DE60127922T2

DE60127922T2 - Vorrichtung und Verfahren zur Regelung der Fahrzeugbewegung

Info

Publication number: DE60127922T2
Application number: DE60127922T
Authority: DE
Inventors: Akira Toyota-shi Nakamura
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2000-11-20
Filing date: 2001-11-14
Publication date: 2008-01-17
Anticipated expiration: 2021-11-15
Also published as: KR20020039254A; US6659570B2; ES2281392T3; US20020109402A1; JP2002211378A; EP1207090A3; EP1207090B1; KR100489149B1; EP1207090A2; DE60127922D1; JP3601487B2

Description

Hintergrund der Erfindung
Gebiet der Erfindung
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung und ein Verfahren zur Steuerung eines Fahrverhaltens eines Fahrzeugs gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 und Anspruch 40.
Beschreibung des Stands der Technik
Bei einem modernen Automobil wird eine Bewegung des Fahrzeugs wie zum Beispiel ein Kurvenverhalten der Fahrzeugkarosserie durch ein elektronisches Steuerungssystem stabilisiert, das Fahrzeugfahrbedingungen wie zum Beispiel die Fahrzeuggeschwindigkeit, Längs- und Querbeschleunigung, Gierrate und den Lenkwinkel überwacht. Wenn ein unerwünschter Zustand wie etwa ein Schleudern und Abdriften auftritt, wirkt das Steuerungssystem mit Antriebs- und Bremssystemen zusammen, um an einem bestimmten Rad eine entsprechende Antriebs- oder Bremskraft zu erzeugen, die an der Fahrzeugkarosserie ein Giermoment (um ihren Schwerpunkt) gegen den Schleuder- oder Abdriftzustand hervorbringt, wodurch eine angemessene Gierrate der Fahrzeugkarosserie aufrechterhalten bleibt. Eine derartige Vorrichtung zum Stabilisieren des Verhaltens einer Fahrzeugkarosserie ist zum Beispiel in JP 11091526A offenbart, die durch den Anmelder der vorliegenden Erfindung eingereicht wurde, bei der das Verhalten eines fahrenden Fahrzeugs mittels eines Indexwerts (Abdriftwert) abgeschätzt wird, der auf einer Abweichung zwischen einer tatsächlichen Gierrate und einer Zielgierrate der Fahrzeugkarosserie beruht. Wenn die Verhaltensstabilität zurückgeht, werden durch die Vorrichtung Räder einzeln mit Bremskräften beaufschlagt, und zwar in Abhängigkeit vom Grad des Stabilitätsrückgangs, und die Vorrichtung erzeugt ein Giermoment zur Wiederherstellung der Verhaltensstabilität oder bremst das Fahrzeug ab, wobei das Risiko vermieden wird, dass das Fahrzeug von seinem Fahrkurs abkommt.
Bei herkömmlichen, wie in dieser Veröffentlichung gezeigten Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtungen wird auf den Zustand jedes Rads weniger Augenmerk gelegt: Der Zustand jedes Rads wird von anderen Vorrichtungen wie zum Beispiel einem ABS-Steuerungssystem etc. gesteuert. Darüber hinaus handelt es sich bei dem Steuerungsprozess zum Unterdrücken einer unerwünschten Bewegung um eine Gegenkopplungssteuerung, die im Ansprechen auf die Verschlechterung des Verhaltens einsetzt, bei der sich der tatsächliche Indexwert nach und nach in Richtung auf einen Zielindexwert ändert. Somit könnte bei einer starken Verschlechterung der Unterdrückungseffekt spät einsetzen oder unzureichend sein. Außerdem beginnt eine Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung mit einem Verhaltenssteuerungsprozess erst dann, wenn ein die Stabilität/Instabilität eines Fahrzeugverhaltens anzeigender Indexwert stark von seinem Zielwert abweicht, sogar dann, wenn an einem der Räder ein unerwünschter Zustand wie z.B. ein Radblockieren Radschleudern auftritt. Derartige verschlechterte Bedingungen an irgendeinem der Räder würden dann ohne Umstände zur Verhaltensinstabilität führen. Folglich ist es wünschenswert, dass solche Zustände in Verbindung mit einem Fahrzeugbewegungs-Steuerungsprozess vermieden werden, um die Verhaltensstabilität effektiver zu erlangen und aufrechtzuerhalten.
Im Prinzip wird eine Bewegung eines eine Kurvenfahrt ausführenden Fahrzeugs durch Reibungskräfte zwischen Rädern und Straßenoberflächen bestimmt. Somit würde also zusammen mit Blockierverhinderungs- und Radschleuderverhinderungsprozessen das Fahrzeugbewegungsverhalten auf der Grundlage des Zustands jedes Rads abgeschätzt und gesteuert werden.
EP 0 949 131 A offenbart eine Vorrichtung und ein Verfahren zu Steuerung eines Fahrverhaltens eines Fahrzeugs gemäß den Oberbegriffen der Ansprüche 1 bzw. 40, wobei ein stabilisierendes Giermoment verwendet wird, das von einer außenseitigen Fahrstabilitätssteuerung bereitgestellt wird. Das stabilisierende Giermoment leitet sich ab von einem Gleichgewicht zwischen den Bremskräften, die auf die linksseitigen Räder aufgebracht werden, und den Bremskräften, die auf die rechtsseitigen Räder aufgebracht werden. Darüber hinaus werden bei dem Steuerungsprozess das stabilisierende Giermoment sowie ein bei Nullschlupf konditioniertes, komplexes mathematisches Reifenmodell miteinander verquickt (d.h. addiert), um ein nominales Giermoment der Fahrzeugkarosserie zu bilden. Das Schlupfverhältnis der Räder wird schließlich durch eine zyklische Einstellung gesteuert, um so den Unterschied zwischen dem Nominalwert und einem tatsächlichen Wert des Giermoments den entsprechenden Unterschieden dieser Giermomente anzunähern, und zwar aufgrund dessen Differenzierung durch das Schlupfverhältnis auf der Grundlage des Reifenmodells.
Ferner ist in EP 0 943 515 A ein Verfahren zum Steuern des Gierverhaltens eines Fahrzeugs offenbart. Eine gewünschte seitliche Straßenreaktionskraft Sw, die sich aus dem Lenkwinkel ableitet, und eine gewünschte in Längsrichtung wirkende Straßenreaktionskraft Uw, die sich aus dem Bremsdruck ableitet, werden mittels eines Reibungskreises (Bezug auf 4) auf physikalisch machbare Werte begrenzt. Wenn dementsprechend der durch Uw und Sw definierte Schnittpunkt A über den Reibungskreis hinausgeht, werden die in Längsrichtung wirkende Straßenreaktionskraft und die seitliche Straßenreaktionskraft, die vom Fahrer gewünscht sind, auf UB und SB begrenzt, die durch den Schnittpunkt des Reibungskreises mit der den Ursprung und Punkt A verbindenden Linie definiert sind. Schließlich werden einer Lenkungssteuerung und einer unabhängig arbeitenden Bremssteuerung die Steuerungsdifferenz zwischen einer Zielgiergeschwindigkeit und einer tatsächlichen Giergeschwindigkeit zugeführt. Auf der Grundlage dieser Steuerungsabweichung in der Gierrate erzeugt die Lenkungssteuerung einen Ziellenkwinkel, während die Bremssteuerung einen Zielbremsdruck erzeugt.
EP 0 995 656 A betrifft eine Vorrichtung zur Steuerung des Gierens eines Fahrzeugs, bei der ein Zielgiermoment MM und ein tatsächliches Giermoment M bestimmt werden und ein Giermoment-Erzeugungsmechanismus ein stabilisierendes Giermoment erzeugt, das der Differenz zwischen MM und M entspricht. Das Zielmoment MM wird arithmetisch zum Beispiel aus Zielseitenkräften Fy1–Fy4 berechnet, die auf die jeweiligen Räder wirken. Die Zielseitenkräfte werden aus einer Tabelle (8) gewonnen, die die idealen Zielreifeneigenschaften angibt.
Darüber hinaus offenbart DE 5 480 219 A ein Steuerungsverfahren zur Steuerung der Stabilität eines Fahrzeugs, bei dem die erforderliche Gierrate ϖ_soll mittels einer im Beharrungszustand erforderlichen Gierrate ϖ_soll0 berechnet wird (abhängig vom Lenkwinkel und der Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs), multipliziert durch einen Beschränkungsfaktor x ≤ 1, der die physikalische Grenze der verfügbaren Gesamtreifenkräfte darstellt. Auf diese Weise wird vermieden, dass die Zielgierrate die physikalischen Grenzen der Reifenkräfte übersteigt. Dann wird der Bremsdruck an den Rädern so modifiziert, dass die Zielgierrate ϖ_soll erreicht wird.
Zusammenfassung der Erfindung
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Vorrichtung und ein Verfahren zum Steuern eines Fahrverhaltens eines Fahrzeugs auf der Grundlage eines Giermoments bereitzustellen, das durch eine Straßenreaktionskraft an jedem der Räder erzeugt wird, was die kritische Grenze einer Straßenreaktionskraft an jedem der Räder zugesteht, um so die Fahrt des Fahrzeugs effizient und sicher zu stabilisieren.
Diese Aufgabe wird durch eine Vorrichtung und ein Verfahren gemäß den Ansprüchen 1 bzw. 40 gelöst. Bevorzugte Ausführungsformen sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche.
Gemäß der vorliegenden Erfindung umfasst eine Vorrichtung zum Steuern eines Fahrverhaltens eines Fahrzeugs eine Einrichtung zum Abschätzen einer Straßenreaktionskraft, die für jedes der Räder erzeugt wird, eine Einrichtung zum Berechnen von Giermomenten um einen Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie, die durch die Straßenreaktionskraft auf die entsprechenden Räder erzeugt werden, und eine Einrichtung zum Steuern von Antriebs- und Bremskräften auf jedes der Räder auf der Grundlage der Giermomente, um eine Fahrt des Fahrzeugs zu stabilisieren. Bei dieser Vorrichtung wird die Fahrt des Fahrzeugs effizient und sicher auf der Grundlage eines Giermoments stabilisiert, das momentan durch eine Straßenreaktionskraft an jedem Rad erzeugt wird, indem die Straßenreaktionskräfte an jedem der Räder überwacht werden, anstatt von einem Indexwert abzuhängen, der nur auf einem Gesamtfahrzustand der Fahrt des Fahrzeugs beruht, wie es bei einer herkömmlichen Bewegungssteuerungsvorrichtung der Fall ist.
Um die Stabilität der Fahrt des Fahrzeugs zu erhalten, umfasst die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskräfte an jedem der Räder eine Berechnungseinrichtung, die ein Giermoment berechnet, welches auf die Fahrzeugkarosserie auszuüben ist, und die Antriebs- und Bremskraft an jedem der Räder wird so gesteuert, dass das benötigte Giermoment erzeugt wird. Das benötigte Giermoment wird auf der Grundlage des Giermoments berechnet, das derzeit durch die Straßenreaktionskraft auf jedes der Räder erzeugt wird, und eines kritischen Giermoments, das durch die Steuerung der Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder erzeugbar ist. Bei der Berechnung des benötigten Giermoments und der Zielkräfte an den Rädern kann ein theoretisches Reifenmodell verwendet werden.
