DE19854633A1 - Verfahren und Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugschräglaufwinkels - Google Patents
Verfahren und Vorrichtung zum Berechnen eines FahrzeugschräglaufwinkelsInfo
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Description
Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Berechnen
eines Fahrzeugkarosserie-Schräglauf- bzw. Schlupfwinkels bei der Bewe
gungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs zur Unterstützung des Fahr
zeugfahrers, um das Ansprechverhalten und die Stabilität des Fahrzeugs
zu verbessern.
Es gab eine Reihe von Vorschlägen zur Verbesserung des Kurvenfahr
verhaltens eines Fahrzeugs durch Regelung der Bremskraft und/oder der
Traktion durch individuelles Regeln der Bremskraft und/oder der Trak
tionskraft der Vorder- und Hinterräder oder der rechten und linken Räder.
Die meisten von diesen erreichen ein gewünschtes Fahrzeugverhalten
durch Erfassen eines dynamischen Zustands der Fahrzeugkarosserie, wie
etwa der Gierrate und durch rückkoppelnde Regelung. Da das Fahrzeug
die Straßenoberfläche über die Reifen berührt, wird das Verhalten des
Fahrzeugs durch die dynamischen Charakteristiken der Reifen beeinflußt.
Insbesondere in einem Sättigungsbereich der Seitenführungskraft wird es
außerordentlich schwierig, das Fahrzeug zum Erzielen einer gewünschten
Kurvenfahreigenschaft lediglich auf der Basis des dynamischen Zustands
der Fahrzeugkarosserie zu steuern.
Die Erfinder haben daher in der anhängigen europäischen Patentanmel
dung Nr. EP 0812748 (eine Kopie der EP 0 812 748 A2 ist den Anmeldeunterlagen
beigefügt) ein Verfahren und ein System zur Steuerung des
Fahrzeugverhaltens vorgeschlagen, das ein günstiges Ansprechverhalten
und eine gute Stabilität auch dann erreicht, wenn die dynamischen
Charakteristiken außerhalb eines linearen Bereichs liegen. Der Offenba
rungsgehalt dieser Anmeldung wird in die vorliegende Anmeldung mit
aufgenommen. Diese Technik erzeugt ein gewisses Giermoment, das ein
günstiges Ansprechverhalten bei eine Bremsung (oder Traktion) beinhal
tendem Lenkmanöver auch im nicht-linearen Bereich der dynamischen
Reifencharakteristiken begünstigt, durch Steuerung der Längskräfte der
Reifen gemäß dem Gleitmodus-Steuerprozeß (siehe "Sliding Mode
Control", veröffentlicht von der Corona Publishing Company). Im folgen
den wird der dieser Steuer/Regelprozeß kurz erläutert.
Die Basis dieses Steuer/Regelprozesses besteht aus Grundgleichungen
der Bewegung des Fahrzeugs auf einer zweidimensionalen Ebene, die das
Giermoment um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie herum berück
sichtigen, und diese Gleichungen sind im folgenden angegeben.
mV(dβ/dt+γ) = YF+YR (1)
I(dγ/dt) = LFYF-LRYR+MZ (2)
wobei m: Fahrzeugmasse
V: Fahrzeuggeschwindigkeit
γ: Gierrate
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
I Trägheits-Giermoment
LF: Abstand zwischen Vorderachse und Schwerpunkt
LR: Abstand zwischen Hinterachse und Schwerpunkt
MZ: Giermoment durch Brems- oder Traktionskraft um den Schwerpunkt (Fig. 9).
V: Fahrzeuggeschwindigkeit
γ: Gierrate
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
I Trägheits-Giermoment
LF: Abstand zwischen Vorderachse und Schwerpunkt
LR: Abstand zwischen Hinterachse und Schwerpunkt
MZ: Giermoment durch Brems- oder Traktionskraft um den Schwerpunkt (Fig. 9).
Die Gleitfläche S, welche eine letztendlich zu erzielende gewünschte
Antwort definiert, läßt sich mit der folgenden Gleichung ausdrücken:
S = dβ/dt+c{β+a[(YF+YR)/mV-γ]}
= 0 (3)
= 0 (3)
wobei c, a und k gewählte Konstanten sind. Die Qualität des Steuer
prozesses ist von der Wahl dieser Konstanten abhängig.
Gleichung (3) bewirkt, daß sich der Fahrzeugkarosserieschlupfwinkel β
null annähert. Die Gleitbedingung hierfür läßt sich mit der folgenden
Gleichung angeben:
dS/dt = -kS (4)
Aus den Gleichungen (3) und (4) läßt sich folgende Beziehung ableiten:
d2β/dt2+c{dβ/dt+a[(dYF/dt)/mV+(dYR/dt)/mV-dγ/dt]}
+k(dβ/dt)+kc{β+a[(YF+YR)/mV-γ]} = 0 (5)
+k(dβ/dt)+kc{β+a[(YF+YR)/mV-γ]} = 0 (5)
Wenn unter Verwendung der Gleichungen (1) und (2) in einer vernünfti
gen und praktischen Form ein Giermoment MZ erhalten werden kann,
welches der Gleichung (5) genügt, läßt sich diese als Steuervorschrift
verwenden. Aus Gleichung (1) kann man erhalten:
d2β/dt2 = {(dYF/dt)+(dYR/dt)}/mV-dγ/dt (1-2)
Wenn dies in Gleichung (5) eingesetzt wird, erhält man:
(1+ca)[(dYF/dt)/mV+(dYR/dt)/mV-dγ/dt]+kca[(YF+YR)/mV-γ]
+(k+c)dβ/dt+kcβ = 0 (6)
+(k+c)dβ/dt+kcβ = 0 (6)
Gleichung (2) ergibt:
dγ/dt = (LFYF-LRYR+MZ)/I (2-2)
Wenn dies in Gleichung (6) eingesetzt wird, erhält man:
{(dYFdt)+(dYR/dt)}/mV-(LFYF-LRYR+MZ)/I+[kca/(1+ca)]
.[(YF+YR)/mV-γ]+(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]+β[kc/(1+ca)]
= 0 (7)
.[(YF+YR)/mV-γ]+(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]+β[kc/(1+ca)]
= 0 (7)
Gleichung (7) erzeugt die folgende Gleichung, die als Basissteuervor
schrift dienen kann.
