DE19523354C2

DE19523354C2 - Verfahren zum Steuern der Antriebskraftverteilung

Info

Publication number: DE19523354C2
Application number: DE19523354A
Authority: DE
Inventors: Koji Matsuno
Original assignee: Fuji Jukogyo KK; Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1994-06-27
Filing date: 1995-06-27
Publication date: 2002-11-28
Anticipated expiration: 2015-06-28
Also published as: JP3268124B2; GB2290884A; GB9513001D0; DE19523354A1; US5742917A; JPH082274A; GB2290884B

Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Steuern der Verteilung der Antriebskraft zwischen der Vorder- und Hinterachse eines Fahrzeugs oder zwischen den Rädern der Achse eines Fahrzeugs auf der Basis von Berechnungen unter Anwendung von Fahrzeug parametern.

Es ist allgemein bekannt, daß ein Fahrzeug ein für sein je weiliges Antriebssystem - beispielsweise ein Frontmotor/ Heckantrieb-System (FR-System), ein Frontmotor/Frontantrieb- System (FF-System) - spezifisches Fahrverhalten zeigt. Außerdem ist es bekannt, daß ein Fahrzeug mit permanentem Allradantrieb, das ein Zwischendifferential aufweist, hinsichtlich des Fahr verhaltens im Grenzbereich gegenüber den gewöhnlichen FR- oder FF-Fahrzeugen verbessert werden kann, wenn beispielsweise ganz plötzlich gebremst wird oder wenn das Fahrzeug eine Kurve durchfährt. Solche Fahrzeuge mit Allradantrieb werden immer populärer, weil sie ein Lenkverhalten zwischen Über- und Untersteuern haben und es deshalb heißt, daß Fahrzeuge mit Allradantrieb und Zwischendifferential leicht zu fahren sind.

Ein Beispiel für ein Steuersystem zur Antriebskraftverteilung zwischen Vorder- und Hinterachse eines Fahrzeugs mit Allrad antrieb und Zwischendifferential ist die JP 63-13824 A, bei der eine Querbeschleunigung während der Kurvenfahrt detektiert und eine Differentialbegrenzungsdrehkraft entsprechend dem Ausmaß der Querbeschleunigung in einer hydraulischen Lamellenkupplung erzeugt wird, so daß die Antriebskraftverteilung zwischen der Vorder- und Hinterachse so gesteuert wird, daß kein Durchdrehen oder Nach-Außen-Schieben während der Kurvenfahrt bewirkt wird.

Weitere Beispiele dieser Technik finden sich in der JP 61-229616 A und der JP 3-74221 A. Das erstgenannte Dokument zeigt eine Technik, bei der die Antriebskraftverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern oder zwischen dem linken und dem rechten Rad dadurch variabel gesteuert wird, daß ein Durchdrehen oder Nach-Außen-Schieben auf der Basis einer Differenz zwischen einem Soll-Gierwinkel, der aus dem Lenk winkel und der Fahrzeuggeschwindigkeit berechnet wird, und einem Ist-Gierwinkel detektiert wird, und das letztgenannte Dokument zeigt eine Technik, bei der die Antriebskraftver teilung zwischen Vorder- und Hinterrädern oder zwischen dem linken und rechten Rad variabel gesteuert wird, indem eine Änderung der Lenkcharakteristik über die Zeit aus einem Lenkwinkel, einer Fahrzeuggeschwindigkeit und dem Ist-Gier winkel berechnet wird.

Bei diesen bekannten Techniken beispielsweise nach der JP 63-13824 A ist jedoch, da der Kurvenfahrzustand nur durch die Querbeschleunigung detektiert wird, der steuerbare Bereich auf einen sogenannten linearen Reifenhaftungsbereich begrenzt, in dem sich die Seitenkraft proportional zu einem Schräglaufwinkel des Reifens ändert. Wenn also das Fahrzeug auf einer Straße mit kleinem Haftreibungsbeiwert bzw. Reibwert fährt und in einen solchen Grenzbereich gelangt, daß die Reifenhaftkraft eine Grenze erreicht und die Räder des Fahrzeugs durchzudrehen beginnen, ändert sich die Seitenkraft auf nichtlineare Weise, und die Ist-Querbeschleunigung ändert sich willkürlich ent sprechend dem Fahrzeugverhalten in einem Durchdrehzustand, so daß ein Kurvenfahrzustand des Fahrzeugs nicht exakt beurteilt werden kann. Da außerdem in den angegebenen Dokumenten JP 61-229616 A und JP 3-74221 A der Kurvenfahrzustand des Fahr zeugs aufgrund eines Signals von einem Gierwinkelsensor beurteilt wird, ist zu erwarten, daß das Fahrzeugverhalten zwar präziser als bei der JP 63-13824 A beurteilt werden kann, aber dieser Stand der Technik ist hinsichtlich der Steuerung im Grenzbereichszustand immer noch unzureichend.

Aus der DE 41 12 638 A1 ist eine Einrichtung zur Steuerung der Drehmomentverteilung für allradgetriebene Fahrzeuge vorbekannt, wobei dort die Kurvenfahrt des Fahrzeugs verbessert werden soll. Dies wird dadurch erreicht, daß zunächst ein Soll-Giermaß auf der Basis des Lenkwinkels und der Fahrzeuggeschwindigkeit ermittelt wird und durch einen entsprechenden Sensor eine Prüfung dergestalt erfolgt, ob das jeweilige Ist-Giermaß das Soll-Giermaß überschreitet. Die Drehmomentverteilung wird dann so geregelt, daß das Ist-Giermaß nahezu dem Soll-Giermaß entspricht bzw. diesem angenähert wird.

Mit dieser Lösung ist zwar eine mittelbare Reaktion auf geänderte Fahrbahnverhältnisse bzw. Reibwerte möglich, jedoch erfolgt keine Schätzung der Reibwerte, die zur laufenden Vorgabe der Antriebskraft-Verteilungswerte genutzt werden, um quasi vorausschauend eine Einstellung auf die gegebenen Bedingungen zu ermöglichen.

Es ist daher Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren zum Steuern der Antriebskraft-Verteilung zwischen Vorder- und Hinterachse und/oder zwischen den Rädern der Achse eines Kraftfahrzeugs anzugeben, wobei das betreffende Fahrzeug mit verbesserter Lenkstabilität unter allen Fahrbahnbedingungen sowohl bei Geradeausfahrt als auch bei Kurvenfahrt exakt angetrieben werden kann, ohne daß ein Ausbrechen des Fahrzeugs oder ein Durchdrehen der angetriebenen Räder auftritt.

Die Lösung der Aufgabe der Erfindung erfolgt mit einem Ver fahren gemäß den Merkmalen nach Anspruch 1, wobei der Unter anspruch eine Ausgestaltung und Weiterbildung des Verfahrens nach diesem Hauptanspruch umfaßt.

Die Erfindung wird nachstehend anhand der Beschreibung von Ausführungsbeispielen und unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen näher erläutert. Die Zeichnungen zeigen in:

Fig. 1 ein Blockdiagramm, das Einrichtungen zeigt, die ein Antriebskraftverteilung-Steuersystem gemäß der Erfindung zur Verteilung der Antriebskraft auf Vorder- und Hinterräder eines Fahrzeugs bilden;

Fig. 2 ein Diagramm, das die Kraftübertragung eines Fahr zeugs mit Allradantrieb und ein hydraulisches Steuersystem dafür gemäß der Erfindung zeigt;

Fig. 3 ein Diagramm eines zweirädrigen Fahrzeugmodells in der Seitenbewegung;

Fig. 4 ein Blockdiagramm, das die Fahrbahnreibwert-Schätz einrichtung gemäß Fig. 1 zeigt;

Fig. 5 ein Diagramm der Beziehung zwischen dem Seiten kraftbeiwert und dem Schräglaufwinkel des Reifens;

Fig. 6 ein Blockdiagramm, das die Einrichtungen zum Steuern der Antriebskraftverteilung gemäß der Erfindung auf das linke und das rechte Hinterrad eines Fahrzeugs zeigt; und

Fig. 7 ein Diagramm eines zweirädrigen Fahrzeugmodells in der Kurvenfahrbewegung.