Die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft kann dazu ausgelegt sein, zu beurteilen, ob das Verhalten des eine Kurvenfahrt ausführenden Fahrzeugs stabil oder instabil ist, und zwar auf der Grundlage des momentan durch die Straßenreaktionskraft an jedem Rad erzeugten Giermoments. Im Einzelnen ist das kritische Giermoment definiert als ein Giermoment, das um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie erzeugt werden kann, unter der Annahme, dass eine Straßenreaktionskraft maximiert ist, während ihre Längskraftkomponente konstant gehalten wird, und die Beurteilung des Verhaltens kann erfolgen, indem die Summe der derzeit durch die Vorderräder des Fahrzeugs erzeugten Giermomente und der von den Hinterrädern des Fahrzeugs stammenden, kritischen Giermomente verwendet wird. Das kritische Giermoment gibt die kritische Grenze einer Straßenreaktionskraft an einem Rad wieder.
Wenn die Summe der Giermomente außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, kann beurteilt werden, dass sich das Fahrzeug in einem Schleuder- oder Driftzustand befindet. Der Schleuderzustand kann als Zustand definiert werden, bei dem die Größe der Summe der von den Vorderrädern stammenden Giermomente größer ist als die Summe der von den Hinterrädern stammenden, kritischen Giermomente. Der Driftzustand kann als Zustand definiert werden, bei dem die Größe der Summe der von den Vorderrädern stammenden Giermomente kleiner ist als die Summe der von den Hinterrädern stammenden, kritischen Giermomente, wobei an den Vorderrädern die Giermomente nahe an den kritischen Giermomenten liegen. Bei der obigen Beurteilung können für praktische Zwecke ein Referenzwert und ein Phasenvorlauf, dargestellt durch –Kiβdr, verwendet werden.
Die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft kann auch dazu ausgelegt sein, die Antriebs- und Bremskräfte an jedem der Räder so zu steuern, dass sich ein Giermoment zur Vermeidung eines Schleuderns sowie ein Giermoment zur Vermeidung eines Driftens als das Giermoment ergibt, das auf die Fahrzeugkarosserie auszuüben ist, um so die Fahrt des Fahrzeugs zu stabilisieren. Diese auf die Fahrzeugkarosserie auszuübenden Giermomente können für praktische Zwecke aus den derzeit erzeugten Giermomenten und den kritischen Giermomenten mit einem Steuerreferenzwert berechnet werden, die mit –ΔMs, ΔMs, –ΔMd und ΔMd bezeichnet sind. Das benötigte Giermoment kann von einem oder mehreren der Räder hervorgebracht werden, an dem bzw. an denen effektiv ein Giermoment erzeugt wird, welches das Schleudern oder Driften des Fahrzeugs unterdrückt. Für praktische Zwecke kann jedes benötigte, von einem entsprechenden Rad stammende Giermoment in eine Ziellängskraft umgewandelt werden.
Des Weiteren kann die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft auch dazu ausgelegt sein, normale Fahrgrenzwerte für eine Längskraft an jedem der Räder zu definieren, und eine Längskraft zu begrenzen, die auf jedes Rad zwi schen den Grenzen aufgebracht wird, um dadurch einen Schlupf an irgendeinem Rad zu vermeiden, wie zum Beispiel ein Radschlupf- und Radblockierphänomen. Die normalen Fahrgrenzwerte können für jedes der Räder individuell festgelegt werden.
Die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft kann mit einer Einrichtung versehen sein, um einen Schlupfwinkel für jedes der Räder zu berechnen; einer Einrichtung, um eine vertikale Belastung auf jedes der Räder zu berechnen; und einer Einrichtung zum Berechnen eines maximalen statischen Reibungskoeffizienten zwischen jedem Rad und der Straßenoberfläche, die Kontakt mit diesem hat. Anhand dieser Parameter ist es möglich, bei der Steuerung der Längskraft an jedem Rad die kritische Grenze der Straßenreaktionskraft an jedem der Räder zu berücksichtigen, so dass die Vorrichtung die Antriebs- und Bremskräfte an jedem Rad effektiv und sicher steuern kann, um so in Verbindung mit Radschleuderverhinderungs- und Blockierverhinderungsprozessen die Fahrt des Fahrzeugs zu stabilisieren.
Die Einrichtung zum Abschätzen einer an jedem der Räder erzeugten Straßenreaktionskraft kann eine Längskraft und eine Querkraft an jedem der Räder einzeln abschätzen, und dementsprechend kann der detaillierte Zustand der Straßenreaktionskraft einschließlich der Richtung der Kraft berücksichtigt werden. Somit ist es möglich, die Antriebs- und Bremskräfte an jedem Rad in zweckmäßigerer Weise zu steuern.
Einzelheiten und Vorteile der vorliegenden Erfindung ergeben sich zum Teil von selbst und werden nachstehend zum Teil besonders herausgestellt.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
1 ist eine schematische Ansicht (von oben), in der an einem Fahrzeug definierte Koordinatensysteme gezeigt sind, die bei der Abschätzung und Berechnung in Ausführungsformen gemäß der vorliegenden Erfindung verwendet werden;
2A zeigt allgemein den Fluss von Parametern, die im Bereich (A) der Fahrzeugbewegungssteuerung von Ausführungsformen gemäß der vorliegenden Erfindung verarbeitet werden;
2B zeigt allgemein den Fluss von Parametern, die im Bereich (B) der Fahrzeugbewegungssteuerung von Ausführungsformen gemäß der vorliegenden Erfindung verarbeitet werden;
2C zeigt allgemein den Fluss von Ziellängskräften für jedes Rad, die im Bereich (C) der Fahrzeugbewegungssteuerung von Ausführungsformen gemäß der vorliegenden Erfindung abgewandelt werden;
3 zeigt schematisch einen Reibungskreis und Straßenreaktionskraftvektoren an einem Rad (Reifen) auf der Grundlage eines "Brush-Reifenmodells";
4 zeigt schematisch die Definitionen von Längsgeschwindigkeitsvektoren und Seitengeschwindigkeitsvektoren an jedem Rad;
5A ist ein Graph eines Reibungskoeffizienten μ gegenüber einem Gesamtschlupfverhältnis λ gemäß dem in der vorliegenden Erfindung verwendeten Reifenmodell;
5B ist ein Graph eines Reibungskoeffizienten μ gegenüber einem Gesamtschlupfverhältnis λ eines realen Reifens;
5C zeigt den Weg der Abschätzung eines maximalen statischen Reibkoeffizienten μ_max durch Ausdruck (3.22);
6 zeigt schematisch ein Giermoment, das durch eine Straßenreaktionskraft erzeugt wird und aus Längs- und Querkräften zusammengesetzt ist, an jedem der Räder eines Fahrzeugs während einer Linkskurvenfahrt;
7 zeigt, wie ein kritisches Giermoment eines Rads während einer Linkskurvenfahrt zu definieren ist;
8A und 8B zeigen jeweils einen Reibungskreis, der angibt, wie normale Fahrgrenzwerte an einem Vorderrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs zu definieren sind;
9A und 9B zeigen jeweils einen Reibungskreis, der angibt, wie normale Fahrgrenzwerte am hinteren (linken) Innenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs zu definieren sind;
10A und 10B zeigen jeweils einen Reibungskreis, der angibt, wie normale Fahrgrenzwerte am hinteren (rechten) Außenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs zu definieren sind;
11A und 11B zeigen jeweils einen Reibungskreis, der angibt, wie vereinfachte normale Fahrgrenzwerte an einem Rad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs zu definieren sind;
12A und 12B zeigen jeweils einen Reibungskreis, der angibt, wie ein effektives Giermoment am vorderen (rechten) Außenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs für einen Schleudervermeidungsprozess zu definieren sind;
13A und 13B zeigen Reibungskreise, die angeben, wie ein effektives kritisches Giermoment am hinteren (linken) Innenrad bzw. (rechten) Außenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs für einen Schleudervermeidungsprozess zu definieren sind;
14 zeigt einen Reibungskreis, der angibt, dass das vordere (linke) Innenrad für einen Schleudervermeidungsprozess nicht von Nutzen ist;
15A und 15B zeigen jeweils einen Reibungskreis, der angibt, wie aus einem Zielgiermoment eine zweite Ziellängskraft für das vordere (rechte) Außenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs in einem Schleudervermeidungsprozess zu bestimmen ist;
16A und 16B zeigen Reibungskreise, die angeben, wie aus kritischen Zielgiermomenten zweite Ziellängskräfte für das hintere (linke) Innenrad bzw. (rechte) Außenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs in einem Schleudervermeidungsprozess zu bestimmen ist;
17A zeigt einen Reibungskreis, der angibt, wie ein effektives kritisches Giermoment des vorderen (linken) Innenrads eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs für einen Driftvermeidungsprozess zu definieren ist;
17B zeigt einen Reibungskreis, der angibt, dass das vordere (rechte) Außenrad für einen Driftvermeidungsprozess nicht von Nutzen ist;
18A und 18B zeigen Reibungskreise, die angeben, wie das effektive kritische Giermoment des hinteren (linken) Innenrads bzw. (rechten) Außenrads eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs für einen Driftvermeidungsprozess zu definieren ist;
19 zeigt einen Reibungskreis, der angibt, dass eine Querkraft am Vorderrad während eines Driftvermeidungsprozesses zunimmt;
20 zeigt Reibungskreise der Hinterräder, die angeben, dass die Querkräfte an den Hinterrädern während eines Driftvermeidungsprozesses zunehmen;
21A–C zeigen Reibungskreise, die angeben, wie aus kritischen Zielgiermomenten dritte Ziellängskräfte für das vordere (linke) Innenrad, hintere (linke) Innenrad bzw. hintere (rechte) Außenrad eines eine Linkskurve fahrenden Fahrzeugs in einem Driftvermeidungsprozess zu bestimmen sind;
22 ist eine Graph der Beziehung eines Motordrehmoments gegenüber einer Drosselöffnung;
23 ist eine schematische Ansicht eines Fahrzeugs mit Vierradantrieb, das eine Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung einer bevorzugten Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung enthält;
24 ist ein Flussdiagramm, das ein Hauptprogramm des Steuerungsablaufs in einer bevorzugten Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt;
25 ist ein Flussdiagramm, das ein Unterprogramm des Steuerungsablaufs zeigt, das in Schritt 20 des Hauptprogramms ausgeführt wird;
26 ist ein Flussdiagramm, das ein Unterprogramm des Steuerungsablaufs zeigt, das in Schritt 70 des Hauptprogramms ausgeführt wird;
27 ist ein Flussdiagramm, das ein Unterprogramm des Steuerungsablaufs zeigt, das in Schritt 90 des Hauptprogramms ausgeführt wird;
28 ist ein Flussdiagramm, das ein Unterprogramm des Steuerungsablaufs zeigt, das in Schritt 220 des Hauptprogramms ausgeführt wird;
29 ist ein Flussdiagramm, das einen Teil des Hauptprogramms in 24 des Steuerungsablaufs zeigt, von Schritt 30 abzweigend;
30A zeigt schematisch eine Zahnradanordnung in einer Mittendifferential-Getriebevorrichtung;