MZ = -(LFYF-LRYR)+(I/mV).{(dYFdt)+(dYR/dt)}+kca/(1+ca)
.I.[(YF+YR)/mV-γ]+I(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]
+Iβ[kc/(1+ca)] (8)
.I.[(YF+YR)/mV-γ]+I(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]
+Iβ[kc/(1+ca)] (8)
Die obige Gleichung bedeutet, daß sich aus diesen Parametern, wie etwa
den Seitenführungskräften YF und YR, der Gierrate γ, der Fahrzeugge
schwindigkeit V und dem Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel β ein Gier
moment erhalten läßt, welches eine günstige Reaktion ergibt. Da das
Profil LTR unveränderlich ist, können bei gegebenem Giermoment MZ das
rechte und linke Verhältnis der Längskräfte oder der Brems- (oder Trak
tions-)kräfte für das letztendliche Steuer/Regelergebnis aus der folgenden
Gleichung bestimmt werden.
MZ = (XR-XL)LTR (9)
Durch individuelle Steuerung der Längskräfte der rechten und linken
Räder nach dem bekannten Verfahren (Bremskraftregelung: japanische
Patent-Offenlegungsschrift Nr. 7-69190, Traktionskraftregelung: japa
nische Patent-Offenlegungsschrift Nr. 7-17277) wird es möglich, die
Reaktionsstabilität des Fahrzeugs unter Bedingungen zu verbessern, bei
denen die dynamischen Eigenschaften der Reifen den linearen Bereich
überschreiten.
In dem oben erwähnten Algorithmus wurde angenommen, daß zumindest
der Reibkoeffizient µ zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und
der Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β bekannt sind. Jedoch sind
keine Sensoren zum direkten Erfassen des Reibkoeffizienten zwischen
den Reifen und der Straßenoberfläche und des Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkels verfügbar, die bei massenweise produzierten Fahr
zeugen anwendbar wären. Daher war es bisher üblich, den ersteren aus
der Drehzahldifferenz der Vorder- und Hinterräder zu schätzen, und den
letzteren aus leicht erfaßbaren Fahrzeugzustandsvariablen, wie etwa der
Gierrate und der Querbeschleunigung, zu schätzen. Anders gesagt war
bei der herkömmlichen Technik die Steuer/Regelgenauigkeit durch die
Genauigkeit der Werte stark beeinflußt, die nur indirekt geschätzt werden
können.
Ein primäres Ziel der Erfindung ist es daher, ein Verfahren und eine
Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels
bei einer Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung vorzuschlagen, das für
praktische Zwecke ausreichend genau ist, ohne direkt gemessene oder
genaue geschätzte Werte des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und
der Straßenoberfläche und des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu
benötigen.
Ein zweites Ziel ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berech
nung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeug
bewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das eine stabile
Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewegung auch dann gestattet, wenn
die Daten für den Steuer/Regelprozeß beschränkt oder ungenau sind.
Ein drittes Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung
zur Berechnung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der
Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das so einfach ist,
daß es problemlos bei minimalen Kosten in einen bordeigenen Computer
implementiert werden kann.
Ein viertes Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung
zur Berechnung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der
Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das so einfach ist,
daß es problemlos auf Echtzeitbasis betrieben werden kann.
Zumindest das erstgenannte Ziel wird erfindungsgemäß erreicht durch ein
Verfahren zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels
bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung, umfassend die Schritte:
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels aus einer Gierrate, einer Fahr geschwindigkeit, einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel, der als ein Anfangswert oder als ein zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel; Berechnen einer Seitenführungskraft aus einem Reifen dynamikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräglauf winkels; und Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels aus der Seitenführungskraft, der Fahrgeschwindigkeit und der Gierrate; wobei der Reifenschräglaufwinkel durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels berechnet wird.
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels aus einer Gierrate, einer Fahr geschwindigkeit, einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel, der als ein Anfangswert oder als ein zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel; Berechnen einer Seitenführungskraft aus einem Reifen dynamikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräglauf winkels; und Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels aus der Seitenführungskraft, der Fahrgeschwindigkeit und der Gierrate; wobei der Reifenschräglaufwinkel durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels berechnet wird.
Somit ergibt sich der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel
durch eine rekursive Berechnung in einem geschlossen-schleifigen
System, und die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung
wird infolgedessen auch ohne hochpräzise Feststellung des Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkels sichergestellt.
Wenn beispielsweise der Reibkoeffizient µ zwischen dem Reifen und der
Straßenoberfläche im Reifendynamikmodell auf einen Wert nahe 1,0
festgelegt wird, läßt sich eine besonders günstige Leistung des
Steuer/Regelsystems erzielen. Obwohl jedoch die Erfassung des Reibko
effizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche für eine
stabile und zufriedenstellende Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewe
gung im Prinzip nicht erforderlich ist, stellte sich heraus, daß eine genaue
Information über den Reibkoeffizienten die Systemleistung dennoch
verbessert.
