DE10156823A1 - Vorrichtung und Verfahren zum Abschätzen eines maximalen Straßenreibungskoeffizienten - Google Patents
Vorrichtung und Verfahren zum Abschätzen eines maximalen StraßenreibungskoeffizientenInfo
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Abstract
Eine Vorrichtung und ein Verfahren, um einen maximalen Straßenreibungskoeffizienten für jedes Rad zu bestimmen, unabhängig davon, ob das Rad in einem vorbestimmten Antriebsschlupfzustand ist, und ob das Rad ein angetriebenes Rad ist. Die Bremskraft B¶i¶ jedes Rads wird berechnet (S20), und die Längskraft (F¶xi¶) des Reifens jedes Rads wird berechnet (S30). Dann wird die Antriebskraft D des Fahrzeugs berechnet (S40), und die Querkraft (F¶Yi¶) des Reifens für jedes Rad wird berechnet (S50-90). Dann wird die Reaktionskraft (F¶XYi¶) der Straße auf jedes Rad berechnet (S100), und die vertikale Belastung (F¶Zi¶) jedes Rads wird berechnet (S110). Schließlich wird das Verhältnis der Veränderung der Reaktionskraft der Straße zur Veränderung des zusammengesetzten Schlupfverhältnisses lambda für jedes Rad berechnet (S120). Die Summe des Verhältnisses der Reaktionskraft (F¶XYi¶) der Straße zur vertikalen Belastung (F¶Zi¶), und das Produkt eines vorbestimmten Koeffizienten mit dem Verhältnis der Veränderung der Reaktionskraft der Straße zu einer Veränderung der zusammengesetzten Schlupfverhältnisse wird für jedes Rad als der maximale Reibungskoeffizient der Straße mu¶max¶ berechnet (S150).
Description
Die Erfindung bezieht sich allgemein auf eine
Abschätzung eines maximalen Reibungskoeffizienten
zwischen einem Reifen und einer Straße. Genauer bezieht
sich die Erfindung auf eine Vorrichtung und ein Verfahren
zum Abschätzen des maximalen Reibungskoeffizienten
zwischen einem Reifen jedes Rads und der Straße,
unabhängig davon, ob das jeweilige Rad ein Antriebsrad
oder ein nicht angetriebenes Rad ist.
Eine Vorrichtung zur Abschätzung des maximalen
Reibungskoeffizienten zwischen einem Reifen und einer
Straße in Fahrzeugen wie Automobilen ist beispielsweise
in der japanischen offengelegten Veröffentlichung Nr.
HEI 3-295445 offenbart. Die Vorrichtung zur Abschätzung
des maximalen Reibungskoeffizienten, die in der
vorgenannten Veröffentlichung beschrieben wird, berechnet
ein Antriebsmoment und eine vertikale Belastung eines
Rads, wenn das Rad in einen vorherbestimmten
Beschleunigungsschlupfzustand versetzt ist, und berechnet
den maximalen Reibungskoeffizienten zwischen dem Reifen
und der Straße auf der Grundlage des berechneten
Antriebsmoments und der vertikalen Belastung. Diese Art
einer Vorrichtung zur Abschätzung eines maximalen
Reibungskoeffizienten ist im Stand der Technik bekannt.
Eine solche Vorrichtung zur Abschätzung eines
maximalen Reibungskoeffizienten schätzt den maximalen
Reibungskoeffizienten auf der Grundlage des
Antriebsmoments und der vertikalen Belastung des Reifens
zu der Zeit ab, zu der das Antriebsrad in einen
vorherbestimmten Beschleunigungsschlupfzustand versetzt
ist. Daher kann diese Vorrichtung den maximalen
Reibungskoeffizienten zwischen dem Reifen und der Straße
beispielsweise im Vergleich zu einer Vorrichtung zur
Abschätzung eines Reibungskoeffizienten auf der Grundlage
der Quadratwurzel der Summe der Quadrate der
Längsbeschleunigung und der Querbeschleunigung des
Fahrzeugs genauer abschätzen.
Solche eine Vorrichtung zur Abschätzung des maximalen
Reibungskoeffizienten nach dem Stand der Technik kann den
maximalen Reibungskoeffizienten jedoch nur in dem Moment
abschätzen, in dem das Antriebsrad in einen
vorherbestimmtem Beschleunigungsschlupfzustand versetzt
ist. Zudem muss das Rad in den vorherbestimmten
Beschleunigungsschlupfzustand versetzt werden, damit
diese Abschätzungsvorrichtung den maximalen
Reibungskoeffizienten abschätzt. Daher kann diese
Abschätzungsvorrichtung den maximalen
Reibungskoeffizienten zwischen dem Reifen eines nicht
angetriebenen Rads und der Straße nicht abschätzen.
Die Erfindung wird im Hinblick auf die vorgenannten
Schwierigkeiten der herkömmlichen Vorrichtung zur
Berechnung des maximalen Reibungskoeffizienten gemacht,
die dazu dient, den maximalen Reibungskoeffizienten auf
der Grundlage des Antriebsmoments und der abgestützten
Last des Reifens abzuschätzen, wenn ein Antriebsschlupf
auftritt.
Wenn sich das Schlupfverhältnis des Reifens
vergrößert, nährt sich der Straßenreibungskoeffizient dem
maximalen Reibungskoeffizienten, und das Verhältnis der
Veränderung der Reaktionskraft der Straße zur Veränderung
des Schlupfverhältnisses nähert sich schrittweise Null.
Zudem kann man unter der Voraussetzung, dass man die
Reaktionskraft der Straße auf den Reifen und die
vertikale Belastung des Reifens erhält, den
Straßenreibungskoeffizienten (Adhäsionskoeffizienten)
erhalten, indem die Reaktionskraft der Straße durch die
abgestützte Last geteilt wird. In Anbetracht dieser
Punkte kann die Erfindung den maximalen
Straßenreibungskoeffizienten unabhängig davon abschätzen,
ob der Reifen in einem vorherbestimmten
Beschleunigungsschlupfzustand ist und ob das Rad ein
angetriebenes Rad ist.
Eine erfindungsgemäße Steuerung zum Abschätzen eines
maximalen Reibungskoeffizienten weist Folgendes auf: eine
erste Berechnungsvorrichtung, die eine Reaktionskraft
einer Straße auf den Reifen eines Rads auf der Grundlage
eines Modells des Reifens berechnet; eine zweite
Berechnungsvorrichtung, die eine vertikale Belastung des
Reifens des Rads berechnet; eine dritte
Berechnungsvorrichtung, die ein Verhältnis der
Reaktionskraft der Straße zur vertikalen Belastung als
ein erstes Verhältnis berechnet; eine vierte
Berechnungsvorrichtung, die ein Verhältnis der
Veränderung der Reaktionskraft der Straße zur Veränderung
eines Schlupfverhältnisses des Reifens als ein zweites
Verhältnis berechnet, wobei das Schlupfverhältnis auf der
Grundlage des Reifenmodells berechnet wird; und eine
fünfte Berechnungvorrichtung, die einen maximalen
Straßenreibungskoeffizienten auf der Grundlage eines
Produkts eines vorherbestimmen Koeffizienten mit dem
zweiten Verhältnis und des ersten Verhältnisses
berechnet.
Daher wird der maximale Straßenreibungskoeffizient
unabhängig davon berechnet, ob das Rad in einem
vorherbestimmten Beschleunigungsschlupfzustand ist. Zudem
wird der maximale Straßenreibungskoeffizient entweder für
das angetriebene Rad oder für das nicht angetriebene Rad
berechnet.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der
Beschreibung von Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme
auf die Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein Schaubild, das die auf jedes Rad wirkenden
Kräfte in Längs- und Querrichtung des Fahrzeugs, und die
Längs- und Querkräfte, die auf das Fahrzeug in dessen
Schwerpunkt wirken, zeigt;
Fig. 2 ein Schaubild, das die auf jedes Rad wirkenden
Kräfte in der Längs- und Querrichtung des Reifens, und
die Längs- und Querkräfte, die auf das Fahrzeug in dessen
Schwerpunkt wirken, zeigt;
Fig. 3A und 3B Schaubilder, die die Beziehung
zwischen einem Reibungskoeffizienten µ zwischen einer
Straße und einem Reifen und einem zusammengesetzten
Schlupfverhältnis λ im Fall einer herkömmlichen Straße A
und eines Reifenmodells B der Erfindung zeigen;
Fig. 4 ein Schaubild, das einen kritischen
Reibungskreis des Reifens, die Bewegungsrichtung des
Reifens und eine Reaktionskraft der Straße auf den Reifen
zeigt;
Fig. 5 ein Schaubild, das ein Verfahren zur
Berechnung eines Querschlupfwinkels βi jeden Rads auf der
Grundlage eines Querschlupfwinkels βB des Fahrzeugs und
Ähnliches zeigt;
Fig. 6 ein Schaubild, das ein Verfahren zur
Berechnung einer korrigierten Fahrzeuggeschwindigkeit
SVWi auf der Grundlage einer Radgeschwindigkeit VWi jedes
Rads zeigt;
Fig. 7 ein Schaubild, das den Gradienten (1/FZ)(δFXY/δλ)
in der µ-λ-Kurve zeigt;
Fig. 8 ein Schaubild der µ-λ-Kurve, das ein Verfahren
zur Berechnung des maximalen Straßenreibungskoeffizienten
µmax zeigt;
Fig. 9 ein schematisches Strukturschaubild, das eine
Vorrichtung zum Abschätzen des maximalen
Reibungskoeffizienten zeigt, die gemäß einer ersten
Ausführungsform der Erfindung auf ein heckgetriebenes
Fahrzeug angewendet wird;
Fig. 10 einen Ablaufplan, der einen Ablauf zum
Abschätzen des maximalen Reibungskoeffizienten gemäß der
ersten Ausführungsform zeigt;
Fig. 11 einen Ablaufplan, der ein Unterprogramm zur
Berechnung des Verhältnisses δFXY/δλ im Schritt S120 der
Fig. 10 zeigt;
Fig. 12 ein schematisches Strukturschaubild, das eine
Vorrichtung zum Abschätzen eines maximalen
Reibungskoeffizienten zeigt, die nach einer zweiten
Ausführungsform der Erfindung auf ein frontgetriebenes
Fahrzeug angewendet wird; und
Fig. 13 einen Ablaufplan, der ein Programm zum
Abschätzen des maximalen Reibungskoeffizienten nach der
zweiten Ausführungsform zeigt.
Vor der Beschreibung von Ausführungsformen der
Erfindung wird die erfindungsgemäße Vorrichtung zur
Berechnung des maximalen Reibungskoeffizienten in groben
Zügen vorgestellt. Man bemerke, dass die Beschreibung nur
beispielhaft für die Situation gegeben wird, in der ein
Fahrzeug eine Linkskurve fährt. Bezüglich der Längskraft
eines Reifens wird die Antriebskraft hier im Folgenden
als eine positive Kraft und die Bremskraft als eine
negative Kraft angesehen. Mit Bezug auf die
Längsbeschleunigung wird eine Geschwindigkeitserhöhung
als eine positive Beschleunigung und ein Abbremsen als
eine negative Beschleunigung angesehen. Bezüglich der
Querkraft eines Reifens wird eine nach links gerichtete
Kraft als eine positive Kraft angesehen. Bezüglich der
Querbeschleunigung wird eine Beschleunigung nach links
als eine positive Beschleunigung angesehen. Bezüglich dem
Querschlupfwinkel des Fahrzeugs wird ein Winkel im
Gegenuhrzeigersinn als ein positiver Winkel angesehen.
Bezüglich des Lenkwinkels wird ein Winkel im
Gegenuhrzeigersinn (in Richtung einer Linkskurve) als
positiver Winkel angesehen.
In Fig. 1 bezeichnen 100 fl, 100 fr, 100 rl und 100 rr
jeweils rechte und linke Vorderräder und rechte und linke
Hinterräder eines Fahrzeugs 102. FXVi (i = fl, fr, rl, rr)
bezeichnet die Kraft in der Längsrichtung des Fahrzeugs,
die von der Straße jeweils auf die linken und rechten
Vorderräder und linken und rechten Hinterräder ausgeübt
wird. FYVi (i = fl, fr, rl, rr) bezeichnet die Kraft in der
Querrichtung des Fahrzeugs, die von der Straße jeweils
auf die linken und rechten Vorderräder und linken und
rechten Hinterräder ausgeübt wird. FXC und FYC bezeichnen
die Längskraft und Querkraft, die jeweils auf den
Schwerpunkt 104 des Fahrzeugs 102 wirken.
Wie in Fig. 1 gezeigt, wird ein Kräftegleichgewicht
in der Querrichtung des Fahrzeugs durch die folgende
Gleichung (1) ausgedrückt und das Fahrzeug wird der der
Querkraft FYC entsprechenden Querbeschleunigung
unterworfen:
FYC = FYVfl + FYVfr + FYVrl + FYVrr (1).
Ähnlich wird ein Kräftegleichgewicht in Längsrichtung
des Fahrzeugs durch die folgende Gleichung (2)
ausgedrückt, und das Fahrzeug wird der der Längskraft FXC
entsprechenden Längsbeschleunigung unterworfen:
FXC = FXVfl + FXVfr + FXVrl + FXVrr (2).