Unter Bezugnahme auf Fig. 2 wird nachstehend das Prinzip des Aufbaus der Kraftübertragung für ein Fahrzeug mit Allradantrieb beschrieben, bei dem die Steuerung der Antriebskraftverteilung auf Vorder- und Hinterräder sowie auf linke und rechte Räder möglich ist.

Dabei sind vorgesehen ein Motor 1, eine Kupplung 2, ein Ge triebe 3, eine Abtriebswelle 4 des Getriebes 3 und ein Zwi schendifferential 20. Die Abtriebswelle 4 des Getriebes 3 verbindet das Getriebe 3 mit dem Zwischendifferential 20. Das Zwischendifferential 20 ist über eine Frontantriebswelle 5 mit einem Vorderachsdifferential 7 verbunden, das ein linkes Vorderrad 9L und ein rechtes Vorderrad 9R durch eine An triebsachse 5 treibt. Eine Heckantriebswelle 6 und eine Gelenkwelle oder Kardanwelle 10 verbinden das Zwischendiffe rential 20 und das Hinterachsdifferential 11 miteinander, das ein linkes Hinterrad 13L und ein rechtes Hinterrad 13R über eine Antriebsachse 12 treibt.

Das Hinterachsdifferential 11 besteht aus Kegelrädern, und bei dieser Ausführungsform ist eine hydraulische Hinterachs- Lamellenkupplung 28 als Differentialbegrenzungseinheit zwischen einem Differentialgehäuse 11a und einem Achswellenkegelrad 11b des Hinterachsdifferentials 11 vorgesehen. Wenn eine Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft der Hinterachs kupplung 28 Null ist, wird die Drehkraft gleichmäßig auf das linke Hinterrad 13L und das rechte Hinterrad 13R verteilt, und wenn die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft erzeugt wird und einen Wert Td annimmt, wird die Drehkraft um den Wert Td von einem schnellaufenden Rad zu einem langsamlaufenden Rad umverteilt, und wenn eine Differentialsperre bei dem Höchstwert der Differentialbegrenzungsdrehkraft Td wirksam wird, wird die Drehkraft auf die beiden Räder 13L, 13R nach Maßgabe eines Produkts W.µ aus einer Last W, die auf das linke Hinterrad 13L bzw. das rechte Hinterrad 13R aufgebracht wird, und einem Reibwert µ der Fahrbahn verteilt.

Das Zwischendifferential 20 ist aus einem Verbundplanetenge triebe aufgebaut und weist folgendes auf: ein erstes Sonnenrad 21, das auf der Abtriebswelle 4 des Getriebes 3 befestigt ist, ein zweites Sonnenrad 22, das auf der Heckantriebswelle 6 befestigt ist, eine Vielzahl von Ausgleichsradachsen 23, die um diese Sonnenräder 21, 22 herum angeordnet sind, ein erstes Ausgleichsrad 23a, das auf der Ausgleichsradachse 23 befestigt ist und mit dem ersten Sonnenrad 21 kämmt, und ein zweites Ausgleichsrad 23b, das auf der Ausgleichsradachse 23 befestigt ist und mit dem zweiten Sonnenrad 22 kämmt.

Ferner weist das Planetengetriebe auf: ein Antriebsrad 25, das auf der Abtriebswelle 4 drehbar angebracht ist, einen Planeten träger 24, der an dem Antriebsrad 25 befestigt und mit der Ausgleichsradachse 23 drehbar verbunden ist, und ein angetriebenes Rad 26, das an der Frontantriebswelle 5 befestigt ist und mit dem Antriebsrad 25 kämmt. In dem so aufgebauten Zwischendifferential wird die Eingangsdrehkraft zum ersten Sonnenrad 21 in einem vorbestimmten Referenz-Drehkraftvertei lungsverhältnis auf den Planetenträger 24 und das zweite Sonnenrad 22 aufgeteilt, und die zwischen der Vorder- und der Hinterachswelle erzeugte Rotationsdifferenz, wenn das Fahrzeug eine Kurve durchfährt, wird durch die Planetenrotation der Ausgleichsradachse 23 absorbiert. Das Referenz-Drehkraftver teilungsverhältnis kann mit einem gewünschten Wert bestimmt werden durch Wahl der miteinander in Eingriff befindlichen Teilkreise der Sonnenräder 21, 22 und der Ausgleichsräder 23a, 23b. Wenn et das Referenz-Drehkraftverteilungsverhältnis, TF die Vorderraddrehkraft und TR die Hinterraddrehkraft ist, dann ist es möglich, das Referenz-Drehkraftverteilungsverhältnis et beispielsweise wie folgt zu bestimmen:

Formel 1

TF : TR = 34 : 66

In diesem Fall versteht es sich, daß das Drehkraftvertei lungsverhältnis so vorgegeben ist, daß auf die Hinterräder eine größere Drehkraft als auf die Vorderräder aufgebracht wird.

Eine als hydraulische Reibungskupplung vom Lamellentyp aus gebildete zentrale Kupplung 27 ist dem Zwischendifferential 20 unmittelbar nachgeschaltet. Die zentrale Kupplung 27 umfaßt eine Trommel 27a, die koaxial an dem Planetenträger 24 befestigt ist, und eine Nabe 27b, die koaxial an der Heck antriebswelle 6 befestigt ist. Durch Steuerung der zentralen Kupplung 27 wird eine Differentialbegrenzungsdrehkraft Tc erzeugt, um den Ausgleichsbetrieb des Zwischendifferentials 20 zu begrenzen, und außerdem wird es möglich, die Drehkraft von Hinterrädern auf Vorderräder sowie von Vorderrädern auf Hinter räder zu übertragen.

Im Fall eines Frontmotors, wobei WF ein Vorderradgewicht, WR ein Hinterradgewicht und ew ein statisches Gewichtsvertei lungsverhältnis zwischen dem Vorderradgewicht WF und dem Hinterradgewicht WR ist, soll ew wie folgt angenommen werden:

Formel 2

WF : WR = 62 : 38

Wenn die zentrale Kupplung vollständig eingerückt ist und die Reibwerte der Vorder- und Hinterräder auf der Fahrbahn einander gleich sind, wird die Drehkraft zwischen den Vorder- und den Hinterrädern mit dem in der Formel (2) ausgedrückten Verhältnis verteilt. Da aber die Drehkraft auch mit dem in der Formel (1) ausgedrückten Verhältnis verteilt werden kann, kann das Dreh kraftverteilungsverhältnis in einem weiten Bereich zwischen (1) und (2) nach Maßgabe der Differentialbegrenzungsdrehkraft Tc der zentralen Kupplung 27 gesteuert werden.

Als nächstes werden das hydraulische Steuersystem zur Steuerung der zentralen Kupplung 27 und der Hinterachskupplung 28 beschrieben.

Die hydraulische Steuereinrichtung für die zentrale Kupplung umfaßt eine Hydraulikpumpe 30 zur Erzeugung von hydraulischem Druck, einen Druckregler 31 zur Regelung des hydraulischen Drucks, eine Hydraulikleitung 33, ein Hilfssteuerventil 36 zur weiteren Regelung des hydraulischen Drucks, eine Hydraulik leitung 38, eine Drossel 37, ein Betriebs-Magnetventil 40 zum Erzeugen eines Betriebsdrucks Pd und ein Kupplungssteuerventil 34 zum Betätigen der zentralen Kupplung 27 nach Maßgabe des Betriebsdrucks Pd. Das heißt also, daß die Differentialbegren zungsdrehkraft Tc nach Maßgabe des Werts des Betriebsdrucks Pd variabel gesteuert wird.

Andererseits umfaßt die hydraulische Steuereinrichtung 32' für die Hinterachskupplung ein Betriebs-Magnetventiil 40' zum Erzeugen eines Betriebsdrucks Pd und ein Kupplungssteuerventil 34' zusätzlich zu der Hydraulikpumpe 31, dem Hilfsteuerventil 36 und anderen Elementen, die gemeinsam mit der hydraulischen Kupplungssteuereinrichtung vorgesehen sind. Die Differentialbe grenzungsdrehkraft Td der Hinterachskupplung 28 wird nach Maß gabe des Betriebsdrucks Pd auf die gleiche Weise wie bei der Steuereinrichtung für die zentrale Kupplung variabel gesteuert.