Um dieses Ziel zu erreichen, kann das erfindungsgemäße Verfahren
ferner den Schritt umfassen: Schätzen des Reibkoeffizienten zwischen
dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendy
namikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft,
die aus der Gierrate und der Querbeschleunigung berechnet wird, und
einem Reifenschräglaufwinkel, der aus einem Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkel berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate, der Querbe
schleunigung und der Fahrgeschwindigkeit berechnet wird.
Bevorzugt umfaßt der Schritt der Berechnung eines hypothetischen
Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seitenführungskraft Y,
der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y die Verwendung folgender
Gleichung:
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad).
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad).
Diese Gleichung gestattet die Berechnung des Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkels mit hoher Präzision, wenn die Längsgeschwindigkeit
der Fahrzeugkarosserie genügend größer ist als der Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit Vx sind
relativ klein. Unter extremen Bedingungen, bei denen eine solche Bezie
hung nicht gilt, lassen sich folgende genauere Gleichungen verwenden:
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx).
βe = tan-1(Vy/Vx).
Typischerweise wird die Fahrgeschwindigkeit mit einem Radgeschwindig
keitssensor gemessen, und die Ausgabe eines solchen Radgeschwindig
keitssensors ergibt eine ausreichende Annäherung der Längsgeschwindig
keit des Fahrzeugs.
Die Erfindung wird nun in Ausführungsbeispielen anhand der beigefügten
Zeichnungen erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein Hauptflußdiagramm des die Erfindung enthaltenden
Steuer/Regelprozesses;
Fig. 2 ein Blockdiagramm des Steuer/Regelsystems für ein Vier
rad-gelenktes Fahrzeug zur Durchführung der Schritte in Fig. 1;
Fig. 3 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeug in einem ersten
Beispiel einer ersten Ausführung;
Fig. 4 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeug in einem
zweiten Beispiel der ersten Ausführung;
Fig. 5 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
dritten Beispiel der ersten Ausführung;
Fig. 6 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
ersten Beispiel der zweiten Ausführung;
Fig. 7 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
zweiten Beispiel der zweiten Ausführung;
Fig. 8 ein Blockdiagramm des Steuer/Regelsystems für ein Vier
rad-gelenktes Fahrzeug einer zweiten Ausführung;
Fig. 9 in einem Diagramm eine flächige Bewegung des Fahrzeugs;
Fig. 10 in einer zu Fig. 2 ähnlichen Ansicht das Steuer/Regelsy
stem für ein Vierrad-gelenktes Fahrzeug einer dritten Ausführung unter
Verwendung genauerer Gleichungen zum Schätzen des Fahrzeugkarosse
rie-Schräglaufwinkels;
Fig. 11 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
ersten Vergleichsbeispiel für die dritte Ausführung;
Fig. 12 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
ersten Beispiel der dritten Ausführung;
Fig. 13 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
zweiten Beispiel der dritten Ausführung;
Fig. 14 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
zweiten Vergleichsbeispiel für die dritte Ausführung;
Fig. 15 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
dritten Beispiel der dritten Ausführung;
Fig. 16 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem
vierten Beispiel der dritten Ausführung;
Fig. 17 ein Hauptflußdiagramm des Steuerprozesses als einer
vierten Ausführung;
Fig. 18 ein Blockdiagramm des Steuersystems für ein Vierrad
gelenktes Fahrzeug zur Durchführung der in Fig. 17 gezeigten Schritte;
Fig. 19 ein internes Blockdiagramm der in Fig. 18 gezeigten µ-Schätz
einheit;
Fig. 20 ein Flußdiagramm des Prozesses zur µ-Schätzung; und
Fig. 21 eine zu Fig. 18 ähnliche Ansicht mit Darstellung der
fünften Ausführung, in der zum Schätzen des Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkels genauere Schätzungen verwendet werden.
Im folgenden wird der Steueralgorithmus im näheren Detail anhand des
Flußdiagramms von Fig. 1 und des Blockdiagramms von Fig. 2 erläu
tert.
Zunächst wird der Lenkradwinkel θSW eines Lenkrads zu einer vorderen
Lenkvorrichtung 1 und einer hinteren Lenkvorrichtung 2 übertragen, und
erhöht hierdurch den Vorderradlenkwinkel δF bzw. den Hinterradlenkwin
kel δR. Verschiedene Zustandsvariablen des Fahrzeugs (wie etwa die
Gierrate y, die Fahrgeschwindigkeit V, Radlenkwinkel δ) werden ebenfalls
zu dieser Zeit erfaßt (Schritt 1).
Dann werden die Reifenschräglaufwinkel α der Vorder- und Hinterräder
aus den folgenden Gleichungen, die in den Reifenschräglaufwinkel-
Berechnungseinheiten 3 und 4 enthalten sind, gemäß der Lenkwinkel
information und der Fahrgeschwindigkeitsinformation erhalten (Schritt 2).
αF = βe+(LF/V)γ-δF (Vorderräder) (10-1)
αR = βe-(LR/V)γ-δR (Hinterräder) (10-2)
αR = βe-(LR/V)γ-δR (Hinterräder) (10-2)
wobei αF: Vorderradschräglaufwinkel,
αR: Hinterradschräglaufwinkel,
βe: hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel,
δF: Vorderradlenkwinkel, und
δR: Hinterradlenkwinkel.
αR: Hinterradschräglaufwinkel,
βe: hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel,
δF: Vorderradlenkwinkel, und
δR: Hinterradlenkwinkel.
Es wird angenommen, daß die Anfangswerte der Reifenschräglaufwinkel
αund des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe auf
den Wert null rückgesetzt sind, wenn die Lenkwinkel δ und die Gierrate y
beide null sind.
