DE3720172A1 - Antirutsch-steuersystem - Google Patents

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Antirutsch- Steuersystem für ein Fahrzeug, beispielsweise ein Auto­ mobil, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 bzw. 5. Weiterhin betrifft die vorliegende Erfindung ein System zur Ableitung der Geschwindigkeit eines Fahrzeugs, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 10, welches in einem Fahrzeug-Steuersystem, wie beispielsweise einem Anti­ rutsch-Steuersystem verwendbar ist.

Bei einigen bekannten Antirutsch-Steuersystemen für Fahrzeuge wird die Umdrehungsgeschwindigkeit eines Fahrzeugrades durch einen Sensor erfaßt und auch eine Referenz-Fahrzeuggeschwindigkeit derart bestimmt, daß das Ausgangssignal von dem Fahrzeugrad-Geschwindig­ keitssensor verarbeitet wird. Während des Betriebs einer Fahrzeugbremse, wird die Referenz-Fahrzeuggeschwindig­ keit mit der Fahrzeugrad-Geschwindigkeit verglichen, um ein Fahrzeugrad-Schlupfmaß zu bestimmen. Die auf die Fahrzeugräder mittels der Bremse ausgeübte Bremskraft wird gemäß des bestimmten Schlupfmaßes so eingestellt, daß ein nicht akzeptierbarer Grad an Fahrzeugradschlupf verhindert werden kann, und somit das Fahrzeug optimal gebremst werden kann. Die veröffentlichte japanische Pa­ tentanmeldung 59-30 585 zeigt ein solches Fahrzeuganti­ rutsch-Steuersystem.

In anderen bekannten Fahrzeugantirutsch-Steuersystemen wird die Fahrzeuggeschwindigkeit, welche zur Steuerung der Bremskraft verwendet wird, von der höchsten der Fahrzeugrad-Drehgeschwindigkeiten abgeleitet, welche durch eine Mehrzahl von Sensoren erfaßt wird, die mit den entsprechenden Fahrzeugrädern verbunden sind, oder von einer vorbestimmten Verlangsamung bzw. Verzögerung abge­ leitet wird. Wenn die Fahrzeugräder blockieren, oder wenn alle Fahrzeugräder wesentlich unter dieselbe Schlupfrate fallen, tendiert die abgeleitete Fahrzeuggeschwindigkeit dahin, geringer als die tatsächliche Fahrzeuggeschwin­ digkeit zu sein. Solch eine Abweichung der abgeleiteten Fahrzeuggeschwindigkeit von der tatsächliche Fahrzeug­ geschwindigkeit vermindert die Genauigkeit oder Zuver­ lässigkeit der Antirutsch-Steuerung.

Es ist deshalb Aufgabe der vorliegenden Erfindung ein exaktes und zuverlässiges Antirutsch-Steuersystem, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 bzw. 5 sowie ein präzises System zur Ableitung der Fahrzeuggeschwindigkeit, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 10 zu schaffen.

Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 bzw. 5 sowie des Anspruchs 10 gelöst.

In einem Antirutsch-Steuersystem, gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung, wird die Drehge­ schwindigkeit eines Fahrzeugrades erfaßt. Eine Betäti­ gungseinrichtung dient dazu, das Fahrzeugrad zu bremsen.

Es wird eine Bremsbedingung der Betätigungseinrichtung erhalten. Die Verlangsamung bzw. Verzögerung des Fahr­ zeugs wird von der erhaltenen Bremsbedingung erhalten. Die erfaßte Fahrzeugrad-Geschwindigkeit wird gemäß der erhaltenen Fahrzeug-Verlangsamung derart korrigiert, so daß die Geschwindigkeit des Fahrzeugs erhalten wird. Die Betätigungseinrichtung wird gemäß der erfaßten Fahrzeug­ rad-Geschwindigkeit und der erhaltenen Fahrzeug-Ge­ schwindigkeit gesteuert.

In einem Antirutsch-Steuersystem, gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung, wird die Drehge­ schwindigkeit eines Fahrzeugrades erfaßt. Eine hydrauli­ sche Betätigungseinrichtung dient zur Bremsung des Fahr­ zeugrads. Eine Vorrichtung leitet den hydraulischen Bremsdruck, der auf die hydraulische Betätigungseinrich­ tung ausgeübt wird, ab, was einem Reibungskoeffizienten der Straßenoberfläche entspricht. Eine erste Geschwin­ digkeit eines Fahrzeugs wird von der erfaßten Fahrzeug­ rad-Geschwindigkeit abgeleitet. Eine zweite Geschwindig­ keit des Fahrzeugs wird von dem erfaßten hydraulischen Bremsdruck abgeleitet. Eine Endgeschwindigkeit des Fahr­ zeugs wird gemäß der ersten Fahrzeuggeschwindigkeit und der zweiten Fahrzeuggeschwindigkeit abgeleitet. Der auf die hydraulische Betätigungseinrichtung ausgeübte hydraulische Bremsdruck wird gemäß der erfaßten Fahrzeug­ rad-Geschwindigkeit und der Fahrzeug-Endgeschwindigkeit gesteuert.

In einem System, gemäß einem dritten Aspekt der vorlie­ genden Erfindung, wird die Drehgeschwindigkeit eines Fahrzeugrades erfaßt. Eine Vorrichtung leitet eine Be­ dingung einer Fahrzeugbremse, welche in Zusammenhang mit der auf das Fahrzeugrad aufgebrachten Bremskraft steht, ab. Die Geschwindigkeit des Fahrzeugs wird von der er­ faßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit und der abgeleiteten Bremsbedingung hergeleitet.

Die Unteransprüche haben vorteilhafte Weiterbildungen der vorliegenden Erfindung zum Inhalt.

Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile der vorlie­ genden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Be­ schreibung unter Bezugnahme auf die Zeichnung.