Wie in Fig. 1 gezeigt, ist die Spurweite des
Fahrzeugs mit Tr bezeichnet, der Abstand zwischen der
Vorderachse und dem Schwerpunkt 104 des Fahrzeugs ist mit
Lf bezeichnet, und der Abstand zwischen der Hinterachse
und dem Schwerpunkt 104 des Fahrzeugs ist mit Lr
bezeichnet. Vorausgesetzt, dass das Gierträgheitsmoment
des Fahrzeugs IB ist, und die Veränderungsrate der
Gierrate des Fahrzeugs, das heißt die Gierbeschleunigung,
γd ist, ergibt sich ein Gleichgewicht des Giermoments um
den Schwerpunkt des Fahrzeugs, das von der Reaktionskraft
der Straße auf die Räder herrührt, nach der folgenden
Gleichung (3):
Das Fahrzeug ist der Gierbeschleunigung in Richtung
des Gegenuhrzeigersinns unterworfen, so dass der
Querschlupfwinkel der Hinterräder größer wird. Die
Gierbeschleunigung wird in einem solchen Bereich
allmählich verringert, dass die Summe der Querkräfte auf
die linken und rechten Hinterräder, FYVrl + FYVrr, aufgrund
des gestiegenen Querschlupfwinkels der Hinterräder
steigen können. Der Wert IBγd wird schließlich gleich
null, so dass das Drehmoment um den Schwerpunkt statisch
ausgeglichen ist. Selbst wenn die Summe der Querkräfte,
FYVrl + FYVrr, den Grenzwert erreicht, kann das Moment um
den Schwerpunkt solange nicht statisch ausgeglichen sein,
wie IBγd < 0 ist. Daher bleibt das Fahrzeug in einem
übersteuerten Zustand. Man bemerke, dass der Grenzwert
der Summe (FYVrl + FYVrr) von den Längskräften auf die
linken und rechten Hinterräder FXVrl, FXVrr und dem
maximalen Straßenreibungskoeffizienten der Hinterräder
beeinflusst wird.
Eine herkömmliche
Hinterradblockierverhinderungsvorrichtung und
Antischlupfvorrichtung weist ebenfalls eine Funktion auf,
um die Bremskraft und Antriebskraft der Hinterräder so zu
steuern, dass die Summa der Querkräfte auf die
Hinterräder FYVrl + FYVrr sichergestellt ist. Da diese
Vorrichtungen jedoch nicht dazu ausgelegt sind, den Wert
(FYVrl + FYVrr) zu optimieren, so dass das Moment um den
Schwerpunkt statisch ausgeglichen ist, ist ihre Funktion
zur Steuerung des Übersteuerns nicht perfekt.
Daher kann der folgende Vorgang durchgeführt werden,
wenn sich das Fahrzeug in einem übersteuerten Zustand
befindet: Die Bremskraft und Antriebskraft jedes Rads
kann so gesteuert werden, dass das Moment um den
Schwerpunkt, das von der Reaktionskraft der Straße auf
die Räder herrührt, statisch ausgeglichen ist. Dies
unterdrückt und eliminiert dadurch den übersteuerten
Zustand des Fahrzeugs.
Das Fahrzeug wird der Gierbeschleunigung in Richtung
des Uhrzeigersinns unterzogen, so dass der
Querschlupfwinkel der Hinterräder verringert ist. Die
Gierbeschleunigung wird daher allmählich verringert. Der
Wert IBγd wird schließlich gleich null, wodurch das
Moment um den Schwerpunkt statisch ausgeglichen ist.
In diesem Fall ist das Moment um den Schwerpunkt
statisch ausgeglichen, und das Fahrzeug ist in einem
stabilen Zustand. Selbst in einer solchen Situation
erhält man die Kurvenfahrfähigkeit des Fahrzeugs nicht
effektiv, wenn die Summe der Querkräfte der linken und
rechten Vorderräder, FYVfl + FYVfr den Grenzwert erreicht
und die Summe der Querkräfte der linken Hinterräder
FYVrl + FYVrr den Grenzwert nicht erreicht. Dieser Zustand
wird als Untersteuerungszustand bezeichnet.
Eine herkömmliche Vorderradantiblockiervorrichtung
steuert die Bremskraft der Vorderräder, um die Summe der
Querkräfte auf die Vorderräder FYVfl + FYVfr
sicherzustellen. Als Ergebnis wird das Fahrzeug der
Gierbeschleunigung in Richtung des Gegenuhrzeigersinns
unterworfen, wodurch der Querschlupfwinkel der
Hinterräder erhöht wird. Daher erhöht die
Antiblockiervorrichtung für die Vorderräder die Summe der
Querkräfte der Hinterräder FYVrl + FYVrr, um so die
Kurvenfahrfähigkeit des Fahrzeugs sicherzustellen. Da
diese Vorderradantiblockiervorrichtung nicht dazu
bestimmt ist, den Wert (FYVrl + FYVrr) zu optimieren, ist
ihre Funktion zur Steuerung des Untersteuerns nicht
perfekt.
Daher kann der folgende Vorgang durchgeführt werden,
wenn das Fahrzeug in einem untersteuerten Zustand ist:
Die Bremskraft und Antriebskraft der Hinterräder kann so
gesteuert werden, dass der Querschlupfwinkel der
Hinterräder durch das Winkelmoment des Fahrzeugs erhöht
wird, das von dem Unterschied in der Längskraft zwischen
den linken und rechten Hinterrädern herrührt. Die Summe
der Querkräfte der Hinterräder FYVrl + FYVrr ist daher
optimiert. Dies verbessert die Kurvenfahrfähigkeit des
Fahrzeugs, und unterdrückt und eliminiert damit den
untersteuerten Zustand des Fahrzeugs.
Um den übersteuerten und untersteuerten Zustand des
Fahrzeugs auf der Grundlage des Moments um den
Schwerpunkt des Fahrzeugs, der von der Reaktionskraft der
Straße auf die Räder wie oben beschrieben herrührt, zu
bestimmen und zu steuern, ist es notwendig, genau den
Verlauf der Bremskräfte und Antriebskräfte der Räder und
das von der Reaktionskraft der Straße auf die Räder
hervorgerufene Moment, das den übersteuerten und den
untersteuerten Zustand hervorrufen kann, zu verfolgen.
Die erfordert eine genaue Bestimmung des maximalen
Straßenreibungskoeffizienten für jedes Rad,
beispielsweise in der nachstehend beschriebenen Weise.
Es wird im Folgenden für den grundlegenden Vorgang
angenommen, dass die Längsbeschleunigung des Fahrzeugs GX
ist, die Querbeschleunigung des Fahrzeugs GY ist, die
Gierrate des Fahrzeugs γ ist, die Gierbeschleunigung γd
ist, der Lenkwinkel δ ist, die Radgeschwindigkeit der
linken und rechten Vorderräder und der linken und rechten
Hinterräder VWi (i = fl, fr, rl, rr) ist, die
Radbeschleunigung der linken und rechten Vorderräder und
der linken und rechten Hinterräder VWdi (i = fl, fr, rl,
rr) ist, der hydraulische Radzylinderdruck der linken und
rechten Vorderräder und der linken und rechten
Hinterräder Pi (i = fl, fr, ri, rr) ist, der
Querschlupfwinkel des Fahrzeugs βB (der wie nachstehend
beschrieben separat berechnet wird) ist, die Bremskraft
der rechten und linken Vorderräder und der linken und
rechten Hinterräder Bi (i = fl, fr, rl, rr) ist, und die
vertikale Belastung der linken und rechten Vorderräder
und der linken und rechten Hinterräder FZi (i = fl, fr,
rl, rr) ist.
Unter der Voraussetzung, dass KPf und KPr jeweils
Umwandlungskoeffizienten (negative Werte) vom
hydraulischen Radzylinderdruck an den Vorder- und
Hinterrädern in die Bremskraft wiedergeben, sind die
Bremskräfte Bfl, Bfr der linken und rechten Vorderräder
und die Bremskräfte Brl, Brr der linken und rechten
Hinterräder jeweils durch die folgenden Gleichungen (4)
bis (7) gegeben:
Bfl = KPf.Pfl (4)
Bfr = KPf.Pfr (5)
Brl = KPr.Prl (6)
Brr = KPr.Prr (7).
Unter der Voraussetzung, dass der Radstand des
Fahrzeugs L( = Lf + Lr) ist, die Höhe des Schwerpunkts des
Fahrzeugs h ist, das Gewicht des Fahrzeugs FZV ist, die
Gravitationsbeschleunigung g ist, die
Rollwiderstandsfestigkeitsverteilung für die Vorderräder
ηf ist, und die Rollwiderstandsfestigkeitsverteilung für
die Hinterräder ηr ist, ergeben sich die
Vertikalbelastungen der linken und rechten Vorderräder
und der linken und rechten Hinterräder, FZfl, FZfr, FZrl,
FZrr, jeweils nach den folgenden Gleichungen (8) bis
(11):
Wie in Fig. 2 gezeigt, erhält man die folgende
Gleichung (12) des Kräftegleichgewichts in Längsrichtung
des Fahrzeugs unter der Voraussetzung, dass die
Längskräfte der Reifen der linken und rechten Vorderräder
und der linken und rechten Hinterräder FXfl, FXfr, FXrl,
FXrr sind, und die Querkräfte der Reifen der rechten und
linken Vorderräder FYfl, FYfr sind, die Masse des
Fahrzeugs m ist, und der Lenkwinkel δ ist:
mGX = (FXfl + FXfr)cosδ - (FYfl + FYfr)sinδ + (FXrl + FXrr) (12)
Für ein hinterradgetriebenes Fahrzeug erhält man
unter der Voraussetzung, dass der effektive Reifenradius
r ist, die Antriebskraft des Fahrzeugs D ist, und das
Trägheitsmoment der linken und rechten Vorderräder und
der linken und rechten Hinterräder IWi (i = fl, fr, rl,
rr) ist, die Längskräfte der Reifen der linken und
rechten Vorderräder und der linken und rechten
Hinterräder, FXfl, FXfr, FXrl, FXrr, jeweils entsprechend
der nachfolgenden Gleichungen (13) bis (16). Man bemerke,
dass die Radbeschleunigung VWdi in den Gleichungen (13)
bis (16) und Ähnliches ein abgeleiteter Wert der
zugehörigen Radgeschwindigkeit VWi sein kann.
Aus den vorstehenden Gleichungen (12) bis (16)
ergeben sich die Längskräfte der Reifen der linken und
rechten Vorderräder und der linken und rechten
Hinterräder, FXfl, FXfr, FXrl, FXrr, jeweils durch die
folgenden Gleichungen (17) bis (20):
Durch Einsetzen der vorstehenden Gleichungen (13) bis
(16) für die Gleichung (12) erhält man die Antriebskraft
D des Fahrzeugs wie folgt aus Gleichung (21):
Im Fall des vorderradgetriebenen Fahrzeugs ergeben
sich die Längskräfte der Reifen der linken und rechten
Vorderräder und der linken und rechten Hinterräder FXfl,
FXfr, FXrl, FXrr, jeweils gemäß den folgenden Gleichungen
(22) bis (25):
Aus den vorstehenden Gleichungen (12) und (22) bis
(25) ergeben sich die Längskräfte der Reifen der linken
und rechten Vorderräder und der linken und rechten
Hinterräder FXfl, FXfr, FXrl, FXrr, jeweils gemäß der
nachstehenden Gleichungen (26) bis (29):
Durch Einsetzen der vorstehenden Gleichungen (22) bis
(25) in die Gleichung (12) kann man die Antriebskraft D
des Fahrzeugs nach Gleichung (30) wie folgt erhalten:
Wie aus der vorstehenden Beschreibung zu sehen ist,
werden durch Nutzung der zuvor berechneten Werte der
Querkräfte der Reifen der Vorderräder FYfl und FYfr in den
vorstehenden Gleichungen die Längsbeschleunigung GX des
Fahrzeugs, der Lenkwinkel δ, der hydraulische Bremsdruck
Pi jedes Rads, und die Radbeschleunigung VWdi erfasst. In
Übereinstimmung damit wird die Längskraft des Reifens
jedes Rads Fxi gemäß den Gleichungen (17) bis (20) oder
den Gleichungen (26) bis (29) berechnet. In diesem Fall
müssen der Motor und das Antriebssystem nicht in die
Berechnung einbezogen werden, selbst wenn das Fahrzeug
angetrieben wird. Zudem kann die Antriebskraft, die vom
Motor durch das Antriebssystem an die Achse der
Antriebsräder übertragen wird, gemäß der vorstehenden
Gleichung (21) oder (30) berechnet werden. In diesem Fall
kann die Antriebskraft der Achse der Antriebsräder
berechnet werden, ohne die Abbildung des Motors, das
Übersetzungsverhältnis des Antriebssystems und die
Übertragungseffizienz in die Rechnung einzubeziehen.
Für die Berechnung der Querkräfte des Reifens jedes
Rads erhält man die folgenden Gleichungen (31) und (32)
aus dem Kräftegleichgewicht in der Querrichtung des
Fahrzeugs und dem Ausgleich des Giermoments um den
Schwerpunkt:
Bezüglich der Querkräfte der Reifen der Vorderräder
wird die obige Gleichung (32) als Gleichung (33) wie
folgt umgeformt:
Durch Einsetzen der nachstehenden Gleichungen (34)
bis (37) in die Gleichung (33) erhält man die
nachstehende Gleichung (38):
FXVfl = FXflcosδ - FYflsinδ (34)
FXVfr = FXfrcosδ - FYfrsinδ (35)
FYVfl = FXflsinδ + FYflcosδ (36)
FYVfr = FXfrsinδ + FYfrcosδ (37)
Unter der Voraussetzung, dass die jeweiligen
Koeffizienten der Querkräfte auf die Reifen FYfl, FYfr in
Gleichung (38) Ak und Bk sind, und die rechte Seite der
Gleichung (38) Ck ist, wird Gleichung (38) als die
nachstehende Gleichung (39) umgeschrieben. Man bemerke,
dass im praktischen Bereich des Lenkwinkels Ak < 0 und Bk < 0
sind.
