车辆纵向轴线上的车轮。如果以双轨模型为基础，则计算变得非常复杂。但由于双轨模型中还可考虑重心的侧向移动(侧倾运动)，所以结果更精确。

对于单轨模型，在状态空间表示法中系统方程为：

F1.1

$\stackrel{\·}{\mathrm{\β}}=c_{11}\frac{\mathrm{\β}}{v}\stackrel{\·}{\mathrm{\Ψ}}+c_{12}\frac{\stackrel{\·}{\mathrm{\Ψ}}}{v^2}+c_{13}\frac{\mathrm{\δ}}{v}$

F1.2

$\stackrel{\·\·}{\mathrm{\ψ}}=c_{21}\mathrm{\β}+c_{22}\frac{\stackrel{\·}{\mathrm{\ψ}}}{v}+c_{23}\mathrm{\δ}$

侧滑角(Schwimmwinkel，浮动角)β及横摆角速度

表示系统的状态参量。转向角δ在此表示作用在车辆上的输入参量，由此车辆获得横摆角速度

作为输出参量。模型系数c_ii构成如下：

F1.3

$c_{11}=-\frac{c_h+c_v}{m}$ $c_{12}=\frac{c_h{l}_h-c_v{l}_v}{m}$ $c_{13}=\frac{c_v}{m}$

$c_{21}=\frac{c_h{l}_h-c_v{l}_v}{\mathrm{\Θ}}$ $c_{22}=-\frac{c_h{l}_h^2+c_v{l}_v^2}{\mathrm{\Θ}}$ $c_{23}=-\frac{c_v{l}_v}{\mathrm{\Θ}}$

在此c_h及c_v分别表示后轴或前轴上由轮胎弹性、车轮悬架弹性及转向装置弹性产生的合成刚度。l_h及l_v分别表示后轴及前轴距车辆重心的距离。Θ表示车辆的横摆惯性矩，即车辆绕其垂直轴的惯性矩。

在该模型中不考虑纵向力及重心位移。该近似方法仅对小角速度有效。因此该模型的精度随着弯道半径的减小及速度的增大而降低。但对此的计算花费是可概览的。对单轨模型的其他描述参见Adam Zomotor的“Fahrwerktechnik：Fahrverhalten”(Vogel Buchverlag，Würzburg，1987)这本书。

DE 40 30 704 A1中提出了一种车辆的双轨模型，其精度高于单轨模型。在这种情况下也由横摆角速度 及侧滑角β构成状态参量。但在使用双轨模型时必须考虑到，需要强大的计算能力以便可在较短的时间内进行控制干涉(介入)。

使用一定的方法及控制系统通过有目的地干涉来给车辆的各个制动器提供附加转矩，该附加转矩通过车辆的实际测量的每个时间单位横摆角变化(实际横摆角速度)导致由驾驶员影响的每个时间单位横摆角变化(额定横摆角速度)。这样一种方法及控制系统尤其当根据特定状况(例如高的速度，平滑的路面)由车辆实际走过的弯道与在无附加转矩的情况下驾驶员所期望的弯道不一致时辅助地干涉车辆的转向性能。用于改善行驶稳定性的这种方法及控制系统原则上已广泛描述，因此在此不再详细说明。在这种方法及控制系统中，始终向车辆模型电路输入由驾驶员所期望的弯道产生的输入参量(例如方向盘转角、行驶速度)，该车辆模型电路借助于公知的单轨模型或其他的行驶模型由这些输入参量或者表征车辆的行驶性能的参数但也由通过环境特性预给定的参量(路面的摩擦系数)来确定额定横摆率(ψ_Soll)，该额定横摆率与所测得的实际横摆率(ψ_Ist)相比较。横摆角之差(ΔψDiff)借助于横摆力矩控制器被换算成附加横摆力矩M_G，该附加横摆力矩构成分配逻辑电路的输入参量。

该分配逻辑电路本身又确定将施加在各个制动器上的制动压力——可选地根据驾驶员要求车轮制动器上确定的制动压力的制动请求。该制动压力除了必要时所期望的制动作用外还应在车辆上产生有利于在与驾驶员的转向请求相符的方向上的车辆行驶性能的附加转矩。

如果在行驶过程中由于外部条件或者由于驾驶员的行为出现车辆动力学行驶性能的变化(例如摩擦系数变化)，例如发动机力矩的变化——例如由于松开加速踏板或压下加速踏板或由于制动，则车辆的行驶性能变化，因为通过多种影响如轮胎影响、运动学影响以及弹性运动学影响的相互作用还产生轴载荷的变化及由此产生力的变化。

例如在通过弯道并松开加速踏板时，驱动力F_a在松开加速踏板前在驱动轮上起作用。由于轮胎支承面的侧向变形，纵向驱动力F_A＝2×F_a根据侧向力在车轮中间平面的稍微外部起作用。由于该相对于车辆纵向轴线不对称地起作用的纵向驱动力F_A而出现不足转向的横摆力矩

在松开加速踏板之后，发动机(及其他阻力)使车辆减速，(纵向)驱动力变为负值。此外，由于减速在重心SP处出现惯性力mx，由此，前轮上的轴载荷增大，而后轮上的轴载荷减小一个相同的量。因此，可传递的侧向力的分配发生变化。这种侧向力变化(前轴上的侧向力稍微升高，后轴上的侧向力急剧降低)产生过度转向的横摆力矩 后轴上的侧偏角(Schrglaufwinkel)增大并且车辆转入弯道中。在发动机力矩从驱动力变为制动力时，由于这种力矩的转换而出现车辆的行驶性能从过度转向的行驶性能到不足转向的行驶性能的变化。

存在仅满足所述要求的部分方面的方法。

因此对于弯道中的部分制动已经公开了“ABS-plus”功能。该功能通过弯道内侧车轮上的压力降低来实现车辆稳定。但ABS-plus仅由所测得的车轮转速检测车辆性能。

如果驾驶员在弯道中剧烈地制动以致触发ABS控制，则通常ABS功能本身能够抵抗偏转趋势。其原因在于，在弯道外侧比在弯道内侧具有更大的支承力，从而具有更大的纵向力潜能。ABS保证了该纵向力潜能的最佳利用。于是，出现的力不平衡带来起稳定作用的横摆力矩。

缺点在于，这些方法不具有自己的控制器，而是共用标准ESP的GMR控制器。这些方法通过影响GMR控制器的参数(例如降低控制阈值)而发挥其作用。

迄今的方法具有下述缺点：

1)每种方法仅在一个或在几个特定的行驶状况中起作用并且仅局限于特定的干涉策略。

2)每种方法具有非最佳的部分解决方案；例如舒适性在一种方法中由于液压泵提供其用于建立压力的完全输出而最佳；而在另一种方法中不是贯穿地使用基准横摆角速度。

3)通过同时启动越来越多的单个方法来满足越来越多的行驶状况将迅速地到达界限，因为这些方法的作用区域(行驶状况)可能不希望地重叠或留下空缺，并且这些干涉策略部分地相互矛盾。

因此，本发明的目的在于提供一种用于改善车辆的行驶性能的方法及控制系统，该方法及控制系统这样影响车辆的行驶性能，使得车辆根据行驶状况提早地且舒适地与所期望的行驶性能相匹配。另一个目的在于增强控制的响应灵敏性。

该目的通过权利要求1的特征来实现。

本发明提供了一种用于观测及分析车辆的行驶状况如直线行驶、弯道行驶等的行驶状况识别系统，其特征在于：在该行驶状况识别系统中观测及分析转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向(Kursverlufen)的行驶状况，该行驶状况识别系统设计成状态自动装置，该状态自动装置识别部分制动的直线行驶、部分制动的弯道行驶和/或载荷变化的弯道行驶这些状态中的至少一个，并且根据这些反映轨迹偏差的状态启动控制器。

该行驶状况识别系统的一个构型的特征在于：该行驶状况识别系统与基准信号模型相连接，在所述基准信号模型中用偏移量来校正GMR基准参量，该行驶状况识别系统确定所述偏移量校正开始及结束的时间点；偏移量值在起动时间点叠加在该基准参量上。

本发明还提供了一种用于控制两轴四轮车辆的横摆性能的装置，该装置配备有：对于每个车轮都具有一个制动器的液压制动系统；至少一个用于检测或计算车轮转速、横向加速度、横摆角速度、转向角和/或转向角速度的传感系统或模型；其特征在于：该装置具有至少两个电子横摆力矩控制器，其中，第一控制器在低于ESP干涉阈值时根据额定横摆率与实际横摆率的比较实现附加横摆力矩MG_SESP以改善车辆的轨迹性能，第二控制器(10)在高于ESP干涉阈值时通过相应的制动操作实现该力矩以稳定车辆的行驶状态。

本发明还提供了一种用于车辆的行驶稳定性控制系统，该行驶稳定性控制系统具有用于控制附加横摆力矩的ESP控制器及状况识别系统，在该状况识别系统中区别并且在控制时考虑不同的行驶状况，如直线行驶、弯道行驶等，其中所述控制根据控制阈值而有效或无效，其特征在于：设置有另一个行驶状况识别系统，在该行驶状况识别系统中观测及分析转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向；当通过所述ESP控制器的控制无效时，根据稳态区域中估计的或实际求得的反映驾驶员请求及车辆状态的偏差来启动代表所期望的车辆轨迹的基准参量的修正。

该行驶稳定性控制系统一个构型的特征在于：在所述ESP控制中还求得车辆的期望的行驶轨迹，并且分析处理与该期望的行驶轨迹的偏差；在期望的行驶轨迹中判断是否由于部分制动状况或载荷变化状况而存在随后存在轨迹偏差的趋势。

本发明还提供了一种用于改善控制系统(ESP)的控制性能的方法，在该方法中，检测并且作为所述控制系统的输入参量分析处理车辆的转动性能，其中使用横摆角速度与驾驶员所期望的车辆轨迹的逻辑连接形成用于改变车辆轨迹的控制参量，并且根据控制阈值将所述控制参量设定为有效或无效以便改变车辆轨迹，其特征在于：所述控制阈值根据行驶状况而变化，在转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向的情况下观测及分析与期望的车辆轨迹的偏差；在稳态区域中存在估计的或实际求得的偏差的情况下，当所述控制阈值低于所述ESP控制阈值时，在考虑到确定的车辆性能的情况下修正代表期望的车辆轨迹的基准参量。

该方法的一个构型的特征在于：由行驶稳定性控制系统GMR的传感器信号计算基于模型的车辆参考速度。

该方法的另一个构型的特征在于：由横摆角速度、方向盘转角和/或横向加速度和/或它们的导数或等效信号求得基于模型的车辆参考速度。

方法SESP(灵敏的电子稳定程序)可用于缓慢的偏转过程。当所有下面所述的条件都被满足时就存在这样的行驶状况：

1)驾驶员期望稳态行驶，即，驾驶员的转向力相对较小。这既可涉及直线行驶又可涉及弯道行驶。

2)至少在开始时车辆遵循驾驶员请求。

3)在稳态行驶期间，在车辆离开期望的直线行驶或在期望的弯道行驶中向弯道内侧转动这个意义上缓慢地形成线路偏离(Kursabweichung)(“过度转向”)。

4)对于该线路偏离存在预先可测量的原因。

由于被限制在过度转向状况，在此尤其考虑在直线行驶中造成车轮纵向力不对称分布的原因(例如非均质的路面，不对称的制动器磨损)以及在弯道行驶中造成车轮侧向力潜能向前轴的偏移的原因(例如制动或载荷变化)。

同时，在汽车工业中存在这样的要求，即ESP控制器(ESP(GMR)＝电子稳定程序)在控制这种缓慢的偏转过程时辅助驾驶员。在此情况下要求校正干涉应尽可能不被驾驶员注意。

ESP控制器的标准AYC(GMR)模块(AYC＝主动横摆控制)仅仅不充分地满足这个要求，因为该标准AYC模块出于耐用性原因只有在明显的弯道偏离的情况下才进行干涉并且这种干涉通常可例如通过制动踏板及方向盘上压力增加的反作用被驾驶员明显察觉。

因此，必须扩展该AYC模块以符合期望的目标。

新方法SESP是在上述要求的意义上对偏转过程的校正的总的延续。它提供了一种适于将现有方法与稍后的扩展相组合的结构。图35示出SESP的结构。

SESP设计成标准AYC功能的补充。由此，SESP一方面可使用AYC的参量及机构。另一方面，AYC无障碍地在幕后继续工作并且当SESP不能适当地使车辆稳定时如惯常的那样进行干涉。如果标准AYC进行干涉，则SESP控制被禁止或者运行中的SESP控制被中断。这样的中断可迅速地或(较舒适地)通过适度地降低SESP调节参量实现，图35。

下面简要说明SESP的各个部件。

行驶状况识别系统使用关于驾驶员请求(例如方向盘转角、发动机力矩需求、制动压力)及当前的车辆状态(例如横向加速度、所估计的弯道半径、速度)的信息来判定是否存在潜在的偏转状况。该识别系统构造成状态自动装置。图30示例性地示出在当前的SESP实现中可能的状态及允许的状态过渡。通过使用状态自动装置保证了所识别的行驶状况的单义性。多个状态之间的区别是必须的，以便可使SESP控制器最佳地与当前的行驶状况相匹配。以并行的方式(例如借助于AYC状态、ABS状态、路面横向倾斜度、车速)持续地检验是否允许SESP干涉。在结果为否的情况下，立即分配“SESP无效”状态。有些偏转原因(例如载荷变化)固有地对车辆性能具有时间上有限的作用。在这些情况下在一定的时间之后离开SESP行驶状况识别系统中的相关的状态。对于这样的状态的时间限制的另一个理由是，驾驶员在一定的“匹配时间”之后通常本身可控制缓慢的偏转过程。

如前文所述，使用行驶状况识别系统的已识别的状态启动SESP控制器并且使其参数最佳地与当前的行驶状况相匹配(例如控制阈值)。为了可以尽可能提早地“快速转换(scharf schalten)”灵敏的SESP控制器，SESP行驶状况识别系统不仅分析处理车辆反应，而且还分析处理导致该车辆反应的原因。除了影响控制器参数外，行驶状况识别系统的另一个目的是向基准信号形成单元指示何时应存储用于基准参量的偏移量校正的偏移量。这也已经在识别用于偏转状况的可能原因时发生。

对于基准信号形成单元，SESP使用偏移量校正原理。驾驶员请求由SESP基准横摆角速度表示。与AYC基准横摆角速度相比，该SESP基准横摆角速度具有一偏移量，该偏移量刚好这样大，使得SESP横摆角速度偏差在载荷变化或制动干涉开始时为零。

由于该偏移量，一方面横摆角速度传感器的可能未被补偿的偏移量得到了补偿。这对于防止灵敏的SESP横摆角速度控制器的控制错误是必需的。另一方面，通过该偏移量补偿仅调整了与当前车辆性能的偏差。

图31示出对于横摆角速度传感器偏移量为正的情况SESP基准横摆角速度的构成。

可根据使用情况选择SESP控制器的数量及类型。控制器的控制参量是横摆角速度，调节参量是附加横摆力矩。但也可容易地考虑到例如侧滑角速度的控制参量或附加的发动机力矩的调节参量。其他可能的调节参量(假如存在相应的执行机构)是：附加的转向角、弹簧/减振器特性的变化、前轴与后轴之间的发动机力矩分配的变化。横摆角速度控制器的目的是，由实际横摆角速度与SESP基准横摆角速度的偏差计算对于车辆稳定必需的附加横摆力矩。

构造成纯粹的比例控制器的控制器除了存在允许的行驶状况外还具有作为启动准则的用于SESP横摆角速度偏差的阈值。该阈值视行驶状况而定至多是标准AYC控制器中的阈值的一半，参见图33。对于“弯道中的载荷变化”这种状况，使用不同的阈值。

在SESP模块“仲裁装置”中，SESP控制器的所有同类的调节参量(例如附加横摆力矩)根据确定的优先法则被组合。这些优先法则的选择又可取决于使用情况。反向的请求的取最大值、相加及抑制是这些法则的公知的例子。仲裁装置的其他目的是使SESP调节参量与(尤其是标准AYC的)其他控制器的需求相协调并且在必要时保证“平滑的”过渡。

在最后的步骤中转换这些调节参量。在此情况下必须注意的是，驾驶员尽可能不会觉察SESP干涉。这还包括，驾驶员不会从这种组合仪器接收到任何关于SESP干涉的信息。在此情况下，在这个步骤中共同使用ESP控制器的标准机构。通过接口将SESP期望的策略传输给这些机构。

下面将参照图32示例性地描述附加横摆力矩在当前的SESP实现中的应用。首先检验是否驾驶员用最小压力制动。如果是，则通过弯道内侧的后轮上的压力衰减实现附加横摆力矩。这种干涉是舒适的，因为它一方面相对于主动的压力建立以强地降低的阀及泵活动性来进行，另一方面，通过后轴上的干涉避免了通过转向系统引起的反作用。此外，通过提高弯道内侧的后轮的侧向力潜能有利于车辆的横向稳定性。在需要时，附加地在弯道内侧的前轮上衰减压力。如果驾驶员的制动压力低于开始所述的最小压力，则通过弯道外侧的后轮上的压力增加并且在必要时附加地通过弯道外侧的前轮上的压力增加实现所述附加的横摆力矩。为了保持相关车轮的侧向力潜能，压力(通过使用已经存在的“滑移率监测器”)被向上限制到车轮与路面之间的最大纵向力的水平。为了在任何情况下都不超过该压力水平，将ABS控制器转置到一个灵敏的模式中以保证双重可靠性。同时，EBV控制器被禁用以便避免不期望的压力限制。为了保证SESP压力增加模式的舒适性，借助于已经存在的低噪声方法“EUV截止阀控制”调节车轮压力。