Es zeigt:

Fig. 1 ein Blockschaltbild eines Antirutsch-Steuersy­ stems, gemäß einer grundlegenden Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;

Fig. 2 (a) eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen Schlupfmaß und Straßenoberflächen-Rei­ bungskoeffizienten;

Fig. 2 (b) eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen hydraulischem Druck des Radzylinders und Bremsdruck;

Fig. 3 ein Blockschaltbild eines Antirutsch-Steue­ rungssystems, gemäß einer ersten spezifischen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;

Fig. 4 ein Blockschaltbild eines hydraulischen Schalt­ kreises im System von Fig. 3;

Fig. 5 ein Blockschaltbild eines Teiles des Systems von Fig. 3;

Fig. 6 eine graphische Darstellung, welche die zeitab­ hängigen Veränderungen des tatsächlichen hydrau­ lischen Druckes und des hydraulischen Ziel-Druckes zeigt, der in dem Steuersystem gemäß den Fig. 3 bis 5 bestimmt wird;

Fig. 7 ein Flußdiagramm eines Programms, welches den elektronischen Steuerschaltkreis in den Fig. 3 und 5 steuert;

Fig. 8 eine Darstellung einer inneren Ausgestaltung des Fahrzeug-Geschwindigkeits-Berechnungsblocks von Fig. 7;

Fig. 9 eine graphische Darstellung, in der zeitabhängige Veränderungen der Fahrzeugrad-Geschwindigkeit, die abgeleitete Fahrzeug-Geschwindigkeit, die tatsächliche Fahrzeug-Geschwindigkeit, der hydraulische Druck im Radzylinder, und ein hydraulischer Lerndruck (learning hydraulic pressure) in den Steuersystemen der Fig. 3 bis 8 dargestellt sind;

Fig. 10 eine graphische Darstellung, welche zeitabhängige Veränderungen der oberen Grenze der Fahrzeug- Geschwindigkeit, eine Fahrzeug-Lerngeschwindig­ keit (learning vehicle speed), die Fahrzeugrad- Geschwindigkeit, die abgeleitete Fahrzeug-End­ geschwindigkeit, den hydraulischen Druck im Radzylinder, und den hydraulischen Lerndruck zeigt; und

Fig. 4 ein Blockschaltbild eines Antirutsch-Steue­ rungssystems, gemäß einer zweiten spezifischen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.

Gleiche und entsprechende Elemente werden im folgenden durch dieselben Bezugsziffern in den Zeichnungen aufge­ führt.

Wie in Fig. 1 dargestellt, weist ein Fahrzeug-Anti­ rutsch-Steuersystem einen Fahrzeugrad-Geschwindigkeits­ sensor A und eine Fahrzeugbremssteuerungs-Betätigungs­ einrichtung B auf. Der Sensor A erfaßt die Drehgeschwin­ digkeit eines Fahrzeugrades. Wenn die Betätigungsein­ richtung B betrieben wird, wird das Fahrzeug gebremst. Ein Detektor oder eine Einrichtung C erfaßt oder leitet eine Bedingung der Betätigungseinrichtung B ab, welche einem auf das Fahrzeug aufgebrachten Bremsdruck ent­ spricht. Eine Einrichtung D leitet eine Verlangsamung des Fahrzeugs aus der Bremsbedingung ab, die durch den De­ tektor C abgeleitet wurde, oder berechnet die Verlangsa­ mung. Eine Einrichtung E leitet die Fahrzeug-Geschwin­ digkeit ab oder berechnet diese durch Korrigieren der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit gemäß der errechne­ ten Fahrzeugverlangsamung. Eine Einrichtung F steuert die Betätigungseinrichtung B gemäß der erfaßten Fahrzeug­ rad-Geschwindigkeit und der errechneten Fahrzeug-Ge­ schwindigkeit.

Beispielsweise weist die Betätigungseinrichtung B einen hydraulischen Radbremszylinder auf. Der Detektor C zur Erfassung der Bremskraftbedingung weist einen Sensor auf, der den auf den Radbremszylinder ausgeübten hydraulischen Druck erfaßt. Anstelle des Drucksensors kann der Detektor C zur Erfassung der Bremskraftbedingung eine Anordnung aufweisen, welche eine Bremsbedingung von einem Steuer­ signal erfaßt oder ableitet, welches durch die Steuer­ einrichtung F der Betätigungseinrichtung B zugeführt wird. Während der Fahrzeug-Antirutsch-Steuerung werden die Fahrzeugrad-Drehungsgeschwindigkeit und die Brems­ kraftbedingung durch den Sensor A und den Detektor C er­ faßt. In der Einrichtung D wird die Fahrzeugverlangsamung von der Bremskraftbedingung abgeleitet oder berechnet, die durch den Detektor C abgeleitet wird. In der Ein­ richtung E wird die Fahrzeug-Geschwindigkeit abgeleitet oder berechnet, gemäß der berechneten Fahrzeugverlangsa­ mung und der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit. Die Einrichtung F steuert die Betätigungseinrichtung B gemäß der berechneten Fahrzeug-Geschwindigkeit und der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit, so daß das Schlupfmaß des Fahrzeugrads auf einem optimalen Wert gehalten werden kann.

Die Berechnung der Fahrzeuggeschwindigkeit wird hierunter noch genauer beschrieben. Wie in Fig. 2 (a) dargestellt, verändert sich, während des Bremsens des Fahrzeugs, der Reibungskoeffizient zwischen dem Fahrzeugrad und einer Straßenoberfläche in Abhängigkeit der Schlupfrate des Fahrzeugrads.

Speziell, steigt in einem Bereich des Schlupfmaßes unter einem bestimmten Wert Sa der Reibungskoeffizient mit dem Schlupfmaß bzw. der Schlupfrate und verläuft im wesent­ lichen proportional zu dem Schlupfmaß. Der Schlupfmaßbe­ reich unterhalb des bestimmten Werts Sa entspricht einem stabilen Bereich, in dem das Fahrzeugrad unblockiert bleibt. In dem stabilen Bereich ist, wie in Fig. 2 (b) gezeigt, die Bremskraft im wesentlichen proportional zu dem auf den hydraulischen Radbremszylinder ausgeübten hydraulischen Druck. Demzufolge werden in dem stabilen Bereich die Bremskraft und die Fahrzeugverlangsamung präzise von dem hydraulischen Bremsdruck abgeleitet. Die Fahrzeug-Geschwindigkeit wird exakt geschätzt oder be­ rechnet, gemäß der präzise abgeleiteten Fahrzeugverlang­ samung.

Im Bereich des Schlupfmaßes, gleich oder größer des be­ stimmten Wertes Sa verringert sich der Reibungskoeffi­ zient mit steigendem Schlupfmaß. Der Schlupfmaßbereich, gleich oder größer des bestimmten Wertes Sa entspricht einem instabilen Bereich, wo das Fahrzeugrad blockiert ist. Im instabilen Bereich werden die Bremskraft und die Fahrzeug-Geschwindigkeit geschätzt oder berechnet aus einem hydraulischen Bremsdruck in einer Lerntechnik oder einem Lernverfahren (learning technic or method).

