DE3720172B4

DE3720172B4 - Antiblockier-Steuersystem

Info

Publication number: DE3720172B4
Application number: DE3720172A
Authority: DE
Inventors: Nobuyoshi Onogi; Mamoru Shimamoto; Yosiaki Kariya Hoashi; Masakazu Tago
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1986-06-19
Filing date: 1987-06-16
Publication date: 2005-03-31
Anticipated expiration: 2007-06-17
Also published as: JP2893678B2; DE3720172A1; US4807941A; JPS63106169A

Abstract

Antiblockier-Steuersystem für ein Fahrzeug, das eine Mehrzahl von Fahrzeugrädern aufweist, mit:
[a] einer Einrichtung zum Erfassen der jeweiligen Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder;
[b] einer Einrichtung zum Schätzen einer ersten Geschwindigkeit (VwMAX) des Fahrzeugs aus den jeweils erfaßten Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder;
[c] hydraulischen Stellgliedern zum Abbremsen der Fahrzeugräder im Ansprechen auf die jeweils an die Radbremszylinder angelegten hydraulischen Bremsdrücke; gekennzeichnet durch
[d] eine Einrichtung zum Schätzen der an die jeweiligen hydraulischen Stellglieder angelegten hydraulischen Bremsdrücke;
[e] eine Einrichtung zum Schätzen einer Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeuges aus den geschätzten hydraulischen Bremsdrücken;
[f] eine Einrichtung zum Schätzen einer zweiten Geschwindigkeit (VBG) des Fahrzeuges aus der geschätzten Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeuges;
[g] eine Einrichtung zum Vergleichen der ersten geschätzten Geschwindigkeit (VwMAX) des Fahrzeuges und der zweiten geschätzten Geschwindigkeit (VGB) des Fahrzeuges und zum Bestimmen der größeren Geschwindigkeit aus der ersten geschätzen Geschwindigkeit (VwMAX) und der zweiten...

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Antiblockier Steuersystem für ein Fahrzeug, beispielsweise ein Automobil, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Bei einigen bekannten Antiblockier-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-Geschwindigkeitssensor verarbeitet wird. Während des Betriebs einer Fahrzeugbremse, wird die Referenz-Fahrzeuggeschwindigkeit 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 Patentschrift JP 59-30585 B zeigt ein solches Fahrzeugantiblockier-Steuersystem.

In anderen bekannten Fahrzeugantiblockier-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 abgeleitet wird. Wenn die Fahrzeugräder blockieren, oder wenn alle Fahrzeugräder wesentlich unter dieselbe Schlupfrate fallen, tendiert die abgeleitete Fahrzeuggeschwindigkeit dahin, geringer als die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit zu sein. Solch eine Abweichung der abgeleiteten Fahrzeuggeschwindigkeit von der tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit vermindert die Genauigkeit oder Zuverlässigkeit der Antiblockier-Steuerung.

Aus der DE 36 10 585 A1 ist ein Antiblockier-Steuersystem bekannt, bei welchem ein Straßenoberflächen-Reibungskoeffizient aus einem Verhältnis einer Beschleunigung, einer Radumfangsgeschwindigkeit und einer Verzögerung der Radumfangsgeschwindigkeit berechnet wird. Im Ansprechen auf den auf diese Weise berechneten Straßen-Oberflächen-Reibungskoeffizienten werden eine simulierte Fahrzeuggeschwindigkeit und eine gewünschte Radumfangsgeschwindigkeit korrigiert.

Die DE 23 43 783 B2 offenbart eine elektrische Schaltanordnung für eine blockiergeschützte Fahrzeugbremsanlage, welche neben Sensoren zur Erfassung der jeweiligen Drehgeschwindigkeit der Fahrzeugräder zusätzlich einen Sensor zur Erfassung der Verzögerung eines Fahrzeugs aufweist.

Aus der DE 34 46 002 A1 ist ein Antiblockiersystem bekannt, das die Ermittlung von Sollbremsdrücken beschreibt. Ausgehend von Drehzahlsensoren ist die Geschwindigkeit eines Rads und die daraus folgende, nachgebildete Fahrzeuggeschwindigkeit festgelegt. Ein Prozeßrechner versucht nun, die Radgeschwindigkeit in den Bereich der maximalen Bremskraft zu führen. Dazu gibt die Druckschrift eine Möglichkeit der rechnerischen Bestimmung des Sollbremsdrucks an.

Die DE 35 45 676 A1 offenbart eine ABS-geschützte Bremsanlage für ein Kraftfahrzeug. Abhängig vom Bremswunsch des Fahrers berechnet ein Regler die Einschaltzeit zum Erhöhen des Bremsdrucks, in dem er einen Soll-Istwert-Vergleich vornimmt. Als Grundlage hierzu dienen die gemessenen Raddrehzahlen und der daraus folgende Schlupf. Ebenso wie in der vorliegenden Anmeldung kann dazu der tatsächlich vorhandene Bremsdruck gemessen werden. Ein Rechner über wacht dabei in einer Lernphase die Druck-Zeit-Funktion und speichert sie auch ab.

Die DE-OS-21 00 863 offenbart eine Einrichtung zur Verhinderung des Radgleitens bei einer hydraulischen Fahrzeugbremse, wobei die Messung der Fahrzeugverzögerung mittels Sensoren erfolgt.