为了在路面摩擦系数低的情况下减小由于主动的压力建立造成的后轴不稳定性的危险，本发明提出，从弯道外侧的后轮分配到弯道外侧的前轮上的压力越大，所估计的路面摩擦系数越小。此外有利的可以是，以首先使用压力衰减的潜能的方式选择一个流畅的过渡来取代压力减小模式与压力增加模式之间的这种“二元的”判定。附加横摆力矩的此后可能还未考虑的部分则以上述方式通过压力增加实现在可供使用的纵向力潜能的限度内。该部分在纯粹的“二元的”判定的情况下不予考虑，图32。

一旦在ESP控制器中车辆是否具有拖车的信息可供使用，则提出对于SESP使用该信息以便由SESP干涉(如压力建立)产生的车辆纵向减速度被限制到不使该拖车不稳定的水平。在最简单的情况下可在检测到有拖车时例如完全抑制SESP压力建立。

为了实现调节参量，还应理解，在对于一个调节参量存在多个执行机构的情况下，需要将该调节参量按比例分配给这些执行机构。作为分配准则可考虑例如舒适性及效力。例如可根据下面的原理考虑反应时间准则。首先将该调节参量完整地传输给反应最快速的执行机构。不能被该执行机构实现的份额则传输给第二快速的执行机构，等等。利用该原理获得最短的总反应时间。

此外还应理解，为了符合附加横摆力矩，首先检验是否驾驶员用例如20bar的最小压力制动。如果是，则该附加横摆力矩通过弯道内侧的后轮上的(及必要时弯道内侧的前轮上的)舒适的压力衰减实现。

如果驾驶员的制动压力低于开始所述的最小压力，则总的附加横摆力矩通过弯道外侧的后轮上的压力建立实现。为了保持相关车轮的侧向力潜能，压力(通过使用已经存在的“滑移率监测器”)被向上限制到车轮与路面之间的最大纵向力的水平。为了在任何情况下都不超过该压力水平，将ABS控制器转置到一个灵敏的模式中以保证双重可靠性。同时，EBV控制器被禁用以便避免不期望的压力限制。

为了即使在压力增加模式中也保证SESP的舒适性，在该模式中借助于已经存在的低噪声方法“EUV截止阀控制”调节车轮压力。

图33用左转弯的例子表明SESP在哪些车轮上进行压力衰减(-)及压力增加(+)。

新方法SESP的优点

新方法SESP相对于现有方法具有下列优点：

1)SESP的结构允许组合现有的方法以得到具有较大作用范围的总体方法，这些现有的方法单独使用时仅覆盖很小的作用范围。

2)SESP的结构对于扩展是开放的。可根据需要添加新的状况、控制参量及调节参量。因此SESP的结构具有处理在可供使用的传感系统及执行机构的限度内缓慢的转弯过程的潜力。

3)通过控制器部分模块与所述行驶状况识别系统的调节参量实现的明确的分离，对于不同的行驶状况可使用相同的作用机构。这保证了连贯的控制品质并且简化了SESP的应用及进一步开发。

4)与“侧滑角控制”的基于模型的方法相比，SESP在其作用范围的限度内不依赖于附加的传感器(如单个车轮力传感器或车轮制动压力传感器)。传统的ESP传感器即足够。

5)通过连续地分析处理在时间上初期的偏转原因并且通过仅选择性地启动控制器，SESP可使用较灵敏的控制阈值。这使得SESP相对于标准AYC一方面能够识别缓慢的偏转过程，另一方面能够用较少的调节能量提早校正这种偏转过程。

6)通过使用各自的SESP控制器，标准AYC控制器可在幕后继续运行并且持续地检验SESP的稳定作用是否足够。如果情况不是这样，则AYC如惯常的那样进行干涉。

7)所述被偏移量校正的基准参量的连续使用，降低了信号误差的干扰影响。

8)所提出的用于实现附加横摆力矩的策略不仅在压力衰减模式中而且在压力增加模式中都提供了高的舒适性。该策略还一贯地设计成保持车辆稳定性。

通过行驶状况识别、控制与调节参量的实现之间明确的分离获得显著的改善。SESP以这种方式组合了现有的方法，优化了这些现有的方法，并且对于以后的扩展是开放的。由此，SESP能够在无附加的传感装置或执行机构的情况下显著地扩展ESP控制器的作用范围。

图1是行驶稳定性控制系统的总体结构的框图；

图2是横摆力矩控制器的结构的框图；

图3是检测行驶状况如弯道行驶的流程图；

图4及图5分别是关于确定路面摩擦系数的流程图，其中图5应被嵌入图4中；

图6及图8是用于以不同的表示方式确定侧滑角速度及侧滑角的当前值的组合方法的框图；

图7是用于由运动学的观察直接确定侧滑角速度的框图，作为图6的组合方法的一部分；

图9是稳定性控制的控制电路，车辆的计算模型根据行驶速度而变化；

图10及图11是表示车辆的侧偏角之差与各个车轮的侧滑角及速度矢量的关系的图；

图12至图15是用于控制行驶稳定性的控制电路的框图，其中，在比较器中相互比较的参量是横摆角速度的导数；

图16是用于确定行驶稳定性的控制电路，其中，采用车辆制动器的压力梯度和/或阀转换时刻作为控制参量；

图17是用于说明用于计算附加横摆力矩的控制器的框图；

图18是用于说明低通滤波器的框图；

图19是用于计算被校正的额定横摆角速度的流程图；

图20是计算被校正的附加横摆力矩的框图；

图21是机动车的示意图；

图22是用于说明分配逻辑电路的框图；

图23是方向盘被转动时的机动车及所作用的力的示意图；

图24是用于说明侧向力系数及纵向力系数与车轮滑移率之间的关系的曲线图；

图25a、b是用于说明不足转向及过度转向特性的机动车的示意图；

图26是分配逻辑电路内部的决策逻辑电路的流程图；

图27是用于计算进入阀及排出阀的转换时间的框图；

图28是用于说明一次计算内的时间间隔的图；

图29是用于确定车轮制动压力的原理框图；

图30是行驶状况识别系统的原理框图。

现在参照图1概括地说明行驶稳定性控制(FSR)的过程。

车辆1构成所谓的控制对象。

由驾驶员给出的参量，即，驾驶员制动压力P_驾驶员或P_THZ、节气门踏板位置、档位信息及转向角δ，作用在车辆1上。在车辆1上测量由此引起的参量，即，发动机实际力矩M_Motist、横向加速度a_quer、横摆角速度

车轮转速v_wheel、以及液压信号如车轮制动压力P_THZ，并且求得关于换档的信息。为了分析处理这些数据，FSR系统具有五个电子的控制器7、8、9、10及20，这些控制器分别配置给防抱死系统ABS、驱动防滑控制系统ASR、电子制动力分配系统EBV、横摆力矩控制系统GMR及灵敏的横摆力矩控制系统SESP。用于ABS 7、ASR 8、EBV 9及GMR 10的电子的控制器可基本上相应于现有技术。

车轮转速输入给防抱死系统7、驱动防滑控制系统8、电子制动力分配系统9及灵敏的横摆力矩控制系统20的控制器。驱动防滑控制系统的控制器8还附加地获得当前的发动机力矩的数据，即发动机实际力矩M_Motist。该信息也输送给横摆力矩控制系统GMR的控制器10及灵敏的横摆力矩控制系统SESP的控制器20。SESP的控制器还附加地获得换档信息。此外，这些控制器还由传感器获得关于车辆的横向加速度a_quer及横摆角速度

的数据。由于在ABS的控制器7通过车辆车轮的单个车轮转速本来就求得车辆参考速度v_Ref，借助于该车辆参考速度可确定这些车轮之一的过量的制动滑移，所以在GMR控制器10中不必计算这种参考速度，而是由ABS控制器7获取。在哪里计算车辆参考速度或者是否为了横摆力矩控制而再进行一次计算，对于横摆力矩控制GMR的流程来说差别不大。对于例如车辆的纵向加速度a_long同样如此。该值相应地也可在ABS控制器7中求得并且传输给GMR控制器10。这仅仅受限制地对于确定路面摩擦系数μ有效，因为与抱死防护系统相比，横摆力矩控制及灵敏横摆力矩控制20需要更精确的摩擦系数。

FSR的所有五个电子控制器，即SESP 20、GMR 10、ABS 7、ASR 8及EBV 9的控制器，平行工作且不相关地根据各自的控制策略彼此无关地处理用于各个车轮的制动压力预给定值P_SESP、P_GMR、P_ABS、P_ASR、P_EBV。

此外，由ASR控制器8和GMR控制器10及SESP控制器平行地计算出发动机力矩的预给定值M_ASR及M_StellM。

GMR控制器10及SESP控制器20如下确定各个车轮制动压力的压力预给定值P_GMR及P_SESP：

GMR控制器10及SESP控制器20首先分别计算附加横摆力矩MG_GMR或MG_SESP，如果该附加横摆力矩MG_GMR或MG_SESP通过相应的制动操作产生，则它使得弯道内的行驶状态稳定或弯道内的及直线行驶时的行驶性能改善。所述MG_GMR或MG_SESP分别输入给分配逻辑电路2或21，该分配逻辑电路2或21也可分别作为GMR控制10或SESP控制20的一部分来表示。此外，可能存在的借助于驾驶员制动压力P_驾驶员(＝P_THZ)被识别的驾驶员对车辆减速的请求也输入分配逻辑电路2或21中。分配逻辑电路2或21由预给定的横摆力矩MG_GMR或MG_SESP以及所期望的驾驶员制动压力计算车轮制动器的横摆力矩控制制动压力P_GMR或P_SESP，该数值对于不同的车轮可能有很大差别。为了功能最优化，横摆力矩控制制动压力P_GMR或P_SESP与由其余的ABS控制器7、ASR控制器8及EBV控制器9所计算的压力预给定值一起被输入到用于车轮制动压力的优先电路3。该优先电路3在考虑驾驶员请求的情况下确定用于最佳行驶稳定性或用于最佳行驶性能的额定车轮压力P_Soll。这些额定车轮压力可以对应于这五个控制器中一个的压力预给定值，或者表示它们的叠加。

可用与确定车轮制动压力相似的方法确定发动机力矩。ABS及EBV仅对车轮制动器产生影响，而在SESP、GMR及ASR中还对发动机力矩起作用。在SESP控制器20、GMR控制器10及ASR控制器8中单独地计算的发动机力矩的预给定值M_SESP、M_StellM及M_ASR在优先电路4中被分析处理并且叠加得到额定力矩。但该额定力矩M_Soll也可仅相应于上述三个控制器中的一个所计算的预给定值。

基于所计算的车轮制动压力的额定值P_Soll及发动机力矩的额定值M_Soll，可通过制动及发动机干涉进行行驶性能的行驶稳定性控制和/或改善。为此，表示实际的车轮制动压力的液压信号或数值也输入压力控制单元5中。该压力控制单元5由此产生阀信号，这些阀信号输出给车辆1中的各个车轮制动器的控制阀。发动机管理系统6根据M_Soll控制车辆的驱动发动机，由此又产生改变的发动机力矩。由此分别得到用于FSR系统的五个电子控制器7、8、9、10及20的新的输入参量。

2.具有灵敏的横摆力矩控制器(SESP)的横摆力矩控制器(GMR)的结构

图2在框图中示出，如何在GMR控制器10及灵敏的横摆力矩控制器20内确定用于分配逻辑电路2及21的附加横摆力矩M_G及MG_SESP。为此，作为输入参量输入转向角δ、来自ABS控制器7的车辆参考速度v_Ref、所测得的横向加速度a_quer以及所测得的横摆角速度

车辆参考速度v_Ref通过一滤波器17，该滤波器在速度低的情况下给出一个大于零的恒定的值，从而在进一步的计算中分数的分母不等于零。v_Ref的经滤波的值输入给SESP状况识别系统22及启动逻辑电路25，而未经滤波的值则输入给识别车辆静止状态的启动逻辑电路11。

如果假定当经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil取其恒定的最小值时车辆处于静止状态，则也可取消通过启动逻辑电路11直接检测车辆参考速度v_Ref。

在GMR控制器中存储有车辆参考模型12，该车辆参考模型基于转向角δ、经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil及所测得的横摆角速度

来计算横摆角速度变化量 的预给定值。

为了将这些预给定值保持在物理上可能的范围中，对于这些计算还需要路面摩擦系数μ，该路面摩擦系数在摩擦系数及状况识别系统13中作为估计值

被计算。如果在防抱死控制部分求得的摩擦系数足够精确，则也可使用该摩擦系数。或者也可在ABS控制器7中使用在GMR控制器10中计算的摩擦系数。

摩擦系数及状况识别系统13为了其计算而使用所述经滤波的参考速度v_Ref Fil、所测得的车辆横向加速度a_quer、所测得的横摆角速度 以及转向角δ。状况识别系统13区别不同的情况，如直线行驶、弯道行驶、倒车及车辆静止状态。如果经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil取其恒定的最小值，则认为车辆处于静止状态。因此取代未经滤波的车辆参考速度，也可将该信息输入给启动逻辑电路11，用于识别车辆静止状态。识别倒车的依据是：对于给定的转向角δ，倒车时的横摆角速度

与在向前行驶情况下相反。为此，将所测得的横摆角速度

与车辆参考模型12预给定的额定横摆角速度

相比较。如果符号始终相反并且这两个曲线的时间导数也是这样，则车辆是在倒车，因为

总是对于向前行驶而被计算，这是因为所使用的转速传感器没有检测到关于车轮转动方向的信息。

摩擦系数及状况识别系统13的输出信号输入给SESP状况识别系统22，该SESP状况识别系统基于GMR控制器10的所识别的行驶状况及关于驾驶员请求(δ，M_Mot ist，P_THZ，档位信息)和当前行驶状态(v_wheel，a_quer，v_ref， 13)的信息来判断是否存在潜在的与驾驶员所期望的路线的偏离(车辆绕垂直轴的转动状态，尤其是偏转状况)。在这种情况下至少转向角δ、发动机力矩要求M_Motist及驾驶员制动压力P_驾驶员输入到驾驶员期望识别系统中，而至少由 v_wheel、a_quer、v_Ref确定车辆状态。通过单独的SESP状况识别系统22保证了所识别的行驶状况的单义性。至少如载荷变化的弯道行驶31、部分制动的弯道行驶32、部分制动的直线行驶33以及载荷变化的直线行驶34这些状态之间的区别是必需的，以便可将用于实现SESP横摆力矩控制规则的程序23最佳地与当前的行驶状况相匹配。同时，持续借助于例如GMR状态、ABS状态、路面倾斜度以及车辆速度的条件来检验是否允许SESP干涉。在结果为否的情况下，立即将状态35(图30)分配以“SESP无效”。车辆的某些偏转原因，例如载荷变化，固有地具有对车辆性能的时间上有限的作用。在这些情况下，在确定的时间之后又离开SESP行驶状况识别系统中相关的状态。这种状态的时间上的限制允许驾驶员在一定的“匹配时间”之后本身校正缓慢的偏转过程。

在行驶状况识别系统22中识别的状态触发SESP控制规则单元23的启动并且使得参数(例如控制阈值)与当前的行驶状况的最佳匹配。行驶状况识别系统22为此分析处理车辆反应之前的原因，如P_THZ、换档信息、发动机力矩信息，以便提前启动灵敏的SESP控制规则单元23。除了影响SESP控制器参数外，行驶状况识别系统22还具有这样的任务，即向基准信号形成装置24指示何时应存储用于基准参量的偏移量校正的偏移量。这也已经在识别到用于车辆的偏转状况的可能原因时发生。

最后，基于经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil、所测得的车辆横向加速度a_quer以及所测得的横摆角速度 在GMR控制器10中进行运动学侧滑角速度确定，简称为运动学 确定14。

为了除去在侧滑角急剧变化时的峰值，侧滑角速度的计算值通过一阶低通滤波器15，该滤波器将侧滑角速度的估计值

传输给启动逻辑电路11并可选地传输给SESP启动逻辑电路25，传输给用于转换横摆力矩控制规则的程序16及SESP基准信号形成装置24。此外，程序16及SESP基准信号形成装置24还使用横摆角速度变化量

的预给定值，所述变化量是所测得的横摆角速度

与基于车辆参考模型12计算出的额定横摆角速度

的差。由此计算出车辆的附加横摆力矩MG，该附加横摆力矩应通过制动压力传输。

程序16及SESP控制器20持续地工作，以便总是随时准备好当前的控制参量。但这些控制力矩是否传送给图1及图2中所示的分配逻辑电路2、21则取决于启动逻辑电路11、25。

GMR控制器10的启动逻辑电路11不仅接收未经滤波的车辆参考速度v_Ref以及如上所述的侧滑角速度 的值，而且还接收额定横摆角速度

与所测得的横摆角速度 的绝对偏差 以及来自状况识别系统13的信息(在倒车情况下)。

如果车辆处于倒车状态，则中断M_G的传递。如果识别到车辆处于静止状态，或者所估计的侧滑角速度 和横摆角速度的变化量

的预给定值都没有达到使得控制成为必要的量，也中断M_G的传递。用于计算发动机控制力矩M_Stell M的逻辑电路未示出。

SESP控制器20的启动逻辑电路25不仅接收SESP基准信号形成装置24及启动逻辑电路11的值，而且接收额定横摆角速度 与所测得的横摆角速度

的偏差 和/或 并在存在或预料到如载荷变化的弯道行驶、部分制动的弯道行驶、部分制动的直线行驶以及载荷变化的直线行驶这些状态之一时接收SESP状况识别系统22的信息。

如果车辆没有处于所确定的状态之一中，或者在遵守确定的条件的情况下GMR控制器10或ABS控制器7、ASR控制器8的状态与这些确定的状态相叠加，则中断MG_SESP的传递。如果识别到车辆处于静止状态，或者所估计的侧滑角速度