In den Fig. 3 bis 5 ist ein Fahrzeug-Antirutsch- Steuersystem gemäß einer ersten spezifischen Ausfüh­ rungsform der vorliegenden Erfindung dargestellt. Ein Fahrzeug weist ein rechtes Vorderrad (VR) 1, ein linkes Vorderrad (VL) 2, ein rechtes Hinterrad (HR) 3, und ein linkes Hinterrad (HL) 4 auf. Die Vorderräder 1 und 2 sind mit einer Antriebsmaschine verbunden, so daß sie als An­ triebsräder dienen. Die Hinterräder 3 und 4 dienen all­ gemein als Leerlaufräder.

Drehgeschwindigkeitssensoren 5 bis 8, die mit den Fahr­ zeugrädern 1 bis 4 verbunden sind, erzeugen Signale 5 a bis 8 a, die den Drehgeschwindigekeiten der entsprechenden Räder 1 bis 4 entsprechen. Beispielsweise sind die Rad­ geschwindigkeitssensoren 5 bis 8 von der Art einer elek­ tromagnetischen Aufnahme oder photoelektrischer Senso­ ren.

In einer hydraulischen Bremse angeordnete Radzylinder 9 bis 12 sind mit den Fahrzeugrädern 1 bis 4 entsprechend verbunden. Das Fahrzeug weist ein Bremspedal 13 auf. Ein Stopschalter oder Positionssensor 14, der mit dem Brems­ pedal 13 verbunden ist, erzeugt ein Signal 14 a, das dem gedrückten oder nicht gedrückten Bremspedal 13 ent­ spricht, d.h., ob die Bremse betätigt wird oder nicht. Ein Hauptzylinder 15 ist mit dem Bremspedal 13 verbunden und erzeugt einen hydraulischen Bremsdruck, wenn das Bremspedal 13 gedrückt wird. Der Hauptzylinder 15 ist hydraulisch mit den Radzylindern 9 bis 12 verbunden, so daß der hydraulische Bremsdruck auf die Radzylinder 9 bis 12 ausgeübt werden kann. Eine Drucksteuervorrichtung oder Betätigungseinheit 17, die in der Verbindung des Hauptzylinders 15 mit den Radzylinder 9 bis 12 angeordnet ist, bestimmt einstellbar die hydraulischen Bremsdrücke, die auf die entsprechenden Radzylinder 9 bis 12 ausgeübt werden. Ein elektronischer Steuerschaltkreis 18, der mit der Betätigungseinheit 17 verbunden ist, liefert Druck­ steuersignale zur Betätigungseinheit 17. Die hydrauli­ schen Bremsdrücke, die den Radzylindern 9 bis 12 zuge­ führt werden, werden gemäß den Drucksteuersignalen ein­ gestellt.

Wie in Fig. 4 dargestellt, weist die Betätigungseinheit 17 Kontrollventile 19 a bis 19 d auf, welche in entspre­ chenden Hydraulikleitungen angeordnet sind, die die Radzylinder 9 bis 12 entsprechend mit dem Hauptzylinder 15 verbinden. Ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 24 a ist parallel zu den Regelventilen 19 a und 19 d über eine Hydraulikleitung 22 a verbunden. Ein anderes Zweistel­ lungs-Solenoid-Ventil 24 b ist parallel zu den Kontroll­ ventilen 19 b und 19 c angeordnet und über eine Hydraulik­ leitung 22 b mit diesen verbunden.

Die Betätigungseinheit 17 weist einen Motor 30 und Hydraulikpumpen 31 a und 31 b auf. Die Hydraulikpumpen 31 a und 31 b sind mechanisch mit dem Motor 30 verbunden, so daß diese von dem Motor 30 angetrieben werden können. Eine Hochdruckseite oder Auslaßseite der Hydraulikpumpe 31 a ist hydraulisch mit dem Radzylinder 10 über ein Kon­ trollventil 31 b und ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38 b verbunden, so daß ein von der Pumpe 31 a erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 10 über das Kon­ trollventil 35 b und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38 b zugeführt werden kann. Die Auslaßseite der hydraulischen Pumpe 31 a ist ebenfalls hydraulisch mit dem Radzylinder 11 über ein Kontrollventil 35 c und ein Zweistellungs-So­ lenoid-Ventil 38 c verbunden, so daß ein von der Pumpe 31 a erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 11 über das Kontrollventil 35 c und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38 c zugeführt werden kann. Eine Hochdruckseite oder Aus­ laßseite der Hydraulikpumpe 31 b ist hydraulisch mit dem Radzylinder 9 über ein Kontrollventil 35 a und ein Zwei­ stellungs-Solenoid-Ventil 38 a verbunden, so daß ein von der Pumpe 31 b erzeugter hydraulischer Druck dem Radzy­ linder 9 über das Kontrollventil 35 a und das Zweistel­ lungs-Solenoid-Ventil 38 a zugeführt werden kann. Die Auslaßseite der hydraulischen Pumpe 31 b ist auch hydrau­ lisch mit dem Radzylinder 12 über ein Kontrollventil 35 d und ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38 d verbunden, so daß ein von der Pumpe 31 b erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 12 über das Kontrollventil 35 d und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38 d zugeführt werden kann. Die Solenoid-Ventile 38 b und 38 c sind hydraulisch mit einer Niederdruckseite und einer Einlaßseite der Hydrau­ likpumpe 31 a verbunden. Die Solenoid-Ventile 38 a und 38 d sind hydraulisch mit einer Niederdruckseite oder einer Einlaßseite der Hydraulikpumpe 31 b verbunden.

Wie in Fig. 5 dargestellt, ist der elektronische Steuer­ schaltkreis 18 elektrisch mit den Solenoid-Ventilen 24 a, 38 a und 38 d und dem Motor 30 innerhalb der Betätigungs­ einheit 17 verbunden. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 liefert Steuersignale 18 a, 18 b, 18 c und 18 d zu dem Zweistellungs-Solenoid-Ventil 24 a, dem Motor 30, und den Zweistellungs-Solenoid-Ventilen 38 a und 38 d, entspre­ chend.

Wenn das Bremspedal 13 gedrückt wird, erzeugt der Hauptzylinder 15 einen steigenden hydraulischen Brems­ druck. Während eines Zeitraums vor der Antirutsch-Steue­ rung weisen die Steuersignale 18 a bis 18 d, welche von dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 zu den Elementen 24 a, 30, 38 a und 38 d geliefert werden, den logischen Zustand "0" auf, so daß die Solenoid-Ventile 24 a, 38 a und 38 d in, wie in Fig. 5 dargestellten Positionen sind, und das der Motor 30 sich in Ruhe befindet. Folglich wird in Fällen, in denen das Bremspedal 13 während einem Zeitraum vor der Antirutsch-Steuerung niedergedrückt wird, der von dem Hauptzylinder 15 erzeugte hydraulische Bremsdruck durch das Solenoid-Ventil 24 a auf die Radzylindern 9 und 12 ausgeübt, die ihrerseits Bremskräfte auf die Fahrzeugrä­ der 1 und 4 gemäß dem hydraulischen Bremsdruck ausüben. Während dieser Periode verändern die Kontrollventile 35 a und 35 d (vgl. Fig. 4) die Übertragung von hydraulischer Bremskraft von den Radzylinder 9 und 10 zur Hydraulik­ pumpe 31 b.