Aus der DE 30 38 212 A1 , welche den nächstkommenden Stand der Technik bildet, ist ein Antiblockier-Steuersystem (ABS) der gattungsgemäßen Art bekannt, bei dem die jeweilige Drehgeschwindigkeit der Fahrzeugräder erfaßt wird und bei dem Betätigungseinrichtungen zum Abbremsen der jeweiligen Fahrzeugräder mit Hilfe von Radzylindern vorgesehen sind. Ferner ist eine Bremsdruckerfassungseinrichtung vorhanden, bei der die Bremsdrücke ermittelt werden. Die ABS-Steuerung der Betätigungseinrichtungen erfolgt bei diesem bekannten System in Abhängigkeit von den erfaßten Fahrzeugradgeschwindigkeiten und der Fahrzeuggeschwindigkeit, da dieses Verhältnis ein Maß für den Schlupf ist. Im einzelnen wird bei dem aus der DE 30 38 212 A1 bekannten Antiblockier-Steuersystem ein Straßenoberflächen-Reibungskoeffizient F als Spitzenwert F_max erfaßt, wobei dieser Reibungskoeffizient F entweder direkt erfaßt oder aus der jeweiligen Beschleunigung und Verzögerung der Fahrzeugräder, der jeweiligen Belastung an den Fahrzeugrädern und aus den Bremsdrehmomenten berechnet wird; im Anschluß daran werden diejenigen Drehzahlen der Fahrzeugräder ermittelt, die zum Zeitpunkt des Erfassens des Spitzenwerts F_max des Straßenoberflächen-Reibungskoeffizienten auftreten. Hieraus wird eine solche Soll-Raddrehzahl berechnet, die einer geraden Verbindungslinie zwischen den ermittelten Fahrzeugraddrehzahlen entspricht.

Aufgabe der Erfindung ist es, ein aus der DE 30 38 212 A1 bekanntes Antiblockier-Steuersystem für ein Fahrzeug derart weiterzubilden, daß eine gewünschte Bremswirkung mit möglichst wenig Sensoren erzielbar ist.

Die Lösung der Aufgabe erfolgt durch die Merkmale des Anspruchs 1.

In einem Antiblockier-Steuersystem, gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung, wird die Drehgeschwindigkeit eines Fahrzeugrads erfaßt. Eine Betätigungseinrichtung dient dazu, das Fahrzeugrad zu bremsen.

Es wird eine Bremsbedingung der Betätigungseinrichtung erhalten. Die Verlangsamung bzw. Verzögerung des Fahrzeugs 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 Fahrzeugrad-Geschwindigkeit und der erhaltenen Fahrzeug-Geschwindigkeit gesteuert.

In einem Antiblockier-Steuersystem, gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung, wird die Drehgeschwindigkeit eines Fahrzeugrades erfaßt. Eine hydraulische Betätigungseinrichtung dient zur Bremsung des Fahrzeugrads. Eine Vorrichtung leitet den hydraulischen Bremsdruck, der auf die hydraulische Betätigungseinrichtung ausgeübt wird, ab, was einem Reibungskoeffizienten der Straßenoberfläche entspricht. Eine erste Geschwindigkeit eines Fahrzeugs wird von der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit abgeleitet. Eine zweite Geschwindigkeit des Fahrzeugs wird von dem erfaßten hydraulischen Bremsdruck abgeleitet. Eine Endgeschwindigkeit des Fahrzeugs wird gemäß der ersten Fahrzeuggeschwindigkeit und der zweiten Fahrzeuggeschwindigkeit abgeleitet. Der auf die hydraulische Betätigungseinrichtung ausgeübte hydraulische Bremsdruck wird gemäß der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit und der Fahrzeug-Endgeschwindigkeit gesteuert.

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

Die Unteransprüche haben vorteilhafte Weiterbildungen der vorliegenden Erfindung zum Inhalt.