和横摆角速度的变化量

的预给定值都没有达到使得控制成为必要的量，也中断MG_SESP的传递。用于计算发动机控制力矩M_{SESP Stell M}的逻辑电路未示出。

2.1GMR控制器10的摩擦系数及状况识别系统

图3、4及5中以流程图的形式示出摩擦系数及状况识别系统13中的逻辑流程。

图3的对象是状况识别。通过所示出的流程可区别八个不同的行驶状况：

<0>车辆静止

<1>匀速直线行驶

<2>加速直线行驶

<3>减速直线行驶

<6>倒车

<7>匀速弯道行驶

<8>加速弯道行驶

<9>加速弯道行驶

在该流程图中逻辑分支表示为菱形。

从给定的待确定的状况51起，首先在菱形52中判断车辆是否处于静止状态。如果经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil取其最小值，则认为车辆处于静止状态，即状况<0>。如果v_Ref Fil大于v_min，则在菱形53中询问前面执行的状况识别的结果。

如果先前所确定的状况被识别为倒车，即状况<6>，则车辆继续处于倒车状态，因为在此期间没有识别出车辆静止状态。否则在此期间在菱形52中应识别出状况<0>。

如果前面执行状况识别的结果不是状况<6>，则在菱形54询问横向加速度a_quer的绝对值。如果该值小于一确定的阈值a_quermin，则认为车辆是直线行驶，即处于状况<1>至<3>之一。

如果虽然所测得的横向加速度a_quer的绝对值大于阈值a_quermin，但在菱形55中在下一步骤中识别到转向角δ的绝对值小于一阈值δ_min，则同样认为车辆是直线行驶。在这种情况下所测得的横向加速度a_quer存在测量误差，导致该误差的原因在于，横向加速度测量仪通常固定地装配在车辆横向轴线上并且在路面倾斜的情况下与车辆一起倾斜，从而指示一个实际上并不存在的横向加速度。

如果车辆处于直线行驶状态，则在菱形59中考察纵向加速度a_long的大小。如果该纵向加速度的绝对值小于一阈值a_longmin，则认为是匀速直线行驶。但如果该纵向加速度a_long的绝对值大于该阈值，则在菱形60中区别是正的纵向加速度还是负的纵向加速度。如果a_long的值大于该阈值a_longmin，则车辆处于加速直线行驶状态，即处于状况<2>。如果a_long的值小于该阈值a_longmin，则这只能意味着纵向加速度为负值，即车辆处于减速直线行驶状态，即状况<3>。

如果不存在状况<0>至<3>并且在菱形55中识别到转向角δ的绝对值大于阈值δ_min，则在菱形56中询问车辆在此期间是否向后行驶。倒车的识别只有在此是必需的，因为在直线行驶中横摆角速度 几乎为零并且由此不进行控制干涉。只有在识别到横摆力矩控制本身被启动的弯道行驶时，才必须保证倒车被排除在外。这不能够仅仅根据车轮转速传感器的信号实现，因为这些传感器仅给出速度的绝对值，而不能给出行驶方向。

如上所述，通过将所测得的横摆角速度

与在车辆参考模型12中所求得的额定横摆角速度

进行比较来确定状况<6>。如果二者符号相反并且这两个参量在时间上的导数即横摆角加速度 与

的符号也相反，则车辆处于弯道倒车状态。因此，通过比较横摆角加速度的符号可以排除：横摆角速度的相反的符号不只是由通过额定值的计算的时间延迟引起的相相移造成的。

如果不满足倒车行驶的条件，则存在向前方向上的弯道行驶。该弯道行驶是否匀速则在菱形57中检验。如前面在直线行驶情况下在菱形59及60中已述的那样，在菱形57中首先考察纵向加速度a_long的大小。如果该值小于阈值a_longmin，则是匀速弯道行驶，即状况<7>。如果纵向加速度a_long的绝对值大于阈值a_longmin，则在菱形58中进一步判断纵向加速度a_long是正还是负。在纵向加速度a_long是正的情况下，车辆处于加速弯道行驶中，即状况<8>，而在纵向加速度a_long为负的情况下，识别到减速弯道行驶，相应于状况<9>。

可采用不同的方式确定纵向加速度a_long。例如可由ABS控制器7所提供的参考速度v_Ref确定纵向加速度，在这种情况下应考虑这样的参考速度v_Ref在ABS干涉期间可能偏离实际的车辆速度。因此对于ABS情况需进行v_Ref的校正。如果在ABS控制器中进行这样的计算，则在特定情况下也可直接由该ABS控制器获得纵向加速度a_long。

根据图3的状况识别持续地重复地执行，其中上一次确定的状况被存储以便在菱形53中供使用。

图4及图5中示出用于确定路面摩擦系数的可能流程。只有当横摆力矩控制器进入控制时才进行摩擦系数确定。但因为在控制开始时还不存在估计出的摩擦系数，所以开始控制时设定摩擦系数μ＝1。

根据瞬时行驶状况进行横摆力矩控制的出发点在于，车辆至少处于不稳定的行驶状况的边界区域附近。由此可通过考察车辆上的当前的测量值来推断瞬时的路面摩擦系数。于是在开始控制时所确定的摩擦系数在进一步的过程中用作用于限制额定横摆角速度 并且由此也用于传输给GMR控制规则单元16的横摆角速度的调差

的基础。在开始控制时进行首次摩擦系数的确定，与一个随后的用于将额定横摆角速度限制到物理上有意义的值上的更新阶段相联系地进行。从原始预给定的摩擦系数μ＝1出发，在控制开始时确定最大的摩擦系数 该最大的摩擦系数是计算附加横摆力矩M_G的基础。

为此首先由所测得的横向加速度a_quer及所计算出的纵向加速度a_long的值计算内摩擦系数

在假定存在完全的附着利用率时该内摩擦系数相应于瞬时的摩擦系数。但由于必须认识到在控制开始时尚未达到该最大的附着，所以借助于表格、特征曲线或恒定的因数为内摩擦系数 配置较高的摩擦系数

然后将该摩擦系数 输入给控制系统。由此可在下一个计算步骤中计算与路面摩擦系数相匹配的额定横摆角速度

并改善控制。在对车辆进行横摆力矩控制期间也必须继续更新所估计的摩擦系数 因为在横摆力矩控制期间摩擦系数可能发生变化。如果基于在车辆参考模型中对摩擦系数的匹配的控制不能被由此产生的横摆角速度的改变的调差 启动，则继续对摩擦系数

进行直至T_μEnd步的更新。如果即使在更新阶段也没有启动横摆力矩控制，则所估计的摩擦系数 被复位到1。

在某些状况中也可不进行所估计的摩擦系数 的匹配或更新。这样的状况例如是直线行驶、倒车或车辆静止，即状况<0>至<4>。在这些状况中不需要进行横摆力矩控制，因此也不需要进行摩擦系数估算。如果摩擦系数

的时间导数即

是负的并且转向角δ的时间导数的值即

超过预给定的阈值，则可不进行摩擦系数的更新。后一种情况的出发点在于，横向加速度a_quer的变化是基于转向角δ的变化，而不是基于摩擦系数的变化。

以这种方式计算的摩擦系数通常是所有四个车辆车轮的平均摩擦系数。不能通过这种方式确定单个车轮的摩擦系数。

现在结合图4说明确定摩擦系数的方法。在每个行驶状况中，根据域61在车辆状态中考虑当前的路面摩擦系数。为了确定相应的路面摩擦系数，首先根据步骤62对所测得的横向加速度a_quer进行滤波。即，使所测得的值平滑，或者使曲线通过低通滤波器，使得不出现尖峰。步骤63包括根据图3的状况识别。所识别出的状况可用于随后的步骤74中的更新阶段。在菱形64中询问是否有必要进行控制干涉。起始摩擦系数μ＝1首先作为这样的计算的基础。如果认为有必要进行控制，则在菱形65中询问这是否也是先前执行摩擦系数确定结束时的状态。对于涉及控制开始的情况，以前没有识别到控制，因此在步骤67中首次确定内摩擦系数

其计算借助于下面的方程进行：

F2.1

${\widehat{\mathrm{\&mu;}}}_{\mathrm{int}}=\frac{\sqrt{a_{\mathrm{quer}}^2+a_{\mathrm{long}}^2}}{g}$

在此g为重力常数，g＝9.81m/s²。

接着在步骤68中将用于步骤65的参数reg_old设置为1。此外，对应于内摩擦系数

的第一摩擦系数确定已经完成这个事实，也将计数参数T_μ设置为1。在步骤69中为计算出的内摩擦系数

指定一个估计的摩擦系数这是在这样的假定下进行的，即存在的加速度分量仍不是基于完全的附着利用率。估计的摩擦系数

通常在计算出的内摩擦系数

与1之间。这样结束了摩擦系数的确定。

因此，在下次进行摩擦系数确定时，假定行驶状况未改变，则在菱形65中将得出reg_old＝1。在此在后面的过程中也确定一个

来替代在先前执行中所确定的

不进行在域68中所确定的参数的更新，因为 的更新是在控制期间进行的。在以前的执行中已经将reg_old设置为1并且保持不变。已完成的执行的数量T_μ继续保持为1，因为它只有在不进行控制时才继续计数。如上所述，借助于表格、非线性关系或恒定的因数对

的更新的值指定一个估计的摩擦系数

如果在执行中在菱形64中确定不需控制，则接着在菱形71中询问用于控制的参数reg_old上次是被设置为1还是0。如果该参数在上次执行中被设置为1，则在菱形72中询问执行的数量T_μ。如果在上次执行中进行了控制，则T_μ取值为1。如果仅仅在上上次执行中进行控制，则T_μ＝2，依此类推。只要在步骤72中T_μ尚未达到一个确定的T_μEnd，就一直在步骤73中将它增加1并且在步骤74中进行内摩擦系数

的重复的更新。如果之后在这些随后的执行之一中达到数量T_μEnd而没有进行控制，则用于控制的参数reg_old被复位到0(75)。估计的摩擦系数

等于原始摩擦系数 $\widehat{\mathrm{\&mu;}}=1.$ 这样就结束了对摩擦系数μ的更行阶段。

如果之后在下次的执行中在菱形64中又识别到无需控制，则在菱形71中reg_old＝0，在域76中保持摩擦系数 $\widehat{\mathrm{\&mu;}}=1.$ 只有当在菱形64中识别到必须进行控制干涉时，才再次进行摩擦系数确定。

图5中示出根据步骤74的用于更新内摩擦系数 的判据。基于在域77中需要更新内摩擦系数 在步骤78中形成以前形成的估计的摩擦系数

或

的时间导数及转向角δ的时间导数。

如果之后在菱形79中识别到车辆既不处于静止状态也不是直线行驶，即存在状况<6>至<9>之一，则在步骤80中分析处理步骤78中得出的结果。如上所述，只有当下降的摩擦系数不是由于转向操作所致时，才进行摩擦系数确定。如果车辆处于向前或向后的直线行驶状态或静止状态，或者估计的摩擦系数

的降低是由转向操作所致，则不进行摩擦系数的更新。

2.1.1SESP状况识别系统

SESP状况识别系统22设计成状态自动装置。该状态自动装置借助于属性值(输入信号)的量来识别车辆的状态(行驶状况)。状态图显示在何事件下车辆从一个确定的状态过渡到相邻的状态。后继状态取决于初始状态及出现的事件。图30作为示例示出载荷变化的弯道行驶31、部分制动的弯道行驶32、部分制动的直线行驶33以及载荷变化的直线行驶34这些可能的状态以及SESP状况识别系统22中允许的状态过渡。使用状态自动装置保证了所识别的行驶状况的单义性。为了使用于实现SESP横摆力矩控制规则的程序23最佳地与当前的行驶状况相匹配，区别多个状态是必需的。在SESP状况识别系统22中确定对于计算SESP行驶状况状态31至34有关的所有的行驶状况。为此，状况识别系统22确定随后的行驶状况，该行驶状况之后可用作状态自动装置22.1中的输入信息。

稳态的直线行驶

SESP状况识别系统22确定驾驶员是否要直线行驶并且是否在此情况下使用通过摩擦系数及状况识别系统13检测的行驶状况<1>、<2>及<3>以及转向角δ即驾驶员的转向输入。结果被储存在标志位Sesp_straight_ahead中。

如果下面所有条件都被满足，则标志位Sesp_straight_ahead被设定为真：

i.来自13的行驶状况是<1>、<2>或<3>

ii.转向角的绝对值|δ|＜阈值k1

iii.转向角速度的绝对值 ＜阈值k2

否则，标志位Sesp_straight_ahead被设定为伪。

稳态的弯道行驶

SESP状况识别系统22确定驾驶员是否要在持续弯道上行驶并且是否在此情况下使用通过摩擦系数及状况识别系统13检测的行驶状况<7>、<8>及<9>、横向加速度、驾驶员的转向输入δ、以及在摩擦系数及状况识别系统13或GMR控制器10中由a_quer及v_Ref估计的路面半径。结果被储存在标志位Sesp_steady_curve中。

如果对于预给定的持续时间(计数器)下面所有条件都被满足，则标志位Sesp_steady_curve被设定为真：

iv.来自13的行驶状况是<7>、<8>或<9>

v.(由10，13)所估计的弯道半径＜阈值k3

vi.转向角速度的绝对值

＜阈值k4

如果这些条件中的任一项未被满足，则标志位Sesp_straight_ahead被设定为伪；计数器被复位到0。

可能操作制动器

SESP状况识别系统22确定驾驶员是否以确定的方式制动，其中存在由于驾驶员制动而使车辆发生“制动跑偏(从额定轨迹偏离)”的风险，其中驾驶员是否以确定的方式制动的信息借助于主缸压力P_THZ及其梯度来确定。结果被储存在标志位Sesp_brake_pull_possible中。

如果下面所有条件都被满足，则标志位Sesp_brake_pull_possible被设定为真：

vii.GMR控制器10识别到驾驶员制动

viii.驾驶员制动压力P_THZ＞阈值k5

否则，标志位Sesp_brake_pull_possible被设定为伪。

由于驾驶员制动而可能偏转

SESP状况识别系统22确定是否由于驾驶员以确定的方式制动而在弯道中存在过度转向趋势(偏转趋势)，这可引起车辆偏转到弯道中，其中驾驶员是否以确定的方式制动的信息借助于主缸压力P_THZ及其梯度来确定。结果被储存在标志位Sesp_brake_ov_possible中。

如果下面所有条件都被满足，则标志位Sesp_brake_ov_possible被设定为真：

ix.GMR控制器10识别到驾驶员制动

x.P_驾驶员的梯度＞阈值k6；在一个预给定的时间窗(时间间隔)内维持条件x.，因为在识别到驾驶员的转弯操作之后仍然在一个确定的持续时间期间存在车辆偏转到弯道中的可能性。

xi.驾驶员制动压力P_THZ＞阈值k7

否则，标志位Sesp_brake_ov_possible被设定为伪。

由于发动机牵引力矩可能发生过度转向

SESP状况识别系统22确定是否存在可导致车辆偏转到弯道中的发动机牵引力矩或发动机制动力矩。结果储存在标志位Sesp_drag_ov_possible中。

如果下面的条件被满足，则标志位Sesp_drag_ov_possible被设定为真：

xii.M_Motist＜阈值k8

并且同时满足下列条件之一：

xiii.非从动轴的车轮转速v_wheel之和-从动轴的车轮转速v_wheel之和＜阈值k9；车轮转速的速度差的信号在一阶低通滤波器中被滤波。车轮的速度差指示载荷变化。或者

xiv.发动机力矩M_Motist的梯度＜负的阈值k10；如果条件xii.在当前已被确定，则条件xiv.必须在一个预给定的时间窗(时间间隔)内被满足。或者

xv.换档或已经换档

否则，标志位Sesp_drag_ov_possible在一个预给定的时间之后被设定为伪。之所以该标志位被延迟复位，是因为所识别的载荷变化在其被识别之后仍然在一定的持续时间期间对车辆的行驶性能产生影响并可能导致偏转到弯道中。

识别偏转趋势

SESP状况识别系统22确定车辆是否在直线行驶或弯道行驶时倾向于偏转到弯道中，其中使用横摆角速度及其加速度。结果被储存在标志位Sesp_oversteer_tendency中。

如果下面所有条件都被满足，则标志位Sesp_oversteer_tendency被设定为真：

xvi.

xvii.