In Fällen, in denen das Bremspedal 13 gedrückt ist, neh­ men, wenn der elektronische Steuerschaltkreis 18 die An­ tirutsch-Steuerung gemäß den Fahrzeugrad-Geschwindig­ keitssignalen 5 a bis 8 a von den Sensoren 5 bis 8 beginnt, die Steuersignale 18 a und 18 b, welche von dem elektroni­ schen Steuerschaltkreis 18 den Solenoid-Ventil 24 a und dem Motor 30 geliefert werden, den logischen Zustand "1" ein, so daß die Stellung des Solenoid-Ventils 24 a sich ändert, und der Motor 30 angetrieben wird. Diese Stel­ lungsänderung des Solenoid-Ventils 24 a unterbricht die Verbindung der Radzylinder 9 und 12 mit dem Hauptzylinder 15. Der Antrieb des Motors 30 treibt die Hydraulikpumpe 31 b an, so daß die Hydraulikpumpe 31 b einen hydraulischen Druck erzeugt, der sich zu den Radzylindern 9 und 12 über die Steuerventile 35 a und 35 d (siehe Fig. 4) und über die Solenoid-Ventile 38 a und 38 d fortsetzen kann.

Während der Antirutsch-Steuerung werden die Steuersignale 18 c und 18 d, welche von dem elektronischen Steuerschalt­ kreis 18 zu den Solenoid-Ventilen 38 a und 38 d geliefert werden, periodisch mit einer festen Frequenz zwischen den logischen Zuständen "0" und "1" hin und her bewegt. Mit anderen Worten, werden die Solenoid-Ventile 38 a und 38 d während der Antirutsch-Steuerung einem konstanten Puls­ frequenzantrieb unterworfen. Die Stellungen der Sole­ noid-Ventile 38 a und 38 d verändern sich gemäß der Bewe­ gung der Kontrollsignale 18 c und 18 d zwischen den logi­ schen Zuständen "0" und "1". Während der Antirutsch- Steuerung koppeln die Solenoid-Ventile 38 a und 38 d die Radzylinder 9 und 12 von der Hochdruckseite der Hydrau­ likpumpe 31 b ab, wenn die Kontrollsignale 18 c und 18 d den logischen Zustand "1" einnehmen, verbinden jedoch die Radzylinder 9 und 12 mit der Niederdruckseite der Hydraulikpumpe 31 b, so daß der Bremsdruck, der auf die Radzylinder 9 und 12 ausgeübt wird, fällt. Wenn die Steuersignale 18 c und 18 d den logischen Zustand "0" ein­ nehmen, unterbrechen die Solenoid-Ventile 38 a und 38 d die Verbindung der Radzylinder 9 und 12 zu der Niederdruck­ seite der Hydraulikpumpe 31 b, verbinden jedoch die Radzylinder 9 und 12 mit der Hochdruckseite der Hydrau­ likpumpe 31 b, so daß der auf die Radzylinder 9 und 12 ausgeübte Bremsdruck steigt. Demgemäß hängen die Mittel­ oder Wirkwerte der auf die Radzylinder 9 und 12 ausgeüb­ ten Drücke von den Arbeitszyklen der Steuersignale 18 c bzw. 18 d ab. Während der Antirutsch-Steuerung steuert der elektronische Steuerschaltkreis 18 die Radzylinderbrems­ drücke über Einstellungen der Arbeitszyklen der Steuer­ signale 18 c und 18 d.

Der elektronische Steuerschaltkreis 18 ist elektrisch mit den Solenoid-Ventilen 24 b, 38 b und 38 c innerhalb der Be­ tätigungseinheit 17 verbunden. Hierbei sei darauf hinge­ wiesen, daß die Solenoid-Ventile 24 b, 38 b und 38 c und auch die Verbindungen des Steuerschaltkreises 18 zu den Solenoid-Ventilen 24 b, 38 b und 38 c in der Fig. 5 wegge­ lassen wurden. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 liefert Steuersignale zu den Solenoid-Ventilen 24 b, 38 b bzw. 38 c. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 steuert die Solenoid-Ventile 24 b, 38 b und 38 c in einer der Steuerung der Solenoid-Ventile 24 a, 38 a und 38 d ähnlichen Weise. Die Hydraulikpumpe 31 a wird in und außer Betrieb gesetzt gemäß dem dem Motor 30 zugeführten Steuersignal 18 b in einer der Inbetrieb- und Außerbetriebsetzung der Hydraulikpumpe 31 b ähnlichen Weise. Demzufolge wird, in den Fällen, in denen das Bremspedal 13 während einer Zeitdauer vor der Antirutsch-Steuerung niedergedrückt wird, ein hydraulischer Bremsdruck von dem Hauptzylinder 15 auf die Radzylinder 10 und 11 ausgeübt. Während der Antirutsch-Steuerung werden die Radzylinder 10 und 11 Bremsdrücken unterworfen, welche von einem durch die Hydraulikpumpe 31 a erzeugten hydraulischen Druck abge­ leitet sind. Während der Antirutsch-Steuerung steuert der elektronische Steuerschaltkreis 18 die Radzylinderbrems­ drücke durch Einstellung von Arbeitszyklen der Signale, welche den Solenoid-Ventilen 38 b und 38 c zugeführt wer­ den.

