DE19811350A1 - Reifen-Kontaktlast-Steuersystem - Google Patents
Reifen-Kontaktlast-SteuersystemInfo
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Description
Die Erfindung betrifft ein Reifen-Kontaktlast-Steuer/Regel-System zum
Erhöhen der erforderlichen Radkontaktlast auf der Straßenoberfläche
durch Betätigung eines Stellglieds, das zwischen der gefederten Masse
und der ungefederten Masse des Fahrzeugs angeordnet ist, mit einer
bestimmten Beschleunigung. Die Griffkraft F eines Reifens läßt sich aus
drücken als Produkt des Reibkoeffizienten µ zwischen Reifen und Stra
ßenoberfläche und der vertikalen Kontaktlast W, die auf die Reifenkon
taktoberfläche wirkt (F = µW). Anders gesagt, ist bei einem gegebenen
Straßenzustand die Reifenkontaktlast, die für die Fahreigenschaften des
Fahrzeugs eine wichtige Rolle spielt, proportional zur Höhe der Reifenkon
taktlast.
Bei einem bekannten aktiven Radaufhängungssystem ist ein lineares
Stellglied, das axial ausgefahren und eingefahren werden kann, zwischen
der Fahrzeugkarosserie und jedem Rad derart angebracht, daß die Ver
teilung der Reifenkontaktlast auf die vier Räder entsprechend einem vor
bestimmten Steuermodus verteilt werden kann. Beispielsweise offenbart
das US-Patent Nr. 4 625 993 vom 2. September 1986 (Williams et al.)
ein aktives Radaufhängungssystem, welches den Hub des an jedem Rad
vorgesehenen hydraulischen Stellglieds derart steuert, daß die Lage der
Fahrzeugkarosserie bei fahrendem Fahrzeug in geeigneter Weise gesteu
ert werden kann. Wenn das Fahrzeug geradeaus fährt, folgen die Reifen
der unregelmäßigen Kontur der Straßenoberfläche, so daß der Schwer
punkt der gefederten Masse auf eine relativ fixierten Höhe gesteuert wer
den kann oder dort bleiben kann. Wenn das Fahrzeug beschleunigt oder
verzögert, wird die Lastverteilung zwischen der Vorderachse und der
Hinterachse geeignet geändert, so daß die Nickbewegung des Fahrzeugs
beeinflußt werden kann. Wenn das Fahrzeug eine Kurve fährt, wird die
Lastverteilung zwischen den linken und rechten Rädern derart geändert,
daß die Rollbewegung des Fahrzeugs beeinflußt werden kann.
Bei diesem herkömmlichen aktiven Radaufhängungssystem wird das
Gewicht der Fahrzeugkarosserie einfach zwischen den verschiedenen
Rädern verteilt, und die Summe der Kontaktlasten der vier Räder ist im
wesentlichen konstant. Daher ist dieses aktive Radaufhängungssystem
nicht in der Lage, die Gesamttraktion oder Bremskraft des Fahrzeugs zu
erhöhen.
Bekanntermaßen läßt sich die maximale Griffkraft, welche die Bremskraft
und die Traktionskraft optimiert, erzielen, wenn das Schlupfverhältnis des
Rads bei einem bestimmten Wert liegt. Das Schlupfverhältnis ist hier ein
Verhältnis der Differenz zwischen der Umfangsgeschwindigkeit des Rei
fens und der Fahrzeuggeschwindigkeit zu der Fahrzeuggeschwindigkeit.
Das ABS (Antiblockierbremssystem) beruht auf diesem Konzept und ist
bei Kraftfahrzeugen weit verbreitet. Jedoch ist das ABS-System nicht in
der Lage, die Griffkraft des Reifens zu ändern und löst typischerweise die
Bremse intermittierend, um übermäßigen Schlupf zu vermeiden. Anders
gesagt ist die Fähigkeit des ABS-Systems, den Bremsweg des Fahrzeugs
zu reduzieren, durch die gegebene Traktionskraft beschränkt. Es besteht
daher der Wunsch, im Hinblick auf weitere Minderung des Bremswegs
die Griffkraft selbst zu erhöhen.
Die Straßengriffkraft eines Reifens ist auch bei Beschleunigung des Fahr
zeugs wichtig. Wenn ein Fahrzeug bei einem gegebenen Straßenzustand
übermäßig beschleunigt wird, beginnen die Reifen zu durchzudrehen.
Hierdurch kann die gewünschte Beschleunigung nicht erreicht werden,
und ferner kann die Seitenstabilität des Fahrzeugs verloren gehen. Im
Hinblick auf dieses Problem wurde vorgeschlagen, die Traktionskraft
jedes Antriebsrads derart zu steuern bzw. zu regeln, daß das Schlupf
verhältnis des Rads innerhalb einer Grenze gehalten werden kann und die
maximale verfügbare Traktion jederzeit zur Verfügung stehen kann. Das
Traktionsregelsystem ist so ausgestaltet, daß es einen solchen Steuer- bzw.
Regelvorgang durchführt. Jedoch war das herkömmliche Traktions
regelsystem nicht in der Lage, die Stärke der verfügbaren Traktion zu
erhöhen, und sie reduziert lediglich das zu den Rädern übertragene Dreh
moment, um zu verhindern, daß das Schlupfverhältnis eine vorbestimmte
Grenze überschreitet.
Der Reibkoeffizient der Straßenoberfläche für die Reifen kann ungleich
mäßig sein, und die rechten und linken Räder können auf jeweiligen Stra
ßenoberflächen mit unterschiedlichen Reibkoeffizienten µ fahren. Dies
nennt man eine Split-µ-Straßenoberfläche. Wenn ein Fahrzeug, das auf
einer solchen Straßenoberfläche fährt, gebremst wird, besteht die Nei
gung, daß das Fahrzeug vom Geradeauskurs abweicht, oder es kann
sogar ins Schleudern geraten. Um dies zu verhindern, steuert das
ABS-System normalerweise die Bremskraft jedes Rads derart, daß die Brems
kraft keines der Räder jene des Rads überschreitet, das den kleinsten
Reibkoeffizienten zeigt (siehe japanische Patentoffenlegungsschrift
Nr. 2-220 958). Dies dient zum Beibehalten der Querstabilität des Fahrzeugs,
erhöht jedoch den Bremsweg des Fahrzeugs. Das gleiche Problem ent
steht, wenn man versucht, ein Fahrzeug zu beschleunigen, das auf einer
Split-µ-Straßenoberfläche fährt.