Weitere Einzelheiten und Vorteile der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf die Zeichnung.
Es zeigt:
1 ein Blockschaltbild eines Antirutsch-Steuersystems, gemäß einer grundlegenden Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
2(a) eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen Schlupfmaß und Straßenoberflächen-Reibungskoeffizienten;
2(b) eine graphische Darstellung des Zusammenhangs zwischen hydraulischem Druck des Radzylinders und Bremsdruck;
3 ein Blockschaltbild eines Antirutsch-Steuerungssystems, gemäß einer ersten spezifischen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
4 ein Blockschaltbild eines hydraulischen Schaltkreises im System von 3;
5 ein Blockschaltbild eines Teiles des Systems von 3;
6 eine graphische Darstellung, welche die zeitabhängigen Veränderungen des tatsächlichen hydraulischen Druckes und des hydraulischen Ziel-Druckes zeigt, der in dem Steuersystem gemäß den 3 bis 5 bestimmt wird;
7 ein Flußdiagramm eines Programms, welches den elektronischen Steuerschaltkreis in den 3 und 5 steuert;
8 eine Darstellung einer inneren Ausgestaltung des Fahrzeug-Geschwindigkeits-Berechnungsblocks von 7;
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 3 bis 8 dargestellt sind;
10 eine graphische Darstellung, welche zeitabhängige Veränderungen der oberen Grenze der Fahrzeug-Geschwindigkeit, eine Fahrzeug-Lerngeschwindigkeit (learning vehicle speed), die Fahrzeugrad-Geschwindigkeit, die abgeleitete Fahrzeug-Endgeschwindigkeit, den hydraulischen Druck im Radzylinder, und den hydraulischen Lerndruck zeigt; und
11 ein Blockschaltbild eines Antirutsch-Steuerungssystems, gemäß einer zweiten spezifischen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
Gleiche und entsprechende Elemente werden im folgenden durch dieselben Bezugsziffern in den Zeichnungen aufgeführt.
Wie in 1 dargestellt, weist ein Fahrzeug-Antirutsch-Steuersystem einen Fahrzeugrad-Geschwindigkeits sensor A und eine Fahrzeugbremssteuerungs-Betätigungseinrichtung B auf. Der Sensor A erfaßt die Drehgeschwindigkeit eines Fahrzeugrades. Wenn die Betätigungseinrichtung 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 entspricht. Eine Einrichtung D leitet eine Verlangsamung des Fahrzeugs aus der Bremsbedingung ab, die durch den Detektor C abgeleitet wurde, oder berechnet die Verlangsamung. Eine Einrichtung E leitet die Fahrzeug-Geschwindigkeit ab oder berechnet diese durch Korrigieren der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit gemäß der errechneten Fahrzeugverlangsamung. Eine Einrichtung F steuert die Betätigungseinrichtung B gemäß der erfaßten Fahrzeugrad-Geschwindigkeit und der errechneten Fahrzeug-Geschwindigkeit.
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 Steuersignal erfaßt oder ableitet, welches durch die Steuereinrichtung F der Betätigungseinrichtung B zugeführt wird. Während der Fahrzeug-Antirutsch-Steuerung werden die Fahrzeugrad-Drehungsgeschwindigkeit und die Bremskraftbedingung durch den Sensor A und den Detektor C erfaßt. In der Einrichtung D wird die Fahrzeugverlangsamung von der Bremskraftbedingung abgeleitet oder berechnet, die durch den Detektor C abgeleitet wird. In der Einrichtung E wird die Fahrzeug-Geschwindigkeit abgeleitet oder berechnet, gemäß der berechneten Fahrzeugverlangsamung 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 Schlupf maß des Fahrzeugrads auf einem optimalen Wert gehalten werden kann.
Die Berechnung der Fahrzeuggeschwindigkeit wird hierunter noch genauer beschrieben. Wie in 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 Schlupf maß bzw. der Schlupfrate und verläuft im wesentlichen proportional zu dem Schlupfmaß. Der Schlupfmaßbereich unterhalb des bestimmten Werts Sa entspricht einem stabilen Bereich, in dem das Fahrzeugrad unblockiert bleibt. In dem stabilen Bereich ist, wie in 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 berechnet, gemäß der präzise abgeleiteten Fahrzeugverlangsamung.
Im Bereich des Schlupfmaßes, gleich oder größer des bestimmten Wertes Sa verringert sich der Reibungskoeffizient 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 3 bis 5 ist ein Fahrzeug-Antirutsch-Steuersystem gemäß einer ersten spezifischen Ausführungsform 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 Antriebsräder dienen. Die Hinterräder 3 und 4 dienen allgemein als Leerlaufräder.
Drehgeschwindigkeitssensoren 5 bis 8, die mit den Fahrzeugrädern 1 bis 4 verbunden sind, erzeugen Signale 5a bis 8a, die den Drehgeschwindigekeiten der entsprechenden Räder 1 bis 4 entsprechen. Beispielsweise sind die Radgeschwindigkeitssensoren 5 bis 8 von der Art einer elektromagnetischen Aufnahme oder photoelektrischer Sensoren.
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 Bremspedal 13 verbunden ist, erzeugt ein Signal 14a, das dem gedrückten oder nicht gedrückten Bremspedal 13 entspricht, 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 Drucksteuersignale zur Betätigungseinheit 17. Die hydraulischen Bremsdrücke, die den Radzylindern 9 bis 12 zugeführt werden, werden gemäß den Drucksteuersignalen eingestellt.