Die Steuerung der hydraulischen Bremsdrücke durch Ein­ stellung von Arbeitszyklen der Steuersignale, welche den Solenoid-Ventilen 38 a bis 38 d zugeführt werden, wird hieran noch in stärkeren Einzelheiten beschrieben. In Fig. 6 zeigt die durchgezogene Linie einen tatsächlichen Bremsdruck, der auf die Radzylinder 9, 10, 11 oder 12 ausgeübt wird, während die Punkte P 0 bis P 4 Zielbrems­ drücke angeben, die in dem elektronischen Steuerschalt­ kreis 18 bestimmt wurden. Das dem Solenoid-Ventil 38 a, 38 b, 38 c oder 38 d zugeführte Steuersignal wechselt zwi­ schen einem logischen Zustand "0" und einem logischen Zustand "1" in einer bestimmten Zeitdauer T, beispiels­ weise in einem Zeitraum von 32 msec. In Fig. 6 befindet sich das dem Solenoid-Ventil zugeführte Steuersignal, während ersten Bereichen d 0 bis d 3 des entsprechend festgesetzten Intervalls T in einem logischen Zustand "0", so daß der tatsächliche Bremsdruck ansteigt. Das Maß des Ansteigens des tatsächlichen Bremsdrucks hängt ab von den Eigenschaften der hydraulischen Pumpe 31 a oder 31 b und ist annähernd konstant. Während der verbleibenden Bereiche der entsprechend festgelegten Intervalle T, be­ findet sich das dem Solenoid-Ventil zugeführte Steuersig­ nal in einem logischen Zustand "1", so daß der tatsäch­ liche Bremsdruck fällt. Das Maß der Verringerung des tatsächlichen Bremsdrucks hängt ab von den Strukturen von Strömungswiderständen des hydraulischen Fluids und der Viskosität des hydraulischen Fluids und sind in der Regel exponential. Werden die ersten Bereiche d 0 bis d 3 der entsprechenden festgelegten Intervalle T durch die Ar­ beitszyklussteuerung vergrößert oder verkleinert, so nimmt der Mittel- oder effektive hydraulische Bremsdruck zu oder fällt entsprechend.

Wie in Fig. 6 gezeigt, ist der Zielbremsdruck (P 0 bis P 4) periodisch an regelmäßig im Abstand von einander befind­ lichen Zeitpunkten bestimmt. In Fig. 6 bedeutet die die Zielbremsdrücke P 0 bis P 4 verbindende gestrichelte Linie einen angenommenen Zielbremsdruck, der in den Maßen an­ steigt und fällt, die auf der Grundlage von experimentell erfaßten Anstieg- und Abfallraten des tatsächlichen Bremsdruckes gewählt wurden. Insbesondere ist die An­ stiegrate des angenommenen Zielbremsdrucks entsprechend der ansteigenden Rate des tatsächlichen Bremsdrucks kon­ stant. Die Abfallrate des angenommenen Zielbremsdrucks ist exponential bezüglich der Abfallrate des tatsächli­ chen Bremsdrucks. Diese konstanten Anstiegsraten und ex­ ponentialen Abfallsraten des angenommenen Zielbremsdrucks und des tatsächlichen Bremsdrucks gewährleisten allge­ mein, daß der Zielbremsdruck schnell sich dem tatsächli­ chen Bremsdruck nähert, sogar wenn der Zielbremsdruck ausgangs erheblich unterschiedlich gegenüber dem tat­ sächlichen Bremsdruck gesetzt wurde. Demzufolge ent­ spricht der Zielbremsdruck im wesentlichen dem tatsäch­ lichen Bremsdruck.

Der elektronische Steuerschaltkreis 18 weist ein Mikro­ computersystem auf, welches eine Kombination aus einer zentralen Verarbeitungseinheit, einem ROM, einem RAM und einem Eingang/Ausgangsschaltkreis aufweist. Der elektro­ nische Steuerschaltkreis 18 arbeitet nach einem Programm, das in dem ROM gespeichert ist. Fig. 7 stellt ein Fluß­ diagramm eines Programmteiles dar, welches sich auf die Antirutsch-Steuerung bezieht. Das Antirutsch-Steuerpro­ gramm wiederholt sich in einer festgelegten Zeit. Während des Bremsbetriebs im ersten Ausführungszyklus des Anti­ rutsch-Steuerprogramms setzt ein Initialisierungsschritt der dem Schritt 110 (der hierunter beschrieben werden wird) vorangeht, allgemein die Variablen auf vorgewählte Eingangswerte. In den nachfolgenden Ausführungszyklen des Antirutsch-Steuerprogramms bleibt der Initialisie­ rungsschritt unausgeführt. In der nachfolgenden Be­ schreibung des Antirutsch-Steuerprogramms bedeutet der Zusatz "n", daß der Wert der zugehörigen Variablen in dem derzeitigen Ausführungszyklus des Programms bestimmt wurde, während "n-1" bedeutet, daß der Wert der zugehö­ rigen Variable in dem dem jetzigen Ausführungszyklus des Programms vorhergehenden Ausführungszyklus bestimmt wur­ de. Zusätzlich identifiziert das Kennzeichen ** die Fahrzeugräder und stellt einen der Buchstaben VL, VR, HL und HR dar, was dem linken Vorderrad, dem rechten Vor­ derrad, dem linken Hinterrad und dem rechten Hinterrad entspricht.

Hierbei ist bedeutend, daß der elektronische Steuer­ schaltkreis 18 die Antirutsch-Steuerung gemäß den von den Sensoren 5 bis 8 zugeführten Fahrzeugrad-Geschwindig­ keitssignalen 5 a bis 8 a und mit dem von dem Sensor 14 zugeführten Bremspedalsignal 14 a in bekannter Weise be­ ginnt.

Wie in Fig. 7 dargestellt, liest oder leitet ein erster Schritt 110 des Antirutsch-Steuerprogramms den derzeiti­ gen Fahrzeug-Geschwindigkeitswert VW** von den Signalen 5 a bis 8 a ab, welche von den Fahrzeugrad-Geschwindig­ keitssensoren 5 bis 8 abgegeben werden.

Ein dem Schritt 110 nachfolgender Schritt 120 errechnet eine Ziel-Fahrzeugrad-Geschwindigkeit Vsh gemäß folgender Gleichung:

S = VB - Vsh)/VB,

wobei der Buchstabe "S" ein vorbestimmtes Schlupfmaß darstellt, und wobei der Wert "VB" eine Fahrzeug-End­ geschwindigkeit darstellt, die im nachfolgenden be­ schrieben werden wird. In dem Fall, in dem das voreinge­ stellte Schlupfmaß "S" gleich 0,2 ist, wird die Fahrzeug­ rad-Zielgeschwindigkeit Vsh mittels der folgenden Glei­ chung errechnet:

Vsh = VB - 0,2 VB.

Der Schritt 120 verwendet die Fahrzeug-Endgeschwindigkeit VB, die in dem Ausführungszyklus des Programms abgeleitet wurde, der dem derzeitigen Ausführungszyklus des Pro­ gramms voranging. Demzufolge wird die Fahrzeug-Endge­ schwindigkeit VBn-1 im Schritt 120 verwendet.