Wenn ein zwischen einem Rad und der Fahrzeugkarosserie angeordnetes
lineares Stellglied mit einer bestimmten Beschleunigung eingefahren oder
ausgefahren wird, wird in der gefederten Masse und der ungefederten
Masse eine entsprechende Trägheitskraft erzeugt. Die Reaktion einer
solchen Trägheitskraft kann verwendet werden, um den Kontaktlast des
Rads oder die Griffkraft des Reifens zu erhöhen. Wenn man daher dieses
Konzept bei einem Traktionsregelsystem anwendet, besteht die Möglich
keit, die Stärke der verfügbaren Traktion zu erhöhen. Insbesondere läßt
sich ein optimales Ergebnis erzielen, wenn die Kontaktlast des Rads, das
einem kleinsten Reibkoeffizienten unterliegt, erhöht wird. Das gleiche
Prinzip läßt sich bei der Traktionsregelung oder Bremskraftregelung des
Fahrzeugs anwenden, das auf einer Split-µ-Straßenoberfläche fährt.
Im Hinblick auf die Probleme vom Stand der Technik ist es Hauptziel der
Erfindung, ein Fahrzeugreifenkontaktlast-Steuer/Regel-System anzugeben,
welches die Reifenkontaktlast jedes Rads selektiv erhöhen kann.
Ein zweites Ziel der Erfindung ist es, ein Reifenkontaktlast-Steuer/Re
gel-System anzugeben, welches die Griffkraft jedes Rads bei einem gegebe
nen Straßenzustand erhöhen kann.
Ein drittes Ziel der Erfindung ist es, ein Reifenkontaktlast-Steuer/Re
gel-System anzugeben, welches die Traktion oder die Bremskraft jedes Rads
bei einem gegebenen Straßenzustand erhöhen kann.
Ein viertes Ziel der Erfindung ist es, ein Reifenkontaktlast-Steuer/Re
gel-System anzugeben, welches die Fahreigenschaften eines Fahrzeugs bei
Kurvenfahrt verbessern kann.
Ein fünftes Ziel der Erfindung ist es, ein Reifenkontaktlast-Steuer/Re
gel-System anzugeben, welches eine stabile Beschleunigung oder Verzöge
rung des Fahrzeugs auf einer Split-µ-Straßenoberfläche gestatten kann.
Zumindest eines dieser Ziele läßt sich erreichen durch ein erfindungsge
mäßes Fahrzeugreifen-Kontaktlast-Steuer/Regel-System, umfassend: ein
Radaufhängungssystem zum Halten einer ein Rad enthaltenden ungefe
derten Masse an einer einen Fahrzeugrumpf enthaltenden gefederten
Masse; ein aktives Stellglied, das zwischen der ungefederten und der
gefederten Masse angeordnet ist; und eine Steuer/Regel-Vorrichtung zum
Ausfahren des Stellglieds mit einer vorbestimmten Beschleunigung, um
dem Rad selektiv eine zusätzliche Kontaktlast zu verleihen. Das ausgefah
rene Stellglied kann dann eingefahren werden, wenn die Reifenkontakt
last unkritisch ist. Bevorzugt ist das Stellglied für jedes einer Mehrzahl
von Rädern vorgesehen, und die Steuer/Regel-Vorrichtung dient zum
Ausfahren zumindest eines der Stellglieder mit einer vorbestimmten Be
schleunigung ohne Einfahren eines der verbleibenden Stellglieder.
Somit kann die Reifenkontaktlast jedes Rads bei erhöht werden sowie
unabhängig von den anderen Rädern, so daß die für jedes Rad verfügbare
Griffkraft nach Bedarf erhöht werden kann, indem das entsprechende
Stellglied geeignet betätigt wird. Die Erhöhung der Reifenkontaktlast kann
zu einer Erhöhung des Reifenkontaktdrucks führen.
Dies läßt sich besonders vorteilhaft verwenden, um die Bremseigenschaf
ten des Fahrzeugs zu verbessern oder um den Bremsweg oder den Weg,
den das Fahrzeug vor einem Stopp zu durchfahren hat, zu reduzieren.
Insbesondere ermöglicht es die Erfindung, die Bremskraft bei einem gege
benen Straßenzustand zu erhöhen. Typischerweise läßt sich ein optima
les Ergebnis erzielen, indem man die Kontaktlast der Hinterräder erhöht,
um den Bremsweg zu reduzieren, wobei jedoch die Kontaktlast aller
Räder des Fahrzeugs erhöht werden kann, wenn eine Bremswirkung mit
vorbestimmter Intensität erfaßt wird. Das gleiche Prinzip gilt gleicherma
ßen beim Fall der Beschleunigung des Fahrzeugs einer verbesserten Rate,
ohne daß die Reifen schlupfen. Dies läßt sich sicherum wirkungsvoll
verzielen, indem man die Kontaktlast der Antriebsräder erhöht und hier
durch die verfügbare Traktionskraft für den gegebenen Straßenzustand
erhöht.
Auf einer Split-µ-Straßenoberfläche läßt sich eine optimale Bremsung und
optimale Beschleunigung erzielen, indem man die Kontaktlast des Rads
erhöht, das sich auf einem relativ glatten Teil der Straßenoberfläche
befindet. Hierdurch läßt sich die Bremskraft oder die Traktionskraft noch
gleichmäßiger zwischen den rechten und linken Rädern verteilen, wobei
sich nicht nur die Gesamtbremskraft oder die Traktionskraft erhöhen läßt,
sondern auch die Stabilität des Fahrzeugs signifikant verbessert werden
kann.
Die Erfindung wird nun anhand von Ausführungsbeispielen unter Hinweis
auf die beigefügten Zeichnungen erläutert, worin:
Fig. 1 zeigt ein schematisches Diagramm einer ersten Ausführung
des Fahrzeugreifenkontaktlast-Steuer/Regel-Systems;
Fig. 2 zeigt ein Flußdiagramm der Steuereinheit des in Fig. 1
dargestellten Systems;
Fig. 3 zeigt im Diagramm ein mechanisches Modell des in Fig. 1
gezeigten Systems;
Fig. 4 zeigt eine Reifenkontaktlastverteilung bei Bremsung in einer
Kurve;
Fig. 5 zeigt ein mechanisches Modell eines Radaufhängungssy
stems, welches das in Fig. 1 gezeigte System enthält;
Fig. 6 zeigt schematisch die verschiedenen Dimensionen des Fahr
zeugs im Hinblick auf den Schwerpunkt des Fahrzeug
rumpfs;
Fig. 7 zeigt im dreidimensionalen Schema die Definition der Rich
tungen oder der Sinne der Kräfte und Bewegungen im Hin
blick auf einen Fahrzeugrumpf;
Fig. 8 zeigt schematisch eine zweite Ausführung des Reifenkon
taktlast-Steuer/Regel-Systems;
Fig. 9 zeigt ein Flußdiagramm der Steuereinheit des in Fig. 8
dargestellten Systems;
Fig. 10 zeigt eine Reifenkontaktlast-Verteilung während Bremsung;
Fig. 11 zeigt schematisch eine dritte Ausführung des Reifenkon
taktlast-Steuer/Regel-Systems;
Fig. 12 zeigt ein Flußdiagramm der Steuereinheit des in Fig. 9
gezeigten Systems;
Fig. 13 zeigt eine Reifenkontaktlast-Verteilung der Bremsung auf
einer Split-µ-Straßenoberfläche;
Fig. 14 zeigt schematisch eine vierte Ausführung des Reifenkon
taktlast-Steuer/Regel-Systems;
Fig. 15a zeigt eine Reifenkontaktlast-Verteilung eines Fahrzeugs mit
Vorderradantrieb bei Beschleunigung ohne aktive Kontakt
last-Steuerung/Regelung;
Fig. 15b zeigt die Verhältnisse ähnlich Fig. 15a bei aktiver Kontakt
last-Steuerung/Regelung;
Fig. 16a zeigt die Reifenkontaktlast-Verteilung eines Fahrzeugs mit
Hinterradantrieb bei Beschleunigung mit aktiver Kontakt
last-Steuerung/Regelung;
Fig. 16b zeigt eine Reifenkontaktlast-Verteilung eines Fahrzeugs mit
Vierradantrieb bei Beschleunigung mit aktiver Kontakt
last-Steuerung/Regelung;
Fig. 17 zeigt ein Flußdiagramm der Steuereinheit des in Fig. 14
gezeigten Systems; und
Fig. 18 zeigt ein Flußdiagramm der Routine zum Berechnen der
zusätzlichen Reifenkontaktlast im Flußdiagramm von Fig.