Die Reifenschräglaufwinkel α werden in die folgende Gleichung (Glei
chung 11) für das Reifendynamikmodell eingesetzt, das in Seitenfüh
rungskraft-Berechnungseinheiten 5 und 6 enthalten ist, um die Seiten
führungskräfte Y der Vorder- und Hinterräder zu erzeugen (Schritt 3).
Y = -(µCα-µ2C2α2/4µW).{1-(X/µW)2}1/2
wenn |α| < 2W/C
Y = -µW{1-(X/µ)2}1/2
wenn |α| < 2W/C (11)
wenn |α| < 2W/C
Y = -µW{1-(X/µ)2}1/2
wenn |α| < 2W/C (11)
wobei µ: Reibkoeffizient zwischen der Straßenoberfläche und
den Reifen,
C: Seitenführungskraft,
W: Straßenkontaktdruck, und
X: Längskräfte. µ kann einen Wert nahe 1 einnehmen, oder einen durch ein bekanntes Verfahren geschätz ten Wert.
C: Seitenführungskraft,
W: Straßenkontaktdruck, und
X: Längskräfte. µ kann einen Wert nahe 1 einnehmen, oder einen durch ein bekanntes Verfahren geschätz ten Wert.
C ist ein Wert, der aus einem vorbestimmten Kennfeld erhalten wird, die
als mathematische Funktion von µ und W vorliegt. W ist ein Wert, der
um die Längs- und Querbeschleunigungen kompensiert ist, oder ein Wert,
der von einem in einem Radaufhängungssystem angebrachten Lastsensor
erhalten wird. X besteht aus einem Wert, der aus einer Beschleunigung
(Verzögerung) geschätzt ist, oder aus einem Bremsfluiddruck oder der
Motorausgangsleistung erhalten ist. Die Seitenführungskraft Y kann aus
der Gleichung des dynamischen Modells des Reifens (Gleichung 11)
erhalten werden, während die Längskraft Z bei null gehalten wird, und
der Straßenkontaktdruck W auf einem festen Wert gehalten wird. In
diesem Fall kann die Schätzgenauigkeit des hypothetischen Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkels βe abnehmen, wobei jedoch die Stabilität
der Fahrzeugbewegungssteuerung nicht wesentlich beeinträchtigt wird.
Auf der Basis der Vorderrad-Seitenführungskraft YF und der Hinterrad-
Seitenführungskraft YR erzeugt ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel-Berechnungseinhheit 7 einen hypothetischen Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkel βe (Schritt 4). In diesem Fall erhält man den
hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe durch Differenzie
ren des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels und dann
Integrieren desselben gemäß folgender Gleichung:
dβe/dt = (YF+YR)/mV-γ (12)
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt (13)
Durch Rückkopplung dieses hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkels βe zu den Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und
4 läßt sich ein praktisch ausreichender angenäherter Wert des Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkels erhalten. Dieser wird dann zu einer Gleitmo
dus-Berechnungseinheit 8 weitergeleitet, die gekennzeichnet ist durch die
vorgenannte Gleichung 8, um ein Giermoment MZ zu erzeugen, das als
die Basis zum Annähern des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu
null dient (Schritt 5). Auf Basis dieses Werts werden die Längskräfte XR
und XL der rechten und linken Reifen so ähnlich bestimmt wie in Ver
bindung mit dem Stand der Technik erwähnt (Schritt 6), und das Fahr
zeug 9 wird entsprechend gesteuert.
In diesem Steueralgorithmus ist der Reibkoeffizient µ zwischen der
Straßenoberfläche und dem Reifen nicht als Variable, sondern als Fest
wert, beispielsweise 1, definiert. Jedoch stellt dies die Stabilität der
Fahrzeugbewegungssteuerung sicher. Die Ausführbarkeit dieses Punkts
wird im folgenden diskutiert.
Fig. 3 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G
verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleunigung YG
folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenverzögerung.
Anders gesagt, läßt sich unter extremen Bedingungen eine signifikante
Verbesserung der Fahrzeugbewegung erzielen, wenn der angenommene
Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizient µ übereinstimmt.
Fig. 4 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,5
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,2 G
verzögert. In diesem Fall zeigt die Gierrate y eine adäquate Spurführung,
während der tatsächliche Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β von
dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe abweicht,
der die Tendenz hat, sich null anzunähern. Anders gesagt, wenn der
angenommene Reibkoeffizient µ größer als der tatsächliche Reibkoeffi
zient µ ist, bleibt die Fahrzeugbewegung auch dann stabil, wenn es in der
Querbeschleunigung YG zu einer gewissen Phasenverzögerung kommt.
Fig. 5 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G
verzögert. In diesem Fall ist der hypothetische Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel βe in der Phase dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel β entgegengesetzt, und wahrscheinlich ist aus diesem
Grund die Gierrate y relativ niedrig, während die Querbeschleunigung YG
überschießt. Die Reaktion und die Stabilität sind jeweils stark beein
trächtigt. Dies liegt wahrscheinlich daran, daß, wenn der angenommene
Reibkoeffizient µ kleiner ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, nur der
Reifen mit der geringeren Leistung als der des internen Reifendynamikmo
dells berücksichtigt wird.
Hieraus ist ersichtlich, daß das Setzen des angenommenen Reibkoeffi
zienten µ auf einen höheren Wert als den tatsächlichen Reibkoeffizienten
µkeinerlei signifikantes Problem für die Stabilität und die Reaktion des
Fahrzeugs verursacht. Für praktische Zwecke kann er daher auf 1 festge
legt werden, wobei es aber möglich ist, den angenommenen Reibkoeffi
zienten µ durch mehrere Schritte zu ändern, beispielsweise in Abhängig
keit von guten, regnerischen und verschneiten Bedingungen.