Ak.FYfl + Bk.FYfr = Ck (39)
Im Allgemeinen stimmt das Verhältnis der
Reaktionskraft der Straße zwischen den linken und rechten
Vorderrädern mit dem Verhältnis der vertikalen
Belastungen zwischen den linken und rechten Vorderrädern
(oder dem Verhältnis zwischen den Produkten des maximalen
Straßenreibungskoeffizienten und den jeweiligen
vertikalen Belastungen) überein. Daher erhält man die
folgende Gleichung (40):
Durch Einsetzen von FYfr in Gleichung (39) für die
Gleichung (40) ergibt die folgende Gleichung (41),
wodurch man die folgende Gleichung (42) erhält:
Entsprechend ergibt das Einsetzen von FYfl in die
Gleichung (39) für die Gleichung (40) die folgende
Gleichung (43):
Solange das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, sind Ck <
0, FYfl < 0 und FYfr < 0. Wenn der folgende Ausdruck (44)
erfüllt ist, ist der Nenner in der vorstehenden Gleichung
(43) negativ. Um FYrr < 0 zu erfüllen, muss das Zeichen "±"
in Gleichung (43) negativ, "-", sein. Entsprechend erhält
man die Querkraft des Reifens des rechten Vorderrads FYfr
durch die folgende Gleichung (45) und die Querkraft des
Reifens des linken Vorderrads FYfl durch die nachstehende
Gleichung (46):
Wenn der nachfolgende Ausdruck (47) erfüllt ist, ist
der Nenner in der obigen Gleichung (42) negativ. Daher
muss das Vorzeichen "±" in Gleichung (42) negativ, "-",
sein, um FYrl < 0 zu erfüllen. Entsprechend erhält man die
Querkraft des Reifens des linken Vorderrads FYfl gemäß
der folgenden Gleichung (48), und die Querkraft des
Reifens der rechten Vorderrads FYfr erhält man nach der
nachstehenden Gleichung (49):
Während das Fahrzeug eine Rechtskurve beschreibt,
sind Ck < 0, FYfl < 0 und FYfr < 0. Wenn der vorstehende
Ausdruck (44) erfüllt ist, ist der Nenner in der
vorstehenden Gleichung (43) negativ. Daher muss das
Zeichen "±" in der Gleichung (43) positiv, "+" sein, um
FYfr < 0 zu erfüllen. Demgemäß erhält man die Querkraft des
Reifens des rechten Vorderrads FYfr nach der
nachstehenden Gleichung (50) und die Querkraft des
Reifens des linken Vorderrads FYfl erhält man nach der
nachstehenden Gleichung (51):
Wenn der vorstehende Ausdruck (47) erfüllt ist, ist
der Nenner in der vorstehenden Gleichung (42) negativ.
Daher muss das Zeichen "±" in der Gleichung (42) positiv
"+" sein, um FYfl < 0 zu erfüllen. Demgemäß erhält man die
Querkraft des Reifens des linken Vorderrads FYfl nach der
folgenden Gleichung (52), und die Querkraft des Reifens
des rechten Vorderrads FYfr nach der folgenden Gleichung
(53):
Um die Querkräfte der Reifen der Hinterräder zu
erhalten, wird die vorstehenden Gleichung (32) wie folgt
als Gleichung (54) umgeschrieben:
Durch Einsetzen der nachstehenden Gleichungen (55)
bis (60) in die Gleichung (54) ergibt die nachstehende
Gleichung (61). Man bemerke, dass die Werte FYfl und FYfr,
die im Abschnitt "(1) Querkräfte der Reifen der
Vorderräder" berechnet werden, in den Gleichungen (55)
und (56) genutzt werden.
FXVfl = FXflcosδ - FYflsinδ (55)
FXVfr = FXfrcosδ - FYfrsinδ (56)
FXVrl = FXrl (57)
FXVrr = FXrr (58)
FYVrl = FYrl (59)
FYVrl = FYrr (60)
Unter der Voraussetzung, dass die rechte Seite der
Gleichung (61) Dk ist, wird Gleichung (61) wie folgt als
Gleichung (62) umgeschrieben:
FYrl + FYrr = Dk (62).
Im Allgemeinen stimmt das Verhältnis der
Reaktionskräfte der Straße zwischen dem linken und
rechten Hinterrad ebenfalls mit dem Verhältnis der
vertikalen Belastungen zwischen dem linken und rechten
Hinterrad (oder dem Verhältnis der Produkte des maximalen
Straßenreibungskoeffizienten und der jeweiligen
vertikalen Belastungen) überein. Daher erhält man die
nachstehenden Gleichungen (63) und (64):
Durch Einsetzen von FYrr in der vorstehenden
Gleichung (62) für die Gleichung (64) ergibt die
nachstehende Gleichung (65):
Entsprechend ergibt das Einfügen von FYrl in der
vorstehenden Gleichung (62) für die Gleichung (64) die
nachstehende Gleichung (66):
Während das Fahrzeug eine Linkskurve beschreibt, sind
Dk < 0, FYrl < 0 und FYrr < 0. Wenn der folgende Ausdruck (67)
erfüllt ist, ist der Nenner in der vorstehenden Gleichung
(66) negativ. Daher muss das Zeichen "±" in Gleichung
(66) negativ, "-", sein, um FYrr < 0 zu erfüllen. Demgemäß
erhält man die Querkraft des Reifens des rechten
Hinterrads FYrr nach der folgenden Gleichung (68) und die
Querkraft des Reifens des linken Hinterrads FYrl nach der
nachstehenden Gleichung (69):
Wenn der nachstehende Ausdruck (70) erfüllt ist, ist
der Nenner in der vorstehenden Gleichung (65) negativ.
Daher muss das Zeichen "±" in der Gleichung (65) negativ,
"-", sein, um FYrl < 0 zu erfüllen. Entsprechend erhält man
die Querkraft des Reifens des linken Hinterrads FYrl nach
der nachstehenden Gleichung (71) und die Querkraft des
Reifens des rechten Hinterrads FYrr nach der
nachstehenden Gleichung (72):
Während das Fahrzeug eine Rechtskurve beschreibt, ist
Dk < 0, FYrl < 0 und FYrr < 0. Wenn der vorstehende Ausdruck
(67) erfüllt ist, ist der Nenner in der vorstehenden
Gleichung (66) negativ. Daher muss das Zeichen "±" in
Gleichung (66) positiv, +, sein, um FYrr < 0 zu erfüllen.
Demgemäß erhält man die Querkraft des Reifens des rechten
Hinterrads FYrr nach der nachstehenden Gleichung (73) und
die Querkraft des Reifens des linken Hinterrads FYrl nach
der nachstehenden Gleichung (74):
Wenn der vorstehende Ausdruck (70) erfüllt ist, ist
der Nenner in der vorstehenden Gleichung (65) negativ.
Daher muss das Zeichen "±" in Gleichung (65) positiv,
"+" sein, um FYrl < 0 zu erfüllen. Demgemäß erhält man die
Querkraft des Reifens des linken Hinterrads FYrl nach der
folgenden Gleichung (75) und die Querkraft des Reifens
des rechten Hinterrads FYrr nach der nachstehenden
Gleichung (76):
Berechnet man die Reaktionskraft der Straße auf die
Reifen, erhält man die Reaktionskraft der Straße auf den
Reifen jedes Rads FYi, (i = fl, fr, rl, rr) als die
resultierende Kraft der Längskraft FXi und Querkraft
FYi (das heißt der resultierenden Reaktionskraft der
Straße) nach den folgenden Gleichungen (77) bis (80):
Nach dem "Bürstenreifenmodell" (den Gleichungen
bezüglich des Antriebs in dem vorstehenden Abschnitt 2),
das in "Vehicle Dynamics and Control" (Masato ABE,
Sankaido) beschrieben ist, werden ein Schlupfverhältnis S
und ein zusammengesetztes Schlupfverhältnis λ jeweils
durch die nachstehenden Gleichungen (81) und (82) für
einen ersten Teil eines Reifenmodells unter der
Voraussetzung beschrieben, dass VB eine
Fahrzeuggeschwindigkeit ist, β ein Querschlupfwinkel des
Reifens ist, Kβ die Querstarrheit des Reifens ist, KS die
Längsstarrheit des Reifens ist, µmax der maximale
Straßenreibungskoeffizient ist, und FZ die vertikale
Belastung des Reifens ist. Zudem wird ξ durch die
nachstehende Gleichung (83) definiert:
Man bemerke, dass das zusammengesetzte
Schlupfverhältnis λ ein Schlupfverhältnis in der Richtung
entlang der Reaktionskraft FXYi der Straße auf den Reifen
ist. Im Allgemeinen ist die Beziehung zwischen dem
Reibungskoeffizienten µ zwischen dem Reifen und der
Straße und dem zusammengesetzten Schlupfverhältnis λ wie
in Fig. 3A gezeigt. Nach dem Reifenmodell ist jedoch die
Beziehung zwischen dem Reibungskoeffizienten µ und dem
zusammengesetzten Schlupfverhältnis λ wie in Fig. 3B
gezeigt, und der maximale Straßenreibungskoeffizient µmax
ist wie in Fig. 3B gezeigt definiert.
Wenn ξ < 0 ist, ist die Längskraft FX und die Querkraft
FY des Reifens jeweils durch die nachstehenden
Gleichungen (84) und (85) gegeben. Vorausgesetzt, dass
die Reaktionskraft der Straße auf den Reifen in Bezug auf
die Längsrichtung des Reifens in einem Winkel θ wirkt:
Ist ξ ≦ 0, erhält man die Längskraft FX und die
Querkraft FY des Reifens jeweils nach den nachstehenden
Gleichungen (86) und (87), wobei cosθ und sinθ jeweils
durch die nachstehenden Gleichungen (88) und (89) gegeben
sind:
Die vorstehende Beschreibung stammt aus der
vorstehend genannten Veröffentlichung. Die vorstehenden
Gleichungen (84) und (85) können jeweils als die
nachstehenden Gleichungen (90) und (91) umgeschrieben
werden:
Entsprechend kann die Reaktionskraft der Straße auf
den Reifen FXY nach der folgenden Gleichung (93) auf der
Grundlage der nachstehenden quadratischen Gleichung (92)
bestimmt werden:
Gleichung (93) und die Gleichungen (90), (91) führen
zu den nachstehenden Gleichungen (94) und (95). Die
Längskraft FX und die Querkraft FY des Reifens kann daher
aus diesen Gleichungen bestimmt werden:
Aus der vorstehenden Gleichung (83) ist das
zusammengesetzte Schlupfverhältnis λ durch die
nachstehende Gleichung (96) gegeben. Durch Einsetzen des
zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ für die
vorstehende Gleichung (93) erhält man die Reaktionskraft
der Straße auf den Reifen FXY als die folgende Gleichung
(97):
Man erhält die nachstehende Gleichung (98) aus den
vorstehenden Gleichungen (94) und (95) und die
nachstehende Gleichung (99) aus der vorstehenden
Gleichung (97):
Fig. 4 zeigt einen kritischen Reibungskreis 108 eines
Reifens 106. Der Pfeil 110 zeigt die Bewegungsrichtung
des Reifens an. Die Punkte A und C zeigen jeweils
Schnittpunkte des kritischen Reibungskreises 108 mit den
Linien 114, 116 an. Die Linie 114 erstreckt sich in der
Längsrichtung des Reifens, die Linie 116 erstreckt sich
in der Querrichtung des Reifens, und beide Linien 114,
116 gehen durch einen Bodenkontaktpunkt 112 des Reifens.
Punkt E zeigt einen Schnittpunkt der Bewegungsrichtung
110 des Reifens mit dem kritischen Reibungskreis 108 an.
Die Punkte B und D zeigen jeweils die Punkte auf einem
perfekten Kreis 118 an, die von den Punkten auf dem
kritischen Reibungskreis 108 am nächsten am Punkt C
liegen.
Wenn ξ < 0 ist, geben die vorstehenden Gleichungen (94),
(95), (97), (98) und (99) jeweils die Werte in dem Fall
wieder, in dem die Spitze des Vektors der Reaktionskraft
der Straße auf den Reifen FXY zwischen den Punkten B und
D auf dem kritischen Reibungskreis 108 liegt.
Ist ξ ≦ 0, ist die Reaktionskraft der Straße auf den
Reifen FXY durch die folgende Gleichung (100) gegeben,
die auf den vorstehenden Gleichungen (84) und (85)
basiert. Die Längskraft des Reifens FX ist durch die
nachstehende Gleichung (101) auf der Grundlage der
vorstehenden Gleichungen (86) und (88) gegeben. Die
Querkraft des Reifens FY ist durch die folgende Gleichung
(102) auf der Grundlage der vorstehenden Gleichungen (87)
und (89) gegeben:
Die nachstehende Gleichung (103) erhält man aus den
vorstehenden Gleichungen (101) und (102), und die
nachstehende Gleichung (104) erhält man ebenso:
Die vorstehenden Gleichungen (100) bis (104) für ξ ≦ 0
geben jeweils die Werte in dem Falle wieder, in dem die
Spitze des Vektors der Reaktionskraft der Straße auf den
Reifen FXY zwischen den Punkten A und B oder zwischen den
Punkten D und E auf dem kritischen Reibungskreis 108
liegt.
Man bemerke, dass man aus den vorstehenden
Gleichungen (99) und (104) erkennen kann, dass man δFXY/δλ
durch Erhalten des maximalen
Straßenreibungskoeffizienten µmax (siehe den
nachstehenden Abschnitt 11, Berechnung des maximalen
Straßenreibungskoeffizienten jedes Rads), der vertikalen
Belastung FZ (siehe den vorstehenden Abschnitt 2), das
Schlupfverhältnis S (siehe den nachstehenden Abschnitt
10, Berechnung der geschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit
und des Schlupfverhältnisses jedes Rads), des
Querschlupfwinkels β des Reifens (siehe den nachstehenden
Abschnitt 8, Berechnung des Querschlupfwinkels des
Reifens jedes Rads), der Längsstarrheit KS und der
Querstarrheit Kβ des Reifens (siehe den nachstehenden
Abschnitt 7, Berechnen der Reifenstarrheit) erhält.
Die Längsstarrheit KS und Querstarrheit Kβ des
Reifens sind Funktionen der Reaktionskraft der Straße auf
den Reifen FXY und der vertikalen Belastung FZ. Hier wird
angenommen, dass KS und Kβ jeweils durch die
nachstehenden Gleichungen (105) und (106) unter der
Voraussetzung gegeben sind, dass KXYS und KXY β
Koeffizienten der Reaktionskraft der Straße FXY sind, und
KZS und KZ β Koeffizienten der vertikalen Belastung FZ
sind. Man bemerke, dass diese Annahmen nicht gegen die
Tatsachen verstößt.