17.
Fig. 1 zeigt schematisch ein wesentliches Teil eines aktiven Radaufhän
gungssystems zur Anwendung der Erfindung. Ein Fahrzeugrad 1 wird von
einem oberen und einem unteren Lenkerarm 2 und 3 gehalten, so daß es
in bezug auf einen Fahrzeugrumpf 4 vertikal beweglich ist. Ein lineares
Stellglied 5, hier in Form eines Hydraulikzylinders, ist zwischen dem
unteren Lenkerarm 3 und dem Fahrzeugrumpf 4 angeschlossen. Das
lineare Stellglied 5 enthält einen Kolben 6, der in einem Zylinder unter
Bildung einer oberen Ölkammer 7 und einer unteren Ölkammer 8 aufge
nommen ist. An einer Kolbenstange 11 wird eine Schubkraft erzeugt
durch Steuern der Hydraulikdrücke, die von einer Ölpumpe 9 variabler
Verdrängung zu diesen Ölkammern 7 und 8 über ein Servoventil 10 über
tragen wird. Hierdurch kann der relative Abstand zwischen der Mitte
(Achse) des Rads 11 und dem Fahrzeugrumpf 4 nach Wunsch willkürlich
gesteuert wird.
Das von der Pumpe 9 abgegebene Öl wird zunächst in einem Akkumula
tor 12 gespeichert, um Pulsieren des Öllast auszugleichen und um wäh
rend eines Übergangsprozesses einen Ölflußmangel zu vermeiden. Der
Druck wird dann zu jedem der Räder 1 über ein entsprechendes Servo
ventil 10 geleitet. Dieser Ölkreislauf enthält ferner ein Entlastungsventil
13, einen Ölfilter 14, ein Rückschlagventil 15, ein Öllastregelventil 16
sowie einen Ölkühler 17, wobei diese Komponenten jedoch konventionell
sind und daher hier im näheren Detail nicht beschrieben werden.
Das Servoventil 10 steuert die Höhe und die Richtung des an das hydrau
lische Stellglied 5 angelegten Hydraulikdrucks kontinuierlich entsprechend
einem Steuersignal, welches von einer elektronischen Steuer/Regel-Ein
heit (ECU) 18 zu einem Solenoid 10a des Servoventils 10 über einen
Servoventiltreiber 19 zugeführt wird. Die ECU 18 erzeugt ein Steuersi
gnal durch Bearbeitung von Ausgangssignalen von einem Lastsensor 20,
der zwischen dem Fahrzeugrumpf 4 und der Kolbenstange 11 angeordnet
ist, von einem Hubsensor 21, der zwischen dem Fahrzeugrumpf 4 und
dem unteren Lenkerarm 3 angeordnet ist, einen gefederte Masse-Be
schleunigungssensor 22 zum Erfassen der vertikalen Beschleunigung des
Fahrzeugrumpfs 4, sowie von einem ungefederte Masse-Beschleunigungs
sensor 23 zum Erfassen der Vertikalbeschleunigung jedes Rads 1 ent
sprechend einem in Fig. 2 dargestellten Steueralgorithmus.
Die Steuer/Regel-Einrichtung 18 empfängt ein Ausgangssignal von einem
Querbeschleunigungssensor 27, der an dem Fahrzeugrumpf 4 angebracht
ist. Das Ausgangssignal von dem Beschleunigungssensor 27 wird einer
Drehbewegungs-Erfassungseinheit 28 zugeführt, die das Signal von dem
Querbeschleunigungssensor 27 dahingehend analysiert, ob irgendein
signifikantes Kurvenfahrmanöver stattgefunden hat, unter Berücksichti
gung des allgemeinen Zustands des Fahrzeugs.
Der Steuerablauf der ECU 18 wird nun im folgenden anhand von Fig. 2
beschrieben.
Zunächst wird das Ausgangssignal von dem Querbeschleunigungssensor
27 der Drehbewegungs-Erfassungseinheit 28 zugeführt (Schritt 1), und
es wird bestimmt, ob ein Kurvenfahrmanöver erfaßt wurde, welches
einen vorbestimmten Querbeschleunigungspegel ergibt oder diesen über
schreitet (Schritt 2). Falls nicht, kehrt das Programm zur Hauptroutine
zurück, und das Stellglied 5 wird nicht aktiv betätigt. Wenn ein signifi
kantes Kurvenfahrmanöver erfaßt wurde, dann wird eine vorläufige
Soll-Last nach Maßgabe der Ausgangssignale von den gefederte Masse-Be
schleunigungssensor 22 und dem ungefederte Masse-Beschleunigungs
sensor 23 berechnet, die einer Soll-Lastberechnungseinheit 24 zugeführt
werden (Schritt 3). Ein Abweichen dieses Werts von der tatsächlichen
Last oder des Ausgangssignals von dem Lastsensor 20 wird berechnet
(Schritt 4) und wird bearbeitet durch eine Stabilisierungs-Berechnungsein
heit 25, die beispielsweise eine Integrationseinheit aufweisen kann. Das
Befehlssignal, das von der Stabilisierungs-Berechnungseinheit 25 dem
Servoventiltreiber 19 zugeführt wird, wird in einer Hubbegrenzungs-Be
rechnungseinheit 26 korrigiert, indem das Ausgangssignal vom Hub
sensor 21 berücksichtigt wird, so daß der Hub des Stellglieds 5 den
maximal möglichen Hub nicht überschreitet (Schritt 5). Dann wird das
Servoventil 10 durch das korrigierte Befehlssignal angesteuert, um hier
durch das Stellglied 5 derart geeignet zu betätigen, daß die tatsächliche
Last mit der Soll-Last übereinstimmt. Somit wird eine vertikale Beschleu
nigung entweder in der gefederten Masse oder in der ungefederten
Masse erzeugt, um die Radkontaktlast zu erhöhen (Schritt 6).