Als nächstes wird die Steuerung des Antriebskraftverteilung- Steuersystems beschrieben, wobei zuerst die Steuerung der Antriebskraftverteilung auf die Vorder- und Hinterräder er läutert wird.

Wenn sich die Reifencharakteristik in einem linearen Bereich befindet, sind die Seitenkraftbeiwerte der Vorder- und der Hinterräder konstant, wenn aber das Fahrzeug ein Grenzverhalten wie etwa ein "Durchdrehen" infolge einer verlorengegangenen Reifenhaftung bzw. Bodenhaftung zeigt, während das Fahrzeug unter Beschleunigung eine Kurve auf einer Straße mit kleinem Reibwert durchfährt, wird die Seitenführungskraft des Reifens verringert. Das Steuersystem basiert auf dem Gedanken, daß es möglich ist, Reibwerte der Fahrbahn zu schätzen, indem die Verringerung der Seitenführungskraft des Reifens als eine Verringerung des Seitenkraftbeiwerts behandelt wird. Auf der Basis dieses Gedankens ist es außerdem möglich, die auf einen nichtlinearen Bereich der Reifencharakteristik erweiterte Fahrzeugbewegungsgleichung zu analysieren, wenn das Fahrzeug auf einer Fahrbahn mit kleinem Reibwert fährt.

Nach der Theorie des Reibungskreises ist es bekannt, daß die Seitenführungskraft des Reifens durch die Antriebskraft be einflußt wird und die Stabilität eines Fahrzeugs im nichtli nearen Schlupfbereich aufgrund des Stabilitätsfaktors von Lenkcharakteristiken beurteilt werden kann.

Daher wird also zuerst ein Reibwert der Fahrbahn geschätzt durch Erhalt eines Seitenkraftbeiwerts von Vorder- und Hinterrädern in einem nichtlinearen Bereich, und zwar auf der Basis von verschiedenen Parametern, und ein kritisches Verhalten des Fahrzeugs wird zahlenmäßig durch Anwendung des Stabilitätsfaktors ausgedrückt. Außerdem können Charakte ristiken der Fahrzeugbewegung im linearen Berich präzise erfaßt werden durch die Analyse von Fahrzeugbewegungsgleichungen auf der Basis der Antriebskraft, von Fahrbedingungen, des Reibwerts der Fahrbahn und des Stabilitätsfaktors. Es ist somit möglich, die Stabilität des Fahrzeugs zu verbessern, beispielsweise ein Durchdrehen des Fahrzeugs zu verhindern, indem die Antriebskraftverteilung auf die Vorder- und Hinterräder so gesteuert wird, daß immer ein konstanter Stabilitätsfaktor erhalten wird.

Es ist infolgedessen wichtig, den Seitenkraftbeiwert der Vorder- und Hinterräder in dem nichtlinearen Bereich auf der Basis von verschiedenen Parametern zu erhalten und einen Reibwert der Fahrbahn auf der Basis des Seitenkraftbeiwerts zu schätzen. Der Seitenkraftbeiwert kann aus einem Lenkwinkel, einer Fahrzeuggeschwindigkeit und einem Ist-Gierwinkel erhalten werden. Bei einer Methode zum Schätzen eines Reibwerts der Fahrbahn wird beispielsweise der Seitenkraftbeiwert geschätzt durch Vergleich des aus der Fahrzeugbewegungsgleichung errech neten Gierwinkels mit dem Ist-Gierwinkel auf On-line-Basis. Dabei wird der Seitenkraftbeiwert nach der Methode der Para metereinstellung entsprechend einer Theorie der adaptiven Steuerung berechnet, wie noch beschrieben wird.

Zuerst wird eine Gleichung der seitlichen Fahrzeugbewegung gebildet unter Anwendung eines Fahrzeugbewegungsmodells, wie es in Fig. 3 gezeigt ist. Die Gleichung wird wie folgt ge schrieben:

Formel 3

2Cf + 2Cr = M.Gy,

mit Cf, Cr = Seitenführungskraft des linken bzw. rechten Rads; M = Fahrzeuggewicht; und Gy = Querbeschleunigung.

Andererseits wird eine Gleichung der Fahrzeugbewegung um den Schwerpunkt wie folgt geschrieben:

Formel 4

2Cf..Lf - 2Cr..Lr = Iz.,

mit Lf, Lr = Abstand von dem Schwerpunkt zu dem Vorder- bzw. dem Hinterrad; Iz = Gierträgheitsmoment des Fahrzeugs; und γ = Gierwinkel.

Die Querbeschleunigung Gy wird wie folgt geschrieben:

Formel 5

Gy = y + .γ,

mit V = Fahrzeuggeschwindigkeit und Vy = Seitenschlupfge schwindigkeit.

Ferner haben zwar die Seitenführungskräfte Cf, Cr ein An sprechverhalten wie eine zeitliche Verzögerung erster Ordnung, aber bei Vernachlässigung dieser Verzögerung werden die Seitenführungskräfte wie folgt geschrieben:

Formel 6

Cf = K.αf, Cr = Kr.αr,

mit Kf, Kr = Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinter rads; und αf, αr = Seitenschlupfwinkel des Vorder- bzw. des Hinterrads.

Wenn andererseits der Gedanke eines äquivalenten Seiten kraftbeiwerts unter Berücksichtigung der Auswirkungen von Wanken des Fahrzeugs oder der Radaufhängung eingeführt wird, werden die Seitenschlupfwinkel αf, αr wie folgt geschrieben:

Formel 7

mit δf, δr = Lenkwinkel des Vorder- bzw. des Hinterrads und n = Lenkgetriebeverhältnis.

Die obigen Gleichungen (3) bis (7) sind fundamentale Bewe gungsgleichungen.

Verschiedene Parameter werden geschätzt, indem diese Glei chungen als Zustandsvariable ausgedrückt werden und eine Parameterjustiermethode auf die Theorie der adaptiven Steuerung angewandt wird. Der Seitenkraftbeiwert wird aus den so geschätzten Parametern erhalten. Hinsichtlich der Parameter eines tatsächlich gebauten Fahrzeugs gibt es ein Fahrzeuggewicht, ein Gierträgheitsmoment und dergleichen. Bei der Ent wicklung der Theorie werden diese Fahrzeugparameter als kon stant angenommen, und nur der Seitenkraftbeiwert wird als variabel angenommen. Der Seitenkraftbeiwert des Reifens ist entsprechend einer Nichtlinearität der Querkraft gegen den Schlupfwinkel, einer Auswirkung des Reibwerts der Fahrbahn, einer Auswirkung der Gewichtsverlagerung und dergleichen veränderlich. Wenn a ein durch die Änderung des Gierwinkels γ geschätzter Parameter und b ein aufgrund des Vorderrad-Lenk winkels δf geschätzter Parameter ist, werden die Seiten kraftbeiwerte der Vorder- und Hinterräder Kf, Kr beispielsweise wie folgt geschrieben:

Formel 8

Kf = b.Iz.n/2Lf

Kr = (a.Iz + Lf.Kf)/Lr.

Der Seitenkraftbeiwert des Vorder- und des Hinterrads Kf, Kr im nichtlinearen Bereich werden geschätzt durch Substitution der Fahrzeuggeschwindigkeit V, des Lenkwinkels δf und des Gierwinkels γ in die vorgenannten Gleichungen. Außerdem wird durch Vergleich der so geschätzten Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr mit denjenigen auf einer Fahrbahn mit großem Reibwert für jeden vorderen und hinteren Reifen, beispielsweise auf die nach stehende Weise, ein Reibwert µ der Fahrbahn berechnet, und ebenfalls auf der Basis des berechneten Reibwerts µ wird ein geschätzter Reibwert E im nichtlinearen Bereich mit hoher Genauigkeit bestimmt.