Wie in 4 dargestellt, weist die Betätigungseinheit 17 Kontrollventile 19a bis 19d auf, welche in entsprechenden Hydraulikleitungen angeordnet sind, die die Radzylinder 9 bis 12 entsprechend mit dem Hauptzylinder 15 verbinden. Ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 24a ist parallel zu den Regelventilen 19a und 19d über eine Hydraulikleitung 22a verbunden. Ein anderes Zweistellungs-Solenoid-Ventil 24b ist parallel zu den Kontrollventilen 19b und 19c angeordnet und über eine Hydraulikleitung 22b mit diesen verbunden.
Die Betätigungseinheit 17 weist einen Motor 30 und Hydraulikpumpen 31a und 31b auf. Die Hydraulikpumpen 31a und 31b sind mechanisch mit dem Motor 30 verbunden, so daß diese von dem Motor 30 angetrieben werden können. Eine Hochdruckseite oder Auslaßseite der Hydraulikpumpe 31a ist hydraulisch mit dem Radzylinder 10 über ein Kontrollventil 31b und ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38b verbunden, so daß ein von der Pumpe 31a erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 10 über das Kontrollventil 35b und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38b zugeführt werden kann. Die Auslaßseite der hydraulischen Pumpe 31a ist ebenfalls hydraulisch mit dem Radzylinder 11 über ein Kontrollventil 35c und ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38c verbunden, so daß ein von der Pumpe 31a erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 11 über das Kontrollventil 35c und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38c zugeführt werden kann. Eine Hochdruckseite oder Auslaßseite der Hydraulikpumpe 31b ist hydraulisch mit dem Radzylinder 9 über ein Kontrollventil 35a und ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38a verbunden, so daß ein von der Pumpe 31b erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 9 über das Kontrollventil 35a und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38a zugeführt werden kann. Die Auslaßseite der hydraulischen Pumpe 31b ist auch hydraulisch mit dem Radzylinder 12 über ein Kontrollventil 35d und ein Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38d verbunden, so daß ein von der Pumpe 31b erzeugter hydraulischer Druck dem Radzylinder 12 über das Kontrollventil 35d und das Zweistellungs-Solenoid-Ventil 38d zugeführt werden kann. Die Solenoid-Ventile 38b und 38c sind hydraulisch mit einer Niederdruckseite und einer Einlaßseite der Hydraulikpumpe 31a verbunden. Die Solenoid-Ventile 38a und 38d sind hydraulisch mit einer Niederdruckseite oder einer Einlaßseite der Hydraulikpumpe 31b verbunden.
Wie in 5 dargestellt, ist der elektronische Steuerschaltkreis 18 elektrisch mit den Solenoid-Ventilen 24a, 38a und 38d und dem Motor 30 innerhalb der Betätigungseinheit 17 verbunden. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 liefert Steuersignale 18a, 18b, 18c und 18d zu dem Zweistellungs-Solenoid-Ventil 24a, dem Motor 30, und den Zweistellungs-Solenoid-Ventilen 38a und 38d, entsprechend.
Wenn das Bremspedal 13 gedrückt wird, erzeugt der Hauptzylinder 15 einen steigenden hydraulischen Bremsdruck. Während eines Zeitraums vor der Antirutsch-Steuerung weisen die Steuersignale 18a bis 18d, welche von dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 zu den Elementen 24a, 30, 38a und 38d geliefert werden, den logischen Zustand "0" auf, so daß die Solenoid-Ventile 24a, 38a und 38d in, wie in 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 24a auf die Radzylindern 9 und 12 ausgeübt, die ihrerseits Bremskräfte auf die Fahrzeugräder 1 und 4 gemäß dem hydraulischen Bremsdruck ausüben. Während dieser Periode verhindern die Einwegventile 35a und 35d (vgl. 4) die Übertragung von hydraulischer Bremskraft von den Radzylinder 9 und 10 zur Hydraulikpumpe 31b.
In Fällen, in denen das Bremspedal 13 gedrückt ist, nehmen, wenn der elektronische Steuerschaltkreis 18 die Antirutsch-Steuerung gemäß den Fahrzeugrad-Geschwindigkeitssignalen 5a bis 8a von den Sensoren 5 bis 8 beginnt, die Steuersignale 18a und 18b, welche von dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 den Solenoid-Ventil 24a und dem Motor 30 geliefert werden, den logischen Zustand "1" ein, so daß die Stellung des Solenoid-Ventils 24a sich ändert, und der Motor 30 angetrieben wird. Diese Stellungsänderung des Solenoid-Ventils 24a unterbricht die Verbindung der Radzylinder 9 und 12 mit dem Hauptzylinder 15. Der Antrieb des Motors 30 treibt die Hydraulikpumpe 31b an, so daß die Hydraulikpumpe 31b einen hydraulischen Druck erzeugt, der sich zu den Radzylindern 9 und 12 über die Steuerventile 35a und 35d (siehe 4) und über die Solenoid-Ventile 38a und 38d fortsetzen kann.