Ein dem Schritt 120 nachfolgender Schritt 130 berechnet die Parameter WP**, die sich auf die Unterschiede zwi­ schen den tatsächlichen Fahrzeugrad-Geschwindigkeiten VW** und der Fahrzeugrad-Zielgeschwindigkeit Vsh bezie­ hen. Die Parameter WP** werden mittels folgender Glei­ chung ermittelt:

WP **n = K 6(VW ** - Vsh) + K 8(GW **n - 1 - GDBn - ),

worin die Werte K 6 und K 8 voreingestellte Konstanten be­ deuten, und die Werte GW**n-1 und GDBn-1 die Verlangsa­ mungen der Fahrzeugrad-Geschwindigkeiten bzw. die Ver­ langsamung der Fahrzeug-Geschwindigkeit bedeuten.

In einem Schritt 140, der auf den Schritt 130 folgt, werden hydraulische Lerndrucke PM** (learning hydraulic pressures) ausgehend von den Parametern WP**n mittels folgender Gleichung errechnet:

PM **n = PM **n - 1 + K 9(WP **n),

worin der Wert K 9 eine voreingestellte Konstante bedeu­ tet. In einem stabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder unblockiert bleiben, entsprechen die hydraulischen Lern­ drucke PM** den Reibungskoeffizienten zwischen der Stras­ senoberfläche und den Fahrzeugrädern und stimmen im we­ sentlichen mit den tatsächlichen Hydraulikdrücken über­ ein, welche auf die Radzylinder aufgebracht werden. In einem instabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder bloc­ kiert sind, entsprechen die hydraulischen Lerndrucke PM** Werten, die durch Glätten der tatsächlichen hydrauli­ schen Drucke, welche auf die Radzylinder aufgebracht werden, erreicht wurden.

Ein auf den Schritt 140 folgender Schritt 150 berechnet hydraulische Zieldrucke P**n aus den hydraulischen Lern­ drucken PM**n und den Parametern WP**n mittels folgender Gleichung:

P **n = PM **n + K 10(WP **n),

worin der Wert K 10 eine vorbestimmte Konstante darstellt.

Ein dem Schritt 150 nachfolgender Schritt 160 berechnet Zielintervalle d**, während denen die den Solenoid-Ven­ tilen 38 a bis 38 d zugeführten Steuerungssignale im logi­ schen Zustand "0" gehalten werden sollten, um die auf die Radzylinder ausgeübten tatsächlichen hydraulischen Drucke zu vergrößern. Die Zielintervalle d** sind als Teile der festen Periode T bestimmt, die gleich dem umgekehrten Wert der festen Pulsfrequenz in dem Steuersignal ist, die zu den Solenoid-Ventilen 38 a bis 38 d zugeführt werden. Insbesondere werden die Zielintervalle d** aus den hydraulischen Zieldrücken P**n und P**n-1 mittels der folgenden Gleichung errechnet:

d ** = (P **n - 0,5P **n - 1)T/(0,5P **n - 1 + K 7),

worin K 7 eine voreingestellte Konstante darstellt, die vorzugsweise den Wert 11 hat. Diese Gleichung wird wie folgt bestimmt. In Fällen, in denen die Solenoid-Ventile 38 a bis 38 d gemäß den Signalen gesteuert werden, die den Zielintervallen d** entsprechen, werden die hydraulischen Drücke P**n, welche zu einem bestimmten Intervall T nach Erscheinen der derzeitigen hydraulischen Drücke P**n-1 erzeugt wurden, geschätzt oder berechnet durch die fol­ gende Gleichung:

P **n = (P **n - 1 + 0,11d **/T) EXP[-0,69 × 10^-3(100 - d **/T)],

wobei die Konstanten im Hinblick auf die Eigenschaften des Systems der hydraulischen Druckleitungen oder Druck­ rohre der Solenoid-Ventile gewählt werden. Die Gleichung, die die Zielintervalle d** definiert, wird annähernd da­ durch abgeleitet, daß die die hydraulischen Drücke P**n definierende Gleichung erneut angewendet wird (rewriting the equation).

Ein dem Schritt 160 nachfolgender Schritt 170 stellt die Steuerpulssignale, die auf die Solenoid-Ventile 38 a bis 38 d gemäß den Zielintervallen d** ausgeübt werden, ein. Insbesondere werden die tatsächlichen Intervalle, während denen diese Steuerpulssignale in dem logischen Zustand "0" verbleiben gleich den Zielintervallen d** gemacht. Somit werden die Arbeitszyklen dieser Steuerpulssignale gleich den Werten d**/T gemacht. Ein auf den Schritt 170 nachfolgender Schritt 180 leitet ab oder schätzt die Fahrzeugverlangsamung GDBn von den hydraulischen Lern­ drucken PM**n mittels folgender Gleichung:

GDBn = K 11(PMVRn + PMVLn) + K 12(PMHRn + PMHLn) + K 13,

worin die Werte K 11, K 12 und K 13 voreingestellte Kon­ stanten bedeuten, die sich auf die Vorderräder, die Hin­ terräder und den Rollreibungskoeffizienten zwischen der Straßenoberfläche und den entsprechenden Fahrzeugrädern beziehen. Dabei ist die Vorderradkonstante K 11 vorzugs­ weise ungefähr doppelt so groß wie die Hinterradkonstante K 12 im Falle eines vorderradgesteuerten und vorderradan­ getriebenen Fahrzeugs. Die Rollreibungskonstante K 13 entspricht einer Bremskraft, die auf jedes der Räder von der Straßenoberfläche aus ausgeübt wird, wenn keine hydraulischen Bremsdrücke auf die Radzylinder ausgeübt werden.

Ein auf den Schritt 180 nachfolgender Block 190 leitet ab oder schätzt die Fahrzeug-Endgeschwindigkeit VB. Nach dem Block 190 endet der vorliegende Ausführungszyklus des Antirutsch-Steuerungsprogramms.