Formel 9

µf = Kf/KfO

µr = Kr/KfO,

mit µf, µr = Reibwert des Vorder- bzw. des Hinterrads; Kf, Kr = geschätzter Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinterrads; und KfO, KrO = äquivalenter Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinterrads auf der Fahrbahn mit großem Reibwert. Dabei sind die äquivalenten Seitenkraftbeiwerte KfO, KrO Reibwerte, die gegeben sind durch Korrektur der Reifen charakteristik, von der angenommen wird, daß sie eine Seiten führungskraft erzeugt, die zu dem Schlupfwinkel proportional ist, und zwar in einem Bereich, in dem ein Reifenschlupfwinkel aufgrund der Charakteristiken der Fahrzeugaufhängung u. a. sehr klein ist.

Die vorstehenden Gleichungen sind wie folgt zu verstehen:
Wenn das Fahrzeug bei voller Reifenhaftung auf einer Fahrbahn mit großem Reibwert fährt und dabei sowohl die Vorder- als auch die Hinterräder im linearen Bereich der Reifencharakteristik liegen, können die geschätzten Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr als gleich den äquivalenten Seitenkraftbeiwerten KfO bzw. KrO angesehen werden, und infolgedessen werden die Reibwerte µs mit 1,0 geschätzt. Wenn das Fahrzeug nach außen schiebt bzw. driftet, wird der Schräglaufwinkel des Vorderrads sehr groß, und daher wird, wie in Fig. 5 gezeigt ist, geschätzt, daß der geschätzte Seitenkraftbeiwert Kf = Vorderrad-Seitenführungs kraft/Vorderrad-Schräglaufwinkel äußerst klein wird. Wenn das Fahrzeug bzw. ein Rad durchdreht, wird ebenfalls der geschätzte Seitenkraftbeiwert Kr = Hinterrad-Seitenführungskraft/Hinter rad-Schräglaufwinkel äußerst klein. Um dieses Problem zu vermeiden, legt man den größeren der geschätzten Reibwerte für die Vorder- und Hinterräder als einen geschätzten Reibwert "E" der Fahrbahnoberfläche fest.

Als nächstes wird der Fall beschrieben, daß die Drehkraft zwischen den Vorder- und Hinterrädern aufgeteilt wird.

Die Bewegungsgleichung eines Fahrzeugs kann analysiert werden, indem sie auf den nichtlinearen Bereich ausgedehnt wird unter Nutzung der Fahrzeuggeschwindigkeit V, des Gierwinkels γ, des Eingangsdrehmoments Ti, des Soll-Stabilitätsfaktors At, des geschätzten Reibwerts E der Fahrbahn u. a. Das Drehkraftver teilungsverhältnis α zwischen den Vorder- und Hinterrädern wird nach Maßgabe der folgenden Bewegungsgleichungen des Fahrzeugs berechnet.

Formel 10

α sollte in diesem Fall 0 ≦ α ≦ 1 sein.

Bei α < 1 wird α als 1 belassen, und bei α < 0 wird α als 0 belassen.

Gx' = (Ti.Gt/Rt)/(W/g)

Gy' = V.γ

mit Gx' geschätzte Längsbeschleunigung; Gy' = geschätzte Querbeschleunigung; W = Fahrzeuggewicht; θ = Höhe des Schwer punkts; L = Radstand; Lf = Entfernung zwischen dem Schwerpunkt und dem Vorderrad; Lr = Entfernung zwischen dem Schwerpunkt und dem Hinterrad; KfO, KrO = äquivalente Seitenkraftbeiwerte der Vorder- bzw. der Hinterräder im linearen Bereich; Kfc, Krc = Gewichtsabhängigkeit des Seitenkraftbeiwerts, der durch die Aufstandslast einem partiellen Differential unterliegt; Gt = Achsuntersetzung; Rt = Reifendurchmesser; Ti = Eingangsdreh kraft; At = Soll-Stabilitätsfaktor; At0 = Referenz-Soll stabilitätsfaktor (eine vorbestimmte Konstante, auf schwache Untersteuerung eingestellt); δf = Vorderrad-Lenkwinkel; Gγ = Gierwinkelzunahme; Δγ = Differenz zwischen dem Ist-Gierwinkel und dem Soll-Gierwinkel; und V = Fahrzeuggeschwindigkeit.

Auf der Basis der vorstehenden Gleichungen wird nachstehend das Steuersystem gemäß Fig. 1 beschrieben.

Verschiedene Daten, und zwar ein von einem Lenkwinkelsensor 42 erfaßter Lenkwinkel γf, eine von einem Fahrzeuggeschwin digkeitssensor 43 erfaßte Fahrzeuggeschwindigkeit V, ein von einem Gierwinkelsensor 44 erfaßter Gierwinkel γ, eine von einem Drehzahlsensor 45 erfaßte Motordrehzahl N, ein von einem Gaspedalwinkelsensor 46 erfaßter Gaspedalwinkel ϕ, eine von einem Getriebestellungssensor 47 erfaßte Getriebestellung P und eine vom Querbeschleunigungssensor 48 erfaßte Beschleunigung y werden in die Steuereinheit 50 eingegeben.

Unter Bezugnahme auf Fig. 4 wird die Reibwertschätzeinrichtung 51 beschrieben.

Das Prinzip dieser Ausführungsform basiert auf der Schätzung des Seitenkraftbeiwerts der Vorder- und Hinterräder unter Erweiterung des Seitenkraftbeiwerts auf einen nichtlinearen Bereich entsprechend der Theorie der adaptiven Steuerung, deren Variablen eine Abweichung der Querbeschleunigung und eine Abweichung des Ist-Gierwinkels umfassen. Das heißt, in dem adaptiven Beobachtungssystem, das den Lenkwinkel, die Fahrzeuggeschwindigkeit und den geschätzten Seitenkraftbeiwert umfaßt, wird der Seitenkraftbeiwert geschätzt durch Erweitern des Gierwinkels und der Querbeschleunigung auf den nicht linearen Bereich auf der Basis des Fahrzeugbewegungsmodells im linearen Bereich.

Die Fahrzeuggeschwindigkeit V, die von dem Fahrzeuggeschwin digkeitssensor 43 erfaßt wird, der Lenkwinkel δf, der von dem Lenkwinkelsensor 42 erfaßt wird, der Gierwinkel γ, der von dem Gierwinkelsensor 44 erfaßt wird, und die Querbeschleunigung Gy, die von dem Querbeschleunigungssensor 48 erfaßt wird, werden in die Reibwertschätzeinrichtung 51 eingegeben. Diese Einrichtung 51 hat eine Gierwinkel- und Querbeschleunigungs-Recheneinheit (adaptives Beobachtungssystem) 61, in die der Lenkwinkel δf, die Fahrzeuggeschwindigkeit V und der Seitenkraftbeiwert Kf, Kr der Vorder- und der Hinterräder eingegeben werden. In der Gier winkel- und Querbeschleunigungs-Recheneinheit 61 werden ein Gierwinkel γn und eine Querbeschleunigung Gyn berechnet, indem diese Parameter entsprechend dem Fahrzeugbewegungsmodell im linearen Bereich verwendet werden. Der berechnete Gierwinkel γn, die berechnete Querbeschleunigung Gyn, der erfaßte Gier winkel γ und die erfaßte Querbeschleunigung Gy werden in eine Abweichungsrecheneinrichtung 62 eingegeben, in der die Abwei chung Δγ des berechneten Gierwinkels γn von dem erfaßten Gier winkel γ und eine Abweichung ΔG der berechneten Querbeschleuni gung Gyn von der erfaßten Querbeschleunigung Gy berechnet werden.

Diese Abweichungen Δγ und ΔG werden in eine Reifencharakte ristik-Steuereinrichtung (adaptive Steuereinrichtung) 63 eingegeben, in der die Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr der Vorder- und Hinterräder bei einem Grenzverhalten geschätzt werden. In einem Fall, in dem die Ist-Querbeschleunigung Gy verringert wird und ΔG positiv ist und somit beurteilt wird, daß das Fahrzeug in dem Grenzbereich nach außen schiebt oder durch dreht, sollten dabei die beiden Seitenkraftbeiwerte Kf und Kr verringert werden. In einem Fall dagegen, in dem ΔG negativ ist und daher beurteilt wird, daß das Fahrzeug nach innen drückt, sollten sowohl Kf als auch Kr vergrößert werden. In einem Fall, in dem der Ist-Gierwinkel γ kleiner wird und Δγ positiv ist, so daß beurteilt wird, daß das Fahrzeug nach außen schiebt, sollte der Seitenkraftbeiwert Kf der Vorderräder verringert und Kr der Hinterräder vergrößert werden. In einem Fall, in dem der Ist-Gierwinkel γ zunimmt und Δγ negativ ist, so daß beurteilt wird, daß das Fahrzeug durchdreht, sollte Kf der Vorderräder vergrößert und Kr der Hinterräder verringert werden. In der nachstehenden Tabelle ist zusammengefaßt, wie die Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr nach Maßgabe des Zustands beider Abweichungen Δγ, ΔG korrigiert werden.