Während der Antirutsch-Steuerung werden die Steuersignale 18c und 18d, welche von dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 zu den Solenoid-Ventilen 38a und 38d 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 38a und 38d während der Antirutsch-Steuerung einem konstanten Pulsfrequenzantrieb unterworfen. Die Stellungen der Solenoid-Ventile 38a und 38d verändern sich gemäß der Bewegung der Kontrollsignale 18c und 18d zwischen den logischen Zuständen "0" und "1". Während der Antirutsch-Steuerung koppeln die Solenoid-Ventile 38a und 38d die Radzylinder 9 und 12 von der Hochdruckseite der Hydrau likpumpe 31b ab, wenn die Kontrollsignale 18c und 18d den logischen Zustand "1" einnehmen, verbinden jedoch die Radzylinder 9 und 12 mit der Niederdruckseite der Hydraulikpumpe 31b, so daß der Bremsdruck, der auf die Radzylinder 9 und 12 ausgeübt wird, fällt. Wenn die Steuersignale 18c und 18d den logischen Zustand "0" einnehmen, unterbrechen die Solenoid-Ventile 38a und 38d die Verbindung der Radzylinder 9 und 12 zu der Niederdruckseite der Hydraulikpumpe 31b, verbinden jedoch die Radzylinder 9 und 12 mit der Hochdruckseite der Hydraulikpumpe 31b, 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 ausgeübten Drücke von den Arbeitszyklen der Steuersignale 18c bzw. 18d ab. Während der Antirutsch-Steuerung steuert der elektronische Steuerschaltkreis 18 die Radzylinderbremsdrücke über Einstellungen der Arbeitszyklen der Steuersignale 18c und 18d.
Der elektronische Steuerschaltkreis 18 ist elektrisch mit den Solenoid-Ventilen 24b, 38b und 38c innerhalb der Betätigungseinheit 17 verbunden. Hierbei sei darauf hingewiesen, daß die Solenoid-Ventile 24b, 38b und 38c und auch die Verbindungen des Steuerschaltkreises 18 zu den Solenoid-Ventilen 24b, 38b und 38c in der 5 weggelassen wurden. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 liefert Steuersignale zu den Solenoid-Ventilen 24b, 38b bzw. 38c. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 steuert die Solenoid-Ventile 24b, 38b und 38c in einer der Steuerung der Solenoid-Ventile 24a, 38a und 38d ähnlichen Weise. Die Hydraulikpumpe 31a wird in und außer Betrieb gesetzt gemäß dem dem Motor 30 zugeführten Steuersignal 18b in einer der Inbetrieb- und Außerbetriebsetzung der Hydraulikpumpe 31b 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 31a erzeugten hydraulischen Druck abgeleitet sind. Während der Antirutsch-Steuerung steuert der elektronische Steuerschaltkreis 18 die Radzylinderbremsdrücke durch Einstellung von Arbeitszyklen der Signale, welche den Solenoid-Ventilen 38b und 38c zugeführt werden.
Die Steuerung der hydraulischen Bremsdrücke durch Einstellung von Arbeitszyklen der Steuersignale, welche den Solenoid-Ventilen 38a bis 38d zugeführt werden, wird hier an noch in stärkeren Einzelheiten beschrieben. In 6 zeigt die durchgezogene Linie einen tatsächlichen Bremsdruck, der auf die Radzylinder 9, 10, 11 oder 12 ausgeübt wird, während die Punkte P0 bis P4 Zielbremsdrücke angeben, die in dem elektronischen Steuerschaltkreis 18 bestimmt wurden. Das dem Solenoid-Ventil 38a, 38b, 38c oder 38d zugeführte Steuersignal wechselt zwischen einem logischen Zustand "0" und einem logischen Zustand "1" in einer bestimmten Zeitdauer T, beispielsweise in einem Zeitraum von 32 msec. In 6 befindet sich das dem Solenoid-Ventil zugeführte Steuersignal, während ersten Bereichen d0 bis d3 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 31a oder 31b und ist annähernd konstant. Während der verbleibenden Bereiche der entsprechend festgelegten Intervalle T, befindet sich das dem Solenoid-Ventil zugeführte Steuersigna in einem logischen Zustand "1", so daß der tatsächliche 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 d0 bis d3 der entsprechenden festgelegten Intervalle T durch die Arbeitszyklussteuerung vergrößert oder verkleinert, so nimmt der Mittel- oder effektive hydraulische Bremsdruck zu oder fällt entsprechend.
Wie in 6 gezeigt, ist der Zielbremsdruck (P0 bis P4) periodisch an regelmäßig im Abstand von einander befindlichen Zeitpunkten bestimmt. In 6 bedeutet die die Zielbremsdrücke P0 bis P4 verbindende gestrichelte Linie einen angenommenen Zielbremsdruck, der in den Maßen ansteigt und fällt, die auf der Grundlage von experimentell erfaßten Anstieg- und Abfallraten des tatsächlichen Bremsdruckes gewählt wurden. Insbesondere ist die Anstiegrate des angenommenen Zielbremsdrucks entsprechend der ansteigenden Rate des tatsächlichen Bremsdrucks konstant. Die Abfallrate des angenommenen Zielbremsdrucks ist exponential bezüglich der Abfallrate des tatsächlichen Bremsdrucks. Diese konstanten Anstiegsraten und exponentialen Abfallsraten des angenommenen Zielbremsdrucks und des tatsächlichen Bremsdrucks gewährleisten allgemein, daß der Zielbremsdruck schnell sich dem tatsächlichen Bremsdruck nähert, sogar wenn der Zielbremsdruck ausgangs erheblich unterschiedlich gegenüber dem tatsächlichen Bremsdruck gesetzt wurde. Demzufolge entspricht der Zielbremsdruck im wesentlichen dem tatsächlichen Bremsdruck.