KS = KXYS.FXY + KZS.FZ (105)
Kβ = KXY β.FXY + KZ β.FZ (106)
Es wird hier angenommen, dass der Querschlupfwinkel
des linken Rads gleich dem des rechten Rads ist. Auf der
Grundlage der abgeschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit VB im
nachstehenden Abschnitt 10, des Querschlupfwinkel βB des
Fahrzeugs und des Lenkwinkels δ kann man die
Querschlupfwinkel βfl, βfr der linken und rechten
Vorderräder (der Querschlupfwinkel βf der Vorderräder)
ebenso wie die Querschlupfwinkel βrl, βrr der linken und
rechten Hinterräder (der Querschlupfwinkel βr der
Hinterräder) jeweils durch die nachstehenden Gleichungen
(107) und (108) erhalten (siehe Fig. 5):
Man bemerke, dass der Querschlupfwinkel βB des
Fahrzeugs durch ein beliebiges dem Fachmann bekanntes
Verfahren berechnet werden kann. Beispielsweise wird eine
Abweichung der Ouerbeschleunigung als eine Abweichung
GY-Vγ der Querbeschleunigung GY vom Produkt Vγ der
Fahrzeuggeschwindigkeit V mit der Gierrate γ, das heißt
die Querschlupfbeschleunigung VYd des Fahrzeugs
berechnet. Die Querschlupfgeschwindigkeit VY des
Fahrzeugs kann durch Integrieren der
Querschlupfbeschleunigung VYd als ein Verhältnis der
Querschlupfgeschwindigkeit VY zur Längsgeschwindigkeit VX
des Fahrzeugs (gleich Fahrzeuggeschwindigkeit V), das
heißt, als ein Verhältnis VY/VX berechnet werden.
Die Radgeschwindigkeit VWi jedes Rads wird im
Schwerpunkt 104 des Fahrzeugs in die Längsgeschwindigkeit
umgewandelt (hier im Folgenden als "korrigierte
Fahrzeuggeschwindigkeit SVWi" (i = fl, fr, rl, rr)
bezeichnet).
Wie beispielsweise in Fig. 6 gezeigt erhält man die
folgenden Gleichungen (109) und (110) für das linke
Vorderrad:
Auf der Grundlage der vorstehenden Gleichungen (109)
und (110) erhält man jeweils die korrigierten
Radgeschwindigkeiten SVWfl, SVWfr der linken und rechten
Vorderräder aus den nachstehenden Gleichungen (111) und
(112):
Die korrigierten Radgeschwindigkeiten SVWrl, SVWrr
der linken und rechten Hinterräder erhält man jeweils
durch die nachstehenden Gleichungen (113) und (114):
Das Schlupfverhältnis zur Berechnung der geschätzten
Fahrzeuggeschwindigkeit VB (im Folgenden als
"Referenzschlupfverhältnis SK" bezeichnet) ist wie folgt
definiert:
Wenn |FX| groß ist und |FY| groß ist:
Das Referenzschlupfverhältnis SK ist durch die nachstehende Gleichung (115) auf der Grundlage der vorstehenden Gleichungen (98) und (103) des Reifenmodells gegeben:
Das Referenzschlupfverhältnis SK ist durch die nachstehende Gleichung (115) auf der Grundlage der vorstehenden Gleichungen (98) und (103) des Reifenmodells gegeben:
Wenn |FX| groß ist und |FY| klein ist:
Aus der vorstehenden Gleichung (82) des Reifenmodells (wobei β = 0 ist) ergibt sich das Referenzschlupfverhältnis SK durch die nachstehende Gleichung (120) auf der Grundlage der nachstehenden Gleichungen (116) bis (119):
Aus der vorstehenden Gleichung (82) des Reifenmodells (wobei β = 0 ist) ergibt sich das Referenzschlupfverhältnis SK durch die nachstehende Gleichung (120) auf der Grundlage der nachstehenden Gleichungen (116) bis (119):
Wenn |FX| klein ist:
In diesem Fall ist das Referenzschlupfverhältnis SK null. Das Referenzschlupfverhältnis SK ergibt sich daher aus der nachstehenden Gleichung (121):
In diesem Fall ist das Referenzschlupfverhältnis SK null. Das Referenzschlupfverhältnis SK ergibt sich daher aus der nachstehenden Gleichung (121):
SK = 0 (121).
Entsprechend wird das Referenzschlupfverhältnis SK
(das Referenzschlupfverhältnis SKi jedes Rads (i = fl, fr,
rl, rr)) durch Einsetzen der Längskraft FX und Ähnlicher
in die in den vorstehenden Abschnitten 2 bis 5, 7 und 8
und dem nachstehenden Abschnitt 11 berechneten Werte
berechnet.
Auf der Grundlage des größten Werts unter den
korrigierten Radgeschwindigkeiten SVWi, die im
vorstehenden Abschnitt 9 berechnet werden, und dem
Referenzschlupf SKi dieses Rads wird die abgeschätzte
Fahrzeuggeschwindigkeit VB nach der nachstehenden
Gleichung (122) berechnet. Der Grund dafür, dass der
größte Wert unter den korrigierten Radgeschwindigkeiten
SVWi genützt wird, ist, dass dieser Wert der
tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit am nächsten kommt.
VB = SVWi(l + SKi) (122)
Das Schlupfverhältnis Si jedes Rads (i = fl, fr, rl,
rr) wird nach den nachstehenden Gleichungen (123) bis
(126) auf der Grundlage der abgeschätzten
Fahrzeuggeschwindigkeit VB und des
Referenzschlupfverhältnisses SKi jedes Rads berechnet:
Auf der Grundlage der vertikalen Belastung FZ im
vorstehenden Abschnitt 2, der Reaktionskraft der Straße
auf den Reifen FXY im vorstehenden Abschnitt 5, und den
vorstehenden Gleichungen (99) und (104) des Reifenmodells
ist der maximale Straßenreibungskoeffizient µmax durch
nachstehende Gleichung (127) gegeben. Man bemerke, dass
in der Gleichung (127) Δµ eine positive Konstante ist,
und (δFXY/δλ)λ =0 der Wert (δFXY/δλ) ist, wenn λ = 0 ist.
Wie in Fig. 7 gezeigt, ist (1/FZ) (δFXY/δλ)λ =0 eine
Steigung der µ-λ-Kurve am Ursprung. (1/FZ)(δFXY/δλ) ist
eine Steigung der µ-λ-Kurve für einen bestimmten Wert λ
(beispielsweise λ1). Wie in Fig. 3B gezeigt, fällt die
Steigung der µ-λ-Kurve allmählich, wenn das
zusammengesetzte Schlupfverhältnis λ steigt. Im Gebiet
des maximalen Straßenreibungskoeffizienten µmax ist die
Steigung der µ-λ-Kurve unabhängig vom zusammengesetzten
Schlupfverhältnis λ null.
Entsprechend fällt unter der Voraussetzung, dass der
Minimalwert des zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ
im Bereich des maximalen Straßenreibungskoeffizienten
µmax λe ist, das Verhältnis zwischen den Steigungen der
µ-λ-Kurve im zweiten Teil der vorstehenden Gleichung
(127) im Bereich von λ < λe allmählich, während das
zusammengesetzte Schlupfverhältnis λ steigt. Im Bereich
von λ ≧ λe ist dieses Verhältnis null. Nach der
vorstehenden Gleichung (127) wird der maximale
Reibungskoeffizient µmax im Bereich von λ ≦ λe als ein
Wert abgeschätzt, der um den Wert des Produkts von δµ und
des vorstehend erwähnten Verhältnisses zwischen den
Steigungen höher ist als der Wert FXY/FZ. Im Bereich von
λ ≧ λe wird der maximale Reibungskoeffizient µmax als ein
wahrer maximaler Reibungskoeffizient abgeschätzt.
Beispielsweise wird, wie in Fig. 8 gezeigt, hier
angenommen, dass der wahre maximale Reibungskoeffizient
µtrue ist, und dass der Wert FXY/FZ dem Punkt A1
entspricht, wenn der Wert λ = λ1 ist (λ1 ≦ λe). In diesem
Fall wird der maximale Reibungskoeffizient µmax als ein
Wert abgeschätzt, der dem Punkt A2 entspricht, wodurch
die µ-λ-Kurve als Kurve A abgeschätzt wird. Dagegen wird
unter der Voraussetzung, dass der Wert FXY/FZ dem Punkt
B1 entspricht, wenn λ = λ2 (λ2 ≧ λe) ist, der maximale
Reibungskoeffizient µmax als ein Wert abgeschätzt, der
dem Punkt B2, dem gleichen Punkt wie dem Punkt B1
entspricht, ist, wodurch die µ-λ-Kurve als Kurve B
abgeschätzt wird.
Wie man aus Fig. 8 erkennen kann, ist der
Abschätzungsfehler für den maximalen
Reibungskoeffizienten µmax höher, wenn λ klein ist. Wenn
die Konstante Λµ auf einen kleinen Wert gesetzt wird,
wird der maximale Reibungskoeffizient µmax als ein Wert
abgeschätzt, der kleiner als der wahre maximale
Reibungskoeffizient µtrue ist. Dagegen wird der maximale
Reibungskoeffizient µmax als ein Wert abgeschätzt, der
größer ist als der wahre maximale Reibungskoeffizient
µtrue, wenn die Konstante Λµ auf einen großen Wert
festgelegt ist. Der Abschätzungsfehler des maximalen
Reibungskoeffizienten verringert sich jedoch allmählich,
wenn λ steigt. Im Bereich von λ ≧ λe wird der maximale
Reibungskoeffizient µmax korrekt als der wahre maximale
Reibungskoeffizient µtrue abgeschätzt.
Man bemerke, dass gemäß der Gleichung (83) des
Reifenmodells ξ gleich 1 ist, wenn das zusammengesetzte
Schlupfverhältnis λ null ist. In diesem Fall erhält man
die folgende Gleichung (128):
Wie vorstehend in Abschnitt 6 beschrieben, benötigt
man einen derzeitigen maximalen Reibungskoeffizienten
µmax, um δFXY/δλ zu berechnen. Demgemäß wird δFXY/δλ durch
Nutzen des zuvor bestimmten Werts µmax(n-1) als der
maximale Reibungskoeffizient µmax berechnet. Auf der
Grundlage des kalkulierten Werts δFXY/δλ wird der
maximale Reibungskoeffizient µmax gemäß der vorstehenden
Gleichung (127) berechnet.
Im Folgenden wird eine ersten Ausführungsform der
Erfindung mit Bezug auf die beigefügte Zeichnung
beschrieben.
Fig. 9 ist ein schematisches Strukturschaubild, das
eine Vorrichtung zum Abschätzen eines maximalen
Reibungskoeffizienten zeigt, die nach der ersten
Ausführungsform der Erfindung auf ein
hinterradgetriebenes Fahrzeug angewendet wird.
In Fig. 9 bezeichnet Bezugszeichen 10 einen Motor.
Die Antriebskraft des Motors 10 wird über ein
Automatikgetriebe 16, das einen Drehmomentwandler 12 und
ein Getriebe 14 aufweist, an eine Antriebswelle 18
übertragen. Die Antriebskraft der Antriebswelle 18 wird
durch ein Differenzial 20 an eine linke Hinterachse 22L
und eine rechte Hinterachse 22R übertragen. Die linken
und rechten Hinterräder 24RL und 24RR, die als
Antriebsräder dienen, werden so gedreht.
Die linken und rechten Vorderräder 24FL und 24FR
dienen sowohl als nichtangetriebene Räder als auch als
lenkbare Räder. Obwohl dies in Fig. 9 nicht gezeigt ist,
werden die Vorderräder 24FL und 24FR über eine
Verbindungsstange durch eine kraftunterstützte
Zahnstangenlenkvorrichtung gesteuert, die als Antwort auf
das Drehen des Lenkrads durch den Fahrer angetrieben
wird.
Die Bremskräfte der linken und rechten Vorderräder
24FL, 24FR und der linken und rechten Hinterräder 24RL,
24RR werden durch Steuern des Bremsdrucks der zugehörigen
Radzylinder 30FL, 30FR, 30RL, 30RR durch einen
Hydraulikkreis 28 in einem Bremssystem 26 gesteuert.
Obwohl dies nicht in Fig. 9 gezeigt ist, weist der
Hydraulikkreis 28 einen Öltank, eine Ölpumpe,
verschiedene Ventilvorrichtungen und Ähnliches auf. Der
Bremsdruck jedes Radzylinders wird normalerweise durch
eine elektronische Steuereinheit (ECU) 36 in
Übereinstimmung mit dem Druck in einem Geberzylinder 34
gesteuert, der als Antwort auf das Niederdrücken eines
Bremspedals 32 durch den Fahrer angetrieben wird. Der
Steuerdruck jedes Radzylinders wird durch die ECU 36 so
gesteuert, dass das Verhalten des Fahrzeugs wie verlangt
stabilisiert wird.
Die ECU 36 empfängt die folgenden Signale: ein
Signal, das die Längsbeschleunigung GX des Fahrzeugs
anzeigt, die durch einen Längsbeschleunigungssensor 38
erfasst wird; ein Signal, das die Querbeschleunigung GY
des Fahrzeugs anzeigt, die durch einen
Querbeschleunigungssensor 40 erfasst wird; ein Signal,
das eine Gierrate γ des Fahrzeugs anzeigt, die durch
einen Gierratensensor 42 erfasst wird; ein Signal, das
einen Lenkwinkel δ anzeigt, der durch einen
Lenkwinkelsensor 44 erfasst wird; ein Signal, das den
Druck Pi (i = fl, fr, rl, rr) in den Radzylindern 30FL bis
30RR der linken und rechten Vorderräder und der linken
und rechten Hinterräder anzeigt, das in den Drucksensoren
46FL bis 46RR erfasst wird; und ein Signal, das eine
Radgeschwindigkeit VWi (i = fl, fr, rl, rr) der linken und
rechten Vorderräder und der linken und rechten
Hinterräder anzeigt, das von den
Radgeschwindigkeitssensoren 48FL bis 48RR erfasst wird.