Tabelle 1

Wie Fig. 5 zeigt, werden die Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr, die dem Nach-Außen-Schieben oder Durchdrehen des Fahrzeugs im Grenzbereich entsprechen, in jedem Augenblick dadurch exakt bestimmt, daß die vorher erhaltenen Seitenkraftbeiwerte um ein vorbestimmtes Inkrement entsprechend der Tabelle 1 verringert oder vergrößert werden.

Somit werden geschätzte Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr der Vorder- und Hinterräder in die Reibwertbestimmungseinrichtung 64 eingegeben, und der Reibwert der Vorder- und Hinterräder wird jeweils durch Vergleich der geschätzten Seitenkraftbeiwerte mit denjenigen der Fahrbahn mit großem Reibwert geschätzt. Der geschätzte Reibwert E ist unter den obigen geschätzten Reib werten ein größerer Reibwert.

Bei der Ausführungsform berechnet die Gierwinkel- und Querbe schleunigungs-Recheneinheit 61 der Reibwertschätzeinrichtung 51 den Gierwinkel γn und die Querbeschleunigung Gyn auf der Basis des Lenkwinkels δf, der Fahrzeuggeschwindigkeit V, der geschätzten Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr im vorhergehenden Augenblick, und die Abweichungsrecheneinrichtung 62 berechnet die Abweichung Δγ des Ist-Gierwinkels γ von dem berechneten Gierwinkel γn und die Abweichung ΔG der Ist-Querbeschleunigung Gy von der berechneten Querbeschleunigung Gyn. Ferner schätzt die Reifencharakteristik-Steuereinrichtung 63 die momentanen Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr auf der Basis der Korrektur des Seitenkraftbeiwerts nach Maßgabe des Zustands der beiden Abweichungen Δγ und ΔG. Wenn das Fahrzeug auf der Fahrbahn mit kleinem Reibwert nach außen schiebt oder durchdreht, wird das Fahrzeugverhalten als die Abweichung Δγ des Gierwinkels und die Abweichung ΔG der Querbeschleunigung detektiert, und die Seitenkraftbeiwerte Kf, Kr der Vorder- und Hinterräder in einem Zustand des seitlichen Schlupfs können mit hoher Präzision geschätzt werden.

In der Sollgierwinkel-Bestimmungseinrichtung 52 wird der Soll- Gierwinkel γt auf der Basis der eingegebenen Daten, und zwar des Lenkwinkels δf und der Fahrzeuggeschwindigkeit V, bestimmt. Der Soll-Gierwinkel δt und der Ist-Gierwinkel γ werden in eine Soll-Lenkcharakteristik-Bestimmungseinrichtung 53 eingegeben, in der der Soll-Stabilitätsfaktor At der Lenkcharakteristik bestimmt und nach Maßgabe der Differenz zwischen beiden Gier winkeln γt und γ korrigiert wird. Dabei wird der Stabilitäts faktor so bestimmt, daß er eine geringfügig schwache Unter steuerungs-Charakteristik bei durchschnittlichen Fahrzeugen hat. Wenn daher das Fahrzeug durchdreht oder nach außen schiebt, wird der Stabilitätsfaktor At zahlenmäßig entsprechend der Änderung des Ist-Gierwinkels γ festgelegt.

Andererseits wird in der Eingangsdrehkraft-Schätzeinrichtung 54 eine Motorausgangsleistung Te aus den eingegebenen Daten, und zwar der Motordrehzahl N und dem Gaspedalöffnungswinkel ϕ, geschätzt, und eine Eingangsdrehkraft Ti des Zwischendifferen tials wird berechnet durch Multiplikation der geschätzten Motorausgangsleistung Te mit einem Übersetzungsverhältnis g in der Getriebestellung P.

Diese Daten, also Fahrzeuggeschwindigkeit V, Ist-Gierwinkel γ, Eingangsdrehkraft Ti, Soll-Stabilitätsfaktor At und geschätzter Reibwert E, werden einer Drehkraftverteilungsverhältnis- Recheneinrichtung 55 zugeführt, in der das Drehkraftvertei lungsverhältnis α zwischen den Vorder- und den Hinterrädern unter Anwendung der obigen Gleichungen berechnet wird. Das Drehkraftverteilungsverhältnis α und die Eingangsdrehkraft Ti werden in eine Differentialbegrenzungsdrehkraft-Rechenein richtung 56 eingegeben, in der eine Zwischendifferential- Begrenzungsdrehkraft Tc nach der folgenden Gleichung berechnet wird:

Tc = (α - Di).Ti,

mit Di = Referenz-Drehkraftverteilungsverhältnis, das durch die Kombination von Planetenrädern des Zwischendifferentials 20 bestimmt ist, wie bereits beschrieben wurde. Bei dieser Ausführungsform wird die Gewichtsverteilung zwischen den Vorder- und Hinterrädern auf die Hinterräder hin gerichtet. Wenn die Gewichtsverteilung auf die Vorderräder hin gerichtet wird, wird die obige Gleichung wie folgt umgeschrieben:

Tc = (Di - α).Ti.

Wenn die berechnete Zwischendifferential-Begrenzungsdrehkraft Tc negativ ist, bleibt in diesen Gleichungen Tc = 0. Die so berechnete Drehkraft Tc wird in der Recheneinrichtung 56 für die Zwischendifferential-Begrenzungsdrehkaft in ein Drehkraft signal umgewandelt, und das Drehkraftsignal wird einer Ein schaltdauer-Umwandlungseinrichtung 57 zugeführt, in der es in eine bestimmte Einschaltdauer D umgewandelt wird, und diese Einschaltdauer wird an das Magnetventil 40 abgegeben.

Als nächstes wird die Betriebsweise beschrieben.

Zuerst wird die Ausgangsleistung des Motors 1 durch die Kupplung 2 in das Getriebe geleitet, und die umgewandelte Leistung wird dem ersten Sonnenrad 21 des Zwischendifferentials 20 zugeführt. Da, wie zuvor beschrieben, das Referenz- Drehkraftverteilungsverhältnis et so vorgegeben ist, daß es auf die Hinterräder hin gerichtet ist, wird die Antriebskraft an den Planetenträger 24 und das zweite Sonnenrad 22 mit diesem Drehkraftverteilungsverhältnis abgegeben. Wenn die zentrale Kupplung 27 ausgerückt wird, wird die Antriebskraft mit diesem Verteilungsverhältnis et auf die Vorder- und Hinterräder übertragen.

Infolgedessen zeigt das Fahrzeug ein Fahrverhalten wie ein Fahrzeug mit Frontmotor/Heckantrieb. Da das Zwischendiffe rential 20 frei ist, kann das Fahrzeug ungehindert Kurven fahren, während gleichzeitig darin die Rotationsdifferenz zwischen den Vorder- und den Hinterrädern absorbiert wird. Wenn dabei das Einschaltdauersignal von der Steuereinheit 50 an das Magnetventil 40 abgegeben wird, wird von der hydraulischen Steuereinrichtung 32 die Differentialbegrenzungsdrehkraft Tc erzeugt. Die Drehkraft Tc umgeht das zweite Sonnenrad und den Planetenträger 24 und wird auf die Vorderräder übertragen. Infolgedessen wird auf die Vorderräder eine größere Drehkraft als auf die Hinterräder verteilt, so daß die zu den Vorder rädern hin gerichtete Drehkraftverteilung erhalten wird.