Die obige Diskussion der Erfindung zielt auf ein Vierrad-gelenktes Fahr
zeug, wobei die Erfindung aber gleichermaßen auch bei Fahrzeugen
anwendbar ist, bei denen nur die Vorderräder gelenkt sind (zweite
Ausführung). In diesem Fall fehlen die Ausdrücke für den Hinterradlenk
winkel, wie in Fig. 8 dargestellt. Anders gesagt, kann der gleiche
Vorgang einfach dadurch ausgeführt werden, indem man Hinterradlenk
winkel auf null setzt (δR = 0).
Fig. 6 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G
verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkel β überein, und sowohl die Stabilität als auch die Reaktion sind
verbessert.
Fig. 7 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,5
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,2 G
verzögert. In diesem Fall ist der allgemeine Trend identisch mit dem des
Vierrad-gelenkten Fahrzeugs. Anders gesagt, wenn der angenommene
Reibkoeffizient µ größer ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, bleibt
die Fahrzeugbewegung auch dann stabil, wenn es in der Querbeschleuni
gung YG zu einer gewissen Phasenverzögerung kommt.
Die obigen Gleichungen (12) und (13) können den Fahrzeugschräglauf
winkel mit hoher Präzision angeben, wenn die Längsgeschwindigkeit Vx
der Fahrzeugkarosserie ausreichend größer ist als der Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel Vy, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit Vx
relativ klein sind, wobei aber unter extremen Bedingungen, wenn eine
solche Relation nicht gilt, die folgenden präziseren Gleichungen ver
wendet werden können.
dVy/dt = (YF+YR)/m-γVx (14)
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt (15)
βe = tan-1(Vy/Vx) (16)
Da in diesem Fall die Fahrzeuggeschwindigkeit typischerweise durch
einen Fahrgeschwindigkeitssensor zum Erfassen der Drehgeschwindigkeit
des Rads gemessen wird, kann die Ausgabe eines solchen Fahrgeschwin
digkeitssensors als die Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie
verwendet werden. Eine höhere Präzision läßt sich erzielen, wenn die
Fahrgeschwindigkeit V in den Gleichungen (12) und (13) durch die
Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie ersetzt wird.
Fig. 10 ist ein Blockdiagramm eines Steuer/Regelsystems für ein Vier
rad-gelenktes Fahrzeug als dritte Ausführung, die diese Gleichungen zum
genaueren Schätzen des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels ver
wendet. Anzumerken ist hier, daß sich die hypothetische Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7' ein wenig von der
hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit
7 der ersten Ausführung gemäß Fig. 2 unterscheidet. Die Eigenschaften
der Fahrzeugbewegungssteuerung der dritten Ausführung werden mit
jenen verglichen, die sich ergeben, wenn ein solcher Steuerprozeß durch
Simulation ersetzt wird.
Fig. 11 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0
beträgt, und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird,
während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h
mit einer Rate von -0,4 G verzögert, ohne Durchführung des obigen
Steuerprozesses. In diesem Fall begann die Fahrzeugkarosserie zu schleu
dern, und das Fahrzeugverhalten war in hohem Maße unstabil.
Fig. 12 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0
beträgt und der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das
Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahr
zeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von
-0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleuni
gung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenver
zögerung. Anders gesagt, läßt sich eine signifikante Verbesserung der
Fahrzeugbewegung unter extremen Bedingungen erzielen, wenn der
angenommene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizienten
µ übereinstimmt.
Fig. 13 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G
verzögert. Obwohl in diesem Fall der angenommene Reibkoeffizient µ
geringer ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, wird die Stabilität der
Fahrzeugbewegung nicht beeinflußt, abgesehen von einer geringen
Abweichung des tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β
von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe.
Fig. 14 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2
beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird,
während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/g
mit einer Rate von -0,1 G verzögert, ohne Durchführung des obigen
Steuerprozesses. Auch in diesem Fall begann die Fahrzeugkarosserie zu
Schleudern, und das Fahrzeugverhalten war höchst unstabil.
Fig. 1 5 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad
um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,1 G
verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleunigung YG
folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenverzögerung.
Anders gesagt, läßt sich eine signifikante Verbesserung bei der Fahrzeug
bewegung unter extremen Bedingungen erzielen, wenn der angenom
mene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizienten µ überein
stimmt.
Fig. 16 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2
beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad
in jede Richtung um 60 Grad gedreht wird, während das Fahrzeug von
der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,1 G
verzögert. Da in diesem Fall - im Gegensatz zum Fall der Ausführung #2-2 -
der angenommene Reibkoeffizient µ höher ist als der tatsächliche
Reibkoeffizient µ, ist die Abweichung des tatsächlichen Fahrzeugkarosse
rie-Schräglaufwinkels β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel βe noch kleiner, und es läßt sich ein ziemlich hoher
Stabilitätswert erhalten.
Wie oben beschrieben kann erfindungsgemäß ein Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel genau und schnell zur Fahrzeugbewegungssteuerung
bestimmt werden. Obwohl der Reibkoeffizient zwischen den Reifen und
der Straßenoberfläche ein wesentlicher Datenwert für das Reifenmodell
der Fahrzeugbewegungssteuerung ist, stellte sich heraus, daß ein will
kürlich angenommener Reibkoeffizient für praktische Zwecke ausreichend
ist. Insbesondere, wenn der angenommene Reibkoeffizient höher als der
tatsächliche Reibkoeffizient ist, ergaben sich günstige Ergebnisse. Es
stellte sich jedoch heraus, daß die Kenntnis des tatsächlichen Reibkoeffi
zienten für noch präzisere und stabilere Steuerergebnisse besonders
günstig ist.