否则，标志位Sesp_oversteer_tendency被设定为伪。

这些条件对于SESP是足够的，因为SESP被限制在驾驶员期望保持接近恒定的横摆角速度的状况中。在此不使用SESP基准值，因为这些SESP基准值不是一直都可供使用。

后轴上的ABS启动

SESP状况识别系统22确定是否后轴的至少一个车轮被ABS控制。结果被储存在标志位Sesp_abs_active_at_ra中。

如果下列条件之一被满足，则标志位Sesp_abs_active_at_ra被设定为真：

xviii.右后轮被ABS控制

或者

xix.左后轮被ABS控制

否则，标志位Sesp_abs_active_at_ra被设定为伪。

SESP行驶状况

SESP状况识别系统22计算SESP行驶状况状态SESP_DRIVE_STATE。这在状态自动装置22.1(图30)中进行，该状态自动装置使用行驶状况的单个的前述SESP检测的结果及SESP去启动控制的结果作为输入。使用SESP_DRIVE_STATE来使SESP控制与行驶状况相匹配。

与图30相联系地为SESP_DRIVE_STATE确定下面的状态过渡：

从状态35到状态33的过渡。

Sesp_straight_braked：

            Sesp_straight_ahead＝＝真

    并且Sesp_brake_pull_possible＝＝真

并且Abs_cycle＝＝伪

并且Sesp_forbidden＝＝伪

从状态35到状态32的过渡。

Sesp_curve_braked：

           Sesp_steady_curve＝＝真

    并且Sesp_brake_ov_possible＝＝真

    并且Sesp_oversteer_tendency＝＝真

    并且Sesp_abs_active_at_ra＝＝伪

    并且Sesp_forbidden＝＝伪

从状态35到状态31的过渡。

Sesp_curve_drag_tq：

           Sesp_steady_curve()＝＝真

    并且Sesp_drag_ov_possible()＝＝真

    并且Sesp_oversteer_tendency()＝＝真

    并且Ayc_driver_braking()＝＝伪

    并且Sesp_forbidden()＝＝伪

从状态35到状态34的过渡。

从状态33到状态35的过渡。

Sesp_straight_braked

Sesp_drive_idle：

            Sesp_straight_ahead＝＝伪

    或者Abs_cycle＝＝真

    或者Sesp_forbidden＝＝真

    或者Sesp_in_cycle＝＝伪)

    并且(Sesp_brake_pull_possible＝＝伪))

从状态32到状态31的过渡。

Sesp_curve_braked

Sesp_curve_drag_tq：

    Sesp_in_cycle＝＝真

并且Sesp_steady_curve＝＝真

并且Sesp_drag_ov_possible＝＝真

并且Sesp_brake_ov_possible＝＝伪

并且Ayc_driver_braking＝＝伪

并且Sesp_forbidden＝＝伪

从状态32到状态35的过渡。

Sesp_drive_idle：

           Sesp_steady_curve＝＝伪

    或者Sesp_brake_ov_possible＝＝伪

    或者Sesp_abs_active_at_ra＝＝真

    或者Sesp_forbidden＝＝真

    或者((Sesp_in_cycle＝＝伪)

    并且(Sesp_oversteer_tendency＝＝伪))

从状态31到状态32的过渡。

Sesp_curve_drag_tq

Sesp_curve_braked：

           Sesp_in_cycle＝＝真

    并且Sesp_steady_curve＝＝真

    并且Sesp_brake_ov_possible＝＝真

    并且Sesp_abs_active_at_ra＝＝伪

    并且Sesp_forbidden＝＝伪

从状态31到状态35的过渡。

Sesp_drive_idle：

           Sesp_steady_curve＝＝伪

    或者Sesp_drag_ov_possible＝＝伪

    或者Sesp_forbidden＝＝真

    或者(Sesp_in_cycle＝＝伪

并且(Ayc_driver_braking＝＝真

或者Sesp_oversteer_tendency＝＝伪))

在SESP控制之外，过渡总是超过状态Sesp_drive_idle 35的范围。在SESP控制之内，如果要在一个新的状态中继续该控制，则例如Sesp_curve_braked 32与Sesp_curve_drag_tq 31这两个状态之间(状态34与33之间)的过渡没有超过状态Sesp_drive_idle 35的范围。由此可避免SESP基准横摆角速度24的复位。

如果用于状态Sesp_curve_braked 32及Sesp_drag_tq 31的条件同时被满足，则部分制动的状态、例如Sesp_curve_braked 32总是相对于载荷变化的状态具有更高的优先权。

2.1.1.1用于所有SESP控制器20、23的共同的输入

由GMR控制器10实施的信号计算可被这些SESP控制器共同地用作输入。

最小摩擦

使用车辆1的纵向加速度及由摩擦系数及状况识别系统13计算的摩擦信号估计路面摩擦。结果被储存在SESP_MY_MIN中。

在大多数与SESP控制相关的状况中，车辆不是完全使用可利用的路面摩擦。因此，SESP_MY_MIN仅表示路面摩擦中通常被车辆利用的一部分。

2.2

及

的确定

行驶状态稳定性的量度是当前的侧滑角β及其时间导数即侧滑角速度下面说明这些值的确定。

2.2.1运动学

确定

运动学

确定14只不过是脱离任何车辆模型根据纯粹物理方法由所测得的参量或由基于所测得的值计算的参量如下地求得侧滑角速度

测量垂直于运动平面中的纵向轴线的车辆重心的加速度a_quer。车辆的重心以相对于惯性系的速度矢量 v运动：

F2.2

$\underset{\&OverBar;}{v}=v\left[\begin{array}{c}\cos (\mathrm{\&Psi;}+\mathrm{\&beta;})\\ \sin (\mathrm{\&Psi;}+\mathrm{\&beta;})\end{array}\right]$

在此，ψ表示横摆角，β表示侧滑角。

加速度矢量 a作为对时间t的导数这样得到：

F2.3

$\underset{\&OverBar;}{a}=\frac{d}{\mathrm{dt}}\underset{\&OverBar;}{v}=\stackrel{\&CenterDot;}{v}\left[\begin{array}{c}\cos (\mathrm{\&Psi;}+\mathrm{\&beta;})\\ \sin (\mathrm{\&Psi;}+\mathrm{\&beta;})\end{array}\right]+v(\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}+\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&beta;}})\left[\begin{array}{c}-\sin (\mathrm{\&Psi;}+\mathrm{\&beta;})\\ \cos (\mathrm{\&Psi;}+\mathrm{\&beta;})\end{array}\right]$

加速度传感器测量加速度矢量在车辆的横向轴线上的投影：

F2.4

$a_{\mathrm{quer}}={\underset{\&OverBar;}{a}}^T\left[\begin{array}{c}-\sin \mathrm{\&Psi;}\\ \cos \mathrm{\&Psi;}\end{array}\right]$

F2.5

$a_{\mathrm{quer}}=\stackrel{\&CenterDot;}{v}\sin \mathrm{\&beta;}+v(\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}+\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&beta;}})\cos \mathrm{\&beta;}$

通过对三角函数的线性化(sinβ＝β，cosβ＝1)，方程可变形为：

F2.6

$\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&beta;}}=\frac{a_{\mathrm{quer}}}{v}-\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}\frac{\stackrel{\&CenterDot;}{v}}{v}\mathrm{\&beta;}$

现在可根据上面的微分方程来计算侧滑角速度

被测参量除了横向加速度a_quer之外还包括横摆角速度

车辆速度标量v及车辆速度的时间导数

为了求得β，可将先前的

进行数值积分，其中对于第一次 确定假定 $\stackrel{\&CenterDot;}{v}=0.$ 如果可将最后一项忽略，使得不必确定β，则简化了计算。

所提出的方法的优点在于，侧滑角速度

直接由传感器信号导出，并且由此即使在横向动力学的非线性区域中也可计算。该方法的缺点在于对于测量噪声及测量误差的叠加的敏感性，导致侧滑角确定可能非常不精确。

通过组合一个由模型支持的方法可以克服这些缺点。图6示出根据运动学确定侧滑角速度

与依据观察者模型确定侧滑角速度 这样的组合，该组合可嵌入到图2中替代用虚线表示的块18。在这样的由模型支持的方法中，转向角δ也作为附加输入参量，如(图2中)虚线箭头所示。通过侧滑角速度 的组合确定方法的相互影响及校正，可使得侧滑角β本身的计算误差很小，由此该侧滑角也可作为

供控制使用。这(在图2中)也以虚线箭头示出。

2.2.2运动学

确定与观察者车辆模型的组合

可用根据图6的结构替代图2中用虚线界定的区域18。由此不仅可确定上述侧滑角速度

而且可以确定当前的侧滑角β。

与纯粹运动学地计算侧滑角速度

不同，在此除运动学 确定83外还引入了用于确定行驶状态的观察者车辆模型84。同用于确定横摆角速度的车辆参考模型12一样，观察者车辆模型84接收转向角δ作为输入参量。经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil也作为参数输入。可测量的输出参量横向加速度a_quer及横摆角速度

对于运动学 确定83是必需的，但对于原则上本身产生这些参量的观察者车辆模型84却不是必需的。在最简单的情况下与由GMR控制规则计算的附加横摆力矩一致的另一项Y表示由控制干涉造成的车辆性能的变化。因此Y用于使观察者模拟的车辆与实际的车辆处于相同的条件下。

除了侧滑角速度

之外，观察者车辆模型还给出横摆角加速度 的值。由运动学

确定得到的侧滑角速度

参量在通过低通滤波后乘以加权因子k，而由观察者车辆模型得到的侧滑角速度 的参量Y在加上一个校正因子之后乘以一个加权因子(1-k)，该校正因子由所测得的横摆角速度乘以一个确定校正参量的因子h得到。此处k的值总是在0与1之间。没有观察者车辆模型的情况下k＝1。将两个侧滑角速度相加得到的总和积分以得到估计的侧滑角

除了运动学侧滑角速度

之外，该估计的侧滑角也供控制使用。此外，侧滑角

还传输到运动学

确定83和观察者车辆模型84。由观察者车辆模型84计算的横摆角加速度

也有类似的校正参量。

首先对该横摆角加速度积分以得到横摆角速度，并且一方面反馈给观察者车辆模型84，另一方面被所测得的横摆角速度 减。所得的差乘以因子h₂，该因子确定观察者车辆模型84的校正的下一个控制步骤的参量，其量纲为1/s。因此，横摆角速度与因子h₂相乘后具有与横摆角加速度

相同的量纲，由此这两个参量可以相加并且在进一步积分后构成横摆角速度的反馈校正参量。在横摆力矩控制过程中，项Y取相应于所施加的附加横摆力矩M_G的非零值。通过除以车辆的横摆惯性矩θ，Y也获得横摆角加速度的量纲并可加到横摆角加速度的和，由此，被积分的校正参量也考虑了控制影响。

如果存在允许比通过纯粹地运动学地确定侧滑角速度

及积分更可靠地确定侧滑角β的根据图6的观察者车辆模型84，则这样确定的侧滑角 也传输给原来的横摆力矩控制器10。

图7中示出与观察者车辆模型相组合地进行的运动学的 确定。如已从图6可看到的，横向加速度a_quer及横摆角速度

作为所测得的输出参量输入到根据方程F2.6的计算91中。

经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil在域93中被微分以便得到车辆参考加速度

该车辆参考加速度在域94中除以经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil，这在非线性乘法运算95后产生一个因子f_β。这个非线性乘法运算95的作用是，在 除以v_Ref Fil得到的商小时使因子f_β等于零，由此该位于侧滑角 之前的因子可忽略。只有当车辆加速度 足够大时，才在运动学

确定中考虑侧滑角β。这里所使用的

是组合的

如根据图6它用作控制参量，又用于反馈。在计算91之后，所得的侧滑角速度的值如前所述经过低通滤波器92，得到估计的侧滑角速度

经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil在域93中被微分以便得到车辆参考加速度

该车辆参考加速度在域94中除以经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil，这在非线性乘法运算95后产生一个因子f_β。这个非线性乘法运算95的作用是，在

除以v_Ref Fil得到的商小时使因子f_β等于零，由此该位于侧滑角

之前的因子可忽略。只有当车辆加速度 足够大时，才在运动学

确定中考虑侧滑角β。这里所使用的 是组合的 如根据图6它用作控制参量，又用于反馈。在计算91之后，所得的侧滑角速度的值如前所述经过低通滤波器92，得到估计的侧滑角速度

图8中示出图6的观察者车辆模型84是如何工作的。在此选择矩阵表示法，其中“□”表示标量变换，“□”表示多维变换。

该矩阵表示法基于方程F1.1至F1.3。在此状态参量β及 组成状态矢量x(t)，由此得到下面的方程组：

F2.7

$\underset{\&OverBar;}{\overset{\&CenterDot;}{x}}\left(t\right)=\underset{\&OverBar;}{A}\left(v\left(t\right)\right)\underset{\&OverBar;}{x}\left(t\right)+\underset{\&OverBar;}{B}\left(v\left(t\right)\right)\underset{\&OverBar;}{u}\left(t\right)$

其中系统矩阵 A(v(t))、输入矩阵 B(v(t))、状态矢量 x(t)及输入矢量 u(t)为：

F2.8

$\underset{\&OverBar;}{A}\left(v\left(t\right)\right)=\left[\begin{array}{cc}\frac{c_h+c_v}{\mathrm{mv}\left(t\right)}& 1+\frac{c_h{l}_h{c}_v{l}_v}{m{v}^2\left(t\right)}\\ \frac{c_h{l}_h{c}_v{l}_v}{\mathrm{\&Theta;}}& \frac{c_h{l}_h^2+c_v{l}_v^2}{\mathrm{\&Theta;v}\left(t\right)}\end{array}\right]$

$\underset{\&OverBar;}{B}\left(v\left(t\right)\right)=\left[\begin{array}{cc}\frac{c_v}{\mathrm{mv}\left(t\right)}& 0\\ \frac{c_v{l}_v}{\mathrm{\&Theta;}}& \frac{1}{\mathrm{\&Theta;}}\end{array}\right];\underset{\&OverBar;}{x}\left(t\right)=\left[\begin{array}{c}\mathrm{\&beta;}\left(t\right)\\ \stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}\left(t\right)\end{array}\right];\underset{\&OverBar;}{u}\left(t\right)=\left[\begin{array}{c}\mathrm{\&delta;}\\ Y\end{array}\right]$

输入矢量 u(t)包含作为输入参量的转向角δ及项Y，后者表示由横摆力矩控制产生的附加横摆力矩。

使用加权矩阵 K ₁及加权矢量 k ₂代替加权因子用于所求得的参量的加权相加。

F2.9

$\underset{\&OverBar;}{K_1}=\left[\begin{array}{cc}1-k& 0\\ 0& 1\end{array}\right];\underset{\&OverBar;}{k_2}\left[\begin{array}{c}k\\ 0\end{array}\right];0\&le;k\&le;1$

为了消去状态参量，引入两个矢量 c _β及 它们分别消除状态矢量 x(t)的一个分量：

F2.10

c_β ＝[1，0]； c_ψ ＝[0，1]

观察者车辆模型的动力学特性，即校正步骤的参量，通过矢量 h确定，该矢量的第一分量 h ₁不具有量纲，该矢量的第二分量 h ₂具有量纲(1/s)：

F2.11

$\underset{\&OverBar;}{h}=\left[\begin{array}{c}{h}_1\\ h_2\end{array}\right]$

基于状态空间描述中的车辆模型(F1.1及F1.2)，下面结合图8说明借助观察者确定侧滑角β的结构。

图8中示出的车辆101仅用于区别输入参量与输出参量。它不是用于确定侧滑角速度

的组合方法的组成部分。

在加法器104中根据F2.7形成系统方程，为此，系统矩阵 A与状态矢量 x相乘，输入矩阵 d与输入参量δ及Y即输入矢量 u相乘。

当前的车辆参考速度v_Ref Fil作为唯一的可变参数输入到系统矩阵 A和输入矩阵中 B。通过在加法器104中相加形成的状态矢量 x的时间导数

与根据F2.9的加权矩阵 K ₁相乘并且输送给另一个加法器105。

与这些过程平行，在直接方法103中估计出一个侧滑角速度

为此根据方程F2.6使用经滤波的车辆参考速度v_Ref Fil及其在微分器102(与图7中的93相同)中求得的时间导数

所测得的横向加速度a_quer以及所测得的横摆角速度

在此在第一步骤中忽略该方程的最后一项，因为尚不存在侧滑角β的值。在求得侧滑角速度之后，该侧滑角速度如图7中所示通过低通滤波器92，之后，由此产生的估计的侧滑角速度 可供进一步计算使用。这个 相应于图2中由虚线圈起的区域引出的 标量 与加权矢量 k ₂相乘，由此产生一个矢量，该矢量的第一分量具有角速度的量纲，第二分量等于零。该矢量也输入给加法器105。根据方程F2.7形成的状态矢量 x的时间导数

与由与 k ₂相乘获得的矢量产生的矢量的总和在积分器106中被积分成状态矢量 x。通过与

标量相乘，该状态矢量的分量β或

作为标量被消掉并且被进一步处理。被消掉的

一方面输入给GMR控制规则16，另一方面输入给直接方法103，而在组合的方法中所计算的 仅用作观察者内的状态参量并用于确定估计误差。为此在加法器107中形成由观察者车辆模型求得的横摆角速度

与所测得的横摆角速度 之间的差。这个差与一个矢量 h相乘，该矢量的第一分量不具有量纲并且确定侧滑角速度

的校正步骤的参量，该矢量的第二分量具有量纲s^-1并且确定在校正横摆角速度

时的控制步骤的参量。

侧滑角 还作为校正参量被反馈，确切地说反馈到根据图7的运动学

确定的直接方法中，由此在随后的控制步骤中可给方程F2.6的最后一项赋值。

通过这两种计算方法，即基于车辆模型的计算与基于运动学考虑的计算的相互校正，可非常精确地确定侧滑角

由此该侧滑角也可作为控制参量输入给GMR控制规则16。

2.3车辆参考模型

下面结合图9至图15说明车辆参考模型。

图9中再次简化地示出了根据图1及图2的用于控制车辆的行驶稳定性的控制电路。在此略去图1中的控制器7至9、相应的优先权电路3及发动机管理系统6，并且分配逻辑电路2示出为与压力控制单元5结合。在该控制电路内部，计算并调节绕车辆的垂直轴的附加横摆力矩M_G，以便遵循驾驶员所期望的弯道。在此附加横摆力矩M_G通过各个车轮上的具体的制动过程产生，这些制动过程的流程及待制动的车轮的选择通过分配逻辑电路2确定。驾驶员通过选择方向盘的相应的角度位置确定所期望的行驶方向。方向盘以固定的传动比(转向传动比)与转向轮联接。以此方式调节确定的车轮转向角δ。

2.3.1动力学单轨模型

在GMR控制器10中设置有所谓的车辆参考模型12(图2)(即图9中的302)，该车辆参考模型被提供有输入数据(由v_Ref表示的速度v，转向角δ)。在车辆参考模型302中根据这些输入数据计算单位时间内的横摆角应改变的量(横摆角速度

在连接在后面的比较器303中比较横摆角速度的额定值

与横摆角速度的实测值

比较器303输出相应于

与 之差的参量

作为输出值。这样确定的差值输入给控制规则16以便控制横摆力矩。该控制规则根据

计算出附加横摆力矩M_G，该附加横摆力矩输入给分配逻辑电路2。分配逻辑电路2根据该附加横摆力矩M_G及可能存在的驾驶员对制动器中压力建立的要求P_驾驶员确定输出参量。所述输出参量可以是制动压力值或阀转换时间。

在低速范围内车辆参考模型302的最佳工作方式也是重要的。为此目的，在车辆参考模型302中除了上述线性动力学单轨模型311之外还可设置稳态圆周行驶模型306。

对于稳态圆周行驶有：

F2.12

${\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}}_{\mathrm{soll}}=\mathrm{\&delta;}*\frac{v}{l_v+1}*\frac{1}{1+\frac{v^2}{v_{\mathrm{ch}}^2}}+{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}}_{\mathrm{korr}}$