Der elektronische Steuerschaltkreis 18 weist ein Mikrocomputersystem auf, welches eine Kombination aus einer zentralen Verarbeitungseinheit, einem ROM, einem RAM und einem Eingang/Ausgangsschaltkreis aufweist. Der elektronische Steuerschaltkreis 18 arbeitet nach einem Programm, das in dem ROM gespeichert ist. 7 stellt ein Flußdiagramm eines Programmteiles dar, welches sich auf die Antirutsch-Steuerung bezieht. Das Antirutsch-Steuerprogramm wiederholt sich in einer festgelegten Zeit. Während des Bremsbetriebs im ersten Ausführungszyklus des Antirutsch-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 Initialisierungsschritt unausgeführt. In der nachfolgenden Beschreibung 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 zugehörigen Variable in dem dem jetzigen Ausführungszyklus des Programms vorhergehenden Ausführungszyklus bestimmt wurde. Zusätzlich identifiziert das Kennzeichen ** die Fahrzeugräder und stellt einen der Buchstaben VL, VR, HL und HR dar, was dem linken Vorderrad, dem rechten Vorderrad, dem linken Hinterrad und dem rechten Hinterrad entspricht.
Hierbei ist bedeutend, daß der elektronische Steuerschaltkreis 18 die Antirutsch-Steuerung gemäß den von den Sensoren 5 bis 8 zugeführten Fahrzeugrad-Geschwindigkeitssignalen 5a bis 8a und mit dem von dem Sensor 14 zugeführten Bremspedalsignal 14a in bekannter Weise beginnt.
Wie in 7 dargestellt, liest oder leitet ein erster Schritt 110 des Antirutsch-Steuerprogramms den derzeitigen Fahrzeug-Geschwindigkeitswert VW** von den Signalen 5a bis 8a ab, welche von den Fahrzeugrad-Geschwindigkeitssensoren 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 Schlupf maß darstellt, und wobei der Wert "VB" eine Fahrzeug-Endgeschwindigkeit darstellt, die im nachfolgenden beschrieben werden wird. In dem Fall, in dem das voreingestellte Schlupfmaß "S" gleich 0,2 ist, wird die Fahrzeugrad-Zielgeschwindigkeit Vsh mittels der folgenden Gleichung 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 Programms voranging. Demzufolge wird die Fahrzeug-Endgeschwindigkeit VBn-1 im Schritt 120 verwendet.
Ein dem Schritt 120 nachfolgender Schritt 130 berechnet die Parameter WP**, die sich auf die Unterschiede zwischen den tatsächlichen Fahrzeugrad-Geschwindigkeiten VW** und der Fahrzeugrad-Zielgeschwindigkeit Vsh beziehen. Die Parameter WP** wurden mittels folgender Gleichung ermittelt: WP**n = K6(VW** – Vsh) + K8(GW**n-1 – GDBn-1),worin die Werte K6 und K8 voreingestellte Konstanten bedeuten, und die Werte GW**n-1 und GDBn-1 die Verlangsamungen der Fahrzeugrad-Geschwindigkeiten bzw. die Verlangsamung 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 + K9(WP**n), worin der Wert K9 eine voreingestellte Konstante bedeutet. In einem stabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder unblockiert bleiben, entsprechen die hydraulischen Lerndrucke PM** den Reibungskoeffizienten zwischen der Strassenoberfläche und den Fahrzeugrädern und stimmen im wesentlichen mit den tatsächlichen Hydraulikdrücken überein, welche auf die Radzylinder aufgebracht werden. In einem instabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder blockiert sind, entsprechen die hydraulischen Lerndrucke PM** Werten, die durch Glätten der tatsächlichen hydraulischen 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 Lerndrucken PM**n und den Parametern WP**n mittels folgender Gleichung: P**n = PM**n + K10(WP**n),worin der Wert K10 eine vorbestimmte Konstante darstellt.
Ein dem Schritt 150 nachfolgender Schritt 160 berechnet Zielintervalle d**, während denen die den Solenoid-Ventilen 38a bis 38d zugeführten Steuerungssignale im logischen 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 38a bis 38d 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 + K7), worin K7 eine voreingestellte Konstante darstellt, die vorzugsweise den Wert 11 hat. Diese Gleichung wird wie folgt bestimmt. In Fällen, in denen die Solenoid-Ventile 38a bis 38d 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 folgende Gleichung: P**n = (P**n-1 + 0,11d**/T)EXP[–0,69 × 10–3(1,00 – d**/T)],wobei die Konstanten im Hinblick auf die Eigenschaften des Systems der hydraulischen Druckleitungen oder Druckrohre der Solenoid-Ventile gewählt werden. Die Gleichung, die die Zielintervalle d** definiert, wird annähernd dadurch 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 38a bis 38d 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 Lerndrucken PM**n mittels folgender Gleichung: GDBn = K11(PMVRn + PMVLn) + K12(PMHRn + PMHLn) + K13,worin die Werte K11, K12 und K13 voreingestellte Konstanten bedeuten, die sich auf die Vorderräder, die Hin terräder und den Rollreibungskoeffizienten zwischen der Straßenoberfläche und den entsprechenden Fahrzeugrädern beziehen. Dabei ist die Vorderradkonstante K11 vorzugsweise ungefähr doppelt so groß wie die Hinterradkonstante K12 im Falle eines vorderradgesteuerten und vorderradangetriebenen Fahrzeugs. Die Rollreibungskonstante K13 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 8 gezeigt, weist der Block 190 die Schritte 190A bis 190D auf. Der auf den Schritt 180 folgende Schritt 190A berechnet eine Fahrzeughöchstgeschwindigkeit VBU, welche gleich der vorhergehenden Fahrzeugendgeschwindigkeit VBn-1 plus einer vorbestimmten Konstante Kup ist. Der auf den Schritt 190A folgende Schritte 190B errechnet eine Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG (learning vehicle speed), welche gleich der vorhergehenden Fahrzeugendgeschwindigkeit VBn-1 minus der Fahrzeugverlangsamung GDBn ist. Der auf den Schritt 190B folgende Schritt 190C berechnet oder bestimmt einen Wert VWMAX, der gleich dem höchsten der Fahrzeugradgeschwindigkeiten VWVL, VWVR, VWHL und VWHR ist. Der auf den Schritt 190C folgende Schritt 190D errechnet oder bestimmt die Fahrzeugendgeschwindigkeit VBn, welche gleich dem Mittelwert der drei Werte VBU, VBG und VWMAX ist. Insbesondere vergleicht der Schritt 190D die drei Werte VBU, VBG und VWMAX und wählt einen dieser drei Wörter aus, der zwischen den beiden anderen Werte liegt. Der ausgewählte Wert wird als Fahrzeugendgeschwindigkeit VBN verwendet. Nach dem Schritt 190D endet der derzeitige Ausfüh rungszyklus des Antirutsch-Steuerungsprogramms.