Während das Fahrzeug fährt, werden Signale betreffend den Lenkwinkel δf die Fahrzeuggeschwindigkeit V und den Ist- Gierwinkel γ in die Steuereinheit 50 eingegeben, und das Fahrzeugverhalten wird ständig beobachtet. Wenn das Fahrzeug auf einer Straße fährt, deren Fahrbahndecke einen großen Reibwert hat, fällt der Ist-Gierwinkel γ annähernd mit dem Soll-Gierwinkel γt zusammen, der auf der Basis des Lenkwinkels δf und der Fahrzeuggeschwindigkeit V in der Sollgierwinkel- Bestimmungseinrichtung 52 bestimmt wird. Infolgedessen ist der Stabilitätsfaktor At mit schwacher Untersteuerung vorgegeben, und die Lenkcharakteristik des Fahrzeugs wird ständig auf schwacher Untersteuerung gehalten.

Die von der Fahrbahnreibwert-Schätzeinrichtung 51 berechneten geschätzten Reibwerte E werden zu der Drehkraftverteilungs verhältnis-Recheneinrichtung 55 übertragen, in der das Dreh kraftverteilungsverhältnis α auf der Basis der folgenden Daten berechnet wird: dieses berechneten Reibwerts E, der Fahrzeug geschwindigkeit V, des Ist-Gierwinkels γ, des Stabilitäts faktors At und der Eingangsdrehkraft Ti.

Bei Geradeausfahrt des Fahrzeugs wird das Drehkraftvertei lungsverhältnis α primär auf der Basis der Eingangsdrehkraft Ti und der geschätzten Längsbeschleunigung Gx' bestimmt.

Wenn das Fahrzeug Kurven durchfährt, wird das Drehkraftver teilungsverhältnis α primär auf der Basis der Fahrzeugge schwindigkeit V und der geschätzten Querbeschleunigung Gy' bestimmt, die durch den Ist-Gierwinkel γ bestimmt ist. Da der Ist-Gierwinkel γ einer Rückführungsregelung unterworfen ist, wird das Steuersytem durch Störungen oder Regelungsfehler nicht beeinflußt.

Wenn das Fahrzeug auf der Fahrbahn mit kleinem Reibwert eine Kurve durchfährt bzw. dreht und die Drehkraft stärker auf die Hinterräder als auf die Vorderräder verteilt wird, wird zuerst die Seitenführungskraft des Reifens auf der Hinterradseite infolge einer übermäßigen Traktion der Hinterräder verringert, und infolgedessen haben die Hinterräder in Querrichtung Schlupf. Wenn dann schließlich die Reifenhaftung einen Grenz wert überschreitet und das Fahrzeug durchzudrehen beginnt, werden in der Fahrbahnreibwertschätzeinrichtung 51 die Seiten kraftbeiwerte Kf, Kr der Vorder- und Hinterräder auf der Basis des Lenkwinkels δf, der Fahrzeuggeschwindigkeit V und des Ist- Gierwinkels γ entsprechend dem Fahrzeugverhalten geschätzt. Für jedes der Vorder- und Hinterräder wird der Reibwert der Fahr bahn berechnet durch Vergleich des Reibwerts mit demjenigen der Fahrbahn mit dem höchsten Reibwert, und unter den so berech neten Reibwerten wird der höchste ausgewählt. Dieser höchste Reibwert ist der geschätzte Reibwert E.

In der Soll-Lenkcharakteristik-Bestimmungseinrichtung 53 wird ferner der Soll-Stabilitätsfaktor At entsprechend der oben beschriebenen Gleichung (15) bestimmt, und zwar auf der Basis der Gierwinkelzunahme Gγ, die durch die Gierwinkelzunahme- Bestimmungseinrichtung 58 bestimmt ist, und der Differenz Δγ zwischen dem Ist-Gierwinkel γ und dem Soll-Gierwinkel γt, der von der Sollgierwinkel-Bestimmungseinrichtung 52 bestimmt wird. Wenn beispielsweise infolge des Durchdrehens des Fahrzeugs der Ist-Gierwinkel größer als der Soll-Gierwinkel wird, wird der Soll-Stabilitätsfaktor At größer als der Referenz-Sollstabili tätsfaktor AtO, d. h. der Soll-Stabilitätsfaktor At wird in Richtung einer stärkeren Untersteuerung korrigiert. Dann wird in der Drehkraftverteilungsverhältnis-Recheneinrichtung 55 das Drehkraftverteilungsverhältnis α berechnet und gesteuert, indem es zu den Vorderrädern hin gerichtet wird, und infolge dessen wird die Seitenführungskraft der Hinterräder größer, so daß ein Durchdrehen des Fahrzeugs verhindert wird.

Somit wird die Rückführungsregelung durch den Soll-Stabili tätsfaktor At so durchgeführt, daß der Ist-Gierwinkel mit dem Soll-Gierwinkel übereinstimmt, und somit wird das Fahrzeug verhalten jederzeit im Zustand einer günstigen schwachen Untersteuerung gehalten.

Als nächstes wird die Steuerung der Drehkraftverteilung zwi schen linken und rechten Rädern beschrieben. Dabei wird als Beispiel der Steuerung zwischen linken und rechten Rädern die Drehkraftverteilungssteuerung zwischen dem linken und dem rechten Hinterrad erläutert.

Das Drehkraftverteilungs-Steuersystem basiert auf dem nach stehenden Prinzip.

Wenn eine Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td während einer schnellen Kurvenfahrt bei unbetätigtem Gaspedal zunimmt, wird die Bremskraft des äußeren Hinterrads größer als die des inneren Hinterrads, und infolgedessen erzeugt die Differenz zwischen diesen Bremskräften ein Moment M, das darauf gerichtet ist, das Fahrzeug geradeaus zu fahren. Es ist bekannt, daß dieses Moment M wirksam ist, um ein Nach-Innen- Ziehen des Fahrzeugs zu verhindern. Andererseits kann das Ausmaß des Nach-Innen-Drückens aus der Abweichung des Ist- Gierwinkels γ von dem Soll-Gierwinkel γt beurteilt werden, den der Fahrer eines Fahrzeugs entsprechend der Fahrzeuggeschwin digkeit V und dem Lenkwinkel δf beim Durchfahren der Kurve bestimmt. Wenn das zahlenmäßige Ausmaß des Nach-Innen-Ziehens als eine Änderung des Stabilitätsfaktors identifiziert wird, kann das Nach-Innen-Ziehen durch Erzeugen eines Giermoments M verhindert werden, um so diese Änderung des Stabilitätsfaktors aufzuheben. Das heißt also, daß zur Vermeidung des Nach-Innen- Drückens die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td so bestimmt werden sollte, daß das Giermoment M erzeugt wird.

Zuerst wird der Soll-Gierwinkel γ wie folgt bestimmt.

Bei einem zweirädrigen Modell gemäß Fig. 7 werden Bewegungs gleichungen wie folgt geschrieben:

Formel 16

mv( + γ) = Cf + Cr

I = Lf.Cf - Lr.Cr

mit γ = Ist-Gierwinkel; β = Schräglaufwinkel des Fahrzeugs; V = Fahrzeuggeschwindigkeit (V ist konstant) m = Fahrzeugmasse; I = Gierträgheitsmoment; Cf, Cr = Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinterrads Lf, Lr = Abstand zwischen dem Schwerpunkt und einer Achse des Vorder- bzw. des Hinterrads.

Die Beziehung zwischen dem Seitenkraftbeiwert und dem Schräg laufwinkel des Reifens im linearen Bereich wird als Cf = 2Kf.αf, Cr = 2K.αr geschrieben, wobei Kf, Kr ein äqui valenter Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinterrads und αf, αr ein Schräglaufwinkel des Reifens des Vorder- bzw. des Hinterrads ist.

Unter Einführung der obigen Beziehung in die Gleichungen (Formel 16) werden die Bewegungsgleichungen ferner wie folgt geschrieben:

Formel 17

mv + 2(Kf + Kr)β + {mv + 2(LfKf - LrKr)/V}γ = 2Kfδf + 2Krδr

2(LfKf - LrKr)β + I + {2(Lf²Kf + Lr²Kr)/V}γ = 2LfKfδf - 2LrKrδr

Auf der Basis der obigen fundamentalen Fahrzeugbewegungs gleichungen wird der Soll-Gierwinkel γt erhalten.