F2.13

$\mathrm{\&beta;}=\mathrm{\&delta;}*\frac{1\frac{l_v}{l_v+l_h}*(1+\frac{m*v^2}{c_h*(l_v+l_h)})}{1+\frac{v^2}{v_{\mathrm{ch}}^2}}+{\mathrm{\&beta;}}_{\mathrm{korr}}$

其中

F2.14

$v_{\mathrm{ch}}^2=\frac{c_v*c_h*{(l_h+l_v)}^2}{m*(c_h*l_h{c}_v*l_v)}$

在此，v＝前；h＝后；m＝质量；l＝车轴与重心的距离；

${\mathrm{\&beta;}}_{\mathrm{korr}}=\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}.$ β的修正项。

系统方程F1.1及F1.2适用于该线性动力学单轨模型。

计算模型306与311之间的转换通过车辆参考模型302中的图中未示出的转换器根据车辆的速度自动进行。在此对于从一个模型到另一个模型的转换过程设置一个几km/h的滞后。低于转换阈值时，根据稳态圆周行驶模型306计算额定横摆角速度

如果从较低值增加的速度超过在这个方向上有效的阈值，则借助于动力学单轨模型311进行横摆角速度的额定值

的计算。由此可使对于在速度较高时的控制特别重要的动力学过程一起包括在该模型之内。

在从圆周行驶模型306向单轨模型311过渡时，通过圆周行驶模型计算的额定值如

及β用作单轨模型的起始值。由此避免了转换时的暂态过程。进一步的计算借助于单轨模型311进行，直到速度低于速度减小时较低的速度阈值。在此为了也减小暂态过程，对于圆周行驶模型必要的校正因子 及β_korr由以前在单轨模型中计算出的

及β的值以及速度v_Ref和转向角δ这些输入参量来算出。

校正值的大小为：

F2.15

${\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}}_{\mathrm{korr}}={\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}}_{\mathrm{soll}}-\mathrm{\&delta;}*\frac{v}{l_v+l_h}*\frac{1}{1+\frac{v^2}{v_{\mathrm{ch}}^2}}$

F2.16

${\mathrm{\&beta;}}_{\mathrm{korr}}=\mathrm{\&beta;}-\mathrm{\&delta;}*\frac{1-\frac{l_v}{l_v+l_h}*(1+\frac{m*v^2}{c_h*(l_v+l_h)})}{1+\frac{v^2}{v_{\mathrm{ch}}^2}}$

这些校正因子的影响根据下面的方程随着时间呈指数减小：

F2.17

korr(n+1)＝korr(n)*λ

其中λ可取在0与小于1之间的值。用n和n+1表示计算执行次数。由此可避免突然的变化，因为在稳态的情况下这两种计算方法提供不同的结果。由此，通过计算模型的转换可相当精确地确定用于控制的额定值，直到速度v＝0km/h。

结合图9说明了可考虑使用不同的模型作为车辆计算模型。在此优选的模型可以是稳态圆周行驶模型。根据这个模型，横摆角速度

可按照上述公式计算。如果要表示这样的车辆计算模型，则可以将所测得的值λ及v_Ref输入给计算电路并随后查询作为输出值的横摆角速度的给定值

2.3.3简化模型

下面说明一种用于确定额定横摆角速度的极其简化的模型。该模型可以是上述组合模型的变型。该模型的特征在于，以很小的计算量获得可接受的结果。

根据该模型，额定横摆角速度 可由下式计算：

F2.18

${\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}}_{\mathrm{soll}}=\frac{\mathrm{\&delta;}*v}{l}$

如果刚度c_v及c_h取得非常大，则该方程可由F2.12连同方程F2.14及F2.15得到。

该方案是基于下面的考虑。

在上述车辆参考模型中，额定横摆角速度

或者借助于动力学车辆模型(例如单轨模型)或者通过静态模型(称为稳态圆周行驶值)来计算并且与所测得的横摆角速度

相比较。但在这些方案的任何一个中，给定值(由此也包括控制干涉)直接依赖于车辆模型的质量。由于在此涉及线性等效模型，所以该模型在有些情况下明显偏离实际的车辆性能。

如果实际的车辆性能还由于例如单个部件的负荷或磨损而变化，则该模型对车辆的描述不够精确。因此，应借助于连续的参数估计来进行模型匹配，这里出现下面的问题：

为了进行上述估计，必须存在这样的激励，即驾驶员必须借助于线性区域(＜0.4g)中的转向指令充分地激励车辆。这在正常行驶中很难实现。

此外，不可能直接估计线性单轨模型的所有参数。由此必须预选择一些确定的参数。

因此，基于模型假设的控制可能总是仅在关于模型预给定值时提供令人满意的解决方案。因此，在许多情况下采用一种较简单的控制原理就足够了。

行驶稳定性控制的一个重要目的在于，这样协调行驶性能，使得车辆对驾驶员的转向输入、制动输入及节气门踏板输入的反应始终是可预见的并可对其进行很好地控制。因此，必须识别车辆的不足转向及过度转向的运行状态，并通过相应的制动干涉或发动机管理系统干涉将其调节到中性的特性。

简化的控制的原理的思路在于，使用不足转向/过度转向特性的直接量度作为控制参量。为此，根据机动车控制特性的定义，将前轴与后轴的平均侧偏角(α_V，α_H)相比较。当前轴的侧偏角较大时，车辆具有不足转向特性，在相反的情况下则具有过度转向特性。根据该定义，如果前轴与后轴的侧偏角相等，则具有中性的特性。

由此有：

F2.19

           ＞0：不足转向

α_v-α_h   ＝0：中性

           ＜0：过度转向

因此，根据侧偏角差可直接确定车辆的瞬时状态。如果使用单轨车辆模型(图10)作为方案，则可根据下式由转向角δ、侧滑角β、横摆角速度

及车辆速度v导出侧偏角：

F2.20a

${\mathrm{\&alpha;}}_v=\mathrm{\&delta;\&beta;}\frac{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}*l_v}{v}$

F2.20b

${\mathrm{\&alpha;}}_h=\mathrm{\&beta;}+\frac{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}*l_h}{v}$

由于侧滑角不可直接测量或简单计算，所以不可进行各个侧偏角的明确的计算。但是如果已形成了侧偏角的差，则可根据现有的测量参量(转向角、横摆角速度)、由ABS控制器已知的车辆参考速度v_Ref以及恒定的轴距l来计算该参量。

F2.21

$a_v-a_h=\mathrm{\&delta;}-\frac{l*\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}{v}$

这样就得到了可用作不足转向/过度转向的量度的参量。

还注意到车辆重心的曲线轨迹的瞬时转弯半径R与侧偏角差之间的已知关系：

F2.22

$R=\frac{l}{\mathrm{\&delta;}-({\mathrm{\&alpha;}}_v-{\mathrm{\&alpha;}}_h)}$

因此可看到，在F2.19的中性行驶状态下，即

F2.23

α_v-α_h＝0

转弯半径R可仅通过转向角δ来确定，即

F2.24

$R=\frac{l}{\mathrm{\&delta;}}$

因此可直接使用所计算出的侧偏角差作为控制参量进行控制。这种控制的规定是保持控制参量的绝对值尽可能小，以便达到基本上中性的特性。有时使用非对称的容差阈值是有意义的，由此可在过度转向特性的方向上选择较小的容差。

可根据这些考虑计算额定横摆角速度

(F2.18)。然后将该额定横摆角速度

与

相比较，并根据图1作为控制的基础。

2.3.5GMR控制器中的额定值限制

只有当车辆车轮在路面上的附着允许计算出的附加转矩作用于车辆上时，车辆行驶性能的控制才有意义。

例如如果相对于当前的车辆速度过强地或过快地转动方向盘，则不希望所述控制强迫车辆在任何情况下都进入由转向角δ预给定的弯道上。

因此，应避免在任何情况下都根据所选择的车辆参考模型确定作为额定值的

如果仅遵循参考模型则会在不幸的情况下导致，在方向盘转角无意地调节过大同时在速度高的情况下，由于此时 也过大，实际的横摆角速度

调节过大，使得在极端情况下车辆在其重心基本上直线运动的同时绕自身的轴线转动。这种情况对于驾驶员来说比车辆由于摩擦情况差而不能遵循驾驶员请求并且极度不足转向地直线移动的情况更为不利。因为在后一种情况下，车辆只是直线行驶而并不同时绕自身的轴线转动。为了避免这种在特殊情况下出现的不利后果，在车辆参考模型中附加地设置这样的计算算法，该计算算法可通过摩擦系数 确定对于测得的速度有效的最大的横摆角速度

该

在摩擦系数识别系统13中确定。所述计算算法基于稳态圆周行驶的理论，即满足 $\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}=a_{\mathrm{quer}}/v$ (F2.18)。

最大允许的横向加速度a_qlim基本上可确定为摩擦系数、速度v、纵向加速度a_long及在某些情况下其他参数的函数。由此，

F2.25

a_qlim＝f(μ，v，a_long，…)

最大横摆角速度由下式计算：

F2.26

${\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}_{\mathrm{soll}\max }=\frac{a_{\mathrm{qlim}}}{v}$

因此可确定横摆角速度的极限值，该极限值不再直接考虑驾驶员的愿望，而是在车辆滑向一旁时对该车辆不附加地绕其垂直轴转动作出贡献。

对于适当的μ确定的细节在2.1部分中详细讨论。

也可规定仅在某些特定的条件下才允许控制干涉。这样一种可能性例如可以是，如果确定侧滑角

过大，则图2中的启动逻辑电路11不传输当前的M_G给分配逻辑电路2，这可根据刚才存在的速度而出现。

2.4GMR控制器的控制规则

下面说明横摆力矩控制器10的控制规则16的程序结构。该程序由四个输入参量算出绕车辆的垂直轴的附加横摆力矩M_G，该附加横摆力矩对于尤其在弯道行驶时保持稳定的车辆性能是必需的。计算出的横摆力矩M_G是用于计算待施加到车轮制动器上的压力的基础。

可用于该控制规则的输入参量是(参见图17)

输入端500：

输入端501：

输入端502：

输入端503：

对于在考虑侧偏角差作为基础这种情况，在输入端500输入Δλ，并在输入端501输入

输入端503是可选的。该输入端尤其当在整个计算系统中设置由所谓的观察者车辆模型84时可供使用。

输入端500处的值作为所测得的横摆角速度

与借助于车辆参考模型12算出的额定横摆角速度 之差得到。

输入端501处的值作为输入端500处的参量从一个计算循环到另一个计算循环在时间上的变化除以循环时间T₀得到，或者作为所测得的横摆角速度的时间导数与计算出的额定横摆角速度的时间导数之差得到。

计算循环定义为根据图1的整个FSR控制器的计算过程。由于其结构，这样一个过程要求一确定的实际时间，即循环时间T₀。对于有效的控制，该循环时间必须保持足够小。

输入端500及501处的值，即

及

首先分别输送给低通滤波器510或511。

这两个低通滤波器原则上结构相同，并具有图18中所示的结构。

根据图18的低通滤波器的输入参量520用u标示，输出参量521用y标示。输出参量521输送给寄存器522并在下次计算时可作为先前的值y(k-1)供使用。然后可根据下面的公式计算出计算循环的输出值521：

F2.27

y(k)＝λ*y(k1)+(1λ)*u*k_p

其中λ可取0与1之间的值。λ表示该低通滤波器的数位价。对于界限值λ＝0，不存在递推功能：先前的值y(k-1)对于新的输出值521的计算没有意义。λ越接近1，先前的值的作用越大，使得当前的输入值520对输出值521的影响越慢。

k_p是线性估算因子。

对于输入值500及501进行上述低通滤波，以形成经滤波的值515、516。

对于输入参量502即

也进行同样的低通滤波512。经滤波的值517与未经滤波的值503那样输入给非线性滤波器。这些滤波器的作用是：对于小的输入值将输出值置零，对于大于一特定界限值的输入值，则传输一个减去该界限值的输入值。这种限制不仅在负的区域中而且在正的区域中进行。界限值

及β_th可以是固定地植入在程序中的参量，但也可以是依赖于其他参数如轮胎与路面之间的摩擦系数的参量。在此情况下这些界限值可分别作为摩擦系数的线性函数来计算。

所有四个参量，即515、516、517及518在接下来的步骤530、531、532或533中分别被一个线性的因子加权。

这些因子被固定地植入在计算系统中。这些因子的数量级可由相应的车辆模型算出，但通常需要通过行驶试验进行精确确定。以此方式，对于每一车辆或车型都确定相应的一组线性因子。将这样加权的输入参量500、501、502、503相加，得到附加横摆力矩M_G(加法环节540)，该横摆力矩是程序进一步计算的基础。

但在实际中已经证实，还必须对计算出的横摆力矩进行修正。

为此可使用两种方法：

1.修正输入参量，尤其是

2.对计算出的横摆力矩M_G进行滤波。

通过这两种方法试图不仅在考虑横摆角速度的情况下而且在考虑侧滑角的情况下进行所述控制。

2.4.1输入参量的修正

如上所述，借助于车辆参考模型可计算出横摆角速度的额定值。由于所使用的车辆参考模型与实际情况不完全一致，所以通常必须再次校正模型计算的结果。在参考模型中，主要对由横摆角速度传感器及转向角传感器提供的值进行分析处理。可通过附加地考虑由横向加速度传感器提供的值对计算出的额定横摆角速度进行校正。

该分析处理可用不同的方式进行。下面提出了一种方法，在该方法中首先将所测得的横向加速度换算成侧滑角速度

利用该值进行横摆角速度的额定值的校正。

的计算例如借助于运动学

确定14、15(图2)进行。

所用方法根据图19中给出的框图进行。侧滑角速度的估计值

必要时在低通滤波之后与第一阈值th₁相比较(菱形400)。该比较的意义只有在对横摆角速度的额定值 进行校正之后才可看出，因此在最后详细说明。

如果 $\left|\widehat{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&beta;}}}\right|>{\mathrm{th}}_1,$ 则将

的量与第二阈值th₂相比较(菱形401)，该第二阈值大于该第一阈值th₁。如果也大于该第二阈值，则首先进行侧滑角速度

在时间上的积分402。为此，将侧滑角速度 与循环时间T₀相乘并且加到先前的积分结果Intg_i-1上。积分步骤用n来计数，由此，计数n在积分之后增加1(步骤403)。因此积分时间由所完成的积分步骤的数量n来代表。积分结果

与一阈值β_s相比较(菱形404)。该阈值大小表示相对于理论上要遵循的侧滑角的最大允许偏差。该阈值β_s的数量级约为5度。

如果超过该阈值β_s，则通过一个附加常数S重新对额定横摆角速度

估算(步骤405)，该常数依赖于瞬时的侧滑角速度

及积分步骤的数量n。这就是说，如果在每一新的循环中超出阈值β_s，则进一步降低额定横摆角速度。该附加常数S视

的符号而定被加或者被减，由此，额定横摆角速度的绝对值总是减小。如果Intg_n未达到该阈值β_s，则不对 进行限制(步骤407)。

在一个新的循环中再次检验所估计的侧滑角速度的量是否小于阈值th₁。如果是，则说明车辆已重新稳定。其结果是：n在步骤406中又被置零，并且对于步骤407中的进一步计算，以不被校正的、即与作为车辆参考模型的结果存在的值相同的额定横摆角速度为基础。此外，积分的起始值Intg_n-1设为零。

如果侧滑角速度的绝对值虽然超过th₁但未超过th₂，则旧的值Intg_n保持不变，即积分暂停一个循环。先前的限定保持不变。如果又超过了阈值th₂，则继续进行积分。

2.4.2M_G的校正

另一种可能是控制由控制规则16计算的横摆力矩M_G。为此形成先前的值M₁(k-1)与当前的值M₁(k)之间的差。下标1表示这些值是横摆力矩控制器的直接结果，即不是根据下述校正计算出的。该差与循环时间T₀相联系得到ΔM₁。在这个梯度ΔM₁上加上一个由

与一个校正因子相乘而得到的校正梯度。这样校正的梯度与循环时间T₀相乘，所得的积加到先前计算的横摆力矩M(k-1)上。这就得到了用作进一步的计算的基础的当前的力矩M_G(k)。

该计算通过图20中所示的逻辑来实现。由子程序“控制规则16”得到的计算出的力矩输入到移位寄存器420中。在该移位寄存器420的第一位置421上总是具有当前的值M₁(k)；在该移位寄存器420的第二位置422上具有先前的值M₁(k-1)。一旦存在一个新的值M₁，则寄存器421中的值移位到寄存器422中，而寄存器421中的值被该新的值代替。寄存器421及422中的值输送给计算逻辑电路430，该计算逻辑电路根据下面的公式计算ΔM：

F2.28

$\mathrm{\&Delta;M}=M_1\left(k\right)M_1\left(k1\right)+a*\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&beta;}}*T_0$

此外，由运动学

确定得出的估计的侧滑角速度

也输送给计算逻辑电路430。另外，在存储器中设定校正因子a的值，通过该校正因子将侧滑角速度换算成力矩变化。按照下面的公式计算新的力矩M(k)：

F2.29

M(k)＝M(k-1)+ΔM

在寄存器431中存储经校正的力矩的当前值，在寄存器432中存储先前的计算值。寄存器431中的值用作进一步计算的基础。

2.5SESP横摆角速度控制规则

SESP横摆角速度控制规则23的程序将所测得的横摆角速度与特定的SESP基准横摆角速度相比较。如果存在偏差，则控制器要求一个用于校正该偏差的附加横摆力矩MG_SESP。

2.5.1SESP基准信号形成装置

SESP基准信号形成装置24计算SESP基准横摆角速度，该SESP基准横摆角速度表示驾驶员想要的横摆角速度。结果存储在sesp_psip_ref中。

SESP横摆角速度控制器比GMR横摆角速度控制器灵敏。出于这个原因，该SESP横摆角速度控制器需要一个特殊的机构来避免由于传感器或模型误差而引起的错误的干涉。SESP基准横摆角速度包括偏移量SESP_DPSIP_STORED，后者在有限的时间上补偿所述误差。