Die Betriebsweise des Antirutsch-Steuerungssystems gemäß den 3 bis 8 wird hierunter noch deutlicher durch Bezugnahme auf die 9 und 10 beschrieben.
In der oberen graphischen Darstellung von 9 stellt die durchgezogene Linie die Fahrzeugradgeschwindigkeit dar, während die punktierten Linien die geschätzte oder abgeleitete Fahrzeugendgeschwindigkeit bzw. die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit darstellen. In der unteren Graphik von 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 9 gezeigt, fällt, wenn das Fahrzeugrad zu den Zeitpunkten t1, t3 und t5 blockiert, die Fahrzeugradgeschwindigkeit aprupt ab, bezogen auf die geschätzte Fahrzeuggeschwindigkeit und die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit. Die Antirutsch-Steuerung zwingt das Fahrzeugrad aus einer blockierten Stellung in eine unblockierte Stellung in den Zeitpunkten t2, t4 und t6, welche entsprechend auf die Zeitpunkte t1, t3 und t5 folgen. Wenn das Fahrzeugrad unblockiert ist, steigt die Fahrzeugradgeschwindigkeit in Bezug auf die geschätzte und tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit.
In stabilen Bereichen, in denen das Fahrzeugrad unblockiert 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 hydraulische Bremsdruck niedriger, als der hydraulische Lernbremsdruck.
Wie in dem oberen Bereich der graphischen Darstellung von
10 dargestellt, sind die Fahrzeughöchstgeschwindigkeitsgrenze VBU, die Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG, die höchste Fahrzeugradgeschwindigkeit VWMAX und die Fahrzeugendgeschwindigkeit VB periodisch zu Zeitpunkten t_n-1, t_n, t_n+1, t_n+2, t_n+3, ..., die durch regelmäßige Intervalle getrennt sind, die einem Zeitraum der Re-Iteration des Antirutsch-Steuerprogramms entsprechen, beispielsweise einem Zeitraum von ungefähr 8 msec. Im unteren Bereich der graphischen Darstellung von 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 zwischen 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 Fahrzeuggeschwindigkeitsgrenzwert 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 Fahrzeuglerngeschwindigkeitswert VBG zu einem Zeitpunkt t_n+1 einem Wert zwischen der oberen Fahrzeuggrenzgeschwindigkeit VBU und der Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX und wird demzufolge 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 bleiben, einem Wert zwischen der oberen Fahrzeuggrenzge schwindigkeit VBU und der Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX und wird demzufolge als Fahrzeugendgeschwindigkeit VB verwendet. In einem stabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder unblockiert bleiben, sind der tatsächliche hydraulische Bremsdruck und der hydraulische Lernbremsdruck im allgemeinen gleich. In einem instabilen Bereich, in dem das Fahrzeugrad unblockiert ist, ist der tatsächliche hydraulische Bremsdruck in der Regel niedriger als der hydraulische Lernbremsdruck. Wie vorangehend beschrieben, ersetzt in einem instabilen Bereich, in dem die Fahrzeugräder blockiert sind, die Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG allgemein die Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX als Angabe der Fahrzeugendgeschwindigkeit VB. Dieser Austausch ermöglicht höchst genaue Schätzung der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit und erlaubt somit eine zuverlässige Antirutsch-Steuerung.
Es sei darauf hingewiesen, daß Veränderungen der Ausführungsform gemäß den 3 bis 10 vorgenommen werden können. Beispielsweise kann im Block 190 von 7 die Fahrzeugendgeschwindigkeit VB gleich dem höheren Wert der Fahrzeuglerngeschwindigkeit VBG und der Fahrzeugradhöchstgeschwindigkeit VWMAX sein. Diese Veränderung erlaubt eine höchst genaue Schätzung der tatsächlichen Fahrzeuggeschwindigkeit.
11 zeigt eine zweite spezifische Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, welche ähnlich jener Ausführungsform, gemäß den 3 bis 10, bis auf die nachfolgenden Ausgestaltungsänderungen, ist.
Wie in 11 gezeigt, weist diese Ausführungsform hydraulische Drucksensoren 50, 60, 70 und 80 auf, die in Hydraulikleitungen angeordnet sind, die die Betätigungseinheit 17 und die Radzylinder 9, 10, 11 und 12 entsprechend 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 zugeführt.
In Schritt 160 des Antirutsch-Steuerprogramms (vgl. 7) werden die Zielintervalle d** durch folgende Gleichung ermittelt: d** = (P**n – 0,5P**s)T/(0,5P**s + K7),worin der Wert P**s die erfaßten hydraulischen Drucke darstellt, die durch die Drucksensoren 50 bis 80 hergeleitet wurden.