Das Arbeitsprinzip wird im folgenden anhand von Fig. 3 beschrieben,
wobei folgende Zeichen verwendet werden:
M2: gefederte Masse
M1: ungefederte Masse
Z2: Position der gefederten Masse
Z1: Position der ungefederten Masse
Kt: Federkonstante des Reifens
Fz: Schubkraft des Stellglieds
M1: ungefederte Masse
Z2: Position der gefederten Masse
Z1: Position der ungefederten Masse
Kt: Federkonstante des Reifens
Fz: Schubkraft des Stellglieds
Angenommen sei, daß die Abwärtsrichtung einer positiven Richtung
entspricht. Dann sind die Bewegungsgleichungen für die gefederte Masse
M2 und die ungefederte Masse M1 wie folgt:
M2.(d2Z2/dt2) = -Fz
M1.(d2Z1/dt2) + Kt.Z1 = Fz
M1.(d2Z1/dt2) + Kt.Z1 = Fz
Daher erhält man den Reifenkontaktlast W gemäß folgender Gleichung.
W = -Kt.Z1 = -Fz + M1.(d2Z1/dt2)
= M2.(d2Z2/dt2) + M1.(d2Z1/dt2)
Anders gesagt, erhält man die Reifenkontaktlast W als Summe der Träg
heitskräfte der gefederten Masse und der ungefederten Masse. Daher
kann die Reifenkontaktlast W beeinflußt werden durch Steuerung der
Beschleunigung des Ausfahrens und Einfahrens des Stellglieds, um hier
durch die Trägheitskraft zumindest einer der gefederten ungefederten
Massen zu ändern. Insbesondere ist es durch Steuerung des einzelnen
Stellglieds 5 für jedes der Räder möglich, die Kontaktlast W jedes Reifens
mit einer gewünschten Zeitgebung zu erhöhen. Wenn beispielsweise der
Federweg der Aufhängung 200 mm beträgt und das Stellglied 5 eine
Schubkraft einer Tonne oder einer Beschleunigung von angenähert 1 G
erzeugen kann, beträgt die maximale Zeitdauer dieser Trägheitskraft
angenähert 0,2 Sekunden.
Fig. 4 zeigt schematisch die Verteilung der Reifenkontaktlast (Griffkraft)
eines Fahrzeugs bei Kurvenfahrt. Die statische Kontaktlast ist mit durch
gehenden Kreisen dargestellt, und die dynamische Kontaktlast oder die
durch den Hub des Stellglieds 5 erzeugte Kontaktlast ist mit der Strich-
Doppelpunkt-Linie dargestellt. Wenn ein Fahrzeug mit übermäßiger Ge
schwindigkeit eine Kurve fährt, besteht die Neigung, daß die Seitenfüh
rungskraft der Hinterräder vor jenen der Vorderräder gesättigt ist, und
dies führt zu einer erhöhten Tendenz, daß das Fahrzeug schleudert. Diese
läßt sich wirkungsvoll hinausschieben, indem man die Kontaktlast der
Hinterräder erhöht, wie in Fig. 4 gezeigt. Dies erhöht die Griffkraft der
Reifen der Hinterräder, wodurch man neutrale Kurvenfahreigenschaften
wiedergewinnt.
Dem Ziel, den Energieverbrauch jedes Stellglieds zu verbessern, verwen
det hier das vorgeschlagene aktive Radaufhängungssystem eine Aufhän
gungsfeder zum Stützen des Gewichts des Fahrzeugrumpfs sowie einen
Dämpfer zum Erzeugen einer Dämpfkraft (siehe Fig. 5). Wenn in diesem
Fall Ks die Federkonstante der Aufhängungsfeder ist und C der Dämpf
koeffizient des Dämpfers, sind die Bewegungsgleichungen für die gefe
derte Masse M2 und die ungefederte Masse M1 wie folgt:
M2.(d2Z2/dt2) + C.(dZ2/dt-dZ1/dt) + Ks.(Z2-Z1) = -Fz
M1.(d2Z1/dt2) + C.(dZ1/dt-dZ2/dt) + Ks.(Z1-Z2) + Kt.Z1 = Fz
M1.(d2Z1/dt2) + C.(dZ1/dt-dZ2/dt) + Ks.(Z1-Z2) + Kt.Z1 = Fz
Daher erhält man den Reifenkontaktlast W durch folgende Gleichung:
W = -Kt.Z1 = -Fz + M1.(d2Z1/dt2) + C.(dZ1/dt-dZ2/dt) + Ks.(Z1-Z2)
= M2.(d2/Z2/dt2) + M1.(d2Z1/dt2)
Anders gesagt, die Reifenkontaktlast W kann gleichermaßen gesteuert
werden, indem man die Beschleunigung des Ausfahrens und Einfahrens
des Stellglieds steuert.
Ein Fahrzeugrumpf läßt sich als dreidimensionaler starrer Körper betrach
ten, und die Nickbewegung und die Rollbewegung des Fahrzeugs kann
ebenfalls Trägheitskräfte oder Trägheitsmomente erzeugen. Man be
trachte das in den Fig. 6 und 7 gezeigte Modell mit den folgenden
Ausdrücken:
ϕ: Rollrate
Θ: Nickrate
y: Gierrate
Lf: Abstand zwischen der Vorderachse und dem Schwerpunkt
Lr: Abstand zwischen der Hinterachse und dem Schwerpunkt
Tf: Profilbreite der Vorderräder
Tr: Profilbreite der Hinterräder
Fz1: Schubkraft des Stellglieds für das vordere linke Rad
Fz2: Schubkraft des Stellglieds für das vordere rechte Rad
Fz3: Schubkraft des Stellglieds für das hintere rechte Rad
Fz4: Schubkraft des Stellglieds für das hintere linke Rad.
Θ: Nickrate
y: Gierrate
Lf: Abstand zwischen der Vorderachse und dem Schwerpunkt
Lr: Abstand zwischen der Hinterachse und dem Schwerpunkt
Tf: Profilbreite der Vorderräder
Tr: Profilbreite der Hinterräder
Fz1: Schubkraft des Stellglieds für das vordere linke Rad
Fz2: Schubkraft des Stellglieds für das vordere rechte Rad
Fz3: Schubkraft des Stellglieds für das hintere rechte Rad
Fz4: Schubkraft des Stellglieds für das hintere linke Rad.