如果对偏转状况不存在任何怀疑，则偏移量SESP_DPSIP_STORED表示所测得的或所估计的横摆角速度

与由在车辆模型12中所计算的参考横摆角速度 之间的偏差。

但是一旦对偏转状况存在怀疑，则所述偏移量保持恒定。如果满足下面的条件，则对偏转状况存在怀疑：

xx.存在SESP状态31至34(不同于35)，或者

xxi.已识别到对于偏转可能的前面的原因i至xviiii。

现在计算SESP基准横摆角速度 该SESP基准横摆角速度表示驾驶员请求。为了该计算，所述偏移量被加到GMR(AYC)基准横摆角速度的参考横摆角速度上：

该偏移量是在例如载荷变化时

之差。

与GMR(AYC)基准横摆角速度相比，该SESP基准横摆角速度包括一个偏移量，该偏移量正好选择得这样大，使得SESP横摆角速度偏差在载荷变化或制动开始时为零。

一方面，该偏移量使得横摆角速度传感器的可能未被补偿的偏移量得到了补偿。这对于避免灵敏的SESP横摆角速度控制器的错误控制是必需的。另一方面，该偏移量补偿仅允许调整与当前的车辆性能的偏差。

图31示出对于横摆角速度传感器偏移量为正的情况SESP基准横摆角速度的构成。

SESP基准信号形成装置24计算横摆角速度偏差

该横摆角速度偏差作为用作SESP横摆角速度控制器的输入。图2还示出，该输入

也可供SESP启动逻辑电路25使用。

该SESP横摆角速度偏差作为所测得的横摆角速度

与SESP基准横摆角速度之间的差被计算。

在形成所述偏移量校正时，对于确定的应用可进行其他改善。

为此设置一个状态自动装置，该状态自动装置区分下列状况：

*Sesp_refcomp_idle：不需要SESP基准参量

*Sesp_refcomp_straight：可确定SESP基准参量，对于直线行驶有利

*Sesp_refcomp_curve：可确定SESP基准参量，对于弯道行驶有利

*Sesp_refcomp_uncertain：需要SESP基准参量，但由于动态的行驶状况不能精确地确定

该(附加的)状态自动装置被设计为，使得即使在连续的基准偏移量校正期间也可被变换到一个合适的状态。在此情况下在需要时触发偏移量的重新确定。

SESP基准参量根据当前的状态如下构成：

*Sesp_refcomp_idle：不构成(替换地，SESP基准＝实际大小)

*Sesp_refcomp_straight：SESP基准＝AYC基准+偏移量，其中该

偏移量如已述那样并且在图31中示出

*Sesp_refcomp_curve：一旦在该状况中出现不足转向：SESP基准＝AYC基准；否则：SESP基准＝AYC基准+偏移量。

通过区分这些情况，降低了SESP错误控制的风险。这可在图34中通过扩展示出，其中：

*Sesp_refcomp_uncertain：SESP基准＝AYC基准(＝“最佳推测”)。

根据该不精确地确定的SESP基准，在这种情况下稍微提高了SESP控制器的启动阈值。

2.5.2SESP启动逻辑电路

SESP横摆角速度控制规则23具有时间延迟，以便避免该控制的非常短的启动或中断。用于控制器输入的延迟作为sesp_dpsip_in_delay存储。用于控制器输出的延迟作为sesp_dpsip_out_delay存储。

如果存在较高的过度转向的趋势，则选择短的输入延迟sesp_dpsip_out_delay＝sesp_dpsip_in_delay_tab[0]；即，当下面所有的条件都被满足时：

a.

该阈值k20取决于状况，例如取决于车辆速度(状态31、32比33、34敏感)、路面横向倾斜度等，

b. $\left|{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}_{{\mathrm{SESP}}_{\mathrm{ref}}}\right|>\left|{\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}_{\mathrm{Mess}}\right|,$ 其中

与 的符号必须相同；该条件表示存在具有过度转向特性的行驶状况；仅适用于状态31或32；进入时刻取决于状况，如

过度转向状况仅用作用于控制器启动的前提条件。由此，SESP横摆角速度控制器的第一次启动总是过度转向干涉。但接下来的启动也可以是不足转向干涉，以便预防车辆的过度转向反应。也可使用用于标准的GMR(AYC)基准横摆角速度的过度转向标志位，以便保证在实际的不足转向状况期间不开始SESP过度转向干涉。这也在所述基准的量可减小时进行。

c.状态自动装置22.1处于不同于35的状态

条件a.至c.必须在一个确定的持续时间满足。

去启动取决于下面的条件：

d. 阈值k21取决于状况，它小于进入阈值k20；或者

e.状态自动装置22.1处于状态35；在此，在所述去启动发生之前，必须在一个确定的持续时间上存在状态“SESP无效”。输出延迟取决于状况，一旦状态35存在，则它为零，否则取决于

2.5.3SESP控制规则

SESP控制规则23计算附加横摆力矩，该附加横摆力矩必须被SESP横摆角速度控制器要求，以便校正SESP横摆角速度偏差。其结果以值sesp dpsip_req_yaw_tq被存储。

计算退出阈值k21并将其向下限制到最小值零。这里所计算的参量是比例控制器的输入值。

增益系数取决于所估计的路面摩擦系数。由于摩擦系数估计装置13的摩擦系数对于与SESP相关的行驶状况不是有效的，所以使用等效值，该等效值由所测得的a_quer并且由依赖于v_Ref的车辆纵向加速度求得。该摩擦系数表示当前所使用的摩擦系数。比例控制器的增益系数取决于该摩擦系数。在控制规则23的输出端具有附加横摆力矩MG_SESP。

2.5.4SESP分配逻辑电路

SESP分配逻辑电路将SESP的附加横摆力矩请求MG_SESP分配给车轮制动压力。视驾驶员的制动压力而定得到不同的方案。SESP的当前的横摆力矩分配状态存储于SESP_TQDIS_STATE。

SESP影响至少一个车轮的制动压力。为该干涉确定了下面的方案：

·压力衰减模式：弯道内侧的后轮上的及在需要时附加地弯道内侧的前轮上的车轮制动压力被降低，直到达到一个预定的压力下限ayc_pdec_sec_pressure_limit。一旦压力衰减的势能不足以实现MG_SESP，则此时出于舒适性原因而不进行压力增加。但压力建立根据一个按舒适性观点实施的策略也是完全可以的。

·压力增加模式：弯道外侧的后轮上的车轮制动压力被升高，直到达到由纵向方向上的最大可能的力确定的压力上限；该压力上限通过车轮打滑控制器26利用制动打滑监测功能结合EBV功能的抑制来保证；出于舒适性原因，通过ETR功能实现压力的升高。

对于确定的应用而提出将SESP的附加的横摆力矩分配给车轮。

在SESP压力增加的情况下，还可在弯道外侧的前轮上建立压力。

后轮的压力的多大百分比被附加地建立在前轮上可通过与所估计的最小的摩擦系数SESP_MY_MIN相关的特性曲线调节。

对于具有液压制动力助力装置的制动系统，下面的关系已经被证实是有意义的：在冰上为50％，在中等摩擦系数情况下为100％，高摩擦系数时为0％。

高摩擦系数时的0％的值是有意义的，因为此时驾驶员认为前轴上的压力增加是不舒适的。另一方面，在此仅在后轴上进行压力增加通常对于稳定已足够，因为高摩擦系数时可建立更大的纵向力。

图32a中示出前轴上的压力增加的可能性。

如果SESP压力增加结束，则后轮上的压力不是急剧地而是缓慢地衰减。这提高了行驶舒适性。

一旦由于开始进行AYC控制而必须中断SESP，则也采用缓慢的压力衰减。

但一旦AYC附加横摆力矩的符号与先前的SESP干涉相比较变化，压力就急剧衰减。尤其对于具有包括真空制动助力器及例如通过制动系统的液压回输泵的附加的液压制动助力装置的制动系统的车辆来说，前轴上的、已针对SESP压力衰减情况(第10页)及在图2中提及的选择性地附加的压力衰减是优选的。

是要进行压力衰减还是要进行压力增加的判定，取决于下面的条件：

压力衰减

f.GMR控制器10已识别到驾驶员制动P_THZ

以及

g.P_THZ＞阈值k30

如果这些条件不存在，则进行压力增加。

如果压力增加模式有效，则MG_SESP根据v_Ref减小。由此考虑：附加横摆力矩MG_SESP在压力增加期间比在压力衰减期间可更有效地实现。

是进行车辆左侧还是右侧或者说弯道外侧还是弯道内侧的制动器的干涉，根据与在GMR横摆力矩分配逻辑电路2中相同的规则来判定。当然也可考虑SESP分配逻辑电路21来进行判定。

在考虑到车轮打滑控制器26的限制的情况下，由分配逻辑电路21得到SESP的各个车轮压力要求。此外，通过标志位向其他控制器7、8、9指示SESP控制有效。

这是有利的，因为GMR控制器10将偏移量加到启动逻辑电路11的输入信号

上，以便给SESP提供这样的可能性：即使大于其控制阈值，也使车辆在一定程度上稳定。该可能性允许在边界状况下的过渡区域中、即在接近不稳定的行驶状况下进行SESP控制，但是仅在SESP之前已变得有效时才这样。偏移量是可变的并且可被降低到零。

3.GMR控制器的分配逻辑电路

3.1通过施加制动力产生的附加横摆力矩

为了即使在弯道行驶时也获得车辆稳定的行驶，首先必须检测转向角。转向角代表驾驶员所期望的车辆弯曲轨道。在稳定的稳态弯道行驶中，车辆应以一个基本恒定的侧滑角及保持相同的横摆角速度通过该弯道。驾驶员必须通过反向转向来补偿与该侧滑角或与该横摆角速度的偏差。但这不是一直都可以的，尤其是当驾驶员以转弯极限速度通过该弯道时。在这种情况下必须有目的地对车辆制动，并对车辆施加绕其垂直轴的附加力矩，所述附加力矩应能使实际的横摆角速度与所期望的横摆角速度相匹配。描述这种关系的控制算法已在前文中说明，因此这里不需详细阐述。

但留下的问题在于：以适当的方式通过有目的的施加制动力实现由控制算法算出的附加横摆力矩M_G。

对于液压制动器来说，任务实际上在于，为每个单个的车轮制动器确定制动压力。在此应以单个制动器中的尽可能小的压力实现待实现的绕垂直轴的力矩。因此提出，为每个车轮确定一个系数并且由待产生的车辆横摆力矩及各个加权系数求得制动压力。

如上所述，尤其对基于液压操作的车辆制动系统有利的是，这样确定所述系数，使得可直接求得各个车轮制动器的制动压力。所述系数的加权这样进行，即各个系数除以所有系数的平方和。

在此，每个系数确定车轮制动压力与由此产生的各个车轮制动力占车辆的横摆力矩的份额之间的关系。输入在车辆行驶期间变化的参数作为确定各个系数的参量。这些参数尤其是：

-转向角δ

-轮胎与路面之间的摩擦系数μ

-车辆质量m

-轴载分布N_z。

在计算所述系数时输入的并且车辆特有的或制动器特有的参量例如对于盘式制动装置来说为：

-制动活塞的面积A

-每个车轮制动器的活塞的数量n

-制动盘与制动衬片之间的摩擦系数μ_R

-有效摩擦半径与轮胎动力半径的比例s

-制动器的效率η

所提出的计算方法的优点在于，可非常快速地从预给定的附加横摆力矩计算出相应的制动压力。如果在行驶期间上述参数改变，则通过在计算制动压力时改变上述系数来考虑。

一些系数与转向角δ的关系是非线性的，而这些系数线性地输入到计算中。

但已经证实，单个系数与转向角之间的关系的线性化估计提供了足够好的结果。

图21示意性地示出直线行驶中的具有四个车轮601、602、603、604的车辆。每个车轮配置有车轮制动器605、606、607、608。这些车轮制动器可彼此不相关地被控制，通过由这些车轮制动器施加的车轮制动力矩在车轮与路面的接触面上产生制动力。例如通过致动车轮制动器605在车轮601上产生制动力F，该制动力又产生绕垂直轴的力矩M(例如为正力矩)。

这样的绕车辆的垂直轴的力矩可被有目的地使用，以便将车辆稳定地保持在驾驶员期望的轨迹上。

在车辆中还设置有传感器。这些传感器包括检测车轮601、602、603、604的角速度的车轮传感器。此外，用转向传感器612检测方向盘转角。另外还设置有用于检测横摆角速度的传感器613。

这些传感器一方面检测驾驶员请求，另一方面检测车辆的性能，由这些传感器可计算出能够使车辆的横摆角速度及其侧滑角与驾驶员请求相一致的待施加的横摆力矩。为此，这些车轮制动器605、606、607、608彼此不相关地被控制，为此设置有这样的控制装置，该控制装置是用于控制行驶稳定性的复杂程序的一部分。

图22中示出原理上的配置。标记16表示计算横摆力矩M_G的程序模块。图22示出计算各个车轮制动器605、606、607、608应被施加的压力P_xx的控制装置。所求得的压力值622、623、624、625可被进一步分析处理，并可被转换成车轮制动器605、606、607、608的相应的控制信号。

该控制装置本身由两个部分构成，在第一部分630中计算用于各个车轮的系数c_xx。这些系数c_xx建立车轮制动器中的压力与按比例分配的由相应的车轮上的制动力引起的横摆力矩之间的线性关系。在第二部分631中，通过各个系数的加权以及在考虑待实现的横摆力矩M_G的情况下计算各个压力值P_xx 622、623、624、625。

所述压力值以及所述系数由下标加以表示。

在此为：

v：前    h：后

l：左    r：右

x：表示v/l或者h/r

第一计算部分630考虑了转向角，该转向角通过转向传感器612的分析处理装置632可供计算过程使用。为了计算所述系数还考虑摩擦系数μ，该摩擦系数在分析处理单元633中由车轮转动性能导出(参见2.1部分)。该车轮转动性能又通过各个车轮上的车轮传感器的信号求得。此外输入车辆质量以及轴载分布N₂，它们在分析处理单元634中确定，在该分析处理单元中分析不同状况中的车辆性能。第一程序部分630可访问包括上述车辆特有的及车轮制动器特有的值的存储器635。

由所述值为每个车轮计算出一个系数c_xx，其中值640、641、642、643可同时或先后计算。该计算根据植入在程序中的函数进行。在该函数中考虑了制动压力与制动力之间的已知的关系。该关系通常是线性的。只是转向角δ必须单独考虑。如何以适当的方式考虑转向角将在下文说明。

在第二计算步骤631中同时或先后由各个系数640、641、642、643按照下面的公式计算各个车轮制动器的压力值：

F3.1a

$p_{\mathrm{xl}}=\frac{c_{\mathrm{xl}}}{c_{\mathrm{vl}}^2+c_{\mathrm{vr}}^2+c_{\mathrm{hl}}^2+c_{\mathrm{hr}}^2}*M_G$

F3.1b

$p_{\mathrm{xr}}=\frac{c_{\mathrm{xr}}}{c_{\mathrm{vl}}^2+c_{\mathrm{vr}}^2+c_{\mathrm{hl}}^2+c_{\mathrm{hr}}^2}*M_G$

按照上述公式计算各个压力的优点在于，只需在车轮制动器上施加较小的压力即可获得所计算出的制动力矩。此外，制动压力控制可非常灵敏且快速地对尤其是转向角及摩擦系数的变化作出反应。

在计算这些系数时如下考虑转向角δ：图23为此示出了车辆的示意图，其中前轮601及602处于转弯状态。S表示前轮之间的距离，l_v表示重心610到前轴的距离。

车轮平面650、651与车辆的纵向轴线的夹角为转向角652、653。出于简化的原因而假设转向角δ652、653相等。作用在车轮平面650、651中的制动力F的有效杠杆力臂在小转向角的情况下可近似如下地算出：

F3.2a

$h_r=\frac{s}{2}+\mathrm{\&delta;}*l_v$

F3.2b

$h_l=\frac{s}{2}\mathrm{\&delta;}*l_v$

由于“小转向角”的近似不总是被满足，所以被证实有利的是，必要时可用下面的公式来计算：

F3.3a

$h_r=\frac{s}{2}+\mathrm{\&delta;}*\sqrt{\frac{s^2}{4}+l_v^2}$

F3.3b

$h_l=\frac{s}{2}\mathrm{\&delta;}*\sqrt{\frac{s^2}{4}+l_v^2}$

如果所计算的杠杆力臂小于零，则将这些杠杆力臂设定为等于零。

现在可按照以下公式计算车轮系数c_xx：

F3.4

c_xx＝c_hydxx*h_l，r

其中在c_hydxx中考虑了除转向角δ之外的所有参数。

以这种方式，所述系数可表示为两项的乘积，其中一项确定有效杠杆力臂，另一项与转向角无关。

3.2通过减小侧向力产生的附加横摆力矩

施加作用于一侧的制动力的方法是这样控制车轮制动器，使得这些车轮以不同的强度被制动。上一部分以说明了如何实施这种方法。

如果要在踏板制动期间进行行驶稳定性控制，即如果由于驾驶员的制动而已经在车轮制动器中形成一个确定的制动压力，这个方法就受到了限制。原则上在这种情况下也可使用上述方法。求得已被调节的制动压力的变化而不是求得绝对的压力。

但在这种情况下会出现下面的问题。如果在一个车轮制动器中已施加了很高的压力，使得产生了很大的制动力，则制动压力的升高并不一定会导致制动力的增加，因为已达到了轮胎与路面之间的附着极限。在上述模型中假定的制动压力与制动力之间的线性关系在这种情况下不再成立。