Man bemerke, dass die ECU 36 derzeit eine CPU
(Zentrale Verarbeitungseinheit), ein ROM (Nur-
Lesespeicher), ein RAM (Speicher mit wahlfreiem Zugriff),
und eine Ein-/Ausgabe(I/O)-Vorrichtung aufweist. Die ECU
36 kann durch einen Mikrocomputer mit bekanntem Aufbau,
wobei diese Element durch einen bidirektionalen
gemeinsamen Bus verbunden sind, und einen
Antriebsschaltkreis gebildet werden.
Die ECU 36 speichert die Ablaufpläne nach Fig. 10
und 11. Die ECU 36 berechnet die folgenden Werte: Die
Längskraft FXi und die Querkraft FYi des Reifens jedes
Rads wie nachstehend beschrieben (i = fl, fr, rl, rr); die
Reaktionskraft FXYi der Straße auf jedes Rad (i = fl, fr,
rl, rr) auf der Grundlage der Längs- und Querkräfte FXi
und FYi des Reifens; die vertikale Belastung FZi jedes
Rads (i = fl, fr, rl, rr); und das Verhältnis der
Veränderung der Reaktionskraft FXY zur Veränderung des
zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ für jedes Rad,
δFXY/δλ. Auf der Grundlage dieser Werte berechnet die ECU
36 den maximalen Reibungskoeffizienten µmax für jedes
Rad.
Obwohl in der Zeichnung nicht gezeigt, berechnet die
ECU 36 die Werte wie das Giermoment Mi um den Schwerpunkt
des Fahrzeugs, das sich aus der Reaktionskraft FXYi der
Straße (i = fl, fr, rl, rr) ergibt und bestimmt das
Verhalten des Fahrzeugs auf der Grundlage des berechneten
Giermoments Mi und ähnlicher Werte. Wenn das Fahrzeug in
einem über- oder untersteuerten Zustand ist, steuert die
ECU 36 den Bremsdruck auf ein vorherbestimmtes Rad, um
eine verlangte Bremskraft auf das vorherbestimmte Rad
auszuüben und dadurch das Verhalten des Fahrzeugs zu
stabilisieren. Man bemerke, dass die Steuerung des
Fahrzeugsverhalten auf der Grundlage des Giermoments Mi
und ähnlicher kein Gegenstand der Erfindung ist, und
daher die genaue Beschreibung ausgelassen wird.
Im Folgenden wird ein Programm zur Berechnung des
maximalen Reibungskoeffizienten nach der ersten
Ausführungsform unter Bezug auf die Ablaufpläne der Fig.
10 und 11 beschrieben. Man bemerke, dass die Steuerung
nach den Ablaufplänen der Fig. 10 und 11 nach dem nicht
gezeigten Schließen eines Zündschalters gestartet und in
vorherbestimmten Zeitintervallen wiederholt wird.
Zunächst werden im Schritt S10 Signale wie ein
Signal, das die Längsbeschleunigung GX des Fahrzeugs, die
vom Längsbeschleunigungssensor 38 erfasst wird, gelesen.
Im Schritt S20 wird die Bremskraft Bi jedes Rads in
Übereinstimmung mit den vorstehenden Gleichung (4) bis
(7) auf der Grundlage des Bremsdrucks Pi berechnet.
Im Schritt S30 wird die Radbeschleunigung VWdi als
ein Wert einer Ableitung der Radgeschwindigkeit VWi nach
der Zeit berechnet, und die Reifenlängskraft FXi jedes
Rads wird in Übereinstimmung mit den vorstehenden
Gleichungen (17) bis (20) auf der Grundlage der
Radbeschleunigung VWdi und ähnlicher berechnet. Im
Schritt S40 wird die Antriebskraft D des Fahrzeugs in
Übereinstimmung mit der vorstehenden Gleichung (21)
berechnet.
Im Schritt S50 wird beispielsweise auf der Grundlage
des Vorzeichens der Gierrate γ des Fahrzeugs, die vom
Gierratensensor 42 erfasst wird, bestimmt, ob das
Fahrzeug eine Linkskurve fährt oder nicht. Ist die
Antwort im Schritt S50 NEIN, geht das Programm zum
Schritt S80 weiter. Ist die Antwort im Schritt S50 JA,
geht das Programm zum Schritt S60 weiter. Man bemerke,
dass die Bestimmung des Zustands des Kurvenfahrens des
Fahrzeugs durch ein beliebiges bekanntes Verfahren
durchgeführt werden kann.
Im Schritt S60 werden die Querkräfte der Reifen der
linken und rechten Vorderräder FYfl und FYfr jeweils in
Übereinstimmung mit den vorstehenden Gleichungen (45) und
(46) bzw. den Gleichungen (48) und (49) berechnet. Im
Schritt S70 werden die Querkräfte der linken und rechten
Hinterräder FYrl und FYrr jeweils in Übereinstimmung mit
den vorstehenden Gleichungen (68) und (69) bzw. den
Gleichungen (71) und (72) berechnet.
Entsprechend werden im Schritt S80 die Querkräfte der
Reifen der linken und rechten Vorderräder FYfl und FYfr
jeweils in Übereinstimmung mit den vorstehenden
Gleichungen (50) und (51) bzw. den Gleichungen (52) und
(53) berechnet. Im Schritt S90 werden die Querkräfte der
Reifen der linken und rechten Hinterräder FYrl und FYrr
jeweils in Übereinstimmung mit den vorstehenden
Gleichungen (73) und (74) bzw. den Gleichungen (75) und
(76) berechnet.
Im Schritt S100 wird die Reaktionskraft der Straße
auf jedes Rad FXYi in Übereinstimmung mit den
vorstehenden Gleichungen (77) bis (80) auf der Grundlage
der Längs- und Querkräfte FXi und FYi des Reifens jedes
Rads berechnet. Im Schritt S110 wird die vertikale
Belastung für jedes Rad FZi in Übereinstimmung mit den
vorstehenden Gleichungen (8) und (11) auf der Grundlage
der Längsbeschleunigung GX des Fahrzeugs und ähnlicher
berechnet.
Im Schritt S120 wird das Verhältnis der Veränderung
der Reaktionskraft der Straße FXY auf die Veränderung des
zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ, das heißt das
Verhältnis δFXY/δλ, für jedes Rad nach dem Programm der
Fig. 11 berechnet. Im Schritt S150 wird der maximale
Straßenreibungskoeffizient µmaxi für jedes Rad nach der
vorstehenden Gleichung (127) berechnet. Das Programm geht
dann zu Schritt S10 zurück.
Im Schritt S122 des Programms zum Berechnen des
Verhältnisses δFXY/δλ im Schritt S120 der Fig. 10 werden
die Längsstarrheit KS und die Querstarrheit Kβ des
Reifens für jedes Rad in Übereinstimmung mit den
vorstehenden Gleichungen (105) und (106) berechnet. Im
Schritt S124 wird der Querschlupfwinkel βB des Fahrzeugs
durch ein bekanntes Verfahren berechnet, und auf der
Grundlage des berechneten Querschlupfwinkels βB wird der
Querschlupfwinkel βi jedes Rads in Übereinstimmung mit
den vorstehenden Gleichungen (107) und (108) berechnet.
Im Schritt S126 wird die korrigierte
Fahrzeuggeschwindigkeit SVWi für jedes Rad in
Übereinstimmung mit den vorstehenden Gleichungen (111)
bis (114) berechnet. Im Schritt S128 wird das
Referenzschlupfverhältnis SKi für jedes Rad in
Übereinstimmung mit der vorstehenden Gleichung (115) oder
(120) berechnet. Im Schritt S130 wird die abgeschätzte
Fahrzeuggeschwindigkeit VB in Übereinstimmung mit der
vorstehenden Gleichung (122) auf der Grundlage des
größten Werts unter den korrigierten Radgeschwindigkeiten
SVWi berechnet.
Im Schritt S132 wird das Schlupfverhältnis Si für
jedes Rad in Übereinstimmung mit den vorstehenden
Gleichungen (123) bis (126) auf der Grundlage der
abgeschätzten Fahrzeuggeschwindigkeit VB und des
Referenzschlupfverhältnisses SKi jedes Rads berechnet. Im
Schritt S134 wird das zusammengesetzte Schlupfverhältnis
λ in Übereinstimmung mit der vorstehenden Gleichung (82)
berechnet.
Im Schritt S136 wird bestimmt, ob das
zusammengesetzte Schlupfverhältnis λ gleich null ist oder
nicht. Erhält man im Schritt S136 NEIN, geht das Programm
zum Schritt S140 weiter. Erhält man im Schritt S136 JA,
geht das Programm zum Schritt S138 weiter. Im Schritt
S138 wird das Verhältnis δFXY/δλ für λ = 0 (das Verhältnis
der Veränderung der Reaktionskraft der Straße, FXY, zur
Veränderung des zusammengesetzten Schlupfverhältnisses
λ), das heißt das Verhältnis (δFXY/δλ) λ = 0 auf die
vertikale Starrheit bzw. Längsstarrheit KS des Reifens
festgelegt. Das Programm geht dann zum Schritt S140
weiter.
Im Schritt S140 wird der Wert ξ in Übereinstimmung
mit der vorstehenden Gleichung (83) auf der Grundlage des
zuvor berechneten Werts des maximalen
Reibungskoeffizienten µmax und ähnlicher berechnet. Im
Schritt S142 wird bestimmt, ob der Wert ξ positiv ist
oder nicht. Erhält man im Schritt S142 NEIN, geht das
Programm zum Schritt S144 weiter, wo das Verhältnis
δFXY/δλ (das Verhältnis der Veränderung der Reaktionskraft
der Straße, FXY, auf die Veränderung des zusammengesetzen
Schlupfverhältnisses λ) auf null gesetzt wird. Erhält man
im Schritt S142 JA, geht der Vorgang zum Schritt S146
weiter, wo das Verhältnis δFXY/δλ in Übereinstimmung mit
der vorstehenden Gleichung (99) auf der Grundlage des
vorher berechneten Werts des maximalen
Reibungskoeffizienten µmax und ähnlicher berechnet wird.
Obwohl dies nicht ausdrücklich in Fig. 11 gezeigt
wird, werden die Schritte S134 bis S146 nacheinander für
jedes Rad beispielsweise in der Reihenfolge von linkem
Vorderrad, rechtem Vorderrad, linkem Hinterrad und
rechtem Hinterrad durchgeführt. Entsprechend werden das
zusammengesetzte Schlupfverhältnis λ und ähnliche für
jedes Rad berechnet.
Nach der ersten Ausführungsform wird die Bremskraft
Bi für jedes Rad im Schritt S20 berechnet. Die Längskraft
FXi des Reifens jedes Rads wird in Schritt S30 berechnet.
Die Antriebskraft D des Fahrzeugs wird in Schritt S40
berechnet. Die Querkraft FYi des Reifens jedes Rads wird
in den Schritten S50 bis S90 berechnet. Die
Reaktionskraft der Straße auf jedes Rad FXYi wird in
Schritt S100 berechnet. Die vertikale Belastung FZi für
jedes Rad wird im Schritt S110 berechnet.
Im Schritt S120 wird das Verhältnis δFXY/δλ (das
Verhältnis der Veränderung der Reaktionskraft der Straße,
FXY, zur Veränderung des zusammengesetzten
Schlupfverhältnisses λ) für jedes Rad berechnet. Im
Schritt S150 wird der maximale Straßenreibungskoeffizient
µmaxi für jedes Rad gemäß der Gleichung (127) als die
Summe des Verhältnisses FXYi/FZi (des Verhältnisses der
Reaktionskraft der Straße FXYi zur vertikalen Belastung
FZi) und des Produkts eines vorherbestimmten
Koeffizienten mit dem Verhältnis δFXY/δλ berechnet.
Gemäß der ersten Ausführungsform nähert sich, wie
vorstehend im Abschnitt 11 beschrieben, ein abgeschätzter
maximaler Reibungskoeffizient allmählich dem
tatsächlichen maxiamlen Reibungskoeffizienten an, wenn
das zusammengesetzte Schlupfverhältnis steigt.
Entsprechend kann im Bereich des hohen zusammengesetzten
Schlupfverhältnisses der maximale
Straßenreibungskoeffizient µmaxi für jedes Rad genau
abgeschätzt werden.
Man bemerke, dass im Bereich des niedrigen
zusammengesetzten Schlupfverhältnisses der maximale
Straßenreibungskoeffizient nicht genau bestimmt werden
kann. Die Information über den maximalen
Straßenreibungskoeffizienten wird jedoch im Allgemeinen
benötigt, wenn eine Verhaltenssteuerung zum Stabilisieren
eines verschlechterten Verhaltens des Fahrzeugs
durchgeführt werden soll. Das zusammengesetzte
Schlupfverhältnis ist in einer solchen Situation hoch.
Daher kann gemäß der ersten Ausführungsform der maximale
Straßenreibungskoeffizient in der Situation genau
bestimmt werden, in der Informationen über den maximalen
Straßenreibungskoeffizienten benötigt wird. Dies
ermöglicht eine genaue Verhaltenssteuerung. Zudem
verursacht eine solche geringe Genauigkeit des maximalen
Straßenreibungskoeffizienten im Bereich des kleinen
zusammengesetzten Schlupfverhältnisses keine übermäßigen
Unannehmlichkeiten.
Gemäß der ersten Ausführungsform kann die Abschätzung
durchgeführt werden, auch wenn die Räder nicht in einem
vorherbestimmten Beschleunigungsschlupfzustand sind.
Daher kann der maximale Straßenreibungskoeffizient sehr
viel häufiger genau abgeschätzt werden, als im Fall der
vorstehend erwähnten herkömmlichen
Abschätzungsvorrichtung. Der maximale
Straßenreibungskoeffizient kann auch für die nicht
angetriebenen Räder genau bestimmt werden.
Fig. 12 ist ein schematisches Strukturschaubild, das
eine Vorrichtung zur Abschätzung eines maximalen
Reibungskoeffizienten gemäß einer zweiten Ausführungsform
der Erfindung zeigt, die auf ein vorderradgetriebenes
Fahrzeug angewendet wird.