Das Rollträgheitsmoment Mx erhält man wie folgt:
Mx = (Tf/2).(-Fz1 + Fz2) - (Tr/2) - (-Fz3 + Fz4)
Das Nickträgheitsmoment My erhält man wie folgt:
My = Lf.(-Fz1 - Fzw) - Lr.(-Fz3 - Fz4)
Wenn die Roll- und Nickträgheitsmomente des Fahrzeugrumpfs Ix bzw. Iy
sind, erhält man das Rollträgheitsmoment Mx und das Nickträgheitsmo
ment My wie folgt:
Ix.(dϕ/dt) = Mx = (Tf/2).(-Fz1 + Fz2) - (Tr/2) (-Fz3 + Fz4)
Iy.(Θ/dt) = My = Lf.(-Fz1 - Fz2) - Lr.(-Fz3 - Fz4)
Iy.(Θ/dt) = My = Lf.(-Fz1 - Fz2) - Lr.(-Fz3 - Fz4)
Die vertikale Trägheitskraft erhält man wie folgt:
M2.(d2Z2/dt2) = -Fz1 - Fz2 - Fz3 - Fz4
Durch individuelles Steuern der Kontaktlasten der vier Räder ist es mög
lich, die Nickbewegung und die Rollbewegung sowie die vertikale Bewe
gung des Fahrzeugs zu steuern bzw. zu regeln. Beim Stand der Technik
war es, weil auf die vier Räder ein fester Kraftbetrag verteilt wurde, nicht
möglich, irgendeine vertikale Trägheitskraft zu erzeugen, und keine signi
fikanten Roll- oder Nickträgheitsmomente.
In der oben beschriebenen Ausführung wurden Hydraulikzylinder für die
Stellglieder verwendet, es lassen sich jedoch auch andere Stellglieder
verwenden. Solche Stellglieder beinhalten, jedoch nicht ausschließlich,
Elektromotoren, wie etwa Linearmotoren und Tauchspulen, sowie mecha
nische Anordnungen, wie etwa Nockenmechanismen und Federelemente.
Auch können die verschiedenen Sensoren vereinfacht werden, ohne vom
Sinn der Erfindung abzuweichen. Beispielsweise kann der Hubsensor 21
weggelassen werden, weil ein Hub berechnet werden kann, indem man
die Differenz zwischen den Ausgaben von den Beschleunigungssensoren
für die gefederte Masse und die ungefederte Masse 22 und 23 integriert.
Der Lastsensor 20 kann auch weggelassen werden, weil die Ausgangs
kraft des Stellglieds 5 aus den tatsächlichen Werten der gefederten Ma
sse und der ungefederten Masse berechnet werden kann, sowie den Aus
gängen von Beschleunigungssensoren für die gefederte Masse und die
ungefederte Masse 22 und 23. Ferner können die Beschleunigungen der
gefederten Masse und der ungefederten Masse indirekt berechnet werden
aus den Ausgängen des Lastsensors und des Hubsensors durch Defini
tion einer Zustandschätzeinheit. Die ECU 5 kann einen digitalen Compu
ter aufweisen, einen analogen Computer oder einen Hybridcomputer.
Fig. 8 zeigt eine zweite Ausführung. Fig. 8 sind die Teile, die jenen der
vorigen Ausführung entsprechen, mit gleichen Bezugszahlen versehen.
Die Steuer/Regel-Einrichtung 18 empfängt eine Ausgabe von einem
Längsbeschleunigungssensor 29, der an dem Fahrzeugrumpf angebracht
ist. Das Ausgangssignal von dem Längsbeschleunigungssensor 29 wird
einer Bremsbestimmungseinheit 30 zugeführt, die das Ausgangssignal
von dem Längsbeschleunigungssensor 29 analysiert, wenn irgendein
signifikanter Bremsvorgang erfolgt ist, unter Berücksichtigung des all
gemeinen Zustands des Fahrzeugs.
Fig. 9 zeigt den Betrieb dieser Steuer/Regel-Einrichtung 18. Zunächst
wird das Ausgangssignal von dem Längsbeschleunigungssensor 29 der
Bremsbestimmungseinheit 30 zugeführt (Schritt 1), und es wird
bestimmt, ob ein Bremsvorgang erfaßt wurde, die einen vorbestimmten
Verzögerungspegel ergibt oder diesen überschreitet (Schritt 2). Wenn ein
Bremsvorgang mit dieser Höhe erfaßt ist, wird eine vorläufige Soll-Last
entsprechend den Ausgangssignalen von dem gefederte Masse-Beschleu
nigungssensor 22 und dem ungefederte Masse-Beschleunigungssensor
23 berechnet, die einer Soll-Last-Berechnungseinheit 24 zugeführt wer
den (Schritt 3). Eine Abweichung dieses Werts von der tatsächlichen Last
oder dem Ausgangssignal von dem Lastsensor 20 wird berechnet (Schritt
4), und wird durch eine Stabilisierungsberechnungseinheit 25 bearbeitet.
Das Befehlssignal, das von der Stabilisierungsberechnungseinheit 25 dem
Servoventiltreiber 19 zugeführt wird, wird in einer Hubbegrenzungs-Be
rechnungseinheit 26 korrigiert, unter Berücksichtigung des Ausgangs
signals von dem Hubsensor 21, so daß der Hub des Stellglieds 5 den
maximal möglichen Hub nicht überschreitet (Schritt 5). Das Servoventil
10 wird dann durch das korrigierte Befehlssignal gesteuert, um das Stell
glied 5 geeignet zu betätigen, so daß die tatsächliche Last mit der
Soll-Last übereinstimmt. Somit wird entweder in der gefederten Masse oder in
der ungefederten Masse eine Vertikalbeschleunigung erzeugt, um die
Radkontaktlast zu erhöhen (Schritt 6). Dies erhöht vorübergehend die
Griffkraft des Reifens und mindert den Bremsweg durch Erhöhen der
Blockiergrenze des Rads.
Wenn das fahrende Fahrzeug abgebremst wird, nimmt die Belastung der
Hinterräder ab, wodurch die Hinterräder eine Blockiertendenz zeigen. Dies
ist insbesondere der Fall, wenn das Fahrzeug bergab fährt. Durch Erhö
hen der Belastung der Hinterräder in diesem Zustand durch geeignete
Betätigung des Stellglieds 5, wie oben beschrieben, wird die Blockierten
denz der Hinterräder reduziert, und der Bremsweg oder der Weg, über
den das Fahrzeug vor einem Stopp zurücklegt, kann wesentlich reduziert
werden. Fig. 10 zeigt schematisch die Verteilung der Reifenkontaktlast
(Griffkraft). Die statische Kontaktlast ist mit durchgehenden Kreisen
dargestellt, und die dynamische Kontaktlast oder die durch Hub des Stell
glieds 5 erzeugte Kontaktlast ist mit der Strich-Doppelpunkt-Linie darge
stellt. Wenn eine Bremsung erfolgt, nimmt die statische Kontaktlast der
Vorderräder zu, wie mit den größeren durchgehenden Kreisen dargestellt,
im Vergleich zu den durchgehenden Kreisen, die um die Hinterräder he
rum gezeichnet sind. Diese Tendenz ist noch stärker, wenn das Fahrzeug
auf einem Gefälle bergab fährt. Wegen der relativ geringen Kontaktlast
der Hinterräder besteht die Neigung, daß die Hinterräder leicht blockieren.