30B zeigt schematisch das Drehmomentgleichgewicht an den Zahnrädern einer Mittendifferential-Getriebevorrichtung;
31A und 31B zeigen, wie Ausdruck (3.22) bzw. ein Ergebnis einer Abschätzung durch Ausdruck (3.22) abzuleiten ist, wenn ein wahrer Wert von max eher klein ist.
Beschreibung von bevorzugten Ausführungsformen
In diesem Kapitel wird zuerst das allgemeine Konzept der vorliegenden Erfindung erläutert. Später werden dann praktische Ausführungsformen der Erfindung beschrieben.
I. Allgemeines Konzept der Erfindung
Der Fahrzeugbewegungs-Steuerungsprozess gemäß der vorliegenden Erfindung schätzt allgemein eine auf jedes Rad oder jeden Reifen aufgebrachte, tatsächliche Kraft (Straßenreaktionskräfte) und einen Straßenreibungskoeffizienten an jedem Rad etc. aus momentan gemessenen Fahrzeugfahrbedingungen wie z.B. die Längs- und Querbeschleunigung sowie eine Gierrate einer Fahrzeugkarosserie ab, und stellt dann Längskräfte an den Rädern auf die jeweiligen Zielwerte ein, die aus den abgeschätzten und direkt gemessenen Werten berechnet wurden, um so Radblockier- und Radschleuderbedingungen zu vermeiden und eine entsprechende Bremskraftverteilung für die Räder bereitzustellen. Durch neuartige und einzigartige Protokolle der vorliegenden Erfindung werden abnormale Fahrbedingungen, nämlich das Schleudern und Driften eines Fahrzeugs, überwacht und verhindert. Bei den Abschätzungen der tatsächlichen Parameter und den Berechnungen der Zielwerte wird ein theoretisches Reifenmodell (typischerweise ein "Brush-Modell") zusammen mit herkömmlichen Fahrzeugbewegungsgleichungen verwendet. Der Prozess gemäß der vorliegenden Erfindung kann an verschiedene Antriebssysteme angepasst werden, wie etwa an ein Fahrzeug mit Vierradantrieb (4WD), ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb (z.B. ein hinterradangetriebenes Fahrzeug (FR) mit vorne liegendem Motor), und ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb (z.B. ein vorderradangetriebenes Fahrzeug (FF) mit vorne liegendem Motor).
1 zeigt die Koordinatensysteme, die an einem Fahrzeug mit einem vorderen linken Rad, vorderen rechten Rad, hinteren linken Rad, hinteren rechten Rad 100fl, 100fr, 100rl bzw. 100rr definiert sind, eine Fahrzeugkarosserie 102, einen Schwer punkt (Massenschwerpunkt) 104 und einen Radstand L und eine Radspur Tr. Die Richtungen X und Y an jedem Rad bezeichnen die Richtungen der Radausrichtung bzw. der Drehachse. Die Vorzeichen der Parameter sind wie folgt bezeichnet: bei einer Längskraft Fxi an jedem Rad sind Antriebs- und Bremskräfte mit + bzw. – definiert; die durch G_X bezeichnete Längsbeschleunigung und Längsverzögerung an der Fahrzeugkarosserie sind als + bzw. – definiert; eine Querkraft F_Yi an jedem Rad und eine durch G_Y bezeichnete Querbeschleunigung an der Fahrzeugkarosserie in Richtung nach links in den Zeichnungen sind als + definiert; Schlupfwinkel β_B, β_i der Karosserie und Räder, eine Gierrate γ und ein Lenkwinkel δ sind im Gegenuhrzeigersinn in den Zeichnungen als + definiert. Nachstehend ist mit einem Suffix i an allen Parametern fl, fr, rl und rr bezeichnet, wobei Werte des vorderen linken, vorderen rechten, hinteren linken bzw. hinteren rechten Rads angegeben sind.
In den folgenden Beschreibungen wird der Prozess vorrangig während einer Linkskurvenfahrt beschrieben. Der Prozess während einer Rechtskurvenfahrt ist kurz in Kapitel I-6 erwähnt.
I-1 Allgemeiner Ablauf der Prozesse in der Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung
Der Fahrzeugbewegungs-Steuerungsprozess besteht aus dem Bereich (A) Messungen und Abschätzungen tatsächlicher Parameter; (B) Beurteilung der Stabilität/Instabilität eines Fahrzeugverhaltens; und (C) Berechnungen von Zielwerten für Räder (2).
Der Ablauf der Prozesse in Bereich (A) ist allgemein in 2A gezeigt. Im Bereich (A) werden unter Verwendung eines Reifenmodells und von Fahrzeugbewegungsgleichungen (herkömmlich) physikalische Parameter jedes Rads, die für die Prozesse in den Bereichen (B) und (C) erforderlich sind, anhand von Parametern abgeschätzt, die mit geeigneten physikalischen Sensoren direkt messbar sind, welche Fahrzeugfahrbedingungen angeben. In 2A zeigen Symbole Parameter an, die im Bereich (A) verarbeitet werden, und Pfeile zeigen den Fluss dieser Parameter an. Bereich (A) wird in Kapitel I-3 ausführlich beschrieben.
Im wie in 2B gezeigten Bereich (B) wird die Fahrzeugverhaltensstabilität, also ob sich das Fahrzeug in einem normalen Kurvenfahrtzustand oder in abnormalen Zuständen (Schleuder- oder Driftzustand) befindet, auf der Grundlage von Giermomenten beurteilt, die durch die Räder um den Schwerpunkt des Fahrzeugs herum erzeugt werden. In den neuartigen und einzigartigen Beurteilungsprotokollen der vorliegenden Erfindung kann die Instabilität des Fahrzeugverhaltens vor dem Auftreten des Schleuderns oder Driftens des Fahrzeugs erfasst werden, indem ein Gleichgewicht der Giermomente der Vorder- und Hinterräder sowie die Ausnutzung von Straßenreaktionskräften an den Rädern überwacht werden. Der Weg der Beurteilung des Zustands des eine Kurvenfahrt ausführenden Fahrzeugs wird in Kapitel I-4 ausführlich erläutert.
Im wie in 2C gezeigten Bereich (C) wird ein Zielwert für eine Längskraft an jedem Rad berechnet, wobei die im Bereich (A) erhaltenen Parameter verwendet werden. Ungeachtet des Fahrzeugverhaltens werden als Reaktion auf die Anforderungen des Fahrers zuerst grundlegende Ziellängskräfte bestimmt, wobei die Anforderungen des Fahrers einen Bremspedalweg (d.h. einen Hauptzylinderdruck Pm) und einen Drosselwinkel (oder einen Gaspedalweg, etc. α) enthalten, während eine entsprechende Bremskraftverteilung mit einfließt. Dann werden zur Aufrechterhaltung eines entsprechenden Gleichgewichts der Längs- und Querkräfte an jedem Rad, während gleichzeitig Radblockier- und Radschleuderbedingungen (nämlich ein Radblockierverhinderungs- und Radschleuderverhinderungprozess) vermieden sind, die grundlegenden Zielwerte auf "erste" Ziellängskräfte abgewandelt. Im normalen Fahrzustand wird die Längskraft an jedem Rad durch den Drosselwinkel oder durch Bremsdrücke auf den ersten Zielwert eingestellt. Für die Beurteilung des Schleuder- oder Driftzustands werden die ersten Zielwerte weiter auf "zweite" oder "dritte" Zielwerte abgewandelt, um gegen diese unerwünschten Zustände Giermomente zu induzieren, wobei die benötigten Größen dieser Giermomente auf der Grundlage des Gleichgewichts der abgeschätzten Giermomente der Vorder- und Hinterräder berechnet werden. Der Weg der Bestimmung der Zielwerte wird im Kapitel I-5 näher erläutert.
I-2 Theoretisches Reifenmodell
Die vorliegende Erfindung verwendet, in Verbindung mit einer herkömmlichen Bewegungsgleichung eines eine Kurvenfahrt ausführenden Fahrzeugs, ein theoretisches (mechanisches) Reifenmodell, das als "Brush-Reifenmodell" bezeichnet wird, um die Beziehungen zwischen mechanischen Parametern wie etwa Schlupfwinkel, Schlupfverhältnis zu erhalten, die bei der Berechnung der Zielwerte erforderlich sind. Hier ist die theoretische Materie des Reifenmodells zusammengefasst. Ausführliche Erläuterungen bezüglich des Modells sind andernorts beschrieben, z.B. in "Motion and Control of Automobile" (S. 30; Masato Abe; 1992, K.K. Sankai-do); "Tire Shear Force Generation During Combined Steering and Braking Manueuvers" (J.E. Bernard, L. Segal and R.E. Wild; SAE-Dokument 770852).
3 zeigt eine Abbildung eines Reifenmodells, in der Straßenreaktionskraftvektoren F_XY, F_X und F_Y angegeben sind, die an der Mitte 112 eines Reifens 106 angreifen, der in einer Richtung 110 mit einem gewissen Schlupfwinkel β unterwegs ist. Der vollständige, mit einer dünnen Linie 118 gezeigte Kreis ist ein kritischer Reibungskreis, der durch μ_max und Fz bestimmt ist, wobei es sich bei μ_max und Fz um einen maximalen statischen Reibungskoeffizienten bzw. eine vertikale Belastung am Reifen handelt. Der Straßenreaktionskraftvektor F_XY, der sich aus F_X (longitudinal) und F_Y (lateral) zusammensetzt, bewegt sich entlang einer fett gedruckten Linie 108, wenn sich das Schlupfverhältnis S ändert.
Das Schlupfverhältnis S ist definiert durch S = VB – VWVW (2.1)wobei VB eine Komponente einer Radbewegungsgeschwindigkeit 110 in einer Radausrichtung X bezeichnet; und VW die Raddrehzahl bezeichnet. Das Gesamtschlupfverhältnis λ wird angegeben mit
wobei β ein Schlupfwinkel ist, und K_β und K_S die Steifigkeit des Reifens in Quer- bzw. Längsrichtung ist. Dann ist ein dimensionsloser Parameter ξ definiert durch:
Dieser Parameter ξ gibt die Beziehung zwischen der kritischen (maximalen) Reibungskraft und einer am Reifen erzeugten elastischen Kraft an: die elastische Kraft erreicht ihre kritische Reibungskraft bei ξ = 0.
Mittels der vorstehend beschriebenen Parameter lassen sich die Längskraft Fx und Querkraft Fy ausdrücken durch:
für ξ > 0,
und für ξ < 0, Fx = –μmax Fz cosθ (2.6) Fy = –μmax Fz sinθ (2.7)wobei cosθ = S/λ, sinθ = (K_β/Ks tan β(1 + S)/λ.
Wie in der Zeichnung gezeigt ist, folgt die zusammengesetzte Reibungskraft F_XY dem kritischen Reibungskreis von A bis B und D bis E (entsprechend ξ ≤ 0), was anzeigt, dass die Straßenreaktionskraft in diesen Bereichen die maximale Grenze μ_max Fz erreicht, d.h. es ist keine größere Kraft verfügbar. Von B bis C (ξ ≥ 0) ist der Ort von Fxy innerhalb des kritischen Kreises, was anzeigt, dass durch Erhöhung der Größe des Schlupfwinkels eine stärkere Kraft verfügbar ist. Die Kurve B bis D geht mit kleiner werdendem Schlupfwinkel |β| näher an die Längsachse des Reifens heran, was anzeigt, dass die Querkraft abnimmt.
Da sich der zusammengesetzte Kraftvektor Fxy errechnet aus FXY = (FX 2 + FY 2)1/2,wird Fxy ausgedrückt durch FXY = μmax Fz (1 – ξ3) für ξ > 0 (2.8) Fxy = μmax Fz für ξ ≤ 0 (2.9)
Dann lassen sich Fx und Fy durch einfachere Formeln wie folgt ausdrücken (für beliebige Werte von ξ): Fx = FXY cosθ = (S/λ) FXY (2.10) Fy = FXY sinθ = {(Kβ/Ks) tan β(1 + S)/λ} FXY (2.11)
Somit wird Fy ausgedrückt als Funktion von Fx durch:
Nachstehend werden die durch die Ausdrücke dieses Reifenmodells bestimmten Kräfte Fx und Fy bezeichnet mit Fx_m, Fy_m, Fxy_m.
Durch die obigen Ausdrücke berechnete Parameter für verschiedene Punkte auf der Ortslinie der zusammengesetzten Kraft werden wie folgt zusammengefasst:
Punkt A (wo ein Radschleudern auftritt)