Als nächstes wird erläutert, wie das Giermoment M und die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td berechnet werden.

Wenn die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td in Bewegungsgleichungen des zweirädrigen Fahrzeugmodells von Fig. 7 eingeführt wird, werden diese wie folgt geschrieben:

Formel 18

mv( + γ) = Cf + Cr (1)

I = LfCf - LrCr - M (2)

mit γ = Gierwinkel (variabel); β = Schräglaufwinkel des Fahr zeugs (variabel); m = Fahrzeugmasse; V = Fahrzeuggeschwindigk eit; Cf, Cr = Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinter rads; I = Gierträgheitsmoment; Lf, Lr = Abstand zwischen dem Schwerpunkt und einer Achse des Vorder- bzw. des Hinterrads M = durch die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft erzeugtes Moment.

Die Seitenführungskraft des Vorder- und des Hinterrads wird jeweils wie folgt geschrieben:

Formel 19

Cf = 2Kfαf

Cr = 2Krαr (3)

mit Cf, Cr = Seitenführungskraft des Vorder- bzw. des Hin terrads; Kf, Kr = Seitenkraftbeiwert des Vorder- bzw. des Hinterrads; _Óf, _Ór = ein Schräglaufwinkel des Reifens des Vorder- bzw. des Hinterrads.

Wenn die Lenkwinkel δf bzw. δr in die Reifenschräglaufwinkel αf bzw. αr substituiert werden, führt die Substitution der Gleichung (3) in die Gleichungen (1) und (2) zu den folgenden Gleichungen:

Formel 20

mv + 2(Kf + Kr)β + {mv + 2(LfKf - LrKr)/V}γ = 2Kfδf + 2Krδr (4)

2(LfKf - LrKr)β + I + {2(Lf²Kf + Lr²Kr)/V}γ + M = 2LfKfδf - 2LrKrδr (5)

Als nächstes werden die Charakteristiken des Fahrzeugs er läutert, wenn es auf einem fixierten Kreis fährt. In diesem Fall sind sowohl der Schräglaufwinkel β des Fahrzeugs als auch der Gierwinkel γ konstant, und Abweichungen davon läßt man Null sein. Die Gleichungen (4) und (5) werden wie folgt geschrieben:

Formel 21

2(Kf + Kr)β + {mv + 2(LfKf - LrKr)/v}γ = 2Kfδf (6)

2(LfKf - LrKr)β + {2(Lf²Kf + Lr²Kr)/v}γ + M = 2LfKfδf (7)

wobei der Lenkwinkel δf des Hinterrads Null sein sollte.

Die Gleichung (7) wird in die folgende Gleichung überführt:

Formel 22

2(LfKf - LrKr)β + {2(Lf²

Kf + Lr²

Kr)/v + M/γ}/γ = 2LfKfδf (8)

Die Lösung von γ ist durch die Gleichungen (6) und (8) wie folgt gegeben:

mit L = Radstand (Lf + Lr); γ auf der rechten Seite = vorher erhaltener Gierwinkel.

Damit die Gleichung (9) eine physikalische Bedeutung hat, ist die folgende Bedingung zu erfüllen:

Unter Einführung eines Stabilitätsfaktors A', der unter Er weiterung auf das Fahrzeug mit einer Hinterachsdifferential- Begrenzungssteuerung angewandt wird, erhält man die folgende Gleichung:

mit A = Stabilitätsfaktor in einem Fall, in dem die Hinter achsdifferential-Drehkraftbegrenzungssteuerung frei ist.

Wenn daher der Gierwinkel γ durch Nach-Innen-Ziehen vergrößert wird (Δγ < 0), wird die Abweichung ΔA des Stabilitätsfaktors wie folgt geschrieben:

In der obigen Gleichung bezeichnet Gγ eine Gierwinkelzunahme des Lenkwinkels δf des Vorderrads, und die Gierwinkelzunahme wird wie folgt geschrieben:

Infolgedessen wird das Moment M, das zur Aufhebung des Nach- Innen-Ziehens erforderlich ist, wie folgt geschrieben:

Ferner ist die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td wie folgt gegeben:

Formel 29

Td = (M/d).R

mit R = Reifendurchmesser und d = Lauffläche.

Unter Bezugnahme auf Fig. 6 wird nun die Funktionsweise des Drehkraftverteilung-Steuersystems beschrieben.

Signale des Gierwinkels γ, der von dem Gierwinkelsensor 44 erfaßt wird, des Lenkwinkels δf, der von dem Lenkwinkelsensor 42 erfaßt wird, und der Fahrzeuggeschwindigkeit V, die von dem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 43 erfaßt wird, werden in eine Steuereinheit 70 eingegeben. In der Steuereinheit 70 ist eine Gierwinkelzunahme-Bestimmungseinrichtung 71 vorgesehen, in der eine Gierwinkelzunahme Gγ des vorbestimmten Lenkwinkels δf des Vorderrads entweder aus den vorgenannten Gleichungen oder durch Lesen aus einer Tabelle bestimmt wird. Die Fahrzeuggeschwin digkeit V und der Lenkwinkel δf werden in eine Sollgierwinkel- Recheneinrichtung 72 eingegeben, in der ein Soll-Gierwinkel gt, der dem Fahrzustand auf der Fahrbahn mit großem Reibwert ent spricht, auf der Basis der vorgenannten Bewegungsgleichungen berechnet wird. Der berechnete Soll-Gierwinkel γt und der Ist- Gierwinkel g werden in eine Differenzrecheneinrichtung 62 eingegeben, in der die Differenz Δγ (Δγ = γ - γt mit Δγ < 0) berechnet wird. Somit wird ein Nach-Innen-Ziehen durch eine Zunahme des Ist-Gierwinkels γ detektiert, und außerdem wird das Ausmaß des Nach-Innen-Ziehens aus der Abweichung Δγ erhalten.

Die Gierwinkelzunahme Gγ und die Gierwinkelabweichung Δγ, die dem Ausmaß des Nach-Innen-Ziehens entsprechen, werden in eine Giermomentrecheneinrichtung 74 eingegeben. Darin wird zuerst eine Abweichung des Stabilitätsfaktors als ΔA erhalten unter Nutzung der Gierwinkelzunahme Gγ und der Gierwinkelabweichung Δγ. Da der Stabilitätsfaktor auf der leicht untersteuernden Seite vorgegeben ist, wird, wenn durch das Nach-Innen-Ziehen eine Gierwinkelabweichung Δγ erzeugt wird, die Abweichung Δγ des Stabilitätsfaktors zu einem negativen Wert (also auf der Übersteuerungsseite) entsprechend der Gierwinkelabweichung Δγ. Auf der Basis der berechneten Abweichung ΔA wird schließlich ein Giermoment M berechnet, das zur Aufhebung der Abweichung ΔA erforderlich ist.

Das Giermoment M wird in die Hinterachsdifferential-Begren zungsdrehkraft-Recheneinrichtung 75 eingegeben, in der eine Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td berechnet wird. Dieses Drehkraftsignal Td wird dann in der Einschaltdauer- Umwandlungseinrichtung 76 in eine Einschaltdauer D umgewandelt, und dann wird das Einschaltdauersignal D an das Magnetventil 40' abgegeben.

Die von dem Zwischendifferential 20 und der zentralen Kupplung 27 verteilte Drehkraft wird auf das Hinterachsdifferential 11 übertragen. Wenn die Hinterachskupplung 28 ausgerückt wird, verteilt das Hinterachsdifferential 11 die Antriebskraft gleichmäßig auf das linke Hinterrad 13L und das rechte Hinter rad 13R. Wenn ferner in diesem Fall das Gaspedal losgelassen wird, wird auch die Bremskraft gleichmäßig verteilt. Wenn die Hinterachskupplung 28 von der hydraulischen Steuereinrichtung 32' eingerückt wird, wird in der Hinterachskupplung 28 eine Differentialbegrenzungsdrehkraft Td erzeugt, und die Drehkraft verteilung zwischen dem linken und dem rechten Hinterrad 13L und 13L wird durch den Differentialbegrenzungsbetrieb geändert.