Claims

Antiblockier-Steuersystem für ein Fahrzeug, das eine Mehrzahl von Fahrzeugrädern aufweist, mit: [a] einer Einrichtung zum Erfassen der jeweiligen Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder; [b] einer Einrichtung zum Schätzen einer ersten Geschwindigkeit (VwMAX) des Fahrzeugs aus den jeweils erfaßten Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder; [c] hydraulischen Stellgliedern zum Abbremsen der Fahrzeugräder im Ansprechen auf die jeweils an die Radbremszylinder angelegten hydraulischen Bremsdrücke; gekennzeichnet durch [d] eine Einrichtung zum Schätzen der an die jeweiligen hydraulischen Stellglieder angelegten hydraulischen Bremsdrücke; [e] eine Einrichtung zum Schätzen einer Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeuges aus den geschätzten hydraulischen Bremsdrücken; [f] eine Einrichtung zum Schätzen einer zweiten Geschwindigkeit (VBG) des Fahrzeuges aus der geschätzten Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeuges; [g] eine Einrichtung zum Vergleichen der ersten geschätzten Geschwindigkeit (VwMAX) des Fahrzeuges und der zweiten geschätzten Geschwindigkeit (VGB) des Fahrzeuges und zum Bestimmen der größeren Geschwindigkeit aus der ersten geschätzen Geschwindigkeit (VwMAX) und der zweiten geschätzten Geschwindigkeit (VGB) als Endgeschwindigkeit (vBn) des Fahrzeuges; [h] eine Einrichtung zum Schätzen von Schlupfzuständen der jeweiligen Fahrzeugräder aus der Endgeschwindigkeit (vBn) des Fahrzeuges und den erfaßten Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder; und [i] eine Einrichtung zum Steuern der an die hydraulischen Stellglieder angelegten hydraulischen Bremsdrücke im Ansprechen auf die jeweils geschätzten Schlupfzustände der Fahrzeugräder.
Antiblockier-Steuersystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung [e] eine Einrichtung zum Ableiten von auf die Schlupfzustände der Fahrzeugräder bezogenen Parameter; eine Einrichtung zum Berechnen vorhergehender hydraulischer Lernbremsdrücke; eine Einrichtung zum Berechnen augenblicklicher hydraulischer Lernbremsdrücke auf der Grundlage der Parameter und der berechneten vorhergehenden hydraulischen Lernbremsdrücke; und eine Einrichtung zum Schätzen der Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeugs aus den berechneten augenblicklichen hydraulischen Lernbremsdrücken aufweist.
Antiblockier-Steuersystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite geschätzte Geschwindigkeit (VBG) des Fahrzeugs eine Lerngeschwindigkeit gleich der vorhergehenden Endgeschwindigkeit des Fahrzeugs abzüglich der geschätzten Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeugs ist.
Antiblockier-Steuersystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung [h] eine Einrichtung zum Bestimmen einer Sollfahrzeugradgeschwindigkeit (Vsh) im Ansprechen auf die augenblickliche Endgeschwindigkeit (VBn) des Fahrzeuges; eine Einrichtung zum Berechnen erster Unterschiede zwischen den erfaßten Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder und der bestimmten Sollfahrzeugradgeschwindigkeit (Vsh); eine Einrichtung zum Berechnen zweiter Unterschiede zwischen der geschätzten Geschwindigkeitsabnahme (GDB) des Fahrzeuges und Verringerungen der erfaßten Drehgeschwindigkeiten (VW**) der Fahrzeugräder; und eine Einrichtung zum Schätzen der Schlupfzustände der jeweiligen Fahrzeugräder im Ansprechen auf die ersten be rechneten Unterschiede und die zweiten berechneten Unterschiede aufweist.
Antiblockier-Steuersystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung [g] eine Einrichtung zum Bestimmen der augenblicklichen Endgeschwindigkeit (VBn) des Fahrzeuges gleich der zweiten geschätzten Geschwindigkeit (VBG) ohne Berücksichtigung des Ergebnisses des Vergleiches, nachdem die Antiblockier-Steuerung wirksam wird, aufweist.
Antiblockier-Steuersystem nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung [g] eine Einrichtung zum Bestimmen einer oberen Grenzgeschwindigkeit (VBU) des Fahrzeuges, welche gleich der vorhergehenden Endgeschwindigkeit des Fahrzeuges zuzüglich einer vorbestimmten positiven Konstante ist; eine Einrichtung zum Wählen einer Geschwindigkeit aus der oberen Grenzgeschwindigkeit (VBU) des Fahrzeuges, der ersten geschätzten Geschwindigkeit (VwMAX) des Fahrzeuges und der zweiten geschätzten Geschwindigkeit (VBG) des Fahrzeuges, welche zwischen den zwei anderen Geschwindigkeiten liegt; und eine Einrichtung zum Bestimmen der augenblicklichen Endgeschwindigkeit (VBn) des Fahrzeuges gleich der gewählten Geschwindigkeit aufweist.