Fig. 13 ist ein Ablaufplan entsprechend Fig. 10, der
ein Programm zum Abschätzen eines maximalen
Reibungskoeffizienten gemäß der zweiten Ausführungsform
zeigt. Man bemerke, dass die gleichen Teile in den Fig. 9
und 12 mit den gleichen Bezugszeichen und Namen
bezeichnet werden, und die entsprechenden Schritt in den
Fig. 10 und 13 mit den gleichen Schrittnummern bezeichnet
werden.
In der zweiten Ausführungsform wird die Antriebskraft
des Motors 10 über das Automatikgetriebe 16 und ein
Differenzial 54 auf eine linke Vorderachse 56L und eine
rechte Vorderachse 56R übertragen. Dadurch werden die
linken und rechten Vorderräder 24FL und 24FR, die sowohl
als gelenkte Räder als auch als Antriebsräder dienen,
gedreht.
In der zweiten Ausführungsform wird die Längskraft
FXi des Reifens jedes Rads im Schritt S30 in
Übereinstimmung mit den vorstehenden Gleichungen (26) bis
(29) berechnet. Im Schritt S40 wird die Antriebskraft D
des Fahrzeugs in Übereinstimmung mit der vorstehenden
Gleichung (30) berechnet. Ansonsten wird der maximale
Straßenreibungskoeffizient µmax jedes Rads in gleicher
Weise wie in der ersten Ausführungsform berechnet.
Gemäß der zweiten Ausführungsform kann der maximale
Straßenreibungskoeffizient µmaxi für jedes Rad in dem
Bereich des hohen zusammengesetzten Schlupfverhältnisses
genau bestimmt werden, auch wenn das Fahrzeug ein
vorderradgetriebenes Fahrzeug ist. Zudem kann, wie in der
ersten Ausführungsform, der maximale
Straßenreibungskoeffizient sehr viel häufiger als im Fall
der vorstehend erwähnten herkömmlichen
Abschätzungsvorrichtung genau abgeschätzt werden.
Entsprechend kann der maximale Straßenreibungskoeffizient
auch genau für die angetriebenen Räder abgeschätzt
werden.
Insbesondere ist gemäß den gezeigten
Ausführungsformen ein Koeffizient Λµ.{(δFXY/δλ)}λ =0 für
das Verhältnis δFXY/δλ (das Verhältnis der Veränderung
der Reaktionskraft der Straße FXY zur Veränderung des
zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ) umgekehrt
proportional zum Verhältnis δFXY/δλ für λ = 0, das heißt
(δFXY/δλ)λ =0. Entsprechend kann der maximale
Staßenreibungskoeffizient µmaxi für jedes Rad im
Vergleich zu dem Fall, in dem dieser Koeffizient konstant
ist, genauer abgeschätzt werden.
Derzeit bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung
wurden genau beschrieben. Die Erfindung ist jedoch nicht
auf die vorstehenden Ausführungsformen beschränkt, und
verschiedene andere Ausführungsformen sind möglich.
Beispielsweise wird die Erfindung in der ersten
Ausführungform auf ein heckgetriebenes Fahrzeug
angewendet und in der zweiten Ausführungsform auf ein
frontgetriebenes Fahrzeug angewendet. Die Erfindung kann
jedoch auch auf ein vierradgetriebenes Fahrzeug
angewendet werden. In diesem Fall werden die Längskräfte
der Reifen der linken und rechten Vorderräder FXfl und
FXfr und die Längskräfte der Reifen der linken und
rechten Hinterräder FXrl, FXrr jeweils in Übereinstimmung
mit den nachstehenden Gleichungen (129) bis (132) auf der
Grundlage des Antriebskraftverteilungsverhältnisses Rdf
für die Vorderräder und des
Antriebskraftverteilungsverhältnisses Rdr für die
Hinterräder von einer Vierradantriebssteuerung berechnet:
In den vorstehenden Ausführungsformen wird der
Koeffizient Λµ.{(δFXY/δλ)}λ =0 für das Verhältnis δFXY/δλ
(das Verhältnis der Veränderung der Reaktionskraft der
Straße, FXY, zur Veränderung des zusammengesetzten
Schlupfverhältnisses λ) als ein Wert festgelegt, der
umgekehrt proportional zu dem Verhältnis δFXY/δλ für λ = 0
ist, das heißt (δFXY/δλ)λ =0. Dieser Koeffizient kann
jedoch auf einen festen Wert festgelegt werden.
In den vorstehenden Ausführungsformen werden die
Längsstarrheit KS und die Querstarrheit Kβ des Reifens
jeweils in Übereinstimmung mit den vorstehenden
Gleichungen (105) und (106) berechnet. Diese Werte können
jedoch durch ein anderes Verfahren berechnet werden. Die
Längsstarrheit KS und die Querstarrheit Kβ des Reifens
können als Konstanten festgelegt sein.
Wie aus der vorstehenden Beschreibung klar wird, kann
der maximale Straßenreibungskoeffizient erfindungsgemäß
unabhängig davon berechnet werden, ob das Rad in einem
vorherbestimmten Antriebsschlupfzustand ist oder nicht.
Zudem kann der maximale Straßenreibungskoeffizient sowohl
für die angetriebenen Räder als auch für die nicht
angetriebenen Räder berechnet werden. Weiterhin kann der
maximale Straßenreibungskoeffizient im Bereich des hohen
Schlupfverhältnisses genau berechnet werden.
In den gezeigten Ausführungsformen wird die Steuerung
durch einen Allzweckrechner durchgeführt. Dem Fachmann ist
bekannt, dass die Steuerung unter Nutzung eines einzelnen
speziell angepasster integrierten Schaltkreises (zum
Beispiel ASIC) mit einem Haupt- oder
Zentralrechenabschnitt für eine Gesamtsteuerung auf
Systemebene und separaten Abschnitten, die dazu bestimmt
sind, verschiedene unterschiedliche spezielle
Berechnungen, Funktionen und andere Vorgänge unter
Steuerung des Zentralrechnerabschnitts durchzuführen,
implementiert werden kann. Die Steuerung kann aus einer
Vielzahl von separaten festprogrammierten oder
programmierbaren integrierten oder anderen
Elektronikschaltkreisen oder Vorrichtungen
(beispielsweise festverdrahtete Elektronik oder
Logikschaltkreise wie diskrete Elementeschaltkreise oder
programmierbare Logikschaltkreise wie PLDs, PLAs, PALs
oder ähnliche) bestehen. Die Steuerung kann geeignet zur
Nutzung mit einem Allzweckrechner, beispielsweise einem
Mikroprozessor, Mikrocontroller oder einer anderen
Prozessorvorrichtung (CPU oder MPU), entweder alleine
oder in Verbindung mit einer oder mehreren peripheren
(beispielsweise integrierten Schaltkreisen) Daten- und
Signalverarbeitungsvorrichtungen programmiert werden. Im
Allgemeinen kann jede Vorrichtung oder Zusammenschaltung
von Vorrichtungen mit einer finite-state-Maschine, die
fähig ist, die vorstehend beschriebenen Abläufe zu
implementieren, als Steuerung genutzt werden. Eine
verteilte Verarbeitungsarchitektur kann für eine maximale
Fähigkeit zur Daten-/Signalverarbeitungsfähigkeit und
-geschwindigkeit genutzt werden.
Die Erfindung wurde mit Bezug auf derzeit bevorzugte
Ausführungsformen beschrieben, ist jedoch nicht auf diese
bevorzugten Ausführungsformen oder Aufbauten beschränkt.
Im Gegenteil ist die Erfindung dazu ausgelegt,
verschiedene Abwandlungen und äquivalente Anordnungen
abzudecken. Zusätzlich können, während verschiedene
Elemente der bevorzugten Ausführungsformen in
verschiedenen beispielhaften Kombinationen und
Konfigurationen gezeigt werden, andere Kombinationen und
Konfigurationen mit mehr, weniger oder nur einem
einzelnen Element der Erfindung ebenfalls im durch die
beigefügten Ansprüche definierten Umfang der Erfindung
liegen.
Zusammengefasst bietet die Erfindung folgendes:
Eine Vorrichtung und ein Verfahren, um einen maximalen Straßenreibungskoeffizienten für jedes Rad zu bestimmen, unabhängig davon, ob das Rad in einem vorherbestimmten Antriebsschlupfzustand ist, und ob das Rad ein angetriebenes Rad ist. Die Bremskraft Bi jedes Rads wird berechnet (S20), und die Längskraft (FXi) des Reifens jedes Rads wird berechnet (S30). Dann wird die Antriebskraft D des Fahrzeugs berechnet (S40), und die seitliche Kraft (FYi) des Reifens für jedes Rad wird berechnet (S50-90). Anschließend wird die Reaktionskraft (FXYi) der Straße auf jedes Rad berechnet (S100), und die vertikale Belastung (FZi) jedes Rads wird berechnet (S110). Schließlich wird das Verhältnis der Änderung der Reaktionskräfte der Straße zur Veränderung des zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ für jedes Rad berechnet (S120). Die Summe des Verhältnisses der Reaktionskraft FXYi der Straße zur vertikalen Belastung FZi, und das Produkt eines vorherbestimmten Koeffizienten und des Verhältnisses der Veränderung der Reaktionskraft der Straße auf eine Veränderung der zusammengesetzen Schlupfverhältnisse wird für jedes Rad als der maximale Reibungskoeffizient der Straße µmax berechnet (S150).
Eine Vorrichtung und ein Verfahren, um einen maximalen Straßenreibungskoeffizienten für jedes Rad zu bestimmen, unabhängig davon, ob das Rad in einem vorherbestimmten Antriebsschlupfzustand ist, und ob das Rad ein angetriebenes Rad ist. Die Bremskraft Bi jedes Rads wird berechnet (S20), und die Längskraft (FXi) des Reifens jedes Rads wird berechnet (S30). Dann wird die Antriebskraft D des Fahrzeugs berechnet (S40), und die seitliche Kraft (FYi) des Reifens für jedes Rad wird berechnet (S50-90). Anschließend wird die Reaktionskraft (FXYi) der Straße auf jedes Rad berechnet (S100), und die vertikale Belastung (FZi) jedes Rads wird berechnet (S110). Schließlich wird das Verhältnis der Änderung der Reaktionskräfte der Straße zur Veränderung des zusammengesetzten Schlupfverhältnisses λ für jedes Rad berechnet (S120). Die Summe des Verhältnisses der Reaktionskraft FXYi der Straße zur vertikalen Belastung FZi, und das Produkt eines vorherbestimmten Koeffizienten und des Verhältnisses der Veränderung der Reaktionskraft der Straße auf eine Veränderung der zusammengesetzen Schlupfverhältnisse wird für jedes Rad als der maximale Reibungskoeffizient der Straße µmax berechnet (S150).
Claims (19)
1. Vorrichtung zum Abschätzen eines maximalen Reibungs
koeffizienten zwischen einem Reifen eines Rads und einer
Straße, dadurch gekennzeichnet, dass sie umfasst:
eine erste Berechnungsvorrichtung (S100) zum Berech nen einer Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen des Rads auf der Grundlage eines Reifenmodells;
eine zweite Berechnungsvorrichtung (S110) zum Be rechnen einer vertikalen Belastung (FZ) des Reifens des Rads;
eine dritte Berechnungsvorrichtung zum Berechnen ei nes Verhältnisses der Reaktionskraft der Straße (FXY) auf die vertikale Belastung (FZ) als eines ersten Verhältnis ses;
eine vierte Berechnungsvorrichtung zum Berechnen ei nes Verhältnisses der Veränderung der Reaktionskraft der Straße (FXY) auf die Veränderung in einem Schlupfverhält nis (λ) des Reifens als eines zweiten Verhältnisses, wo bei das Schlupfverhältnis auf der Grundlage des Reifenmo dells berechnet wird; und
eine fünfte Berechnungsvorrichtung (S150) zum Be rechnen eines maximalen Straßenreibungskoeffizienten (µmax) auf der Grundlage eines Produkts eines vorbestimm ten Koeffizienten mit dem zweiten Verhältnis und des ers ten Verhältnisses.
eine erste Berechnungsvorrichtung (S100) zum Berech nen einer Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen des Rads auf der Grundlage eines Reifenmodells;
eine zweite Berechnungsvorrichtung (S110) zum Be rechnen einer vertikalen Belastung (FZ) des Reifens des Rads;
eine dritte Berechnungsvorrichtung zum Berechnen ei nes Verhältnisses der Reaktionskraft der Straße (FXY) auf die vertikale Belastung (FZ) als eines ersten Verhältnis ses;
eine vierte Berechnungsvorrichtung zum Berechnen ei nes Verhältnisses der Veränderung der Reaktionskraft der Straße (FXY) auf die Veränderung in einem Schlupfverhält nis (λ) des Reifens als eines zweiten Verhältnisses, wo bei das Schlupfverhältnis auf der Grundlage des Reifenmo dells berechnet wird; und
eine fünfte Berechnungsvorrichtung (S150) zum Be rechnen eines maximalen Straßenreibungskoeffizienten (µmax) auf der Grundlage eines Produkts eines vorbestimm ten Koeffizienten mit dem zweiten Verhältnis und des ers ten Verhältnisses.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
dass die fünfte Berechnungsvorrichtung (S150) den maxima
len Straßenreibungskoeffizienten berechnet, indem das
erste Verhältnis zu dem Produkt des vorbestimmten Koeffi
zienten mit dem zweiten Verhältnis addiert wird.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
dass die Reaktionskraft der Straße (FXY) eine Reaktions
kraft in einer zweidimensionalen Ebene auf der Straße
ist.
4. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
dass das Schlupfverhältnis (λ) ein zusammengesetztes
Schlupfverhältnis in einer Richtung der Reaktionskraft
der Straße (FXY) ist.
5. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
dass die erste Berechnungsvorrichtung (S100) eine Längs
kraft (FXV) und eine Querkraft (FYV) des Reifens des Rads
abschätzt, und die Reaktionskraft (FXY) der Straße auf
den Reifen des Rads auf der Grundlage der Längskraft
(FXV) und der Querkraft (FYV) des Reifens berechnet.
6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet,
dass eine Serie von Berechnungen der ersten bis fünften
Berechnungsvorrichtungen (S100-S150) in vorbestimmten
Zeitintervallen wiederholt durchgeführt wird.
7. Vorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet,
dass die erste Berechnungsvorrichtung (S100) die Reakti
onskraft (FXY) der Straße auf den Reifen des Rads berech
net, indem die Längskraft (FXV) des Reifens des Rads ge
nutzt wird, die auf der Grundlage einer Längsbeschleuni
gung (GX) eines Fahrzeugs, eines Lenkwinkels (δ), einer
Bremskraft (B) des Rads und einem zuvor berechneten Wert
der Querkraft (FYV) des Reifens des Rads berechnet wird.
8. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet,
dass die erste Berechnungsvorrichtung die Reaktionskraft
(FXY) der Straße auf den Reifen berechnet, indem eine
Querkraft (FYvf) eines Reifens eines Vorderrads genutzt
wird, die auf der Grundlage einer Gierrate (γ) eines
Fahrzeugs, einer Querbeschleunigung (GY) des Fahrzeugs
und der Längskraft (FXv) des Reifens des Rads berechnet
wird.
9. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet,
dass die erste Berechnungsvorrichtung (S100) die Reakti
onskraft (FXY) der Straße auf den Reifen berechnet, indem
eine Querkraft (FYvr) eines Reifens eines Hinterrads ge
nutzt wird, die auf der Grundlage einer Querbeschleuni
gung (GY) eines Fahrzeugs, der Längskraft. (FXV) des Rei
fens des Rads, und einer Querkraft (FYvf) eines Reifens
eines Vorderrads berechnet wird.
10. Verfahren zur Abschätzung eines maximalen Reibungs
koeffizienten zwischen einem Reifen eines Rads und einer
Straße, dadurch gekennzeichnet, dass es folgende Schritte
aufweist:
Berechnen einer Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen des Rads auf der Grundlage eines Reifenmo dells;
Berechnen einer vertikalen Belastung (FZ) des Reifen des Rads; Berechnen eines Verhältnisses der Veränderung der Reaktionskraft der Staße (FXY) auf die vertikale Belas tung (FZ) als eines ersten Verhältnisses;
Berechnen eines Verhältnisses der Veränderung in der Reaktionskraft der Straße (FXY) zu der Veränderung eines Schlupfverhältnisses (λ) des Reifens als eines zweiten Verhältnisses, wobei das Schlupfverhältnis auf der Grund lage des Reifenmodells berechnet wird; und
Berechnen eines maximalen Straßenreibungskoeffizien ten (µmax) auf der Grundlage eines Produkts eines vorbe stimmten Koeffizienten mit dem zweiten Verhältnis und des ersten Verhältnisses.
Berechnen einer Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen des Rads auf der Grundlage eines Reifenmo dells;
Berechnen einer vertikalen Belastung (FZ) des Reifen des Rads; Berechnen eines Verhältnisses der Veränderung der Reaktionskraft der Staße (FXY) auf die vertikale Belas tung (FZ) als eines ersten Verhältnisses;
Berechnen eines Verhältnisses der Veränderung in der Reaktionskraft der Straße (FXY) zu der Veränderung eines Schlupfverhältnisses (λ) des Reifens als eines zweiten Verhältnisses, wobei das Schlupfverhältnis auf der Grund lage des Reifenmodells berechnet wird; und
Berechnen eines maximalen Straßenreibungskoeffizien ten (µmax) auf der Grundlage eines Produkts eines vorbe stimmten Koeffizienten mit dem zweiten Verhältnis und des ersten Verhältnisses.
11. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass der maximale Straßenreibungskoeffizient (µmax) be
rechnet wird, indem das erste Verhältnis zu dem Produkt
des vorbestimmten Koeffizienten mit dem zweiten Verhält
nis addiert wird.
12. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass die Reaktionskraft der Straße (FXY) eine Reaktions
kraft in einer zweidimensionalen Ebene auf der Straße
ist.
13. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass das Schlupfverhältnis (λ) ein zusammengesetzes
Schlupfverhältnis in einer Richtung der Reaktionskraft
der Straße (FXY) ist.
14. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass der Schritt der Berechnung der vertikalen Belastung
(FZ) des Reifens des Rads die Schritte der Abschätzung
einer Längskraft (FXV) und einer Querkraft (FYV) des Rei
fens des Rads, und des Berechnens der Reaktionskraft
(FXY) der Straße auf den Reifen des Rads auf der Grund
lage der Längskraft (FXV) und der Querkraft (FYV) des
Reifens aufweist.
15. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet,
dass eine Folge der Schritte in dem Verfahren in vorbe
stimmten Zeitintervallen wiederholt durchgeführt wird.
16. Verfahren nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet,
dass der Schritt der Berechnung der vertikalen Belastung
(FZ) des Reifens des Rads den Schritt der Berechnung der
Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen des Rads
unter Nutzung der Längskraft (FXV) auf den Reifen des
Rads aufweist, die auf der Grundlage einer Längsbeschleu
nigung (GX) eines Fahrzeugs, eines Lenkwinkels (δ), einer
Bremskraft (B) des Rads und eines zuvor berechneten Werts
der Querkraft (FYV) auf den Reifen des Rads berechnet
wird.
17. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet,
dass der Schritt der Berechnung der vertikalen Belastung
(FZ) des Reifens des Rads den Schritt der Berechnung der
Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen durch Nut
zen einer Querkraft (FYvf) auf einen Reifen eines Vorder
rads aufweist, die auf der Grundlage einer Gierrate (γ)
eines Fahrzeugs, einer Querbeschleunigung (GY) eines
Fahrzeugs und der Längskraft (FXV) auf den Reifen des
Rads berechnet wird.
18. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet,
dass der Schritt der Berechnung der vertikalen Belastung
(FZ) des Reifens des Rads den Schritt der Berechnung der
Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen durch Nut
zen einer Querkraft (FYvr) auf einen Reifen eines Hinter
rads aufweist, die auf der Grundlage einer Querbeschleu
nigung (GY) eines Fahrzeugs, der Längskraft (FXV) auf den
Reifen des Rads, und einer Querkraft (FYvf) auf einen
Reifen eines Vorderrads berechnet wird.
19. Vorrichtung zum Abschätzen eines maximalen Reibungs
koeffizienten zwischen einem Reifen eines Rads und einer
Straße, dadurch gekennzeichnet, dass sie umfasst:
eine Vorrichtung (S100) zur Berechnung einer Reakti onskraft (FXY) der Straße auf den Reifen;
eine Vorrichtung (S110) zur Berechnung einer verti kalen Belastung (FZ) des Reifens;
eine Vorrichtung zur Berechnung der Veränderung ei nes Schlupfverhältnisses (γ) des Reifens;
eine Vorrichtung zur Berechnung der Veränderung der Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen; und
eine Vorrichtung (S150) zur Berechnung eines maxima len Straßenreibungskoeffizienten auf der Grundlage der Reaktionskraft der Straße, der vertikalen Belastung, der Variation in dem Schlupfverhältnis und der Variation in der Reaktionskraft der Straße.
eine Vorrichtung (S100) zur Berechnung einer Reakti onskraft (FXY) der Straße auf den Reifen;
eine Vorrichtung (S110) zur Berechnung einer verti kalen Belastung (FZ) des Reifens;
eine Vorrichtung zur Berechnung der Veränderung ei nes Schlupfverhältnisses (γ) des Reifens;
eine Vorrichtung zur Berechnung der Veränderung der Reaktionskraft (FXY) der Straße auf den Reifen; und
eine Vorrichtung (S150) zur Berechnung eines maxima len Straßenreibungskoeffizienten auf der Grundlage der Reaktionskraft der Straße, der vertikalen Belastung, der Variation in dem Schlupfverhältnis und der Variation in der Reaktionskraft der Straße.
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Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2000353446A JP3458839B2 (ja) | 2000-11-20 | 2000-11-20 | 路面の最大摩擦係数推定装置 |
JP2000353446 | 2000-11-20 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE10156823A1 true DE10156823A1 (de) | 2002-06-06 |
DE10156823B4 DE10156823B4 (de) | 2006-08-31 |
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Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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DE10156823A Expired - Lifetime DE10156823B4 (de) | 2000-11-20 | 2001-11-20 | Vorrichtung und Verfahren zum Abschätzen eines maximalen Straßenreibungskoeffizienten |
Country Status (3)
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---|---|
US (1) | US6473682B2 (de) |
JP (1) | JP3458839B2 (de) |
DE (1) | DE10156823B4 (de) |
Cited By (18)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1372049A1 (de) * | 2002-06-13 | 2003-12-17 | Société de Technologie Michelin | Servoverfahren zur Aufrechterhaltung des gleitens der Reifen auf einem optimalen Niveau um einen maximalen Reibwert zu erreichen |
EP1378378A1 (de) * | 2002-07-04 | 2004-01-07 | Société de Technologie Michelin | Reifenverschleissbewertung |
FR2873811A1 (fr) * | 2004-07-30 | 2006-02-03 | Peugeot Citroen Automobiles Sa | Procede d'evaluation dynamique de l'adherence maximale d'un pneumatique et dispositif de mise en oeuvre |
US7197380B2 (en) | 2004-01-16 | 2007-03-27 | Michelin Recherche Et Technique, S.A. | System for controlling the stability of a vehicle using an algorithm comparing average slopes of variation of a parameter |
DE102005046612A1 (de) * | 2005-09-29 | 2007-04-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Realisierung von Fahrdynamikfunktionen unter Verwendung eines echtzeitfähigen Reifenmodells |
US7225072B2 (en) | 2004-01-16 | 2007-05-29 | Michelin Recherche Et Technique S.A. | System for controlling the stability of a vehicle using several predictive algorithms and a selection process |
DE102005056431A1 (de) * | 2005-11-26 | 2007-06-06 | Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. | Einrichtung und Verfahren zur automatischen Bestimmung von Reibungszahlen |
DE102006036751A1 (de) * | 2006-08-05 | 2008-02-07 | Zf Lenksysteme Gmbh | Verfahren zur Regelung oder Steuerung zumindest einer Fahrzustandsgröße eines Fahrzeugs |
US7426431B2 (en) | 2004-01-16 | 2008-09-16 | Michelin Recherche Et Technique S.A. | System for controlling the stability of a vehicle using an algorithm analyzing the variation in a representative parameter over time |
FR2918478A1 (fr) * | 2007-07-04 | 2009-01-09 | Michelin Soc Tech | Procede d'estimation de la marge d'adherence disponible d'un pneumatique en roulage. |
EP2218618A1 (de) * | 2009-02-16 | 2010-08-18 | Honda Motor Co., Ltd. | Vorrichtung zur Schätzung des Reibungskoeffizienten eines Straßenbelags |
DE102008029317B4 (de) * | 2007-06-21 | 2010-09-02 | Fuji Jukogyo K.K. | Straßenoberflächenzustandschätzvorrichtung |
EP2351678A1 (de) * | 2008-10-29 | 2011-08-03 | Nissan Motor Co., Ltd. | Vorrichtung und verfahren zur kalkulation des reibungszustandes einer bodenfläche mit fahrzeugkontakt |
ITRM20110550A1 (it) * | 2011-10-19 | 2013-04-20 | Bridgestone Corp | Metodo di stima per determinare la forza laterale di un pneumatico di un veicolo che percorre una curva con fondo a bassa aderenza |
EP2899086A4 (de) * | 2012-09-20 | 2016-06-01 | Pioneer Corp | Vorrichtung zur schätzung des schlupfverhältnisses und verfahren zur schätzung des schlupfverhältnisses |
WO2018019505A1 (de) * | 2016-07-29 | 2018-02-01 | Zf Friedrichshafen Ag | Bestimmung einer maximalen kraftschlussgrenze |
DE102018214940A1 (de) * | 2018-09-03 | 2020-03-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Bestimmung eines maximalen Reibungskoeffizienten |
WO2023213462A1 (de) * | 2022-05-05 | 2023-11-09 | Zf Cv Systems Global Gmbh | Verfahren zum ermitteln eines maximalen reibungskoeffizienten eines rades eines fahrzeugs auf einer fahrbahn |
Families Citing this family (40)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP3539722B2 (ja) * | 2000-11-16 | 2004-07-07 | 富士重工業株式会社 | 車両の路面摩擦係数推定装置 |
JP3601487B2 (ja) * | 2000-11-20 | 2004-12-15 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌の制駆動力制御装置 |
JP3798668B2 (ja) * | 2001-10-11 | 2006-07-19 | 本田技研工業株式会社 | 路面摩擦係数の算出装置 |