SA = 0 VW = ∞ FXYA = μmax Fz FXA = FXYA = μmax Fz FYA = 0 (2.13)

Punkt B
Punkt C
Punkt D

FY = –{(Kβ/Ks) tan β(1 + SD)/λD} FXYD

Punkt E (wo ein Radblockieren auftritt)

SE = ∞ VW = 0 FXYE = μmax Fz FXE = FXYE = cosβ FYE = –FXYE = sinβ (2.13e)

I-3 Bereich (A) Messungen und Abschätzungen von tatsächlichen Parametern
Wie vorstehend beschrieben wurde, werden im Bereich (A) tatsächliche Parameter bereitgestellt, die für die Beurteilung und Steuerung des Fahrzeugverhaltens erforderlich sind. Die folgenden Parameter, die in 2A jeweils in ein Quadrat gesetzt sind, werden mit entsprechenden physikalischen Sensoren direkt gemessen: Fahrzeugkarosserie-Längsbeschleunigung G_x; Fahrzeugkarosserie-Querbeschleunigung G_y; Fahrzeugkarosserie-Gierrate γ; ein Lenkwinkel δ; Raddrehzahlen VWi und Bremsdrücke Pi. Der Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel β_B wird über eine andere geeignete Abschätzungsvorrichtung (z.B. eine herkömmliche VSC-Vorrichtung) erhalten.
Dann werden aus diesen gemessenen Parametern die folgenden Parameter, die in 2A jeweils in einen Kreis gesetzt sind, durch das Reifenmodell und/oder Fahrzeugbewegungsgleichungen abgeschätzt: Längs- und Querkräfte F_xi, F_Yi; vertikale Belastungen F_zi; Reifeneigenschaften (Steifigkeit in Längs- und Querrichtung) K_si, K_βi; Schlupfwinkel βi; Schlupfverhältnisse Si; maximale Straßenreibungskoeffizienten μ_maxi; und eine am Fahrzeug wirkende (Gesamt-)Antriebskraft D. Die Wege zur Abschätzung dieser Werte werden nachfolgend beschrieben.
I-3-1 Abschätzungen der Radlängskraft Fxi und der Gesamtantriebskraft D
Eine Längskraft Fxi an jedem Rad wird mit der Raddrehbeschleunigung VWdi durch die Bewegungsgleichung der Raddrehung ausgedrückt. Berücksichtigt man verschiedene Gänge, wird Fxi an jedem Rad wie folgt ausgedrückt (für ausführliche Berechnungen siehe Anhang I):

worin Bi eine Bremskraft bezeichnet, die von einem Bremsschuh aufgebracht wird; I_wf und I_wr sind Trägheitsmomente der Vorder- und Hinterräder; I_e ist ein Trägheitsmoment eines Motors; I_Df und I_Dr sind Trägheitsmomente zwischen einer Mittendifferential-Getriebevorrichtung und einer vorderen bzw. hinteren Differentialgetriebevorrichtung; a ist das Verhältnis des von der Mittendifferential-Getriebevorrichtung zur vorderen Differentialgetriebevorrichtung abgegebenen Drehmoments zu dem an die hintere Mittendifferential-Getriebevorrichtung abgegebenen Drehmoment; r ist ein effektiver Reifenradius. In den obigen Ausdrücken sind zu deren Vereinfachung Untersetzungsverhältnisse in der Differentialgetriebevorrichtung mit Eins angenommen. Für eine Fahrzeug mit Hinterradantrieb sind I_Dr, I_Df, a = 0. Für ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb sind I_Dr, I_Df, 1/a = 0. Die Bremskräfte Bi werden mit den Bremsdrücken Pi ausgedrückt durch: Bfl = KPf Pfl Bfr = KPf Pfr Brl = KPr Prl Brr = KPr Prr (3.2) wobei es sich bei Kpf und Kpr um Umwandlungsfaktoren (negative Werte) von Radzylinder-Hydraulikdrücken zu Bremskräften an den Vorder- bzw. Hinterrädern handelt. Diese Faktoren sind während der Fahrt des Fahrzeugs konstant und somit z.B. aus Experimenten etc. vorab erhältlich. Des Weiteren sind aus der Konstruktion der Differentialgetriebe die Trägheitsmomente und das Drehmomentverhältnis, die in den obigen Ausdrücken gezeigt sind, auch vorab erhältlich. Der effektive Radius r ist vorab erhältlich oder kann durch andere unabhängige Verfahren beschafft werden.
Die Längskräfte Fxi an jedem Rad stehen miteinander in der Längsbewegungsgleichung des Fahrzeugs (siehe 1) in Bezug, ausgedrückt durch: mGX = (FXfl + FXfr) cosδ – (FYfl + FYfr) sinδ + FXrl + FXrr (3.3)wobei m die Masse des Fahrzeugs angibt.
Indem man Fxi von (3.1.) jeweils für die in (3.3) einsetzt, erhält man den folgenden Ausdruck:
Dann lassen sich mittels dieses Ausdrucks die Längskräfte Fxi ausdrücken als eine Funktion bekannter Parameter ohne die Gesamtantriebskraft D.
In den Ausdrücken (3.1) und (3.4) ist VWdi jedes Rads aus den Messungen von VWi erhältlich. Die Summe der Querkräfte F_Yfl + F_Yfr wird durch den im nächsten Kapitel I-3-2 beschriebenen Prozess erhalten. Die Abschätzung von F_Yi im nächsten Kapitel erfordert jedoch, dass hier die Längskräfte Fxi abgeschätzt werden. Somit werden im obigen Ausdruck die Querkräfte verwendet, die im vorigen Programmlauf abgeschätzt wurden (der Prozess in der Fahrzeugbewegungssteuerung wird während der Fahrt des Fahrzeugs zyklisch wiederholt). Alternativ ist die Summe F_Yfl + F_Yfr aus Ausdruck (3.4) erhältlich, wenn die Gesamtantriebskraft D aus einem Motordiagramm erhalten wird.
I-3-2 Abschätzung der Radquerkraft F_Yi
Eine Querkraft F_Yi an jedem Rad kann als Funktion der im vorigen Kapitel I-3-1 erhaltenen Längskräfte Fxi und mehrerer verfügbarer Werte ausgedrückt werden, und zwar durch Lösen der Querbewegungsgleichung des Fahrzeugs: mGY = (FXfl + FXfr) sinδ – (FYfl + FYfr) cosδ + FYrl + FYrr (3.5)und durch Lösen der Bewegungsgleichung der Drehung des Fahrzeugs in der Horizontalebene:
wobei es sich bei I_B und γd um das Trägheitsmoment bzw. die Gierbeschleunigung der Fahrzeugkarosserie handelt; L ist der Abstand zwischen der Vorder- und Hinterradachse (der Radstand), Lf und Lr sind die Abstände vom Schwerpunkt des Fahrzeugs zur Vorderrad- bzw. Hinterradachse; Tr ist die Radspur des Fahrzeugs.
Kürzt man die hinteren Querkräfte Fyrl und Fyrr aus den obigen zwei Bewegungsgleichungen heraus, erhält man den folgenden Ausdruck:
Zur Klarheit des Ausdrucks wird er beschrieben als: Ak FYfl + Bk FYfr = Ck (3.8)wobei Ak und Bk Faktoren von Fyfl und Fyfr sind; Ck ist der rechte Term in Ausdruck (3.7). An einem realen Fahrzeug ist Ak > 0 und Bk > 0 erfüllt.
Durch Verwendung des Verhältnisses der Querkräfte Fyfl/Fyfr = Dk werden Fyfl und Fyfr einzeln ausgedrückt als:
Das Verhältnis der Kräfte Dk wird durch das Verhältnis von Fyfl_m/Fyfr_m erhalten, das durch das im Kapitel I-2 beschriebene Reifenmodell bestimmt wird. Wie im Kapitel I-2 beschrieben ist, sind Fyfl_m und Fyfr_m aber erst dann erhältlich, wenn ein Schlupfwinkel β_i, ein Schlupfverhältnis S_i, ein maximaler Reibungskoeffizient μ_maxi etc. vorhanden sind, und diese Parameter erfordern, dass Fyi hier abgeschätzt wird. Folglich wird für den erstmaligen Programmlauf, wo der Schlupfwinkel β_i, das Schlupfverhältnis Si etc. nicht verfügbar sind, Dk mit einer entsprechenden positiven Konstante F_Y0 als Anfangswert berechnet. Dann kann Dk erhalten werden durch:
wobei Max (x, x', ...) angibt, dass aus den in den Klammern stehenden Werten der größte Wert auszuwählen ist.
Die Verwendung einer entsprechenden Konstanten F_Y0 vermeidet unzuverlässige Schwankungen des Verhältnisses Dk, wenn die Absolutwerte von Fy_m klein sind, d.h. das Fahrzeug geradeaus fährt.
In entsprechender Weise stellt sich die Summe Fyrl + Fyrr dar als:
Durch Definition des Verhältnisses dieser Kräfte als:
werden die Querkräfte Fyrl und Fyrr ausgedrückt als: FYrl = Ek Fk/(1 + Fk); FYrr = Ek/(1 + Fk) (3.13)
I-3-3 Abschätzung der vertikalen Radbelastung Fzi
Mittels der Fahrzeuglängs- und Querbeschleunigung Gx und G, die von entsprechenden Sensoren erhalten werden, wird eine vertikale Belastung Fzi an jedem Rad abgeschätzt durch:
wobei Fzv das Gewicht des Fahrzeugs ist; h ist die Höhe des Schwerpunkts des Fahrzeugs; g ist die Erdbeschleunigung; η_f und η_r sind Wanksteifigkeitsverteilungen der Vorder- bzw. Hinterräder. In diesen Ausdrücken sind die dynamischen Eigenschaften von Nick- und Rollkomponenten nicht berücksichtigt: diese können sich in Abschätzungsfehlern zeigen.
Auf einer geneigten Straße nimmt die Komponente des Gewichts (Kraft) des Fahrzeugs senkrecht zur Straßenoberfläche ab, und somit sollte für Fzv in den ersten Termen der obigen Ausdrücke Fzv = Fzv_(θ=0)cosθ gelten, wobei θ der Neigungswinkel der Straße ist. Bei einer üblichen Fahrbedingung ist θ jedoch klein und cosθ ≈ 1, und deshalb sind die ersten Terme in den Ausdrücken (3.14) in etwa gültig. Der zweite und dritte Term in den Ausdrücken sind exakt gültig, weil Gx und Gy mit Trägheitssensoren gemessen werden und die Komponenten des Gewichts parallel zur Straßenoberfläche enthalten.
I-3-4 Abschätzungen der Reifensteifigkeit K_si und K_βi
Die Reifenlängs- und -quersteifigkeit K_si und K_β jedes der Räder sind Funktionen der zusammengesetzten Straßenkräfte Fxyi und vertikalen Belastungen Fzi, ausgedrückt durch: KSi = KXYS FXYi + KZS FZi Kβi = KXYβ FXYi + KZβ FZi (3.15)wobei K_XYS, K_ZS, K_XYβ und K_Zβ konstante Faktoren für F_XYi und F_Zi sind, die vorab aus Experimenten etc. erhalten werden können. Die in den vorigen Kapiteln I-3-1, -2, -3 erhaltenen Ergebnisse werden für F_XYi, und F_Zi verwendet. Wie nachstehend beschrieben, wird diese Reifensteifigkeit K_si und K_βi für Berechnungen von Schlupfwinkeln βi und Schlupfverhältnissen Si durch das Reifenmodell verwendet.
I-3-5 Abschätzung des Radschlupfwinkels βi und Radschlupfverhältnisses Si
Ein Radschlupfwinkel βi ist definiert als Winkel zwischen der Radfahrtrichtung und der Radausrichtung, und ist somit ausgedrückt durch: tan βi = VYi/VXi wobei V_Xi und V_Yi die Fahrgeschwindigkeitskomponenten in den zur Ebene der Raddrehung parallelen bzw. senkrechten Richtung sind (siehe 4).
Für jedes Rad des Fahrzeugs stellen sich V_Yi und V_Xi dar als VXfl = (SVB – Trγ/2)cosδ + (SVB tanβB + Lfγ)sinδ VXfr = (SVB + Trγ/2)cosδ + (SVB tanβB + Lfγ)sinδ VXrl = SVB + Trγ/2 VXrr = SVB + Trγ/2 (3.16) VYfl = –(SVB – Trγ/2)sinδ + (SVB tanβB + Lfγ)cosδ VYfr = –(SVB + Trγ/2) inδ + (SVB tanβB + Lfγ)cosδ VYrl = SVB tanβB – Lrγ VYrr = SVB tanβB – Lrγ (3.17)wobei SVB eine Fahrzeuglängsgeschwindigkeit ist; β_B ist ein Schlupfwinkel der Fahrzeugkarosserie.
Dementsprechend stellt sich ein Schlupfwinkel βi jedes der Räder dar durch:
Wie in Kapitel I-2 beschrieben, ist das Schlupfverhältnis Si eines Rads gegeben durch Si = (Vxi – Vwi)/VWi (2.1)wobei Vxi VB entspricht.
Somit ist unter Verwendung der Ausdrücke (3.16) das Schlupfverhältnis Si jedes Rads angegeben durch:
In den Ausdrücken (3.18) und (3.19) wird die Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB nicht direkt gemessen, sondern durch den im nächsten Kapitel I-3-6 beschriebenen Prozess abgeschätzt. Die anderen Parameter können vorab gewonnen oder aus entsprechenden Sensoren erhalten werden (siehe 2A).
I-3-6 Abschätzung der Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB
Eine Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB, nämlich die Komponente der Fahrzeuggeschwindigkeit in Richtung der Fahrzeugfrontrichtung (siehe 4), wird aus der Radlängs- und Radquerkraft F_Xi und F_Yi und den vertikalen Belastungen Fzi, die in den vorigen Kapiteln erhalten wurden, durch das Reifenmodell abgeschätzt. Bei dem Abschätzungsprozess hier wird zuerst ein "Referenzschlupfverhältnis Ski" aus F_Xi und F_Yi für jedes Rad bestimmt, und dann wird einzeln für jedes Rad eine Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVBi abgeleitet. Aus diesen Geschwindigkeiten SVBi wird als zuverlässigste Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB ein entsprechender Wert ausgewählt.
(a) Während des Bremsens eines Fahrzeugs
Referenzschlupfverhältnisse Ski sind definiert wird folgt:
Für einen kleinen Wert |Fxi| ist Ski = 0
Für einen großen Wert |Fxi| und einen kleinen Wert |Fyi|, unter der Annahme eines Schlupfwinkels βi = 0, ist das Gesamtschlupfverhältnis γ = |S| = |SKi| und F_XY = |F_X| = μ_max Fz (1 – ξ³). Unter Bezugnahme auf Ausdruck (2.12) (Ski entspricht S) stellt sich Ski dar durch:

[Anmerkung: In diesem Ausdruck muss ξ ≥ 0 erfüllt sein. Es muss folglich zumindest ein Rad so gesteuert werden, dass diese Bedingung erfüllt ist. Dies ist im später beschriebenen Prozess möglich.]

Für einen großen Wert von |Fxi| und |Fyi|,
durch Ausdruck (2.12).
Somit stellen sich die Fahrzeuglängsgeschwindigkeiten SVBi dar als:
Diese werden erhalten durch Lösen der Ausdrücke (3.19) mit den sich ergebenden Werten für Ski und die Raddrehzahlen VWi. Dann wird von den Werten SVBi der größte Wert als Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB ausgewählt, weil man davon ausgeht, dass der größte Wert dem realen Wert von SVB am nächsten kommt, wenn das Fahrzeug abgebremst wird.
(b) Wenn ein Fahrzeug nicht gebremst wird
Bei einem Fahrzeug mit Vierradantrieb ist das Referenzschlupfverhältnis Ski ähnlich definiert wie diejenigen während des Bremsens, ausgenommen der Fall, dass ein großer Wert |Fxi| und ein kleiner Wert |Fyi| besteht, für den Ski angegeben ist durch
weil Ski negativ sein sollte. Die Fahrzeuglängsgeschwindigkeiten SVBi stellen sich durch dieselben Ausdrücke wie (3.20) dar, und als Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB wird unter SVBi der kleinste Wert ausgewählt, weil in diesem Fall der kleinste Wert erwartungsgemäß dem realen Wert SVB am nächsten kommt.
Bei einem Fahrzeug mit Zweiradantrieb wird eine Abschätzung auf der Grundlage eines nicht angetriebenen Rads erwartungsgemäß zuverlässig sein, weil auf das Rad weder Antriebs- noch Bremskräfte aufgebracht werden. Somit stellt sich unter der Annahme Ski = 0 eine Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVBi an jedem nicht angetriebenen Rad dar durch:
für ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb
und für ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb SVBrl = VWrl + (Tr/2)γ SVBrr = VWrr + (Tr/2)γ (3.21b)
Für jeden dieser Fälle wird die Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB bestimmt, indem aus diesen Werten SVBi der größere ausgewählt wird oder von den Werten SVBi ein Mittelwert gebildet wird.
Bei einigen der oben genannten Herangehensweisen sind Schlupfwinkel βi und maximale Reibungskoeffizienten μ_max erforderlich. Die Berechnungen dieser Parameter erfordern jedoch, dass die Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB hier abgeschätzt wird (siehe 2A). Somit wird für den Anfangszyklus des Prozesses jedem dieser Parameter ein entsprechender Anfangswert zugeteilt, zum Beispiel Ski = 0, βi = 0, etc. In darauf folgenden Zyklen werden in jeder Berechnung die Werte verwendet, die in der zuletzt erfolgten Abschätzung erhalten wurden.
I-3-7 Abschätzung des maximalen statischen Reibungskoeffizienten μ_maxi für jedes Rad
Gemäß dem in Kapitel I-2 beschriebenen Reifenmodell stellt sich eine zusammengesetzte Straßenreaktionskraft F_XY dar durch FXYi = μmaxi Fzi (1 – ξ3) für ξ > 0 (2.8) FXYi = μmaxi Fzi für ξ ≤ 0 (2.9)
Definiert man einen statischen Reibungskoeffizienten μ_i = F_XYi/F_zi, ist die Beziehung zwischen μ_i und einem Gesamtschlupfverhältnis λ_i in 5A gezeigt. Wie man anhand der Ausdrücke (2.8) und (2.9) sieht, wird μ_i für große Werte von λ_i als konstant angenommen, wobei μ_i als der kritische (oder maximale) statische Reibungskoeffizient μ_maxi definiert ist. [An einem realen Reifen sollte μ über λ wie in 5B abgebildet sein, wo μ einen Spitzenwert hat. Für den Bereich von λ > λ_PEAK ist μ jedoch nicht von Belang, weil der Reifen in diesem Bereich bereits Schlupf zeigen würde. Folglich ist das hier präsentierte Modell annähernd gültig.]
Unter Bezugnahme auf die Beziehung von μ_i über λ_i, die in 5A gezeigt ist, wird μ_maxi an jedem Rad abgeschätzt durch μmaxi = μi + Δμ (∂ μ/∂ λ)/(∂ μ/∂ λ) λ = 0 (3.22)wobei Δμ eine entsprechende positive Konstante ist. (∂ μ/∂ λ) und (∂ μ/∂ λ) λ = 0 sind Steigungen der Kurve μi (λ) bei λ = (der aktuelle Wert) und λ = 0 (siehe 5C). [Für eine ausführliche Erläuterung der Ableitung des Ausdrucks (3.22) siehe Anhang II.]
Aus den Ausdrücken (2.8) und (2.9), (∂ μ/∂ λ) = (∂ FXYi/∂ λ)/Fzi = KSiξ2/Fzi (∂ μ/∂ λ)λ = 0 = KS/Fzi (ξ = 1 bei λ = 0)
Folglich lässt sich μ_maxi als Funktion von ξ ausdrücken, berechnet aus der vertikalen Belastung Fzi, dem Radschlupfverhältnis Si, dem Radschlupfwinkel βi und der Radsteifigkeit Ksi, K_βi, die in den vorigen Kapiteln erhalten wurden. Um μ_maxi zu erhalten, ist ein anderer Wert μ_maxi als Parameter erforderlich, wie man aus dem obigen Ausdruck sieht [ξ ist eine Funktion von μmax]. Folglich wird als Parameter der im vorigen Zyklus abgeschätzte Wert, μ_maxi_(n-1), verwendet.
Wenn μ den wahren Wert μ_max nicht erreicht, ist der Fehler der Abschätzung von max eher groß. Unter Bezugnahme auf 5C gibt Kurve A μ(λ) an, welcher Wert bei λ e bis auf _max [wahrer Wert] ausgenutzt wird, und Kurve B gibt den durch Ausdruck (3.22) abgeschätzten Wert von μ_max an, ausgehend von Δμ auf der vertikalen Achse. Wie man aus dieser Figur ersieht, wird mit μ am Punkt λ 1, der nicht ausgenutzt wurde, μ_max so abgeschätzt, dass dieser Wert niedriger ist als der wahre Wert von μ_max. Mit zunehmendem λ wird jedoch die Steigung (∂ μ/∂ λ) flach (nahe Null), so dass der Fehler der Abschätzung abnimmt, und schließlich, wenn λ λ e erreicht hat (d.h. ξ = 0), ist der abgeschätzte Wert von _max konsistent mit dem wahren Wert.
Während des Bremsens eines Fahrzeugs unter in einem gewöhnlichen Kurvenfahrzustand sind die Gesamtschlupfverhältnisse der Hinterräder immer kleiner als diejenigen der Vorderräder, weil die Vorderräder gelenkt und stärker als die Hinterräder abgebremst werden, und deshalb ist ein Fehler eines abgeschätzten Werts μ_max an den Hinterrädern größer. Zur Kompensierung des Fehlers an den Hinterrädern können die abgeschätzten Werte μ_max für das linke und rechte Hinterrad auf diejenigen des linken bzw. rechten Vorderrads gesetzt werden: μ_maxrl = μ_maxfl; μ_maxrr = μ_maxfr.
Wie in Kapitel I-3-3 beschrieben ist, kann Fzi einen Fehler enthalten, der sich aus den dynamischen Eigenschaften von Nick- und Rollkomponenten ableitet, was einen Fehler bei der Abschätzung von μ_maxi induziert. Der Wert von μ_maxi Fzi wird jedoch durch diese dynamischen Eigenschaften wenig beeinflusst, weil μ_maxi Fzi durch die Ausdrücke (2.8) und (2.9.) vorgegeben ist.
I-3-8 Berechnungen von Parametern von Punkten an einem Reibungskreis
In den vorstehend beschriebenen Kapiteln werden für jedes der Räder einige Parameter, z.B. das Schlupfverhältnis, der Schlupfwinkel, der maximale Reibungskoeffizient etc. erhalten. Dann kann durch die in Kapitel I-2 aufgeführten Ausdrücke unter Verwendung dieser Parameter ein Satz von Parametern an jedem Punkt A, B, C, D, E, etc. auf einem Reibungskreis erhalten werden. Diese Sätze von Parametern an Punkten auf dem Reibungskreis werden für die Berechnungen von Zielwerten in den folgenden Kapiteln verwendet. Darüber hinaus sind, wie vorstehend mit Bezug auf die Abschätzung von Querkräften beschrieben, nun die Verhältnisse von Kräften Dk und Fk verfügbar, und zwar durch das Reifenmodell mit den in den vorigen Kapiteln abgeschätzten Parametern.
I-4 Bereich (B): Beurteilung der Fahrzeugverhaltensstabilität/-instabilität
Im Bereich (B) wird beurteilt, ob auf der Grundlage des Gleichgewichts von durch vier Räder erzeugten Giermomenten das Verhalten eines eine Kurvenfahrt ausführenden Fahrzeugs stabil ist oder nicht. Im Beurteilungsprotokoll werden ein tatsächliches Fahrzeugkurvenfahrt-Giermoment Mi, welches durch eine Strallenreaktionskraft an jedem Rad erzeugt wurde, mit den Längs- und Querkräften Fxi, F_Yi berechnet, die in den Prozessen von Bereich (A) erhalten wurden. Auch wird auf der Grundlage des Reifenmodells in Kapitel I-2 ein "kritisches" Fahrzeugkurvenfahrt-Giermoment M_iG als ein Giermoment definiert, das durch ein Rad (einen Reifen) erzeugt werden kann, wenn angenommen wird, dass die Straßenreaktionskraft ausgeschöpft ist, während für jedes Rad eine vorhandene Längskraft Fxi beibehalten wird. Dann wird durch Vergleichen des tatsächlichen und kritischen Giermoments das Verhalten des Fahrzeugs entweder als Normalzustand, Schleuderzustand oder Driftzustand beurteilt. Nachstehend wird das Protokoll für diesen Bereich ausführlich beschrieben.
I-4-1 Berechnung von momentanen Giermomenten Mi