Fig. 17 und 18 zeigen eine auf dieser Überlegung beruhende
Steuer/Regelanordnung, und das Steuer/Regelsystem ist mit Mitteln zum
Schätzen des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßen
oberfläche versehen. Im folgenden wird der Steueralgorithmus dieses
Aspekts der Erfindung im Detail anhand des Flußdiagramms von Fig. 17
und des Blockdiagramms von Fig. 18 beschrieben.
Zunächst wird der Lenkradwinkel θSW des Lenkrads zu der vorderen
Lenkvorrichtung 1 und der hinteren Lenkvorrichtung 2 übertragen,
wodurch der Vorderradlenkwinkel δF bzw. der Hinterradlenkwinkel δR
erhöht werden. Zu dieser Zeit werden auch verschiedene Zustands
variablen des Fahrzeugs (wie etwa die Gierrate y, die Fahrgeschwindig
keit V, die Radlenkwinkel δ und die Querbeschleunigung GY) erfaßt
(Schritt 1).
Dann werden die Reifenschräglaufwinkel α der Vorder- und Hinterräder
aus den zuvor erwähnten Gleichungen (10-1) und (10-2) erhalten und in
die Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 gemäß der
Lenkwinkelinformation δ und der Fahrgeschwindigkeitsinformation V
eingegeben (Schritt 2), ähnlich wie in der ersten Ausführung.
Die Reifenschräglaufwinkel α werden in Gleichung (11) für das Reifendy
namikmodell eingesetzt, die in den Seitenführungskraft-Berechnungsein
heiten 5 und 6 enthalten ist, um Seitenführungskräfte Y der Vorder- und
Hinterräder zu erzeugen (Schritt 3).
Auf Basis der Vorderrad-Seitenführungskraft YF und der Hinterrad-Seiten
führungskraft YR erzeugt ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkel-Berechnungseinheit 7 einen hypothetischen Fahrzeugkarosse
rie-Schräglaufwinkel βe (Schritt 4). In diesem Fall erhält man den hypo
thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe durch Differenzieren
des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels, und dann
durch Integrieren desselben gemäß den obigen Gleichungen (12) und
(13).
Durch Rückkopplung dieses hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg
laufwinkels βe zu den Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und
4 läßt sich im Ergebnis ein praktisch adäquater angenäherter Wert des
Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels erreichen. Dieser wird dann zu
einer Gleitmodus-Berechnungseinheit 8 weitergeleitet, die durch die oben
in Verbindung mit dem Stand der Technik erwähnte Gleichung (1) ge
kennzeichnet ist, um ein Giermoment MZ zu erzeugen, das als Basis zum
Annähern des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu null dient (Schritt
5). Auf Basis dieses Werts werden die Längskräfte XR und XL der rechten
und linken Reifen bestimmt (Schritt 6) und das Fahrzeug 9 wird ent
sprechend gesteuert/geregelt.
Zwar würde die Steuerstabilität für praktische Zwecke auch dann nicht
beeinträchtigt, wenn der Reibkoeffizient µ zwischen dem Reifen und der
Straßenoberfläche, der in dem Reifendynamikmodell (Gleichung 11) in
den Seitenführungskraftberechnungseinheiten 5 und 6 verwendet wird,
auf einen geeigneten Festwert nahe 1 gesetzt wird. Es bestätigte sich
aber, daß eine höhere Präzision des µ-Werts dazu beiträgt, die Reaktion
zu verbessern. Daher wird gemäß diesem Aspekt der Erfindung der µ-Wert
aus der Querbeschleunigung GY, der Fahrgeschwindigkeit V und der
Gierrate y geschätzt, die relativ leicht zu erfassen sind, und dieser µ-Wert
wird für den Prozeß von Schritt 3 verwendet. Im folgenden wird der
Betrieb einer µ-Schätzeinheit 10 zum Schätzen des µ-Werts anhand der
Fig. 3 und 5 erläutert.
Die Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin
kels βe unter Verwendung der aus dem Reifendynamikmodell (Gleichung
11) berechneten Seitenführungskräfte Y wird fortlaufend im Prozeß von
Schritt 4 durchgeführt. Der Zeitpunkt, zu dem der Absolutwert von βe
unter einen bestimmten Wert nahe null fällt, wird bestimmt (Schritt 11).
Wenn der Absolutwert von βe unter diesen Wert nahe null fällt, werden
die erfaßten Werte der Querbeschleunigung GY, der Gierrate y und der
Fahrgeschwindigkeit einem Integrator 11 zugeführt, und ein geschätzter
Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βD wird aus der folgenden Glei
chung erhalten (Schritt 12)
βD = ∫{(GY/V)-γ}dt, T = ∫dt (17)
Wenn der Absolutwert von βe unter diesen Wert nahe null fällt, wird der
berechnete Wert des geschätzten Fahrzeugkarosserie-Schrägwinkels βD
rückgesetzt, und die Integration wird derart gestartet, daß die Berech
nung von βD nur für eine vorbestimmte Zeitperiode (wie etwa T = 2-3
Sekunden) stattfindet, wenn der Absolutwert der Änderungsrate des
Lenkwinkels unter einem vorbestimmten Wert liegt. Durch Wiederholung
hiervon lassen sich akkumulierende Integrationsfehler vermeiden.
Der somit erhaltene geschätzte Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βD
wird einer geschätzten Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berech
nungseinheit 12 zugeführt, und der geschätzte Reifenschräglaufwinkel αe
wird für jedes der Vorder- und Hinterräder aus den folgenden Gleichun
gen erhalten (Schritt 13).