在横摆力矩控制的意义上，为了使车辆一侧的制动力不超过极限，可通过减小车辆另一侧的制动力来补偿。

但这存在缺点，即，制动力的减小也使得车辆的减速度减小。这并非总是可被接受的，因为在驾驶员进行制动时，车辆应在尽可能短的距离内停止。因此，车辆的实际减速度相对于驾驶员请求过强地减小通常是不可接受的。为了解决这个问题，提出了以下方法。

至少一个车轮的车轮制动器被这样控制，即，调节所述车轮的纵向滑移率2，使得该纵向滑移率大于达到最大附着时的纵向滑移率。在这个方法中使用了：所传递的制动力、即轮胎上的纵向力在纵向滑移率约为20％(0％-车轮自由滚动；100％-车轮抱死)时达到其最大值，并且在超过20％时可传递的制动力仅稍微减小，由此在车轮滑移率处于20％与100％之间时车辆的减速度不会产生很大的损失。

但如果同时考虑可传递的侧向力，即垂直于车轮平面起作用的力，则该力表现出与车轮滑移率很强的依赖关系，这表现在随着滑移率的增大，可传递的侧向力急剧减小。在滑移率超过50％的范围内，车轮表现出与抱死的车轮近似的特性。即，几乎不可对该车轮施加侧向力。

通过适当地选择应调节为高的纵向滑移率的车轮，可使车辆进行受控制的侧滑，而由该侧滑引起的横摆角的变化应相应于所期望的变化，由于在该方法中纵向力保持基本不变，但侧向力明显降低，所以可在无需过强地减小车辆减速度的情况下进行横摆角速度的控制。

按照下面的规则选择至少短时间地以提高了的纵向滑移率行驶的车轮。在此考察驾驶员要求向右转弯行驶的情况。对于向左转弯行驶的情况可使用相应的“被镜像的”规则。在此可能出现这样的情况，即车辆没有如所期望的那样强地转入弯道中。换言之，该车辆不足转向。在这种情况下，弯道内侧的后轮以提高了的滑移率运转。但如果该车辆过强地转入弯道中——这种情况被称为过度转向，则弯道外侧的前轮以高的滑移率运转。

此外可抑制前轮的压力衰减。这根据以下规则进行。在车辆表现为不足转向的状况中，抑制弯道外侧的前轮的制动压力衰减。在车辆表现为过度转向的状况中，抑制弯道内侧的前轮的压力衰减。

制动压力的实际控制可如下地进行。如上所述，根据待获得的横摆力矩及被加权的车轮系数来确定各个车轮制动器中的制动压力。

在计算所述系数时可引入一个依赖于制动滑移率的因子，该因子被这样调整，使得产生上述所期望的制动滑移率。可通过确定一个用于相应的系数的下阈值来限制车轮的压力衰减。

下面详细说明植入在制动系统的控制程序中的方法。

该控制程序基于加权系数计算在每个车轮制动器中必须产生的制动压力。当车辆被制动时，尤其是当车辆在利用轮胎与路面之间的附着极限的情况下被减速时，该计算变得更复杂。在这样的情况下，完全可能在需要叠加地进行行驶稳定性控制之前首先进行防抱死控制。

在这种情况下，对于未被制动的车辆不可进行原理上的叠加，因为例如在一个车轮制动器中的压力提高时相应的制动力不是线性地增加，因为已达到了附着极限。因此，该车轮制动器中的压力的升高不会产生附加制动力，因此不会产生附加力矩。

虽然可通过减小该轴的另一车轮的车轮制动压力来实现产生附加横摆力矩的相同的效果，但是这将导致总体制动力的减小，这又与应在尽可能短的距离内使车辆停止的要求相冲突。

因此利用图24中示出的车辆车轮特性。该曲线图示出在X轴上滑移率λ处于0与100％之间，其中0％表示车轮自由滚动，100％表示车轮抱死。Y轴示出摩擦力系数μ_R及侧向力系数μ_S，其取值范围在0与1之间。实线表示对于不同的侧偏角α摩擦系数与滑移率之间的关系。可以看出，尤其对于小侧偏角，该曲线在滑移率λ＝20％的范围具有最大值。在朝100％的方向上，摩擦系数缓慢减小。当侧偏角为2°时的最大摩擦系数约为0.98，而在λ＝100％时该摩擦系数仍达0.93。与此相反，尤其对于较大的侧偏角，侧向力系数则随着滑移率的增加而急剧减小。当侧偏角为10°时，侧向力系数对于0％的滑移率为0.85而对于接近100％的滑移率则下降到0.17。

因此从图24的曲线可知，当滑移率值在40％与80％之间的范围内时可传递较大的制动力，但只能传递小的侧向力。

可利用这种车轮特性来有目的地减小车辆上特定车轮的侧向力。车轮的选择按照下面的规则进行，现结合图25a及25b详细说明。

图25a、25b示意性地示出向右转弯的车辆。相应于弯道半径及车辆的速度，车辆必须绕其垂直轴转动，即，必须存在一个确定的顺时针的横摆角速度。

如上所述，车辆具有横摆角传感器。如果所测得的横摆角速度 偏离了待实现的

则必须施加绕车辆的垂直轴的附加力矩M_G。

如果所测得的横摆角速度与待实现的横摆角速度的偏差使得车辆转弯不够，则存在所谓的不足转向特性。必须施加一个附加力矩，该附加力矩在这种状况下选择为负的。其作用应使车辆转入弯道中。这在该情况下可通过提高右侧车辆车轮的制动压力来实现。

但如果车辆已被驾驶员制动，则所述车轮可能已传递了最大的制动力。如果这已被电子分析处理单元确定，则升高右后轮制动器中的压力，使得该车轮在滑移率处于40％与80％之间的范围内的情况下运转。车轮604因此用“λ”来标记。如上所述，其结果是侧向力显著降低。因此，仅在右后轮上建立小的侧向力，这导致车辆向左甩尾，即开始顺时针转动。侧向力的减小一直持续，直到实际的横摆角速度

与车辆的额定横摆角速度

相符。

图25b示出过度转向的车辆的情况。车辆绕垂直轴的转动比相应于计算出的额定横摆角速度的转动更快。在这种情况下，应降低左前轮601的侧向力。这同样可通过将该车轮的滑移率值控制在40％与80％之间来实现。因此，车轮601在此用“λ”来标记。

对于这两种情况，可在控制程序中置入一个子程序，对于不足转向(图25a)的情况，该子程序引起弯道外侧的前轮601的压力进一步降低，对于过度转向(图25b)的情况，该子程序引起弯道内侧的前轮602的压力进一步降低。这些车轮分别用“p_min”来标记。对于向左转弯行驶的情况，与上述横向相反地进行相应的控制。

各个车轮中压力的控制可这样进行，即，为每个车轮确定一个表示压力变化与所计算出的附加横摆力矩M_G之间的关系的系数。

这些系数是描述车辆或车轮制动器的参数及在行驶期间发生变化的参量的函数。这些尤其是转向角δ及轮胎与道路间的摩擦系数μ(参见3.1部分)。对于上述控制，附加地引入与对应的车轮的纵向滑移率的依赖关系。各个车轮上的压力衰减的抑制可这样实现，即，为所述系数确定下限，如果计算出的系数低于最小值，则用最小值替代这些系数。

图26示出相应的算法。首先计算出附加横摆力矩M_G(程序640)。由该力矩计算出各个车轮的相应的制动力变化或制动压力变化(程序部分641)。将计算出的制动压力与由路面与轮胎之间的摩擦系数等确定的阈值p_th进行比较(菱形642)。阈值p_th确定车轮制动压力的进一步升高是否同时会提高制动力。如果需控制的压力低于所述阈值，则按照3.1部分中提及的方法进行控制。如果计算出的制动压力高于所述阈值，则根据上述方法644进行压力的计算。

4.优先电路

借助于分配逻辑电路，由附加横摆力矩MG计算出将施加到车轮制动器中的压力(第3部分)。

在一个下级的压力控制电路中，由这些压力值计算出进入阀及排出阀的控制信号。在该下级的压力控制电路中，使实际的车轮制动压力与计算出的车轮制动压力相一致。

如果也要输入其他控制器(ABS 7、ASR 8、EBV 9)的控制信号(第1部分)，则需要首先借助于存储在计算机中的液压车轮制动器模块将这些控制器的控制信号换算成压力值。

这样，GMR控制器10的压力请求与ABS控制器及其他控制器的压力请求产生联系。这在优先电路中进行，该优先电路判定：哪些请求被赋予优先权，以及以何种程度平均的压力输出给车轮制动器的压力控制单元5。压力控制单元5再将所述压力换算成阀转换时间。

也可向优先电路输入额定压力变化量而不是额定压力(见第7部分)。

在这种情况下，优先电路3在其输出端上按照下面的规则进行压力变化量Δp的输出：优先满足车轮中一个的压力降低的要求，并且保持一个车轮制动器中的压力的要求相对于升高压力的要求具有优先权。由此，按照下面的规则处理对优先电路的各个要求：当存在降低压力的要求时，忽略保持压力不变的要求或者升高压力的要求。以相同的方式，如果需要保持压力，则不进行压力升高。

5.直接比较阀转换时间的优先电路

也可使用其他方法代替上述方法。

分配逻辑电路由附加横摆力矩直接计算出阀转换时间，而不是压力，其他控制器也是如此。这样可将GMR的阀转换时间与例如ABS所要求的阀转换时间相比较。在优先电路中则不是如上所述分析处理不同的压力请求，而是分析处理不同的阀转换时间。

为了获得阀转换时间，分配逻辑电路首先计算出每个车轮制动器需调节的压力变化量。

借助于连接在后面的非线性控制部件，由这些压力变化量计算出控制各个车轮制动器的转换时间。

该非线性控制部件例如可以是计数器。

该计数器将预给定的压力变化量转换成节拍(Takt)数。为此，循环时间T₀被分成大约3至10个转换间隔(节拍)。每个循环时间的节拍的最大数目是一个固定的量，其大小根据要获得的控制品质来确定。

通过计算出的节拍数确定在一个循环时间内阀应被控制多长时间。

由于每个车轮制动器通常设置有两个阀，其中一个阀(进入阀)控制压力介质到车轮制动器的输入，而另一个阀(排出阀)控制压力介质从该车轮制动器的排出，所以总共产生八个信号。

节拍数输入给优先电路，该优先电路在另外的通道中接收其他控制器的节拍数。

该优先电路判定赋予哪个控制器以优先权，即哪个节拍数被用于实际的阀控制。

车辆对通过操作车轮制动器产生的制动力的反应是横摆角速度被改变。这通过GMR控制器10检测到，该GMR控制器又求得新的附加横摆力矩。

因此，控制电路不计算或调节制动压力。因此，控制算法不需要关于车轮制动器的信息，尤其是不需要关于车轮制动器的体积接收量与由此产生的制动压力之间的关系的信息。

下面结合图27说明计算节拍时间的一种方法。

通过分配逻辑电路700由附加横摆力矩M_G计算出应施加到各个车轮制动器的制动压力。可从第3.1及3.2部分获知这是如何进行的。对于四轮车辆，作为在分配逻辑电路内部计算的结果存在四个压力值p₁至p₄。这些参量必须被转换成控制压力介质到车轮制动器的输入(压力升高)或压力介质从车轮制动器的排出(压力衰减)的阀的转换时间。如上所述，阀的转换时间不是由压力预给定值的绝对值计算，而是由压力预给定值的变化量计算。因此，将每个值p_n(n＝1至4)输送给一移位寄存器701。在第一寄存器位置702写入当前值。在第二寄存器位置703中从第一寄存器位置702接收先前的值，从而在该位置写入在前已进行的计算循环的压力要求。该值用p_n ^*标示。

在接下来的步骤705中，从第一寄存器位置702读出当前的压力请求p_n。如果该值为0或小于最小值，则该程序分支进入一环706中，该环应保证从车轮制动器取出足够多的压力介质，使得产生的压力变为零。为此，关闭进入阀并且排出阀在至少一个循环时间T₀上打开。

如果当前所要求的压力值超过所述最小值，则形成所述两个寄存器值702及703的差。这在减法器707中进行。计算出的压力变化量Δp可大于0或小于0。如果该压力变化量大于0，则必须提高对应的车轮制动器中的压力。如果该压力变化量小于0，则必须降低对应的车轮制动器中的压力。对于压力增大的情况，程序按右侧的判定路径710进行。在考虑到要调节的压力差及压力请求的情况下，或者当存在相应的信号时，根据车轮制动器中的实际压力计算进入阀的打开时间Δt_ein。排出阀的打开时间Δt_aus则被置零。反之(判定路径711)，对于请求压力降低的情况，进入阀的打开时间Δt_ein被置零，而排出阀的打开时间Δt_aus则由所要求的压力差及车轮制动器中的当前的压力或被写入第一寄存器位置702中的所要求的压力计算。

通常，打开时间Δt与预期的压力变化量Δp之间存在线性关系。

如上所述，不是计算打开时间本身，而是计算节拍数。这在图28中详细说明。上述计算在相同的时间间隔(循环时间T₀)内进行，一次计算的结果确定下一循环中车轮制动器的阀的控制信号。循环时间T₀约为3ms。

视应如何精密地进行控制而定，每个循环时间T₀被分成N个时间区段。

在图28中示出(循环时间)被分成六个步骤。阀的转换时间则不再作为时间长短被输出，而是作为一个循环内阀应打开的节拍的次数被输出。例如对于n＝3，从图28可知，打开时间为1.5ms。

如果所要求的打开时间应大于循环时间，则n被置为对应的最大值N(在所示的例子中被置为6)。

这种计算对于每个车轮都被执行，因此对于四轮车辆被执行四次。这些计算可同时或先后进行。作为结果存在八个值，即用于进入阀的四个值及用于排出阀的四个值。这些值被输送给变型的优先电路720。ABS控制器及其他控制器的也以节拍数表示的转换时间要求也输入到该优先电路中。

执行所述控制使得车轮制动器中的压力变化。从而，制动力及施加在车辆上的力矩发生变化。因此描述车辆行驶动力学特性的参量发生变化。这些参量通过传感器直接或间接检测到并且又被输入给所述计算。

由此引起力矩请求的重新变化，如上所述，该力矩请求被转换成新的阀的控制信号。

要调节的压力差的计算基于先前的计算循环计算出的压力请求。但这些压力请求实际上不必被调节，由此，车轮制动器中的实际压力不同于对应计算出的压力请求。因此在某些情况下需要将车轮制动器中的实际压力调整到这些压力请求。当压力请求为零时，这可最简单地进行，即分配逻辑电路700要求一个与一车轮制动器中的压力为零相应的值。在这种情况下，不形成相对先前值的差，也不由此导出控制信号，而是在步骤705中进入计算转换时间的环706中，该环应保证实际上将压力值调节为0。这通过将排出阀的转换时间Δt_aus至少设置为循环时间T₀来实现。

可能还需要向优先电路720提供相应的信息，使得应导致一个车轮制动器中压力为0的时间要求不被其他控制器的预给定值叠加。此外，在这些信息中可确定，应在多个循环时间上进行压力衰减，由此确保实际上进行一个彻底的压力衰减。

6.车轮制动压力识别

一直到第4部分所说明的FSR压力控制器作为结果提供车轮制动器的制动压力值。这些预给定值必须实现。一种方法是测量车轮制动器中的压力并且与这些预给定值进行比较。一种按照通常的规则工作的压力控制器将车轮制动压力调节至预给定的额定值。这种方法对于每个车轮制动器需要一个压力传感器，即对于四轮车辆需要四个压力传感器。

通常出于成本原因试图用尽可能少的传感器来应对。此外，每个传感器都表示另一个潜在的干扰源。一个传感器的故障可能导致整个控制系统必须被关闭。

因此本发明提出设置一个分析处理系统，该分析处理系统根据由现有的传感器提供的数据导出与车轮制动器中的压力相应的压力参量。为此提出了下面的方案。

如上所述，每个车轮制动器中的压力通过两个阀控制。进入阀控制压力介质的输入，而排出阀控制压力介质的排出。

因此，由压力控制器给出的信号是表明阀要打开或关闭多长时间的控制时间。循环时间被分成固定数目的时间区段(节拍)。于是控制时间可表示为表明阀要打开或关闭多少个时间区段的节拍数。

基本的考虑是，控制信号不仅提供给车轮制动器，而且作为计算参量提供给车辆模型。实际的车辆对被控制的制动压力作出反应，产生确定的重心速度v及各个车轮的车轮转速ω_i。车辆速度不是直接测量的，而是也由各个车轮的车轮转速ω_i在特殊的计算步骤中导出。因此车辆速度被称为参考速度v_Ref。

也可在车辆模型内模拟相应的值。

通过将ω_i、v_Ref的实际值与ω_i、v_Ref的计算出的或根据车辆模型估计出的值相比较，可求得各个车轮制动器中的压力的校正参量，借助于该校正参量可修正通过液压模型计算出的压力，从而可给出车轮制动压力较好的估计。

图29中详细描述了上述原理的结构。

用800标示压力控制单元，该压力控制单元在图1中具有标号5。该压力控制单元由表征需调节的压力的第一值801和由标记车轮制动器中存在的所估计的或所测得的压力的第二值802计算车路制动器的阀的控制时间。控制时间在此表示为输出参量803。用810标示车辆。由此表示出，车辆对通过在车轮制动器中的压力调节引起的力作出反应。在此，各个车轮的转速ω_i也发生变化。

车辆810还应包括检测车轮的车轮转速的车轮传感器，从而这些值ω_i可直接供使用。

车辆810还应包括ω_i分析处理单元，该分析处理单元通常是ABS控制器的一部分，在确定的边界条件下由各个车轮的车轮转速ω_i计算出相应于车辆的实际速度的所谓的参考速度v_Ref。