Wenn also die Antriebskraft aufgebracht wird, wird die Dreh kraft von dem schnellen Rad auf das langsame Rad (das Rad mit Haftung) entsprechend der Hinterachsdifferential-Begrenzungs drehkraft Td übertragen. Wenn dagegen die Drehgeschwindigkeit des äußeren Rads größer als die des inneren Rads ist, während das Fahrzeug bei losgelassenem Gaspedal durch eine Kurve fährt, wird die Bremskraft stärker auf das Außenrad als auf das Innenrad entsprechend der Hinterachsdifferential-Begrenzungs drehkraft Td verteilt.

Im Betrieb des Fahrzeugs werden in die Steuereinheit 70 Signale des Lenkwinkels δf, der Fahrzeuggeschwindigkeit V und des Gierwinkels γ eingegeben, und das Fahrzeugverhalten wird ständig überwacht. Wenn sich das Fahrzeugverhalten nicht än dert, während das Fahrzeug geradeaus fährt oder Kurven durch fährt, stimmt der Soll-Gierwinkel γt, der aus dem Lenkwinkel δf und der Fahrzeuggeschwindigkeit V in der Sollgierwinkel- Recheneinrichtung 72 berechnet wurde, mit dem Ist-Gierwinkel γ überein, und daher ändert sich der Stabilitätsfaktor nicht. Somit bleibt die Hinterachsdifferential-Begrenzungsdrehkraft Td Null.

Wenn dagegen das Fahrzeug in den Zustand des Nach-Innen-Ziehens gelangt, d. h. wenn das Fahrzeug abrupt nach innen dreht, während es bei losgelassenem Gaspedal mit hoher Geschwindigkeit durch eine Kurve fährt, wird der Ist-Gierwinkel γ größer. Dann berechnet die Abweichungsrecheneinrichtung 73 die Abweichung Δγ des Ist-Gierwinkels γ von dem Soll-Gierwinke γt, und das Ausmaß des Nach-Innen-Ziehens wird detektiert. In der Giermoment recheneinrichtung 74 wird diese Abweichung Δγ dann in die Abweichung ΔA des Stabilitätsfaktors umgewandelt, und dann wird darin das Giermoment M zur Aufhebung dieser Abweichung ΔA berechnet.

Dann wird in der Recheneinrichtung 75 für die Hinterachsdif ferential-Begrenzungsdrehkraft die Hinterachsdifferential- Begrenzungsdrehkraft Td entsprechend dem berechneten Giermoment M berechnet, und diese Drehkraft Td wird auf die Hinterachskupplung 28 aufgebracht. Wenn also das Fahrzeug mit hoher Geschwindigkeit bei losgelassenem Gaspedal dreht, wird entsprechend dieser Drehkraft Td das Bremsdrehmoment mehr auf das hintere Außenrad als auf das hintere Innenrad verteilt, und infolgedessen wird das Moment M erzeugt, das das Nach-Innen- Drücken aufhebt, so daß diese Erscheinung verhindert wird. Da ferner in dem Steuersystem dieser Ausführungsform eine Rück führungsregelung durchgeführt wird, so daß der Ist-Gierwinkel γ mit dem Soll-Gierwinkel γt übereinstimmt, geht das Fahrzeug niemals zur Seite einer ungünstigen starken Untersteuerung, und es kann nur das Phänomen des Nach-Innen-Ziehens sicher ver mieden werden. Da ferner das Steuersystem so aufgebaut ist, daß die Gierwinkelabweichung Δγ in die Abweichung ΔA des Stabili tätsfaktors umgewandelt wird, behält die Lenkcharakteristik eine schwache Untersteuerung bei, wofür sie ursprünglich ausgelegt ist.

Bei dieser Ausführungsform des Drehkraftverteilung-Steuersy stems wurde ein Beispiel der Steuerung der Drehkraftverteilung zwischen dem linken und dem rechten Hinterrad beschrieben. Die Grundmerkmale des Steuersystems sind jedoch auch bei einem Steuersystem für die Aufteilung der Drehkraft zwischen dem linken und dem rechten Vorderrad anwendbar.

Claims

1. Verfahren zum Steuern der Antriebskraftverteilung zwischen der Vorder- und Hinterachse und/oder zwischen den Rädern der Achse eines Kraftfahrzeuges mit folgenden Schritten:

- Ermittlung eines geschätzten Reibwertes E der Fahrbahn durch die Bestimmung aktueller Seitenkraftbeiwerte für die Vorder- und Hinterräder mittels einer Schätzeinrichtung auf der Basis der erfaßten Daten für den Lenkwinkel (δ_f), die Fahr zeuggeschwindigkeit (V), den Ist-Gierwinkels (γ) und die Ist-Querbeschleunigung (Gy), wobei der größere der geschätzten Reibwerte für die Vorder- und Hinterräder als Start-Reibwert der Fahrbahn festgelegt wird;
- laufende Berechnung eines Soll-Gierwinkels (γ_n) und einer Soll-Querbeschleunigung (G_yn) in Abhängigkeit des Lenk winkels (δ_f), der Fahrzeuggeschwindigkeit (V) und den aktuellen Seitenkraftbeiwerten unter Benutzung der Fahrzeug bewegungsgleichungen;
- laufende Erfassung des Ist-Gierwinkels (γ) und der Ist-Quer beschleunigung (G_y), wobei die Differenz zwischen Soll- und Istwerten von Gierwinkel und Querbeschleunigung ermittelt wird und hieraus in Abhängigkeit von der Differenz momentane Seitenkraftbeiwerte festgelegt werden, die als aktuelle Seitenkraftbeiwerte übernommen werden, wobei die Seiten kraftbeiwerte für die Vorderräder K_f und für die Hinterräder K_r nach folgender Tabelle inkremental erhöht oder verringert werden:

und ΔG die Differenz zwischen berechneter und erfaßter Quer beschleunigung und Δγ die Differenz zwischen berechnetem und erfaßtem Gierwinkel ist;

- Berechnung der Antriebskraftverteilung zwischen der Vorder- und Hinterachse unter Einbeziehung des geschätzten Reib wertes E.

2. Verfahren nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch folgende weitere Schritte:

- Bestimmung eines Soll-Stabilitätsfaktors (A_t) in Abhängig keit des Soll-Gierwinkels (γ_t), dem Ist-Gierwinkel (γ), der Fahrzeuggeschwindigkeit V und der Gierwinkelzunahme (Gy);
- laufende Ermittlung des Eingangsdrehmomentes (T_i) unter Berücksichtigung von Motorausgangsleistung und des Getriebeübersetzungsverhältnisses,
- Berechnung der Antriebskraftverteilung zwischen der Vorder- und Hinterachse in Abhängigkeit vom Soll- Stabilitätsfaktor (A_t), dem Eingangsdrehmoment (T_i), der Fahrzeuggeschwindigkeit (V), dem Ist-Gierwinkel (γ) und dem geschätzten Reibwert E, wobei das Verteilungsverhältnis (α) zwischen Vorder- und Hinterachse so verändert wird, daß der momentane Soll-Stabilitätsfaktor (A_t) auf einen vorgegebenen Referenz-Stabilitätsfaktor zurückgeführt wird, so daß ein Beibehalten oder Wiedererreichen des Soll-Stabilitätsfaktors (A_t) erreicht wird, und zur Berechnung der Antriebskraftverteilung zwischen den Rädern der berechnete Soll-Gierwinkel (γ_t) mit dem erfaßten Ist-Gierwinkel (γ) zur Ermittlung eines Differenzbetrages (Δγ) verglichen wird, um eine Zunahme des Gierwinkels des Vorderrades in Abhängigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit (V) zu ermitteln, wobei auf der Basis des Differenzbetrages des Gierwinkels (Δγ) und der geschwindigkeitsabhängigen Zunahme des Gierwinkels des Vorderrades (Gγ) ein Giermoment zur Aufhebung der Abweichung und Wiedererreichen des Referenz-Stabilitätsfaktors errechnet wird, dessen Größe zur Beeinflussung des Hinterachsdifferentials eingesetzt wird.