Wenn die Kontaktlast der Hinterräder durch den Ausfahrhub des Stell
glieds erhöht wird, wie in der Strich-Doppelpunkt-Linie in Fig. 10 ge
zeigt, wird die Blockiertendenz der Hinterräder reduziert, wodurch die
Hinterräder eine stärkere Bremskraft umsetzen können. Dies ergibt einen
reduzierten Bremsweg.
Fig. 11 zeigt eine dritte Ausführung. In Fig. 11 sind die Teile, die jenen
der vorigen Ausführungen entsprechen, mit gleichen Bezugszahlen ver
sehen. In dieser Ausführung empfängt die Steuer/Regel-Einrichtung 18
Ausgangssignale von einem Querbeschleunigungssensor 27, einem Längs
beschleunigungssensor 29, einem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 31,
einem Lenkwinkelsensor 32 sowie einem Gierratensensor 33. Die Steu
er/Regel-Einrichtung 18 enthält eine Split-µ-Erfassungseinheit 34, die die
Ausgangssignale dieser Sensoren empfängt und analysiert und bestimmt,
ob das Fahrzeug auf einer Split-µ-Straßenoberfläche fährt oder nicht.
Der Steuerablauf dieser Ausführung wird im folgenden anhand des Fluß
diagramms von Fig. 12 beschrieben.
Zunächst wird aus dem Ausgangssignal des Längsbeschleunigungssen
sors 29 bestimmt, ob ein Bremsvorgang stattfindet (Schritte 1 und 2).
Wenn ein Bremsvorgang stattfindet, werden die Ausgangssignale von
dem Querbeschleunigungssensor 27, dem Fahrzeuggeschwindigkeits
sensor 31, dem Lenkwinkelsensor 32 und dem Gierratensensor 33 der
Split-µ-Erfassungseinheit 34 zugeführt (Schritte 3 bis 6). Der Bremsvor
gang kann auch aus den Drehzahlen der Reifen erfaßt werden, der an das
Bremspedal angelegten Kraft oder dem Hydraulikdruck im hydraulischen
Bremskreis.
Die Split-µ-Erfassungsschaltung 34 berechnet eine Standard-Gierrate für
jeden gegebenen Lenkwinkel entsprechend einer vorbestimmten mathe
matischen Funktion, welche die Fahrzeuggeschwindigkeit und die Quer
beschleunigung berücksichtigt (Schritt 7). Die Abweichung der tatsächli
chen Gierrate von der Standard-Gierrate wird berechnet, und es wird
bestimmt, ob die Abweichung innerhalb eines vorbestimmten Schwellen
werts liegt (Schritt 8). Wenn eine signifikante Gierraten-Abweichung
vorliegt, besteht die Möglichkeit, daß das Fahrzeug auf einer Split-µ-Stra
ßenoberfläche fährt und daher eine ungleichmäßige Bremskraft auf das
Fahrzeug einwirkt. Daher wird eine vorläufige Soll-Last für das Stellglied
5 entsprechend den Ausgangssignalen von dem gefederte Masse-Be
schleunigungssensor 22 und dem ungefederte Masse-Beschleunigungs
sensor 23 berechnet, die einer Soll-Last-Berechnungseinheit 24 zugeführt
werden (Schritt 9). Eine Abweichung dieses Werts von der tatsächlichen
Last oder des Ausgangssignals von dem Lastsensor 20 wird berechnet
(Schritt 10) und wird von einer Stabilisierungs-Berechnungseinheit 25
bearbeitet. Das Befehlssignal, das von der Stabilisierungsberechnungsein
heit 25 dem Servoventiltreiber 19 zugeführt wird, wird in einer Hubbe
grenzungs-Berechnungseinheit 26 unter Berücksichtigung des Ausgangs
signals von dem Hubsensor 21 korrigiert, so daß der Hub des Stellglieds
5 den maximal möglichen Hub nicht überschreitet (Schritt 11). Das Ser
voventil 10 wird dann durch das korrigierte Befehlssignal angesteuert,
um in geeigneter Weise das Stellglied 5 derart zu betätigen, daß die tat
sächliche Last mit der Soll-Last übereinstimmt. Somit wird entweder in
der gefederten Masse oder der ungefederten Masse eine Beschleunigung
erzeugt, um die Radkontaktlast zu erhöhen (Schritt 12). Dies erhöht
vorübergehend die Griffkraft des Reifens auf dem glatteren Teil der Stra
ßenoberfläche und reduziert den Bremsweg durch Erhöhen der Blockier
grenze des Rads an der Seite, an der es leichter blockieren kann als das
Rad an der anderen Seite des Fahrzeugrumpfs.
Im Ergebnis wird die Kontaktlast der auf dem glatteren Teil der Straßen
oberfläche laufenden Räder erhöht, um die ungleichmäßige Bremskraft
auszugleichen, wie in Fig. 13 gezeigt. Hierdurch wird der Bremsweg
reduziert. In dieser Ausführung wird das Vorhandensein einer Split-µ-Stra
ßenoberfläche abgeleitet aus dem Vergleich der tatsächlichen Gierrate mit
der Standard-Gierrate für jeden gegebenen Lenkwinkel bei angelegter
Bremse, und es ist nicht erforderlich, den tatsächlichen Reibkoeffizienten
µder Straßenoberfläche zu erfassen. Ferner läßt sich die Erfindung auch
anwenden, wenn das Fahrzeug nicht mit irgendeinem ABS-System aus
gestattet ist. Die oben beschriebene Steuerung/Regelung reduziert nicht
nur den Bremsweg eines geradeaus fahrenden Fahrzeugs, sondern stabili
siert auch das Fahrzeug bei Bremsung in einer Kurve.
Obwohl in der oben beschriebenen Ausführung der Split-µ-Zustand aus
der Gierrate bestimmt wurde, ist auch ein Verfahren anwendbar, wie es
in der japanischen Patentoffenlegungsschrift Nr. 2-220958 vorgeschla
gen ist, oder andere bekannte Verfahren zur Bestimmung des Reibkoeffi
zienten der Straßenoberfläche.
Fig. 14 zeigt eine vierte Ausführung. In Fig. 14 sind die Teile, die jenen
der vorigen Ausführung entsprechen, mit gleichen Bezugszahlen verse
hen. In dieser Ausführung empfängt die Steuer/Regel-Einrichtung Aus
gangssignale von einem Längsbeschleunigungssensor 29, einem Fahr
zeuggeschwindigkeitssensor 31 sowie einem Drosselöffnungssensor 35.
Die Steuer/Regel-Einrichtung 18 enthält eine Radschlupferfassungseinheit
36, die die Ausgangssignale von diesen Sensoren empfängt und analy
siert, ob eines der Antriebsräder mit einer vorbestimmten Rate oder
Stärke schlupft.