αeF = βD+(LF/V)γ-δF (18-1)
αeR = βD+(LR/V)γ-δR (18-2)
αeR = βD+(LR/V)γ-δR (18-2)
Nur wenn der geschätzte Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βD be
rechnet wird, werden die Querbeschleunigung GY und die Gierrate y, die
dieser Zeitperiode entsprechen, einer geschätzten Seitenführungskraft-
Berechnungseinheit 1 3 zugeführt, und die geschätzte Seitenführungskraft
Yewird aus den Bewegungsgleichungen als Rückwärtsberechnung für
jede der Vorder- und Hinterräder erhalten (Schritt 14).
YeF = 1/2L{m.LR.GY+I(dγ/dt)}≈mF.GYF (19-1)
YeR = 1/2L{m.LF.GY+I(dγ/dt)}≈mR.GYR (19-2)
YeR = 1/2L{m.LF.GY+I(dγ/dt)}≈mR.GYR (19-2)
wobei mF: Masse der Vorderachse
mR Masse der Hinterachse
GYF: Querbeschleunigung an der Vorderachse
GYR: Querbeschleunigung an der Hinterachse
L: Rad stand (LR+LL)
mR Masse der Hinterachse
GYF: Querbeschleunigung an der Vorderachse
GYR: Querbeschleunigung an der Hinterachse
L: Rad stand (LR+LL)
Die somit erhaltenen geschätzten Seitenführungskräfte YeF und YeR und
die geschätzten Reifenschräglaufwinkel αeF und αeR werden einer µ-Be
rechnungseinheit 16 zugeführt. Es werden Daten über die Beziehung
zwischen den geschätzten Seitenführungskräften Ye und den geschätzten
Reifenschräglaufwinkeln αe aufgebaut (Schritt 15). Wenn gewertet wird,
daß eine ausreichende Datenmenge aufgebaut worden ist (beispielsweise
die Daten, die den Fall von Schräglaufwinkeln von fünf Grad oder mehr
beinhalten) werden die geschätzten Reifenschräglaufwinkel αe einem
Reifeneigenschaftsmodell 14 des Fahrzeugs zugeführt, in dem die experi
mentell erhaltene Beziehung zwischen dem Reifenschräglaufwinkel α, der
Seitenführungskraft Y und dem Reibkoeffizienten µ zwischen dem Reifen
und der Straßenoberfläche vorab in Form eines Kennfelds gespeichert ist.
Die hypothetische Seitenführungskraft Yd wird dann von jedem der
rechten und linken Räder erhalten, während sich µ von 0 zu 1,2 ändert
(Schritt 16).
Die aus den Daten zu dieser Beziehung erhaltenen hypothetischen
Seitenführungskräfte YdF und YdR, sowie die geschätzten Seitenführungs
kräfte YeF und YeR werden einem Komparator 15 zugeführt, um den Wert
von µ zu erhalten, der die durchschnittliche Standardabweichung mini
miert (Schritt 17), und die Berechnung von Schritt 3 wird unter Ver
wendung dieses optimierten Werts von µ durchgeführt (Schritt 18).
Dieser Bearbeitungsprozeß wird sequentiell (mit einer geeigneten Fre
quenz) durchgeführt, wenn das Fahrzeug ohne jede Beschleunigung oder
Verzögerung fährt, so daß die Fahrzeugbewegungssteuerung auf Echt
zeitbasis unter Berücksichtigung der laufenden Änderungen des Zustands
der Straßenoberfläche durchgeführt werden kann.
Die obigen Gleichungen (6) und (7) erzeugen den Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel mit hoher Präzision, wenn die Längsgeschwindigkeit Vx
der Fahrzeugkarosserie ausreichend größer ist als der Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel Vy, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit Vx
relativ gering sind, wobei jedoch unter extremen Bedingungen, wenn eine
solche Beziehung nicht gilt, anstelle der Gleichungen (12) und (13) die
Gleichungen (14) und (16) verwendet werden können.
Fig. 21 ist ein Blockdiagramm eines Steuer/Regelsystems für ein Vier
rad-gelenktes Fahrzeug einer fünften Ausführung, das diese Gleichungen
zur genaueren Schätzung des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels
verwendet. Anzumerken ist, daß sich in diesem Fall die hypothetische
Fahrzeuggeschwindigkeit-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7' von
der hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungs
einheit 7 der in Fig. 18 dargestellten vierten Ausführung unterscheidet.
Die obige Diskussion war auf die Anwendung der Erfindung bei einem
Vierrad-gelenkten Fahrzeug gerichtet, wobei jedoch die Erfindung glei
chermaßen auch bei Fahrzeugen anwendbar ist, bei denen nur die Vor
derräder gelenkt werden, wie sich leicht aus dem Vergleich der ersten
und zweiten Ausführungen entnehmen läßt.
Somit kann die Fahrzeugbewegung mit für praktische Zwecke ausrei
chender Reaktion und Stabilität gesteuert/geregelt werden, und zwar
ohne genaue Bestimmung des Reibkoeffizienten zwischen der Straßen
oberfläche und den Reifen, wobei die Kenntnis des Reibkoeffizienten auf
der Basis einer Schätzung aus dem dynamischen Verhalten des Fahr
zeugs die Leistung des Steuer/Regelprozesses noch weiter verbessern
kann. Daher kann die Gesamtstruktur des Systems vereinfacht werden,
und die Herstellungskosten können reduziert werden. Daher läßt sich bei
einem hochleistungsfähigen Fahrzeugbetriebs-Unterstützungssystem ein
signifikanter Fortschritt erzielen.