Das Fahrzeugkurvenfahrt-Giermoment Mi, das derzeit bzw. augenblicklich durch jedes Rad erzeugt wird, wird mit Fxi und F_Yi berechnet, die im Bereich (A) abgeschätzt wurden, durch (siehe 6) Mfl = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfl Mfr = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfr Mrl = –(Tr/2)·FXrl – Lf cosδ·FYrl Mrr = (Tr/2)·FXrr – Lf·FYfr (4.1)
Folglich wird ein Giermoment IB·γ d = Mfl + Mfr + Mrl + Mrr (4.2)augenblicklich um den Schwerpunkt des Fahrzeugs erzeugt, wo I_B und γ d das Trägheitsmoment der Fahrzeugkarosserie bzw. die Gierbeschleunigung sind.
I-4-2 Berechnung von kritischen Giermomenten M_iG
Wie in 7 gezeigt ist, ist unter Beibehaltung der vorliegenden Längskraft Fxi an einem Rad, eine kritische Querkraft F_YiG nämlich eine Querkraft bei Maximierung einer zusammengesetzten Straßenreaktionskraft F_XYi = μ_i F_zi auf μ_maxi F_zi, gegeben durch F_YiG = (μ_maxi ² F_zi ² – F_Xi ²)^1/2. Dann ist das an jedem Rad erzeugte Giermoment, das durch die maximierte zusammengesetzte Kraft F_XYiG erzeugt ist, die sich aus F_Xi und F_YiG zusammensetzt, definiert als "kritisches Giermoment", gegeben durch MflG = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYflG MfrG = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ)·FYfrG MrlG = –(Tr/2)·FXrl – Lr·FYrlG MrrG = (Tr/2)·FXrr – Lr·FYfrG (4.3)
Das kritische Giermoment gibt die Obergrenze eines Giermoments an, das ein Rad erzeugen kann, während seine momentane Längskraft aufrechterhalten bleibt. Bei einer konstanten Längskraft, wenn ein Schlupfwinkel |βi| (nämlich eine Querkraft) so zunehmen soll, dass ein Giermoment erhalten wird, welches über das kritische Giermoment hinausgeht, setzt am Rad Schlupf ein, da eine zusammengesetzte Kraft F_XY nicht über den entsprechenden kritischen Reibungskreis hinausgehen könnte. Ein solcher Reifenzustand führt zu einer Verhaltensinstabilität.
I-4-3 Beurteilung der Fahrzeugverhaltensstabilität
(a) Theoretisch
Wenn eine Straßenreaktionskraft an einem Rad bis auf den kritischen Reibungskreis ausgenutzt wird, ist von dem Rad (bei einer konstanten Längskraft) keine weiter ansteigende Kraft mehr verfügbar, d.h. kein noch größeres Giermoment um den Schwerpunkt des Fahrzeugs. Bei einem Fahrzeug mit zwei Vorderrädern und zwei Hinterrädern, das entlang eines gekrümmten Fahrkurses eine Kurvenfahrt ausführt, wird der Heckbereich des Fahrzeugs vom gekrümmten Fahrkurs nach außen abgleiten, wenn die Straßenreaktionskräfte an den Hinterrädern die jeweiligen kritischen Reibungskreise erreicht haben (das heißt, dass die Giermomente die kritischen Giermomente erreicht haben) und die Summe der von den beiden Vorderrädern erzeugten Giermomente größer ist als die von den Hinterrädern erzeugte. Dieser Schlupfzustand wird als Schleuderzustand definiert. Ist es dagegen so, dass die Summe der von den Vorderrädern erzeugten Giermomente ihren kritischen Wert erreicht, ist durch Lenken des Vorderrads (der Verlust der Steuerbarkeit durch Lenken) keine stärkere Kraft mehr verfügbar. Folglich kann der vordere Teil des Fahrzeugs nicht weiter nach innen kurven und tendiert dazu, vom gekrümmten Fahrkurs nach außen abzuweichen. Dieser Zustand wird als Driftzustand definiert.
Quantitativ gesehen ist das momentane Giermoment einer Fahrzeugkarosserie wie zuvor beschrieben durch Ausdruck (4.2) angegeben: IB·γ d = Mfl + Mfr + Mfl + Mrr wobei M_fl, M_fr > 0 und M_rl, M_rr < 0 während einer Kurvenfahrt nach links.
Ist I_B·γ d größer als weiter verfügbare Giermomente von den Hinterrädern, |M_rlG + M_rrG – M_rl – M_rr|, während die momentanen Giermomente von den Vorderrädern M_fl + M_fr beibehalten sind, nämlich IB·γ d > |MrlG + MrrG – Mrl – Mrr| (4.4)beginnt der Heckbereich der Fahrzeugkarosserie auszubrechen, wenn das von den Hinterrädern erzeugte Giermoment seinen kritischen Wert erreicht, was zum Schleuderzustand führt. Und zwar ist dies so, weil die Giermomente der Vorderräder die Fahrzeugkarosserie über die kritische Grenze der Hinterräder hinaus zu drehen versuchen.
Wenn dagegen das von den Vorderrädern verfügbare Giermoment M_flG + M_frG – M_fl – M_fr klein ist, während I_B·γ d (≥ 0) kleiner als weitere verfügbare Giermomente für die Hinterräder |M_rlG + M_rrG – M_rl – M_rr| ist, d.h. IB·γ d < |MrlG + MrrG Mrl – Mrr| und MflG + MfrG – Mfl – Mfr << (4.5)wobei die Radschlupfwinkel |βi| zunehmen,
ist die Gierrate der Fahrzeugkarosserie unveränderlich, wenn das von den Hinterrädern erzeugte Giermoment so groß ist wie das von den Vorderrädern erzeugte, d.h. I_B·γ d = 0. Und zwar ist dies so, weil das Giermoment der Fahrzeugkarosserie durch Lenken der Vorderräder bereits unsteuerbar ist. Infolgedessen kann das Fahrzeug nicht mehr einem weiter nach innen gekrümmten Fahrkurs folgen, was zu dem Driftzustand führt.
Folglich lässt sich anhand dessen, ob die Bedingung (4.4) oder (4.5) erfüllt ist oder nicht, ein Schleudern oder Driften einer Fahrzeugkarosserie erfassen oder vorhersagen.
(b) Praktisch
Im Protokoll des Prozesses ist ein Indexwert definiert als Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr wobei – Klβd_r ein Voreilen in der Phase ermöglicht; βd_r ist eine Hinterrad-Schlupfwinkelgeschwindigkeit; KI ist eine positive Konstante; und Mfl + Mfr + MrlG + MrrG = IB·γ d – |MrlG + MrrG – Mrl Mrr| = IB·γ d + MrlG + MrrG – Mrl – Mrr = Mfl + Mfr + Mrl + Mrr + MrlG + MrrG – Mrl – Mrr
Folglich wird, wenn der Indexwert folgende Bedingung erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr > –ΔMs (4.6)[entsprechend Ausdruck (4.4)],
wobei ΔMs eine entsprechende kleine positive Konstante ist, das Verhalten so beurteilt, dass ein Schleuderzustand vorliegt.
Wenn der Indexwert folgende Bedingung erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr < –ΔMd und Mfl + Mfr > Kf (MflG + MfrG) (4.7)[entsprechend Ausdruck (4.5)],
wobei ΔMd eine entsprechende kleine positive Konstante ist; Kf ein entsprechender positiver Faktor von 0,8–0,9 ist, dann wird das Verhalten so beurteilt, dass ein Driftzustand vorliegt unter I_B·γ d ≥ 0.
Wenn vorstehend weder ein Schleuder- noch Driftzustand erfasst wird, wird das Verhalten so beurteilt, dass es einen Normalzustand hat.
In dem vorstehend erwähnten Indexwert kann das Voreilen in der Phase – Klβd_r weggelassen werden. Um das Voreilen der Phase im Indexwert genauer zu ermöglichen, sollte [d(Mfl + Mfr + MrlG + MrrG)/dt]für die Beurteilung des Schleuderns, [d(MflG + MfrG + MrlG + MrrG)/dt]für die Beurteilung des Abdriftens
als Variable verwendet werden. Weil aber die Berechnung dieser Größen zu kompliziert ist, wird – Klβd_r als diese Approximation verwendet.
Es wäre festzuhalten, dass vorstehend, da das Fahrzeugverhalten anhand der Differenzen der tatsächlichen und kritischen Giermomente beurteilt wird, mit der vorliegenden Erfindung die Verhaltensabnormitäten erfasst (oder vorhergesagt) und effizient vermieden werden können, und zwar bevor diese tatsächlich auftreten.
I-4-4 Berechnung der Hinterrad-Schlupfwinkelqeschwindigkeit βd_r
Die Hinterrad-Schlupfwinkelgeschwindigkeit βdr, die für den Indexwert zur Beurteilung des Fahrzeugverhaltens verwendet wird, wird wie folgt erhalten [hier wird der Unterschied zwischen dem rechten und linken Rad vernachlässigt (Tr = 0)]: Der Hinterrad-Schlupfwinkel βr stellt sich dar durch tanβr = tanβB – Lr·γ Nxwobei Vx die Längsgeschwindigkeit der Fahrzeugkarosserie ist. Unter der Annahme, dass Vx konstant ist, ist die Zeitdifferenzierung dieses Ausdrucks ausgedrückt durch d tanβr/dt = d tanβB/dt – Lr γ d/Vx
Der Schlupfwinkel β_B und seine Zeitdifferenziale sind gegeben durch tanβB = VY/VX, d tanβB/dt = VdY/VX = (GY – VX γ)/VX = GY/VX – γwobei V_Y die Seitengeschwindigkeit der Fahrzeugkarosserie ist. Im letztgenannten Ausdruck wird die Beziehung G_Y = V_Yd + V_Xγ verwendet, wo V_Yd das Zeitdifferenzial von V_Y ist. Somit drückt sich die Hinterrad-Schlupfwinkelgeschwindigkeit aus durch βdr = arctan[(GY – VX γ – Lr γ d)/Vx]. (4.8)
Der im Kapitel I-3-6 erhaltene Wert SVB wird für Vx eingesetzt.
I-5 Bereich (C) Berechnungen von Zielwerten für einzelne Räder
Im Bereich (C), wie in 2C gezeigt, wird zuerst im Ansprechen auf das Ergebnis von Bereich (B) für jedes Rad eine Ziellängskraft berechnet, und durch ein Bremssystem und/oder einen Motor und ein Antriebssystem tatsächliche Längskräfte der Räder auf die jeweiligen Zielkräfte eingestellt.
In diesem Bereich werden die folgenden Zielwerte berechnet:

(1) Grundlegende Ziellängskräfte, bestimmt aus fahrerseitigen Anforderungen wie etwa ein Bremspedalweg, eine Drosselwinkelöffnung oder ein Gaspedalweg;
(2) Erste Ziellängskräfte, bestimmt durch Modulation der grundlegenden Zielkräfte auf der Grundlage von normalen Fahrbedingungsgrenzwerten. Normale Fahrbedingungsgrenzwerte sind so definiert, dass ein entsprechender Ausgleich der Längs- und Querkräfte besteht, während Radschleuder- und Radblockierzustände vermieden sind.
(3) Zweite Ziellängskräfte, bestimmt durch Modulation der ersten Zielkräfte, um einen erfassten Schleuderzustand in zweckmäßiger Weise zu vermeiden und/oder zu unterdrücken.
(4) Dritte Ziellängskräfte, bestimmt durch Modulation der ersten Zielkräfte, um einen erfassten Abdriftzustand in zweckmäßiger Weise zu vermeiden und/oder zu unterdrücken.

Diese Zielkräfte werden durch das in Kapitel I-2 beschriebene Reifenmodell unter Verwendung der Parameter berechnet, die im Bereich (A) erhalten wurden.
Bei Steuerung der tatsächlichen Längskräfte werden die ersten Zielkräfte als Reaktion auf die Beurteilung der normalen Fahrzustände ausgewählt; als Reaktion auf die Beurteilungen des Schleuder- und Abdriftzustands werden die zweiten bzw. dritten Zielkräfte ausgewählt [solange nichts anderes angegeben, siehe Kapitel I-5-5]. Dann werden die Werte der ausgewählten Zielkräfte in die entsprechenden Zielbremsdrücke und/oder Drosselöffnungen umgewandelt.
Nachstehend werden die Prozesse in diesem Bereich ausführlich beschrieben.
I-5-1 Berechnungen von grundlegenden Ziellängskräften
Eine grundlegende Ziellängskraft für jedes Rad gibt direkt den Wunsch des Fahrers bzw. der Fahrerin wieder, sein/ihr Fahrzeug vorwärts zu bewegen oder abzubremsen. Wenn durch F_XVB eine (gesamte) Zielbremskraft an der Fahrzeugkarosserie, d.h. entsprechend dem Betätigungsbetrag eines Bremspedals, und durch D eine (gesamte) Zielantriebskraft an einer Fahrzeugkarosserie, d.h. entsprechend einer Drosselöffnung oder dem Betätigungsbetrag eines Achspedals dargestellt sind, stellen sich (gesamte) Fahrzeugkarosserie-Längskräfte dar als FXV = FXVB + D (5.1)
Die Gesamtzielbremskraft kann aus dem Druck Pm im Hauptzylinder erhalten werden, der mit einem entsprechenden Faktor K_pm umgewandelt wird durch FXVB = Kpm·Pm (5.1a)
Die Zielantriebskraft D kann erhalten werden durch D = Kα·α, (5.1b)wobei α den Betrag der Betätigung des Gaspedals bezeichnet; K_α ist ein Umwandlungsfaktor. [Es wäre festzuhalten, dass D < 0, wenn eine Motorbremse verwendet wird.]
Dann wird beim Bremsen, d.h. F_XV < 0, die Gesamtziellängskraft auf jedes Rad mit einem Verteilungsverhältnis aufgeteilt, das proportional zur entsprechenden vertikalen Belastung Fzi ist (erhalten im Kapitel I-3-3), als: FXfl0 = (FZfl/FZV) FXV FXfr0 = (FZfr/FZV) FXV FXrl0 = (FZrl/FZV) FXV FXrr0 = (FZrr/FZV) FXV (5.2a)wobei F_Xi0 die grundlegenden Ziellängskräfte bezeichnet.
Dagegen sind beim Fahren (bremsfreies Fahren) unter der Annahme, dass die Antriebskraft direkt auf die Räder aufgebracht wird, die grundlegenden Zielkräfte F_Xi0 bestimmt als:
für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, FXfl0 = FXfr0 = [a/(1 + a)]FXV/2, FXrl0 = FXrr0 = [1/(1 + a)]FXV/2; (5.2b)für ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb, FXrl0 = FXrr0 = 0 FXrl0 = FXrr0 = FXV/2; (5.2c)für ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb, FXrl0 = FXrr0 = FXV/2, FXrl0 = FXrr0 = 0. (5.2d)
I-5-2 Berechnungen der ersten Ziellängskräfte
Die im vorigen Teilkapitel beschriebenen, grundlegenden Zielkräfte bieten eine zweckmäßige Brems-/Antriebskraftverteilung auf der Grundlage der Anforderungen vom Fahrer. Verlangt der Fahrer jedoch zu viel, führt dies zu einem Radschleuder- oder Radblockierzustand. Des Weiteren kann, wie aus dem Reifenmodell in Kapitel I-2 zu ersehen ist, die Veränderung einer Längskraft eine Reduzierung der entsprechenden Querkraft induzieren, was zum Verlust des Kurvenfahrvermögens des Fahrzeugs führt. Folglich werden in diesem Bereich normale Fahrgrenzwerte [obere und untere Grenzwerte] eingeführt, und wenn die grundlegende Zielkraft entweder den einen oder anderen normalen Fahrgrenzwert übersteigt, wird die Zielkraft auf den Grenzwert abgewandelt. Diesen Modulationsprozess durchlaufende Zielwerte sind als "erste" Ziellängskräfte definiert, bezeichnet durch F_Xi1. Die tatsächliche Längskraft an jedem Rad wird daher auf diese erste Zielkraft zwischen den sich gegenüberliegenden normalen Fahrgrenzwerten eingestellt [es sei denn, es wird ein Schleuderzustand festgestellt].
Die normalen Fahrgrenzwerte werden für jedes Rad einzeln bestimmt, abhängig von Schlupfwinkeln βi. Hier wird zuerst der allgemeine Weg der Bestimmung der Grenzen erläutert, und dann werden die Möglichkeiten von Einzelfällen ausführlich beschrieben.
Die 8A und 8B zeigen Reibungskreise ähnlich 3 für kleine bzw. große Schlupfwinkel |βi|. Es wäre festzuhalten, dass durch die Veränderung der Längskraft Fx im Prinzip ein zusammengesetzter Kraftvektor F_XYi zwischen den Punkten A und E bewegbar wäre. Wie aus 8A zu ersehen ist, verändert sich bei kleinem Schlupfwinkel |βi| die Querkraft F_Yi durch die Veränderung der Längskraft F_Xi weniger, so dass in diesem Fall die Längskraft F_Xi in einem breiten Bereich schwanken kann. Da jedoch an den Punkten A und E ein Radschleudern bzw. ein Radblockieren auftreten würde, sollten die normalen Fahrgrenzwerte so definiert werden, dass sie an Punkten sind, die näher zur Mitte des Reifens hin liegen, z.B. bei B und D (wo ξ = 0), wodurch das Radschleudern und Radblockieren verhindert werden (Radschleuderverhinderungs- und Blockierverhinderungsprozess).
Für einen großen Schlupfwinkel |βi|, wie in 8B gezeigt, verändert sich je nach F_Xi der Wert von F_Yi stark, so dass die normalen Fahrgrenzwerte z.B. an den Punkten F und G liegend definiert werden sollten, um einen bestimmten Betrag der Querkraft F_Yi beizubehalten, während die Forderung des Fahrers bis zu einem gewissen Ausmaß erfüllt wird. [Mit größer werdendem Schlupfwinkel |βi| verschieben sich beide Punkte B und D zur Drehachse des Reifens hin. Wenn die normalen Fahrgrenzwerte im gesamten Bereich des Schlupfwinkels auf die Punkte B und D gesetzt werden, wäre die Ziellängskraft für einen großen Schlupfwinkel auf einen zu kleinen Bereich beschränkt, so dass sich der fahrerseitige Befehl nicht im Zielwert widerspiegeln könnte.]
Zur Bestimmung, ob der Schlupfwinkel |βi| groß oder klein ist, und zur Festlegung der normalen Fahrgrenzwerte für einen großen Schlupfwinkel, werden Indexpunkte eingeführt, wie durch Punkte F und G in 8A und 8B gezeigt ist. Wenn die Punkte B und/oder D, wobei ξ = 0 ist, außerhalb eines Kreisbogens liegen, der zwischen F und G (8A) definiert ist, wird der entsprechende Schlupfwinkel |βi| als klein beurteilt und die normalen Fahrgrenzwerte sind durch die Punkte B und/oder D definiert. Wenn die Punkte B und/oder D zwischen den Punkten F und G liegen (8B), wird der entsprechende Schlupfwinkel |βi| als groß beurteilt und die normalen Fahrgrenzwerte sind durch die Punkte F und G definiert.
Die Definitionen der normalen Fahrgrenzwerte und die Bestimmungen der ersten Ziellängskräfte für individuelle Fälle werden nachstehend im Einzelnen beschrieben. [Die Werte der Kräfte an den Punkten B und D sind in Kapitel I-2 gezeigt.]
(a) Vorderräder (siehe 8A und 8B)
Die Indexpunkte F und G sind definiert durch die Abstände F₁ und F₂, die bestimmt sind durch F1 = KFXf μmaxFz, F2 = –KFXf μmaxFz, (5.3)wobei K_FXf eine entsprechende positive Konstante in Höhe von z.B. 0,4 ist. F₁ und F₂ werden entlang der Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie abgenommen. Die normalen Fahrgrenzwerte und die ersten Längskräfte F_Xfl1 und F_Xfr1 werden wie folgt bestimmt:
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und D
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und G FXfl1 = MIN[MAX{FXfl0, MIN(FXDfl, –μmaxflFZfl·sin(arcsinKFXf – |δ|))},0] FXfr1 = MIN[MAX{FXfr0, MIN(FXDfr, –μmaxfrFZfr·sin(arcsinKFXf – |δ|))},0] (5.4)