Nachfolgend wird der Basisbetriebsmodus dieser Steuer/Regel-Einrichtung
18 beschrieben. Wenn die Radschlupferfassungsschaltung 36 einen Rad
schlupfzustand durch übermäßige Beschleunigung des Fahrzeugs bei
einem gegebenen Straßenzustand nach Maßgabe der Signale aus den ver
schiedenen Sensoren 29, 31 und 35 erfaßt hat, wird eine vorläufige
Soll-Last entsprechend den Ausgangssignalen aus der Radschlupferfassungs
einheit 34, einem gefederte Masse-Beschleunigungssensor 22 und einem
ungefederte Masse-Beschleunigungssensor 23 berechnet, die einer
Soll-Last-Berechnungseinheit 24 zugeführt werden. Eine Abweichung dieses
Werts von der tatsächlichen Last oder des Ausgangssignals von dem
Lastsensor 20 wird berechnet und in einer Stabilisierungsberechnungsein
heit 25 bearbeitet. Das Befehlssignal, das von der Stabilisierungsberech
nungseinheit 25 dem Servoventiltreiber 19 zugeführt wird, wird in einer
Hubbegrenzungs-Berechnungseinheit 26 unter Berücksichtigung des Aus
gangssignals von dem Hubsensor 21 derart korrigiert, daß der Hub des
Stellglieds 5 den maximal möglichen Hub nicht überschreitet. Das Servo
ventil 10 wird dann durch das korrigierte Befehlssignal angesteuert, um
das Stellglied 5 geeignet zu betätigen, so daß die tatsächliche Last mit
der Soll-Last übereinstimmt. Somit wird entweder in der gefederten
Masse oder in der ungefederten Masse eine Vertikalbeschleunigung er
zeugt, um die Radkontaktlast zu erhöhen. Dies erhöht vorübergehend die
Griffkraft des Reifens und verhindert das Durchdrehen des Rads, um hier
durch die am Rad verfügbare Traktionskraft zu erhöhen.
Wie in Fig. 15a gezeigt, ist im Falle eines Fahrzeugs mit Frontantrieb
und Frontmotor die Kontaktlast der Vorderräder wesentlich größer als
jene der Hinterräder, auch wenn das Fahrzeug beschleunigt. Wenn bei
der vorliegenden Ausführung das Fahrzeug ein Fahrzeug mit Vorderrad
antrieb ist und dieses beschleunigt, wird die Kontaktlast der Vorderräder
durch geeignete Betätigung des Stellglieds 5 erhöht, um die Traktions
kraft der Vorderräder zu erhöhen, wie in Fig. 15b gezeigt. Hierdurch
kann das Fahrzeug mit einer verbesserten Rate beschleunigen. Wenn das
Fahrzeug ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb ist, läßt sich ein ähnlicher
Vorteil erzielen, indem man die Kontaktlast der Hinterräder erhöht, wie in
Fig. 16a gezeigt. Wenn das Fahrzeug ein Fahrzeug mit Vierradantrieb
ist, läßt sich ein ähnlicher Vorteil erzielen, indem man die Kontaktlast
aller Räder erhöht, wie in Fig. 16b gezeigt.
Ein möglicher Betriebsmodus der in Fig. 14 gezeigten Steuer/Regel-Ein
richtung 18 wird nun anhand des Flußdiagramms der Fig. 17 und
18 beschrieben.
Zunächst erhält man in Schritten 1 und 2 eine Drosselöffnung Θth aus
dem Drosselöffnungssensor 35 sowie eine Längsbeschleunigung Gacc
aus dem Längsbeschleunigungssensor 29. Durch Vergleich der erfaßten
Drosselöffnung Θth und der Längsbeschleunigung Gacc mit einer vor
bestimmten Standarddrosselöffnung Θth0 bzw. einer Standardlängsbe
schleunigung Gacc0 wird bestimmt, ob versucht wird, das Fahrzeug um
mehr als einen vorbestimmten Grad zu beschleunigen. Wenn kein Ver
such gemacht wird, das Fahrzeug zu beschleunigen, kehrt das Flußdia
gramm zu Schritt 1 zurück. Wenn versucht wird, das Fahrzeug zu be
schleunigen, geht das Flußdiagramm zu Schritt 4 weiter, wo aus dem
Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 31 eine Fahrzeuggeschwindigkeit Vc
erhalten wird. Das Programm geht dann zu Schritt 5 weiter, und es wird
bestimmt, ob ein Schlupfbeginn der Antriebsräder zu erwarten ist oder
nicht, entsprechend der tatsächlichen Drosselöffnung Θth und der Längs
beschleunigung Gacc. Wenn kein Schlupfbeginn der Antriebsräder zu
erwarten ist, geht das Programm zu Schritt 1 zurück. Wenn ein Schlupf
beginn der Antriebsräder zu erwarten ist, geht das Programm zu Schritt 6
weiter, wo eine Längsbeschleunigung GaccT aus der tatsächlichen Dros
selöffnung Θth und der Längsbeschleunigung Gacc berechnet wird. Dann
wird die zusätzliche Kontaktlast Wadd, die durch Betätigung des Stell
glieds 5 zu erzeugen ist, in Schritt 7 entsprechend einem nachfolgend
beschriebenen Prozeß berechnet, und das Stellglied 5 wird in Schritt 8
entsprechend betätigt.
Der Prozeß zur Berechnung der zusätzlichen Kontaktlast Wadd wird nun
im folgenden anhand Fig. 18 beschrieben. Zunächst wird der Status
eines Straßenzustandsschalters 37 in Schritt 11 ausgelesen. Der Straßen
zustandsschalter 37 kann drei unterschiedliche Werte SW erzeugen, um
drei verschiedene Zustände anzuzeigen, trocken (SW = SW1), naß (SW = SW2)
und verschneit oder eisig (SW = SW3). Dies läßt sich erzielen
entweder durch einen manuellen Schalter oder eine intelligente Vorrich
tung, die den Straßenzustand aus verschiedenen, durch geeignete Senso
ren erfaßten Parametern ableitet. Die gegenwärtige Traktionskraft TRa
erhält man in Schritt 12 entsprechend dem Status des Straßenzustands
schalters 37, der Fahrzeuggeschwindigkeit Vc und der Drosselöffnung
Θth. Eine Soll-Traktionskraft TRn für die gegebene Längsbeschleunigung
Gacct wird in Schritt 13 unter Berücksichtigung aerodynamischer Fakto
ren berechnet. Die zusätzliche Kontaktlast Wadd wird in Schritt 14 be
rechnet aus der erwünschten Zunahme der Traktionskraft oder der Diffe
renz zwischen der Soll-Traktionskraft TRn und der gegenwärtigen Trak
tionskraft TRc, und dem Reibkoeffizienten µ der Straßenoberfläche, der
durch den Status des Straßenzustandsschalters 37 zur Verfügung steht.