Es wird ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahr
zeugkarosserie-Schräglaufwinkels β vorgeschlagen, um eine
Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewegung mit für praktische Zwecke
ausreichender Reaktion und Stabilität zu gestatten, auch ohne direkte
Erfassung oder genaue Schätzung des Reibkoeffizienten µ zwischen der
Straßenoberfläche und dem Reifen. Ein Reifenschräglaufwinkel α wird aus
der Gierrate y, der Fahrgeschwindigkeit V, dem Fahrzeugkarosserie-
Schräglaufwinkel β und dem Lenkwinkel δ berechnet. Eine Seitenfüh
rungskraft y wird aus einem Reifendynamikmodell unter Berücksichtigung
zumindest des Reifenschräglaufwinkels α berechnet. Ein hypothetischer
Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe wird aus der Seitenführungskraft
Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y berechnet. Der Reifen
schräglaufwinkel α wird durch rekursive Rückkopplung des hypotheti
schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe berechnet.
Claims (12)
1. Verfahren zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin
kels bei der Bewegungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs,
umfassend die Schritte:
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindigkeit (V), einem Fahrzeugkaros serie-Schräglaufwinkel (β), der als ein Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
Berechnen einer Seitenführungskraft (Y) aus einem Reifendy namikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräg laufwinkels (α); und
Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels (βe) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwin digkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der Reifenschräglaufwinkel (α) durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) berechnet wird.
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindigkeit (V), einem Fahrzeugkaros serie-Schräglaufwinkel (β), der als ein Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
Berechnen einer Seitenführungskraft (Y) aus einem Reifendy namikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräg laufwinkels (α); und
Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels (βe) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwin digkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der Reifenschräglaufwinkel (α) durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) berechnet wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Reibkoeffizient (µ) zwischen dem Reifen und der Straßen
oberfläche in dem Reifendynamikmodell auf einen Wert in der Nähe
von 1,0 festgelegt wird.
3. Verfahren nach Anspruch 1,
gekennzeichnet durch den Schritt:
Schätzen des Reibkoeffizienten (µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft (Ye), die aus der Gierrate (y) und der Querbeschleunigung (GY) berechnet wird, und einem Reifenschräglaufwinkel (αe), der aus einem Fahr zeugkarosserie-Schräglaufwinkel (βD) berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate (y), der Querbeschleunigung (GY) und der Fahrgeschwindigkeit (V) berechnet wird.
Schätzen des Reibkoeffizienten (µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft (Ye), die aus der Gierrate (y) und der Querbeschleunigung (GY) berechnet wird, und einem Reifenschräglaufwinkel (αe), der aus einem Fahr zeugkarosserie-Schräglaufwinkel (βD) berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate (y), der Querbeschleunigung (GY) und der Fahrgeschwindigkeit (V) berechnet wird.
4. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt der Berechnung eines
hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe aus der
Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der
Gierrate γ die Verwendung folgender Gleichung umfaßt:
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad).
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad).
5. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeug
karosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seitenführungskraft Y,
der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die Verwendung
der folgenden Gleichungen umfaßt:
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx)
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Vx: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx)
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Vx: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.
6. Verfahren nach Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Längsgeschwindigkeit (Vx) des Fahrzeugs aus einer Radge
schwindigkeit des Fahrzeugs ermittelt wird.
7. Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglauf
winkels bei der Bewegungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs,
umfassend:
eine Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen eines Reifen schräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindig keit (V), einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel (β), der als Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
eine Berechnungseinheit (5, 6) zum Berechnen einer Seiten führungskraft (Y) aus einem Reifendynamikmodell unter Berück sichtigung zumindest des Reifenschräglaufwinkels (α); und
eine Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypo thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwindigkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin kel (βe) zur Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen des Reifen schräglaufwinkels (α) rückgekoppelt wird.
eine Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen eines Reifen schräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindig keit (V), einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel (β), der als Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
eine Berechnungseinheit (5, 6) zum Berechnen einer Seiten führungskraft (Y) aus einem Reifendynamikmodell unter Berück sichtigung zumindest des Reifenschräglaufwinkels (α); und
eine Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypo thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwindigkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin kel (βe) zur Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen des Reifen schräglaufwinkels (α) rückgekoppelt wird.
8. Vorrichtung nach Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet,
daß ein Reibkoeffizient (µ) zwischen dem Reifen und der Straßen
oberfläche in dem Reifendynamikmodell auf einen Wert in der Nähe
von 1,0 festgelegt ist.
9. Vorrichtung nach Anspruch 7, ferner gekennzeichnet durch
eine Berechnungseinheit (10) zum Schätzen des Reibkoeffizienten
(µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwen
dung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwi
schen der Seitenführungskraft (Ye), die aus der Gierrate (y) und der
Querbeschleunigung (GY) berechnet ist, sowie dem Reifenschräg
laufwinkel (αe), der aus einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin
kels (βD) berechnet ist, der wiederum aus der Gierrate (y), der
Querbeschleunigung (GY) und der Fahrgeschwindigkeit (V) be
rechnet ist.
10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypotheti
schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) aus der Seiten
führungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y
die folgende Gleichung verwendet:
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad) ist.
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad) ist.
11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 10,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Berechnungseinheit (7) zur Berechnung eines hypotheti
schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seiten
führungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ
die folgenden Gleichungen verwendet:
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx)
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Vx: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx)
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Vx: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.
12. Vorrichtung nach Anspruch 11,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Längsgeschwindigkeit (Vx) des Fahrzeugs aus einer Radge
schwindigkeit des Fahrzeugs ermittelt wird.
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