由各个车轮转速及该车辆参考速度可计算出每个车轮的滑移率λ_i。

值ω_i、v_Ref作为输出值811可供使用。滑移率λ_i作为值812可供使用。

所使用的计算模型整体上用820标示。该计算模型包括三个子模型，即

液压模型  821

车辆模型  822

轮胎模型  823

液压模型821用两个近似公式表示制动压力p与封闭在车轮制动器中的体积V之间的关系以及当进入阀或排出阀打开一定时间时该体积的变化量ΔV。

F6.1

p＝a*V+b*V₂

F6.2

$\mathrm{\&Delta;V}=+c*t_{\mathrm{ein}/\mathrm{aus}}*\sqrt{\mathrm{\&Delta;p}}$

参数a、b及c是表示制动系统的参量并且作为值被存储在相应的存储器中。p表示车轮制动器中的当前压力。V表示封闭在车轮制动器中的当前的体积。

Δp通过进入阀或者排出阀测量，当通过进入阀测量时，测量一压力源与p之间的差，而当通过排出阀测量时，测量p与一储存容器中的压力之间的差，该储存容器中的压力通常为1bar因而可被忽略。

出发点在于，在控制开始时车轮制动器中的压力及所封闭的体积为零，因此通过跟踪阀打开时间就可完全清楚各个车轮制动器中的体积变化量及由此产生的压力变化量。

但很明显的是，所给出的公式仅仅非常粗略地给出了实际的关系，因此需要相应的校正。在模型822中车辆通常由一个利用四个支承点支承在一个平面(车轮支承面)上的刚体描述。

该刚体可平行于该平面即在x及y方向上移动，并且可绕其重心转动，转动轴线垂直于移动平面。

作用在刚体上的力是作用在车轮支承面上的制动力及空气阻力。

根据这些考虑，车轮载荷F_z，v及F_z，h这样计算：

F6.3a

$F_{z,v}=\frac{m*g*l_h+h*\left(F_{x,v}{F}_{x,h}\right)}{l_v+l_h}=\frac{m*g*l_{h}h*m*{\stackrel{\&CenterDot;}{v}}_{\mathrm{ref}}}{l_v+l_h}$

F6.3b

$F_{z,h}=\frac{m*g*l_v+h*\left(F_{x,v}{F}_{x,h}\right)}{l_v+l_h}=\frac{m*g*l_{v}h*m*{\stackrel{\&CenterDot;}{v}}_{\mathrm{ref}}}{l_v+l_h}$

通常，这样的模型对于进行所期望的压力校正来说是足够的。如果需要，当然还可使该模型更精细。该模型主要为进一步的计算提供支承面的载荷F_x与重心减速之间的关系。车轮作为可转动的具有一定惯性矩的盘来考虑。

F6.4

$\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&omega;}}=\frac{R_{\mathrm{rad}}*F_x{M}_{\mathrm{Br}}}{\mathrm{\&Theta;}}$

作用在车轮上的减速力矩线性地由车轮制动压力求得。

F6.5

M_Br＝C_Br*p

在轮胎模型中假定附着利用率f，即制动力与车轮载荷的比，与车轮的滑移率线性地变化。

F6.6

F_x≈λ*F_z

所给出的方程可计算出每个车轮的车轮转速和车辆模型的参考速度。

可将这些值与实际值811进行比较。这在比较点830处进行。由每个车轮的车轮转速的测量值与估计值之间的差可在考虑校正因子k的情况下求得附加压力介质体积。

将该附加压力介质体积ΔV与计算出的额定体积相加，得到新的额定体积，从该新的额定体积可按照公式F6.1导出与实际的车轮制动压力精确地相应的车轮制动压力。

该估计的精度当然取决于校正因子k，该校正因子必要时必须通过试验事先确定。

该因子随车辆的不同而不同，并且还取决于车辆模型描述实际情况的精确程度等。

在所述附加体积中也可包括容差体积，借助于该容差体积可以考虑通过阀的体积流量与转换时间不成比例的情况。当阀打开或关闭时，该阀的开口横截面仅缓慢地增大或减小，从而在实际开口截面仍然在朝完全打开的横截面增大或从完全打开的横截面减小期间只能流过较少的体积。

7.横摆角速度测量仪的替代

对于上述控制，横摆角速度是一个非常重要的参量，因为该横摆角速度用作控制参量，其偏差

应最小化。但也可有利地使用其他控制参量，如下所述。为简化起见，在本部分使用下面的符号：

${\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}_{\mathrm{Mess}}=g_I$ 作为横摆角速度的所测得的实际值

${\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}_{\mathrm{Mess}}={\stackrel{\&CenterDot;}{g}}_I$ 作为横摆角加速度的所测得的实际值

$\frac{d}{\mathrm{dt}}{\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&psi;}}}_{\mathrm{Mess}}={\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{g}}_{\mathrm{Mess}}$ 作为横摆角加速度变化(横摆角加加速度(Gierwinkelruck))的所测得的实际值

相应的规定也适用于根据图9的额定值，这些额定值分别加有下标“s”。

图12中的所测得的横摆角速度通常借助于横摆角速度传感器321确定，该横摆角速度传感器给出输出信号g_I。但这种已知的直接输出横摆角速度的横摆角速度传感器结构非常复杂，因此非常昂贵。在后连接的比较器及属于控制电路的控制器也是如此。因此在这方面希望能够弥补并且引入较简单的传感系统及结构简单的控制器。

图13示意性地示出一种新型传感器321的工作方式，该传感器具有第一横向加速度测量仪322及第二横向加速度测量仪323。这两个加速度测量仪322、323分别设置在车辆纵向轴线上前轴或后轴上。原则上，所述横向加速度测量仪可设置在除重心SP之外的任何位置上，只需进行相应的换算。

图13中示出具有轮胎325及传感器的车辆的四边形轮廓324。根据这种配置，前部的横向加速度测量仪322测量前轴326的高度上的横向加速度a_qv，而后部的横向加速度测量仪323测量后轴327的高度上的横向加速度a_qh。

这两个横向加速度测量仪能够给出依赖于横摆角速度的参量。由数学上的推导可得出，可如下地由横向加速度测量仪的测量结果求得横摆角速度及重心SP的横向加速度a_quer：

F7.1

$\stackrel{\&CenterDot;\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}=\frac{a_{\mathrm{qh}}{a}_{\mathrm{qv}}}{l_h+l_v}$

F7.2

$a_{\mathrm{quer}}\&ap;{\stackrel{\&CenterDot;}{v}}_{\mathrm{ref}}*\mathrm{\&beta;}\frac{a_{\mathrm{qh}}*l_v+a_{\mathrm{qv}}*l_h}{l_h+l_v}$

由图13可看到，l_v、l_h是横向加速度测量仪322、323与重心SP的距离，v是车辆速度，β是侧滑角。由此可由横向加速度及横向加速度测量仪322、323的距离确定横摆角加速度

因此提出，使用横摆角加速度

来代替前几部分所提出的横摆角速度。或者也可与已知的状态控制相似地对比较器的各个输入值的进行线性加权。在此可借助于被频带宽度限制的积分或被标定的一阶低通滤波器由横摆角加速度

及侧滑角速度

计算横摆角速度g及侧滑角β，以便从传感器321获得其量纲相应于车辆参考模块302的输出参量的参量(第2.3.1部分)。

对于所述被频带宽度限制的积分有：

F7.3

$G\left(z^1\right)=\frac{{\mathrm{\&lambda;}}^2*\frac{T_0}{2}*\left(1z^1\right)*(1+z^1)}{1\mathrm{\&lambda;}*z^1}$

而在使用低通滤波器时存在下面的关系：

F7.4

$G\left(z^1\right)=\frac{T_1*\left(1\mathrm{\&lambda;}\right)}{1\mathrm{\&lambda;}*z^1}$

根据下述关系的分析处理得到侧滑角速度：

F7.5

$a_q=v*(\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&Psi;}}+\stackrel{\&CenterDot;}{\mathrm{\&beta;}})$

由此可知，虽然可通过使用两个横向加速度测量仪替代已知的横摆角速度测量仪，但是在这种情况下必须采取上述措施将横摆角加速度转换成横摆角速度。在形成Δg及

后可不加变化地接通图1的控制规则16。在图14中，这样计算出的力矩M_G附加地在控制规则16中通过时间上的求导换算成力矩变化

但在某些情况下过渡到根据图17的非线性控制是适宜的，在该非线性控制中，横摆角速度

不仅作为实际值而且作为车辆参考模型302的结果的额定值输入给比较器303。为此必须在该车辆参考模型内形成相应的导数。

作为结果，在比较器303的输出端上得到的是横摆角加速度的偏差 而不是横摆角速度之差Δg，并且该偏差作为输入参量输送给控制规则16。此外，从图15可看到，为了更精确地确定力矩变化，可附加地将侧滑角速度

输入横摆力矩控制规则16。

如已结合图14所提及的那样，可舍弃作为控制规则16的输出信号的附加横摆力矩M_G并且替代该附加横摆力矩使用作为输出信号的力矩变化在一个变型的分配逻辑电路中，该力矩变化

即附加横摆力矩M_G的导数被转换成单个的压力变化量。这意味着，将压力变化量这样分配给各个车轮制动器，使得总体上得到所期望的附加横摆力矩M_G。下面结合图16进一步描述与此相关的细节。

需要考虑到可能由于驾驶员的制动操作而在车轮制动器中同时存在一定的压力分布。在这种情况下较有利的是，通过力矩变化

的积分来确定力矩M_G，由此可直接确定就每个车轮制动器中已经存在的压力而言必须施加的压力差。上述通过使用在第1至3部分中使用的控制参量的导数而形成的有利的构型也可与根据第3部分的分配逻辑电路相组合。这样可利用两个控制原理，一个控制原理提供附加横摆力矩M_G，另一个控制原理提供附加横摆力矩的变化

作为预给定值。可在这两个原理之间进行转换。尤其是当仅由一个原理不能以足够的精度计算其他的附加控制参量(侧滑角等)时(例如参见第2.2.2部分)，必须向另一个控制原理转换。还应注意到，除了

外，还可向根据图15的控制规则16输入

作为校正参量。

在根据图15的控制规则16中，除了匹配的放大器k1、k2、k3外，还示出两个阈值转换器S2、S3，它们可改善控制规则16内的控制性能并可根据速度使输入参量的影响与理想的控制性能最佳地相匹配。放大器k1至k3具有可比较的任务。然后在加法器中将各个值相加，并作为GMR控制器10的输出信号输出。对于在此也适用的对控制规则的总的描述参见第2.4部分。

已结合图1示出控制器7、8、9的输出端的压力预给定值与分配逻辑电路2的压力预给定值如何在优先电路3中相连接。使用压力预给定值是以在输出这些预给定值的装置中的先进行相应的转换为前提的。通过下面说明的措施可简化控制电路的程序模块之间的信息交换。

图16中在此极其简化地示出了图9、14中用于控制行驶稳定性的控制电路，其中保留了原图中引入的标号。

根据图1的GMR控制器10在此被改变成在输出端上存在附加横摆力矩M_G的变化

该变化与驾驶员所期望的制动器压力分配(制动愿望)一起输送到分配逻辑电路2中。对于

的计算可参考图12。

分配逻辑电路2具有逻辑块340及压力梯度电路341。逻辑块340的主要任务是，即使在存在行驶稳定性控制干涉的情况下也使得车辆相对于驾驶员通过在分配逻辑电路2输入预给定的压力信号所期望的来说不是更强地被制动。由此避免通过行驶稳定性控制附加地带来不稳定性。因此，如果根据驾驶员的制动愿望在一个车轮上建立制动压力，另一方面FSR控制器要求在一个或两个车轮上升高压力并且要求在相对的车轮上衰减压力以便获得附加横摆力矩，则对单个车轮而言存在彼此矛盾的要求，即同时要求压力升高和压力衰减。对于其他车轮而言，可能要求不仅根据驾驶员的制动愿望而且同时还根据稳定性控制来升高压力。这时所述逻辑块首先使得相应车轮中的制动压力降低，然后可使制动压力升高超出驾驶员的请求直至一定的界限值。由此保证在考虑到由FSR控制所带来的附加转矩的情况下使所有车轮的平均制动力不大于驾驶员所期望的制动力。

如在第3.2部分所述，可通过有目的地提高某一车轮上的纵向滑移率λ在保持纵向方向上的制动力不变的情况下减小侧向力。因此，以这种方式可在不减小车辆减速度的情况下施加横摆力矩。

在分配逻辑电路2的压力梯度电路341中，根据预给定的常数d_xx及力矩变化 计算各个车轮xx上的压力变化量Δp_xx，在计算中还涉及驾驶员所期望的制动压力P_驾驶员与实际测得的制动压力P_xxist的差。这样，存在下面的关系：

F7.6

$\mathrm{\&Delta;}{p}_{\mathrm{xx}}=+\frac{d_{\mathrm{xx}}*\stackrel{\&CenterDot;}{M}}{\mathrm{\&Sigma;}{d}_{\mathrm{xx}}^2}+g_1*\left(p_{\mathrm{Fahrer}}{p}_{\mathrm{xxist}}\right)$

其中

xx∈[vr，vl，hr，hl]

g₁＝比例因子

实际的制动压力P_xxist或者由相关车轮上的压力测量仪获取，或者通过制动器模型计算出，该制动器模型跟踪在车轮上所规定的压力变化量，因而反映了当时车轮上存在的压力(第6部分)。

计算出的压力要求被输入给优先电路3并在该优先电路中被分析处理(参见上面的第4部分)。

上面的描述是以在优先电路中直接处理压力梯度为前提的。但这不是必需的。也可在优先电路3中处理阀转换时间Δt(第5部分)。但在这种情况下必须在分配逻辑电路2与优先电路3之间加入阀转换时间电路343，在此由其他控制器7、8、9也给出阀转换时间Δt。如在第4部分中已对制动压力描述的那样，优先电路按照相应的方法处理所输入的阀转换时间Δt。按照下面的公式将各个车轮xx所要求的压力变化量Δp_xx转换成阀转换时间Δt：

F7.7

S_xx＝Kr p_xxist·Δp_xx

其中Kr_xx是放大因子，该放大因子依赖于各个车轮的实际压力，在压力升高时由下式计算：

F7.8

${\mathrm{Kr}}_{\mathrm{xx}}\left(p_{\mathrm{xxist}}\right)=\frac{1}{{\mathrm{Dv}}_{\mathrm{auf}}*T_0*\sqrt{a^2+4*b*p_{\mathrm{xxist}}}*\sqrt{160p_{\mathrm{xxist}}}}$

而在压力衰减时则由下式计算：

F7.9

${\mathrm{Kr}}_{\mathrm{xx}}\left(p_{\mathrm{xxist}}\right)=\frac{1}{{\mathrm{Dv}}_{\mathrm{ab}}*T_0*\sqrt{a^2+4*b*p_{\mathrm{xxist}}}*\sqrt{p_{\mathrm{xxist}}}}$

其中xx是表示各个车轮的位置的下标。

Claims (8)

1.一种行驶状况识别系统，该行驶状况识别系统用于观测及分析车辆的行驶状况，如直线行驶、弯道行驶等，其特征在于：在该行驶状况识别系统中观测及分析转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向的行驶状况；该行驶状况识别系统设计成状态自动装置，该状态自动装置识别部分制动的直线行驶、部分制动的弯道行驶和/或载荷变化的弯道行驶这些状态中的至少一个，并且根据这些反映轨迹偏差的状态启动控制器。

2.根据权利要求1所述的行驶状况识别系统，其特征在于，该行驶状况识别系统与基准信号模型相连接，在所述基准信号模型中用偏移量来校正GMR基准参量；该行驶状况识别系统确定所述偏移量校正开始及结束的时间点；偏移量值在起动时间点叠加在所述基准参量上。

3.一种用于控制两轴四轮车辆的横摆性能的装置，该装置配备有：对于每个车轮都具有一个制动器的液压制动系统；至少一个用于检测或计算车轮转速、横向加速度、横摆角速度、转向角和/或转向角速度的传感系统或模型；其特征在于：该装置具有至少两个电子横摆力矩控制器，其中，第一控制器在低于ESP干涉阈值时根据额定横摆率与实际横摆率的比较实现附加横摆力矩MGSESP以改善车辆的轨迹性能，第二控制器(10)在高于ESP干涉阈值时通过相应的制动操作实现该力矩以稳定车辆的行驶状态。

4.一种用于车辆的舒适性控制系统，该舒适性控制系统具有用于控制附加横摆力矩的ESP控制器及状况识别系统，在该状况识别系统中区别并且在控制时考虑不同的行驶状况，如直线行驶、弯道行驶等，其中所述控制根据控制阈值而有效或无效，其特征在于：设置有另一个行驶状况识别系统，在该行驶状况识别系统中观测及分析转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向；当通过所述ESP控制器的控制无效时，根据稳态区域中估计的或实际求得的反映驾驶员请求及车辆状态的舒适性控制偏差来启动代表所期望的车辆轨迹的基准参量的修正。

5.根据权利要求4所述的舒适性控制系统，其特征在于：在所述ESP控制中还求得车辆的期望的行驶轨迹，并且分析处理与该期望的行驶轨迹的偏差；在期望的行驶轨迹中判断是否由于部分制动状况或载荷变化状况而存在随后存在轨迹偏差的趋势。

6.一种用于改善控制系统(ESP)的控制性能的方法，在该方法中，检测并且分析处理作为所述控制系统的输入参量的车辆的转动性能，其中使用横摆率与驾驶员所期望的车辆轨迹的逻辑连接形成用于改变车辆轨迹的控制参量，并且根据控制阈值将所述控制参量设定为有效或无效以便改变车辆轨迹，其特征在于：所述控制阈值根据行驶状况而变化，在转向角速度小于或等于120°/s的车辆的接近稳态的轨迹走向的情况下观测及分析与期望的车辆轨迹的偏差；在稳态区域中存在估计的或实际求得的偏差的情况下，当所述控制阈值低于所述ESP控制阈值时，在考虑到确定的车辆性能的情况下修正代表期望的车辆轨迹的基准参量。

7.根据权利要求8所述的方法，其特征在于，由行驶稳定性控制系统GMR的传感器信号计算基于模型的车辆参考速度。

8.根据权利要求8或9所述的方法，其特征在于：由横摆角速度、方向盘转角和/或横向加速度和/或它们的导数或等效信号求得基于模型的车辆参考速度。

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