Wie in Fig. 8 gezeigt, weist der Block 190 die Schritte 190 A bis 190 D auf. Der auf den Schritt 180 folgende Schritt 190 A berechnet eine Fahrzeughöchstgeschwindigkeit VBU, welche gleich der vorhergehenden Fahrzeugendge­ schwindigkeit VBn-1 plus einer vorbestimmten Konstante Kup ist. Der auf den Schritt 190 A folgende Schritte 190 B errechnet eine Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG (learning vehicle speed), welche gleich der vorhergehenden Fahr­ zeugendgeschwindigkeit VBn-1 minus der Fahrzeugverlang­ samung GDBn ist. Der auf den Schritt 190 B folgende Schritt 190 C berechnet oder bestimmt einen Wert VWMAX, der gleich dem höchsten der Fahrzeugradgeschwindigkeiten VWVL, VWVR, VWHL und VWHR ist. Der auf den Schritt 190 C folgende Schritt 190 D errechnet oder bestimmt die Fahr­ zeugendgeschwindigkeit VBn, welche gleich dem Mittelwert der drei Werte VBU, VBG und VWMAX ist. Insbesondere ver­ gleicht der Schritt 190 D die drei Werte VBU, VBG und VWMAX und wählt einen dieser drei Wörter aus, der zwi­ schen den beiden anderen Werte liegt. Der ausgewählte Wert wird als Fahrzeugendgeschwindigkeit VBN verwendet. Nach dem Schritt 190 D endet der derzeitige Ausfüh­ rungszyklus des Antirutsch-Steuerungsprogramms.

Die Betriebsweise des Antirutsch-Steuerungssystems gemäß den Fig. 3 bis 8 wird hierunter noch deutlicher durch Bezugnahme auf die Fig. 9 und 10 beschrieben.

In der oberen graphischen Darstellung von Fig. 9 stellt die durchgezogene Linie die Fahrzeugradgeschwindigkeit dar, während die punktierten Linien die geschätzte oder abgeleitete Fahrzeugendgeschwindigkeit bzw. die tatsäch­ liche Fahrzeuggeschwindigkeit darstellen. In der unteren Graphik von Fig. 9 stellt die durchgezogene Linie den auf den Radzylinder ausgeübten tatsächlichen hydraulischen Druck dar, und die gestrichelte Linie stellt den auf den Radzylinder ausgeübten hydraulischen Lerndruck dar.

Wie in Fig. 9 gezeigt, fällt, wenn das Fahrzeugrad zu den Zeitpunkten t 1, t 3 und t 5 blockiert, die Fahrzeugrad­ geschwindigkeit aprupt ab, bezogen auf die geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeit und die tatsächliche Fahrzeug­ geschwindigkeit. Die Antirutsch-Steuerung zwingt das Fahrzeugrad aus einer blockierten Stellung in eine un­ blockierte Stellung in den Zeitpunkten t 2, t 4 und t 6, welche entsprechend auf die Zeitpunkte t 1, t 3 und t 5 folgen. Wenn das Fahrzeugrad unblockiert ist, steigt die Fahrzeugradgeschwindigkeit in Bezug auf die geschätzte und tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit.

In stabilen Bereichen, in denen das Fahrzeugrad unbloc­ kiert verbleibt, sind der tatsächliche hydraulische Bremsdruck und der hydraulische Lernbremsdruck in der Regel gleich. In instabilen Bereichen, in denen das Fahrzeugrad blockiert ist, ist der tatsächliche hydrau­ lische Bremsdruck niedriger, als der hydraulische Lern­ bremsdruck.

Wie in dem oberen Bereich der graphischen Darstellung von Fig. 10 dargestellt, sind die Fahrzeughöchstgeschwindig­ keitsgrenze VBU, die Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG, die höchste Fahrzeugradgeschwindigkeit VWMAX und die Fahr­ zeugendgeschwindigkeit VB periodisch zu Zeitpunkten t _n-1, t _n , t _n+1, t _n+2, t _n+3, ..., die durch regelmäßige Inter­ valle getrennt sind, die einem Zeitraun der Re-Iteration des Antirutsch-Steuerprogramms entsprechen, beispiels­ weise einem Zeitraum von ungefähr 8 msec. Im unteren Be­ reich der graphischen Darstellung von Fig. 10 bedeutet die durchgezogene Linie den tatsächlichen hydraulischen Druck, der auf die Radzylinder aufgebracht wird, und die gestrichelte Linie den auf den Radzylinder aufgebrachten Lerndruck.

Es wird angenommen, daß alle Fahrzeugräder zum Zeitpunkt t _n+1 blockiert sind, und sodann in einem Zeitraum zwi­ schen den Zeitpunkten t _n+1 und t _n+1 blockiert werden. Im Zeitpunkt t _n , wenn die Fahrzeugräder unblockiert sind, entspricht die Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX einem Wert zwischen der oberen Fahrzeuggeschwindigkeits­ grenzwert VBU und der Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG und wird demzufolge als ein Fahrzeugendgeschwindigkeitswert VB verwendet.

Zum Zeitpunkt t _n+1, wenn alle Fahrzeugräder gesperrt sind, fällt, da alle Fahrzeugradgeschwindigkeiten aprupt fallen auch die Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX aprupt ab. Demzufolge entspricht der Fahrzeuglernge­ schwindigkeitswert VBG zu einem Zeitpunkt t _n+1 einem Wert zwischen der oberen Fahrzeuggrenzgeschwindigkeit VBU und der Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX und wird dem­ zufolge als Fahrzeugendgeschwindigkeit VB verwendet.

Gleichermaßen entspricht die Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG, während eines Intervalls zwischen den Zeitpunkten t _n+1 und t _n+3, in dem die Fahrzeugräder blockiert blei­ ben, einem Wert zwischen der oberen Fahrzeuggrenzge­ schwindigkeit VBU und der Fahrzeugradhöchstgeschwindig­ keit VWMAX und wird demzufolge als Fahrzeugendgeschwin­ digkeit VB verwendet. In einem stabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder unblockiert bleiben, sind der tatsäch­ liche hydraulische Bremsdruck und der hydraulische Lern­ bremsdruck im allgemeinen gleich. In einem instabilen Bereich, in dem das Fahrzeugrad unblockiert ist, ist der tatsächliche hydraulische Bremsdruck in der Regel nied­ riger als der hydraulische Lernbremsdruck. Wie vorange­ hend beschrieben, ersetzt in einem instabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder blockiert sind, die Fahrzeuglern­ geschwindigkeit VBG allgemein die Fahrzeugradhöchst­ geschwindigkeit VWMAX als Angabe der Fahrzeugendge­ schwindigkeit VB. Dieser Austausch ermöglicht höchst ge­ naue Schätzung der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit und erlaubt somit eine zuverlässige Antirutsch-Steuerung.

Es sei darauf hingewiesen, daß Veränderungen der Ausfüh­ rungsform gemäß den Fig. 3 bis 10 vorgenommen werden können. Beispielsweise kann im Block 190 von Fig. 7 die Fahrzeugendgeschwindigkeit VB gleich dem höheren Wert der Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG und der Fahrzeugrad­ höchstgeschwindigkeit VWMAX sein. Diese Veränderung er­ laubt eine höchst genaue Schätzung der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit.