KR100779464B1 (ko) * | 2002-06-03 | 2007-11-26 | 주식회사 만도 | 에이비에스 제어를 위한 노면상태 감지방법 |
KR100521169B1 (ko) * | 2002-12-27 | 2005-10-12 | 현대자동차주식회사 | 롤 오버 제어 방법 |
JP4165380B2 (ja) * | 2003-01-31 | 2008-10-15 | 株式会社豊田中央研究所 | 車両制御方法及び車両制御装置 |
DE10307510A1 (de) * | 2003-02-21 | 2004-09-09 | Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH | Verfahren und Vorrichtung zur computergestützten Berechnung der Achslasten eines Fahrzeugs |
US20040225423A1 (en) * | 2003-05-07 | 2004-11-11 | Carlson Christopher R. | Determination of operational parameters of tires in vehicles from longitudinal stiffness and effective tire radius |
JP4004990B2 (ja) * | 2003-05-13 | 2007-11-07 | 住友ゴム工業株式会社 | スリップ率演算方法、タイヤ空気圧低下検出方法および装置、ならびにスリップ率演算のプログラムおよびタイヤ減圧判定のプログラム |
JP4407173B2 (ja) * | 2003-06-24 | 2010-02-03 | トヨタ自動車株式会社 | 車両の制御装置 |
JP4228837B2 (ja) * | 2003-08-26 | 2009-02-25 | 株式会社アドヴィックス | 車輪速度推定装置、車体速度推定装置、および車両挙動制御装置 |
JP4478037B2 (ja) * | 2004-01-30 | 2010-06-09 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | 車両制御装置 |
DE602005019499D1 (de) | 2004-07-15 | 2010-04-08 | Hitachi Ltd | Fahrzeugsteuerungsystem |
JP4534641B2 (ja) * | 2004-07-16 | 2010-09-01 | トヨタ自動車株式会社 | 車輪のスリップ率演算装置及び車輪の制駆動力制御装置 |
JP4186081B2 (ja) * | 2005-02-02 | 2008-11-26 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌の制駆動力制御装置 |
JP4850435B2 (ja) * | 2005-05-10 | 2012-01-11 | 富士重工業株式会社 | 車両の操舵制御装置 |
US8121758B2 (en) * | 2005-11-09 | 2012-02-21 | Ford Global Technologies | System for determining torque and tire forces using integrated sensing system |
JP4193838B2 (ja) * | 2005-12-16 | 2008-12-10 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌の制駆動力制御装置 |
JP4636012B2 (ja) * | 2006-12-11 | 2011-02-23 | トヨタ自動車株式会社 | 車両の制動制御装置 |
JP5287717B2 (ja) * | 2007-04-17 | 2013-09-11 | 日産自動車株式会社 | 車輪接地面摩擦状態推定のための装置と方法 |
DE102007030780A1 (de) * | 2007-07-03 | 2009-01-08 | Continental Automotive Gmbh | Verfahren und Anordnung zum fahrbahnspezifischen Feststellbremsen eines Fahrzeuges |
US8447578B2 (en) * | 2008-05-07 | 2013-05-21 | Bridgestone Americas Tire Operations, Llc | Method of designing a tire having a target residual aligning torque |
FI124059B (fi) | 2008-09-19 | 2014-02-28 | Aalto Korkeakoulusaeaetioe | Parannus ajoneuvojen ajonhallintajärjestelmiin |
JP5133917B2 (ja) * | 2009-02-16 | 2013-01-30 | 本田技研工業株式会社 | 路面摩擦係数推定装置 |
JP5428390B2 (ja) * | 2009-02-26 | 2014-02-26 | 日産自動車株式会社 | 車両接地面摩擦状態推定装置及びその方法 |
US8706378B2 (en) | 2011-11-28 | 2014-04-22 | Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. | Systems and methods for determining road mu and drive force |
CN103245610B (zh) * | 2013-05-17 | 2015-07-15 | 清华大学 | 一种分布式驱动电动汽车的路面峰值附着系数估算方法 |
ITMI20130983A1 (it) | 2013-06-14 | 2014-12-15 | Pirelli | Metodo e sistema per stimare l'attrito potenziale tra un pneumatico per veicoli ed una superficie di rotolamento |
JP6272203B2 (ja) * | 2014-09-30 | 2018-01-31 | オートリブ日信ブレーキシステムジャパン株式会社 | 車両用制御装置 |
TW201710924A (zh) * | 2015-09-14 | 2017-03-16 | 義守大學 | 以多項式估測感應機參數之方法 |
DE102015115852A1 (de) * | 2015-09-21 | 2017-03-23 | Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH | Verfahren zum Schätzen einer Achslastverteilung bei einem Lastzug |
CN108562536B (zh) * | 2016-06-29 | 2020-12-29 | 重庆交通大学 | 路面材料摩擦性能测试装置及方法 |
CN106394524B (zh) * | 2016-10-27 | 2019-03-08 | 江苏理工学院 | 基于vanet无线短程通信的主动刹车方法 |
CN107016157B (zh) * | 2017-02-20 | 2020-08-18 | 同济大学 | 分布式驱动电动汽车路面自适应纵向车速估计系统及方法 |
CN109839315B (zh) * | 2019-03-29 | 2023-09-01 | 四川大学 | 双向滑移式物理模型箱及跨断层隧道力学行为测试方法 |
US11543343B2 (en) | 2019-09-05 | 2023-01-03 | Volvo Car Corporation | Road friction estimation |
JP6803448B1 (ja) * | 2019-12-02 | 2020-12-23 | Toyo Tire株式会社 | 最大摩擦係数推定システムおよび最大摩擦係数推定方法 |
US11318947B2 (en) | 2019-12-23 | 2022-05-03 | Volvo Car Corporation | Estimating surface friction coefficients using rear-wheel steering excitations |
JP7518689B2 (ja) * | 2020-07-29 | 2024-07-18 | カワサキモータース株式会社 | 移動経路生成システム、移動経路生成プログラム及び移動経路生成方法 |
KR20220086734A (ko) * | 2020-12-16 | 2022-06-24 | 현대자동차주식회사 | 최대 노면 마찰계수 추정방법 |
Family Cites Families (23)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4010507C1 (de) * | 1990-04-02 | 1991-10-17 | Volkswagen Ag, 3180 Wolfsburg, De | |
JPH03295445A (ja) * | 1990-04-13 | 1991-12-26 | Fuji Heavy Ind Ltd | 路面最大摩擦係数算出方法 |
JP3019466B2 (ja) * | 1991-04-25 | 2000-03-13 | トヨタ自動車株式会社 | 路面摩擦係数検出装置 |
DE4435448B4 (de) * | 1993-10-13 | 2007-10-11 | Volkswagen Ag | Verfahren zur permanenten Ermittlung des Fahrbahnreibwerts |
JPH07112660A (ja) * | 1993-10-18 | 1995-05-02 | Aisin Seiki Co Ltd | アンチスキッド制御装置 |
JP3409389B2 (ja) * | 1993-10-18 | 2003-05-26 | 株式会社デンソー | 路面摩擦係数推定装置 |
JP3258476B2 (ja) * | 1993-12-24 | 2002-02-18 | アイシン精機株式会社 | 車両走行路面の最大摩擦係数推定装置 |
JP3367277B2 (ja) * | 1995-06-05 | 2003-01-14 | 株式会社豊田中央研究所 | 摩擦状態検出装置及び、パワーステアリング装置 |
DE19530632A1 (de) * | 1995-08-21 | 1997-02-27 | Wabco Gmbh | Verfahren zur Ermittlung des zwischen Rad und Fahrbahn ausgenutzten Reibwertes |
JP3060923B2 (ja) * | 1995-11-24 | 2000-07-10 | トヨタ自動車株式会社 | 車両状態推定装置 |
JP3633120B2 (ja) * | 1996-07-18 | 2005-03-30 | 日産自動車株式会社 | 車体速および路面摩擦係数推定装置 |
US6122585A (en) * | 1996-08-20 | 2000-09-19 | Kabushiki Kaisha Toyota Chuo Kenkyusho | Anti-lock braking system based on an estimated gradient of friction torque, method of determining a starting point for anti-lock brake control, and wheel-behavior-quantity servo control means equipped with limit determination means |
JP3315051B2 (ja) * | 1997-03-26 | 2002-08-19 | 住友ゴム工業株式会社 | 空気入りタイヤ |
JPH10264798A (ja) * | 1997-03-27 | 1998-10-06 | Mazda Motor Corp | 車両の姿勢制御装置 |
JP3435625B2 (ja) * | 1997-06-27 | 2003-08-11 | 株式会社豊田中央研究所 | 路面状態演算装置 |
JPH1159366A (ja) * | 1997-08-22 | 1999-03-02 | Hino Motors Ltd | 駆動力制動力の制御装置 |
HUP9802163A2 (hu) * | 1997-10-15 | 1999-07-28 | Hino Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Járműviselkedés-szabályozó rendszer |
JP3458734B2 (ja) * | 1998-04-09 | 2003-10-20 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌の運動制御装置 |
JP3617309B2 (ja) * | 1998-05-27 | 2005-02-02 | 日産自動車株式会社 | 路面摩擦係数推定装置 |
JP3827265B2 (ja) * | 1998-12-25 | 2006-09-27 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌の制動制御装置 |
JP2000190836A (ja) * | 1998-12-25 | 2000-07-11 | Aisin Seiki Co Ltd | 摩擦係数ピ―ク推定装置、及び該推定装置を備えたアンチスキッド制御装置 |
JP2000190832A (ja) * | 1998-12-25 | 2000-07-11 | Toyota Motor Corp | 車輌の運動制御装置 |
JP3621842B2 (ja) * | 1999-02-01 | 2005-02-16 | トヨタ自動車株式会社 | 車輌の運動制御装置 |
-
2000
- 2000-11-20 JP JP2000353446A patent/JP3458839B2/ja not_active Expired - Lifetime
-
2001
- 2001-11-13 US US09/987,140 patent/US6473682B2/en not_active Expired - Lifetime
- 2001-11-20 DE DE10156823A patent/DE10156823B4/de not_active Expired - Lifetime
Cited By (28)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1372049A1 (de) * | 2002-06-13 | 2003-12-17 | Société de Technologie Michelin | Servoverfahren zur Aufrechterhaltung des gleitens der Reifen auf einem optimalen Niveau um einen maximalen Reibwert zu erreichen |
EP1378378A1 (de) * | 2002-07-04 | 2004-01-07 | Société de Technologie Michelin | Reifenverschleissbewertung |
FR2841827A1 (fr) * | 2002-07-04 | 2004-01-09 | Michelin Soc Tech | Estimation de l'usure d'un pneu |
US6912896B2 (en) | 2002-07-04 | 2005-07-05 | Michelin Recherche Et Technique S.A. | Methods for estimation of tire wear |
US7197380B2 (en) | 2004-01-16 | 2007-03-27 | Michelin Recherche Et Technique, S.A. | System for controlling the stability of a vehicle using an algorithm comparing average slopes of variation of a parameter |
US7225072B2 (en) | 2004-01-16 | 2007-05-29 | Michelin Recherche Et Technique S.A. | System for controlling the stability of a vehicle using several predictive algorithms and a selection process |
US7426431B2 (en) | 2004-01-16 | 2008-09-16 | Michelin Recherche Et Technique S.A. | System for controlling the stability of a vehicle using an algorithm analyzing the variation in a representative parameter over time |
FR2873811A1 (fr) * | 2004-07-30 | 2006-02-03 | Peugeot Citroen Automobiles Sa | Procede d'evaluation dynamique de l'adherence maximale d'un pneumatique et dispositif de mise en oeuvre |
DE102005046612A1 (de) * | 2005-09-29 | 2007-04-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Realisierung von Fahrdynamikfunktionen unter Verwendung eines echtzeitfähigen Reifenmodells |
DE102005046612B4 (de) | 2005-09-29 | 2019-05-16 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Realisierung von Fahrdynamikfunktionen unter Verwendung eines echtzeitfähigen Reifenmodells |
DE102005056431A1 (de) * | 2005-11-26 | 2007-06-06 | Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. | Einrichtung und Verfahren zur automatischen Bestimmung von Reibungszahlen |
DE102005056431B4 (de) * | 2005-11-26 | 2010-11-11 | Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. | Einrichtung und Verfahren zur automatischen Bestimmung von Reibungszahlen |
FR2904593A1 (fr) * | 2006-08-05 | 2008-02-08 | Zf Lenksysteme Gmbh | Procede pour la regulation ou la commande d'au moins une grandeur d'etat de marche d'un vehicule et appareil pour la mise en oeuvre de ce procede |
DE102006036751A1 (de) * | 2006-08-05 | 2008-02-07 | Zf Lenksysteme Gmbh | Verfahren zur Regelung oder Steuerung zumindest einer Fahrzustandsgröße eines Fahrzeugs |
DE102008029317B4 (de) * | 2007-06-21 | 2010-09-02 | Fuji Jukogyo K.K. | Straßenoberflächenzustandschätzvorrichtung |
EP2015206A1 (de) * | 2007-07-04 | 2009-01-14 | Société de Technologie MICHELIN | Verfahren zur Abschätzung der verbleibenden nutzbaren Haftung eines rollenden Reifens |
FR2918478A1 (fr) * | 2007-07-04 | 2009-01-09 | Michelin Soc Tech | Procede d'estimation de la marge d'adherence disponible d'un pneumatique en roulage. |
US8392089B2 (en) | 2007-07-04 | 2013-03-05 | Michelin Recherche Et Technique S.A. | Method of estimating an available grip margin of a tire when rolling |
EP2351678A4 (de) * | 2008-10-29 | 2014-07-09 | Nissan Motor | Vorrichtung und verfahren zur kalkulation des reibungszustandes einer bodenfläche mit fahrzeugkontakt |
EP2351678A1 (de) * | 2008-10-29 | 2011-08-03 | Nissan Motor Co., Ltd. | Vorrichtung und verfahren zur kalkulation des reibungszustandes einer bodenfläche mit fahrzeugkontakt |
EP2218618A1 (de) * | 2009-02-16 | 2010-08-18 | Honda Motor Co., Ltd. | Vorrichtung zur Schätzung des Reibungskoeffizienten eines Straßenbelags |
US9221439B2 (en) | 2009-02-16 | 2015-12-29 | Honda Motor Co., Ltd. | Road surface frictional coefficient estimating apparatus |
ITRM20110550A1 (it) * | 2011-10-19 | 2013-04-20 | Bridgestone Corp | Metodo di stima per determinare la forza laterale di un pneumatico di un veicolo che percorre una curva con fondo a bassa aderenza |
EP2899086A4 (de) * | 2012-09-20 | 2016-06-01 | Pioneer Corp | Vorrichtung zur schätzung des schlupfverhältnisses und verfahren zur schätzung des schlupfverhältnisses |
WO2018019505A1 (de) * | 2016-07-29 | 2018-02-01 | Zf Friedrichshafen Ag | Bestimmung einer maximalen kraftschlussgrenze |
CN109476289A (zh) * | 2016-07-29 | 2019-03-15 | Zf 腓德烈斯哈芬股份公司 | 对最大附着极限的确定 |
DE102018214940A1 (de) * | 2018-09-03 | 2020-03-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Bestimmung eines maximalen Reibungskoeffizienten |
WO2023213462A1 (de) * | 2022-05-05 | 2023-11-09 | Zf Cv Systems Global Gmbh | Verfahren zum ermitteln eines maximalen reibungskoeffizienten eines rades eines fahrzeugs auf einer fahrbahn |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
US20020111752A1 (en) | 2002-08-15 |
JP3458839B2 (ja) | 2003-10-20 |
DE10156823B4 (de) | 2006-08-31 |
JP2002154418A (ja) | 2002-05-28 |
US6473682B2 (en) | 2002-10-29 |
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