Es wird eine größere zusätzliche Kontaktlast Wadd erzeugt, wenn der
Straßenzustandsschalter 37 auf SW3 gestellt ist, um einen niedrigen
Reibkoeffizienten µ der Straßenoberfläche anzuzeigen, als wenn der Stra
ßenzustandsschalter 37 auf SW1 gestellt ist, um einen hohen Reibkoeffi
zienten µ der Straßenoberfläche anzuzeigen.
In der oben beschriebenen Ausführung wurde der Straßenflächenzustand
durch den Status des Straßenzustandsschalters 37 bestimmt, wobei es
jedoch auch möglich ist, den Straßenoberflächenzustand aus der Fahr
zeuggeschwindigkeit, der Lenkreaktion und anderer Variablen zu bestim
men. Eine Anzahl von Verfahren zum Schätzen des Reibkoeffizienten auf
der Straßenoberfläche wurde entweder direkt oder indirekt vorgeschla
gen. Durch Auswahl eines dieser Verfahren ist es möglich, in hochpräzi
ser Weise eine zusätzlichen Kontaktlast Wadd zu erzeugen.
Ein aktives Stellglied 5 ist zwischen der ungefederten Masse 1 und der
gefederten Masse 4 eines Fahrzeugs angeordnet, und eine Steuer/Regel-Ein
richtung 18 fährt wahlweise das Stellglied 5 mit einer vorbestimmten
Beschleunigung aus und ein, um dem Rad 1 wahlweise eine zusätzliche
Kontaktlast zu verleihen, unter Nutzung der Trägheitskraft der ungefeder
ten Masse 1 oder/und der ungefederten Masse 4 des Fahrzeugs. Somit
kann die Reifenkontaktlast jedes Rads 1 willkürlich und unabhängig von
den anderen Rädern 1 erhöht werden, so daß die an jedem Rad verfüg
bare Griffkraft durch geeignetes Betätigen des entsprechenden Stellglieds
5 nach Bedarf erhöht werden kann. Daher kann die Bremsleistung und
die Beschleunigungsleistung für jeden gegebenen Straßenzustand verbes
sert werden. Auch wenn die Reibkoeffizienten für die rechten und linken
Räder voneinander unterschiedlich sind, kann durch geeignetes Anlegen
einer zusätzlichen Kontaktlast an das auf dem glatteren Teil der Straßen
oberfläche fahrende Rad 1 die Stabilität des Fahrzeugs wesentlich ver
bessert werden.
Claims (8)
1. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System, umfassend:
ein Radaufhängungssystem (2, 3) zum Aufhängen einer ein Rad enthaltenden ungefederten Masse (1) an einer einen Fahrzeug rumpf enthaltenden gefederten Masse (4);
ein aktives Stellglied (5), das zwischen der ungefederten Masse (1) und der gefederten Masse (4) angeordnet ist; und
eine Steuer/Regel-Einrichtung (18) zum Ausfahren des Stellglieds (5) mit einer vorbestimmten Beschleunigung, um dem Rad (1) wahlweise eine zusätzliche Kontaktlast zu verleihen.
ein Radaufhängungssystem (2, 3) zum Aufhängen einer ein Rad enthaltenden ungefederten Masse (1) an einer einen Fahrzeug rumpf enthaltenden gefederten Masse (4);
ein aktives Stellglied (5), das zwischen der ungefederten Masse (1) und der gefederten Masse (4) angeordnet ist; und
eine Steuer/Regel-Einrichtung (18) zum Ausfahren des Stellglieds (5) mit einer vorbestimmten Beschleunigung, um dem Rad (1) wahlweise eine zusätzliche Kontaktlast zu verleihen.
2. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß für jedes einer Mehrzahl von Rädern
ein Stellglied (5) vorgesehen ist und die Steuer/Regel-Einrichtung
(18) dazu ausgelegt ist, zumindest eines der Stellglieder (5) mit
einer vorbestimmten Beschleunigung auszufahren, ohne eines der
verbleibenden Stellglieder (5) einzufahren.
3. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 2,
ferner gekennzeichnet durch ein Mittel (30) zum Erfassen einer
Bremsbetätigung des Fahrzeugs, wobei die Steuer/Regel-Einrich
tung (18) das Stellglied (5) zumindest eines der Räder des Fahr
zeugs mit einer vorbestimmten Beschleunigung ausfährt, wenn
eine Bremsbetätigung mit einer vorbestimmten Intensität erfaßt
wird.
4. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, daß die Steuer/Regel-Einrichtung (18)
dazu ausgelegt ist, die Stellglieder (5) aller Räder (1) des Fahrzeugs
jeweils mit einer vorbestimmten Beschleunigung auszufahren,
wenn eine Bremsbetätigung mit vorbestimmter Intensität erfaßt
wird.
5. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, daß die Steuer/Regel-Einrichtung (18)
dazu ausgelegt ist, die Stellglieder (5) der Hinterräder des Fahr
zeugs mit einer vorbestimmten Beschleunigung auszufahren, wenn
eine Bremsbetätigung mit vorbestimmter Intensität erfaßt wird.
6. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 2,
ferner gekennzeichnet durch ein Mittel (29) zum Erfassen einer
Längsbeschleunigung des Fahrzeugs, wobei die Steuer/Regel-Ein
richtung (18) dazu ausgelegt ist, die Stellglieder der Antriebsräder
des Fahrzeugs mit einer vorbestimmten Beschleunigung auszufah
ren, wenn eine Beschleunigung mit vorbestimmter Intensität erfaßt
wird.
7. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 2,
ferner gekennzeichnet durch ein Mittel (34) zum Erfassen im we
sentlichen ungleicher Reibkoeffizienten (p) für das rechte und das
linke Rad (1), sowie ein Mittel (29, 27, 33) zum Erfassen eines
Beschleunigungs- oder Verzögerungsvorgangs des Fahrzeugs,
wobei die Steuer/Regel-Einrichtung (18) das Stellglied (5) für zumin
dest eines der Räder (1) an der Seite mit geringerem Reibkoeffi
zienten (µ) mit einer vorbestimmten Beschleunigung ausfährt,
wenn ungleichmäßige Reibkoeffizienten (µ) erfaßt werden und eine
Beschleunigung oder eine Verzögerung über einem vorbestimmten
Wert liegt.
8. Fahrzeug-Reifenkontaktlast-Steuer/Regel-System nach Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel (34) zum Erfassen im
wesentlichen ungleicher Reibkoeffizienten (µ) für das rechte und
das linke Rad (1) einen Gierratensensor (33) zum Erfassen einer tat
sächlichen Gierrate, eine Standard-Gierraten-Berechnungseinheit
zum Berechnen einer Standard-Gierrate für eine gegebene Fahr
zeuggeschwindigkeit und einen gegebenen Lenkwinkel sowie eine
Berechnungseinheit zum Schätzen einer Differenz zwischen den
Reibkoeffizienten (µ) der rechten und linken Räder (1) nach Maßga
be einer Abweichung der tatsächlichen Gierrate von der
Standard-Gierrate aufweist.
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