Fig. 11 zeigt eine zweite spezifische Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, welche ähnlich jener Ausfüh­ rungsform, gemäß den Fig. 3 bis 10, bis auf die nachfol­ genden Ausgestaltungsänderungen, ist.

Wie in Fig. 11 gezeigt, weist diese Ausführungsform hydraulische Drucksensoren 50, 60, 70 und 80 auf, die in Hydraulikleitungen angeordnet sind, die die Betätigungs­ einheit 17 und die Radzylinder 9, 10, 11 und 12 entspre­ chend miteinander verbinden. Diese Sensoren 50 bis 80 sind elektrisch mit dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 verbunden. Die Sensoren 50 bis 80 erzeugen Signale, die den Radzylindern 9 bis 12 zugeführten hydraulischen Drücken entsprechen. Diese hydraulischen Drucksignale werden dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 zuge­ führt.

In Schritt 160 des Antirutsch-Steuerprogramms (vgl. Fig. 7) werden die Zielintervalle d** durch folgende Gleichung ermittelt:

d ** = P **n - 0,5P **s)T/(0,5P **s + K 7),

worin der Wert P**s die erfaßten hydraulischen Drucke darstellt, die durch die Drucksensoren 50 bis 80 herge­ leitet wurden.

Claims (10)

1. Antirutsch-Steuersystem für ein Fahrzeug mit einem Fahrzeugrad, gekennzeichnet durch:

• a) eine Einrichtung zur Erfassung der Drehgeschwin­ digkeit des Fahrzeugrades;
• b) eine Betätigungseinrichtung zum Bremsen des Fahrzeugrades;
• c) eine Einrichtung zur Ableitung einer Bremsbedin­ gung bzw. eines Bremszustands der Betätigungs­ einrichtung;
• d) eine Einrichtung zur Ableitung der Verlangsamung des Fahrzeugs aus der abgeleiteten Bremsbedin­ gung;
• e) eine Einrichtung zur Korrektur der erfaßten Fahr­ zeugradgeschwindigkeit gemäß der abgeleiteten Fahrzeugverlangsamung, wobei die Fahrzeugge­ schwindigkeit hergeleitet wird; und
• f) eine Einrichtung zur Steuerung der Betätigungs­ einrichtung gemäß der erfaßten Fahrzeugradge­ schwindigkeit und der abgeleiteten Fahrzeug­ geschwindigkeit.

2. System nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Betätigungseinrichtung einen hydraulischen Radzylinder aufweist, und daß die Einrichtung zur Herleitung der Bremsbedingung eingesetzt werden kann, um den auf die hydraulischen Radzylinder aus­ geübten hydraulischen Druck als Bremsbedingung der Betätigungseinrichtung abzuleiten.

3. System nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Ableitung der Bremsbedingung eingesetzt werden kann, um den hydraulischen Brems­ druck von einem hydraulischen Lerndruck abzuleiten, der einem Straßenoberflächen-Reibungskoeffizienten entspricht.

4. System nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Herleitung der Bremsbedingung einen den hydraulischen Bremszug erfassenden Sensor aufweist.

5. Ein Antirutsch-Steuersystem für ein Fahrzeug mit einem Fahrzeugrad, gekennzeichnet durch:

• a) eine Einrichtung zur Erfassung der Drehge­ schwindigkeit des Fahrzeugrades;
• b) einer hydraulischen Betätigungseinrichtung, welche zur Bremsung des Fahrzeugrades einsetzbar ist;
• c) eine Einrichtung zur Ableitung des auf die hydraulische Betätigungseinrichtung ausgeübten hydraulischen Druckes, der einem Straßenoberflä­ chen-Reibungskoeffizienten entspricht;
• d) einer Einrichtung zur Ableitung einer ersten Geschwindigkeit des Fahrzeugs aus der erfassten Fahrzeugradgeschwindigkeit;
• e) einer Einrichtung zur Ableitung einer zweiten Fahrzeuggeschwindigkeit aus dem abgeleiteten hydraulischen Bremsdruck;
• f) einer Einrichtung zur Ableitung der Fahrzeugend­ geschwindigkeit gemäß der ersten Fahrzeugge­ schwindigkeit und der zweiten Fahrzeuggeschwin­ digkeit; und
• g) einer Einrichtung zur Steuerung des auf die hydraulische Betätigungseinrichtung ausgeübten hydraulischen Bremsdrucks gemäß der erfassten Fahrzeugradgeschwindigkeit und der Fahrzeugend­ geschwindigkeit.

6. System nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Ableitung des Bremsdruckes ein­ setzbar ist, um den Bremsdruck von einem hydrauli­ schen Lernbremsdruck abzuleiten, der dem Straßen­ oberflächen-Reibungskoeffizienten entspricht.

7. System nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Herleitung der Fahrzeugend­ geschwindigkeit einsetzbar ist, um die höhere Geschwindigkeit der ersten Fahrzeuggeschwindigkeit und der zweiten Fahrzeuggeschwindigkeit als Fahr­ zeugendgeschwindigkeit auszuwählen.

8. System nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß weiterhin eine Einrichtung zur Herleitung einer oberen Grenzgeschwindigkeit des Fahrzeugs aus einer vorhergehend abgeleiteten Fahrzeugendgeschwindigkeit vorgesehen ist, und daß die Einrichtung zur Ablei­ tung der Fahrzeugendgeschwindigkeit einsetzbar ist, um einen der Geschwindigkeitswerte aus erster Fahr­ zeuggeschwindigkeit, zweiter Fahrzeuggeschwindigkeit oder oberer Fahrzeuggrenzgeschwindigkeit auszuwäh­ len, der zwischen den beiden anderen Fahrzeugge­ schwindigkeitswerten liegt.

9. System nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zur Ableitung des Bremsdruckes einen den Bremsdruck erfassenden Sensor aufweist.

10. System zur Ableitung der Geschwindigkeit eines Fahrzeugs mit einem Fahrzeugrad und einer Bremse, gekennzeichnet durch:

• a) eine Einrichtung zur Erfassung der Umdrehungs­ geschwindigkeit des Fahrzeugrades;
• b) einer Einrichtung zur Erfassung einer Bremsbe­ dingung bzw. eines Bremszustandes, der sich auf die auf das Fahrzeugrad ausgeübte Bremskraft be­ zieht; und
• c) eine Einrichtung zum Ableiten der Fahrzeugge­ schwindigkeit aus der erfassten Fahrzeugrad­ geschwindigkeit und des abgeleiteten Bremszu­ stands.