Anmerkungen: Die Vorderräder des Fahrzeugs mit Hinterradantrieb sind nicht angetrieben, so dass Fxi1 < 0. Die Obergrenze wird dementsprechend auf Punkt C gesetzt. In den Ausdrücken von F_Xfl1 und F_Xfr1 stellen MIN(FXDfl, –μmaxflFZfl·sin(arcsinKFXf – |δ|)) MIN(FXDfr, –μmaxfrFZfr·sin(arcsinKFXf – |δ|)) (5.4a)Antiblockier-Ziellängskräfte dar.
Bei einem Fahrzeug mit Frontantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: B und D
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: F und G FXfl1 = MIN[MAX{FXfl0, MIN(FXDfl, –μmaxflFZfl·sin(arcsinKFXf – |δ|))}, MAX(FXBfl, μmaxflFZfl·sin(arcsinKFXf + |δ|))] FXfr1 = MIN[MAX{FXfr0, MIN(FXDfr, –μmaxfrFZfr·sin(arcsinKFXf – |δ|))}, MAX(FXBfr, μmaxfrFZfr·sin(arcsinKFXf + |δ|))] (5.5)
Anmerkung: MAX(FXBfl, μmaxflFZfl·sin(arcsinKFXf + |δ|)) MAX(FXBfr, μmaxfrFZfr·sin(arcsinKFXf + |δ|)) (5.5a)stellen Radschleuderverhinderungs-Ziellängskräfte dar.
(b) Hinteres (linkes) Innenrad (siehe 9A und 9B)
Indexpunkte H und G werden definiert. Punkt G ist definiert durch den Abstand F₂, ausgedrückt durch F2 = –KFXr μmaxFz (5.6)wobei K_FXr eine entsprechende positive Konstante in Höhe von z.B. 0,4 ist. Punkt H ist wie in den Figuren gezeigt definiert, wobei der zusammengesetzte Kraftvektor F_XY senkrecht zu einem Momentenarm 124 zwischen dem Schwerpunkt 104 der Fahrzeugkarosserie und der Reifenmitte 122 (dem Kraftangriffspunkt) ist. Folglich wird bei Punkt H das maximale entgegengesetzte Fahrzeugkurvenfahrt-Giermoment erhalten. Die normalen Fahrgrenzwerte und die ersten Längskräfte F_Xfl1 und F_Xfr1 werden wie folgt bestimmt:
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und D
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und G FXrl1 = MAX{FXrl0, MIN(FXDrl, –KFXr·μmaxrl·FZrl)} (5.7)
Anmerkung: Das Hinterrad des Fahrzeugs mit Vorderradantrieb ist nicht angetrieben, so dass Fxi1 < 0. Die Obergrenze wird dementsprechend auf Punkt C gesetzt. Im Ausdruck von F_Xrl1 stellt MIN(FXDrl, –KFXr·μmaxrl·FZrl) (5.7a)eine Antiblockier-Ziellängskraft dar.
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Während des Bremsens: identisch zum Fahrzeug mit Vorderradantrieb;
Wenn nicht gebremst wird:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: B und C.
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: H und C. FXrl1 = MIN[MAX{FXrl0, MIN(FXDrl, –KFXr·μmaxrl·FZrl)}, MAX(FXBrl, μmaxrlFZrl·sin(arctan(Tr/2Lr))] (5.8)
Anmerkung: Wenn nicht gebremst wird, gilt F_Xfl > 0, so dass die Untergrenze bei C definiert wird. MAX(FXBrl, μmaxrlFZrl·sin(arctan(Tr/2Lr)) (5.8a) stellt eine Radschleuderverhinderungs-Ziellängskraft dar.
(c) Hinteres (rechtes) Außenrad (siehe 10A und 10B)
Indexpunkte F und J werden definiert. Punkt F ist definiert durch den Abstand F₁, ausgedrückt durch F1 = KFXr μmaxFz (5.9)wobei K_Fxr eine entsprechende positive Konstante in Höhe von z.B. 0,4 ist. Punkt J ist definiert, wo der zusammengesetzte Kraftvektor F_XY senkrecht zu einem Momentenarm 134 zwischen dem Schwerpunkt 104 der Fahrzeugkarosserie und der Reifenmitte 132 ist. Folglich wird bei Punkt J das maximale entgegengerichtete Fahrzeugkurvenfahrt-Giermoment erhalten. Die normalen Fahrgrenzwerte und die ersten Längskräfte F_Xfl1 und F_Xfr1 werden für jeden Fall wie folgt bestimmt:
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und D;
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und J; FXrr1 = MAX{FXrr0, MIN(FXDrr, –μmaxrrFZrr·sin(arctan(Tr/2Lr))} (5.10)
Anmerkung: Das Hinterrad des Fahrzeugs mit Vorderradantrieb ist nicht angetrieben, so dass Fxi1 < 0. Die Obergrenze wird dementsprechend auf Punkt C gesetzt. Im Ausdruck von F_Xrr1 stellt MIN(FXDrr, –μmaxrrFZrr·sin(arctan(Tr/2Lr)) (5.10a)eine Blockierverhinderungs-Ziellängskraft dar.
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Während des Bremsens: identisch zum Fahrzeug mit Vorderradantrieb;
Wenn nicht gebremst wird:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: B und C;
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: F und C; FXrr1 = MIN[MAX{FXrr0, MIN(FXDrr, –μmaxrrFZrr·sin(arctan(Tr/2Lr))}, MAX(FXBrr, KFXr·μmaxrr·FZrr)] (5.11)
Anmerkung: Wenn nicht gebremst wird, ist F_Xfr > 0, so dass die Untergrenze bei C liegend definiert wird. MAX(FXBrr, KFXf·μmaxrr·FZrr) (5.11a)stellt eine Radschleuderverhinderungs-Ziellängskraft dar.
(d) Vereinfachter normaler Fahrgrenzwert
In den oben stehenden Protokollen werden die Indexpunkte einzeln für die jeweiligen Räder bestimmt. Zum Zwecke der Vereinfachung der Berechnung der ersten Zielkräfte können die Indexpunkte F und G an allen Rädern gemeinsam durch die Abstände F₁ und F₂ definiert werden, die entlang der Längsrichtung (Ausrichtung) jedes Rads abgenommen werden, wie in 11A und 11B gezeigt ist. Die Abstände F₁ und F₂ sind definiert als: F1 = KFX μmaxiFzi, F2 = –KFX μmaxiFzi, (5.12)
Somit lassen sich die normalen Fahrgrenzwerte und die ersten Längskräfte F_Xi1 und F_Xi1 (i = fl, fr, rl und rr) wie folgt bestimmen:
Während des Bremsens:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und D.
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und G. FXi1 = MAX{FXi0, MIN(FXDi, –KFX·μmaxi·FZi)} (5.13)
Wenn nicht gebremst wird:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: B und C.
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: F und C. FXi1 = MIN{FXi0, MAX(FXBi, KFX·μmaxi·FZi)} (5.14)
(e) Zusätzliche Steuerungen für die Längskräfte
Um die Steuerbarkeit der Längskräfte zu verbessern, können die in den vorstehend angeführten Ausdrücken erscheinenden Parameter F_XBi, F_XDi an den Punkten B und D mit einem Term der Differenz zwischen einem Zielschlupfverhältnis und einem tatsächlichen Schlupfverhältnis modifiziert werden, und zwar wie folgt: während des Bremsens, FXD → FXD {1 – KD (S – SD)); wenn nicht gebremst wird, FXB → FXB {1 + KD (S – SB)}. (5.15)
In den folgenden Beschreibungen werden diese Werte einfach mit F_XD und F_XB bezeichnet.
I-5-3 Berechnungen von zweiten Ziellängskräften F_Xi2 (Zielkräfte zur Unterdrückung und/oder Vermeidung eines Schleuderzustands)
In der vorliegenden Erfindung wird bei Erfassung eines Schleuderzustands die erste Zielkraft F_Xi1 für jedes Rad auf eine "zweite" Zielkraft F_Xi2 zur Unterdrückung eines Schleuderzustands abgewandelt, wobei ein zusätzliches Giermoment in der Richtung erzeugt wird, die der momentanen Drehung des Fahrzeugs um seinen Schwerpunkt entgegenläuft. Während einer Linkskurvenfahrt sollte von irgendeinem der Räder ein Giermoment im Uhrzeigersinn erzeugt werden.
Wie im Kapitel I-4 beschrieben ist, wird ein Schleuderzustand, genauer gesagt eine Schleudertendenz, erfasst, wenn der Indexwert Folgendes erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr > –ΔMs.
Somit wird zur Unterdrückung dieser Schleudertendenz ein Steuergiermoment Mns von den Rädern in der dem Schleudern entgegengesetzten Richtung erzeugt, so dass gilt: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr (5.16)wobei Mns auf die Räder so aufgeteilt sein sollte, dass Mfl + Mfr + MrlG + MrrG Klβdr ≤ –ΔMSnach dem Steuerungsprozess erfüllt ist.
Es wäre festzuhalten, dass beim Indexwert die Größen der Giermomente für die Vorderräder tatsächliche Werte sind, während diejenigen für die Hinterräder keine tatsächlichen, sondern kritische Werte sind. Infolgedessen sollte für jedes Rad ein Zielwert für einen tatsächlichen oder einen kritischen Wert berechnet werden.
In dem hier beschriebenen Prozess wird zuerst auf der Grundlage des vorstehend beschriebenen Konzepts ein Zielgiermoment berechnet, das von jedem Rad zu erzeugen ist. Dann wird aus dem Zielgiermoment eine zweite Ziellängskraft F_Xi2 für jedes Rad erhalten.
Im Folgenden werden zuerst die Möglichkeiten zur Berechnung von Parametern beschrieben, die zur Berechnung des Zielgiermoments benötigt werden. Dann werden die Möglichkeiten der Bestimmung eines Zielgiermoments für jedes Rad beschrieben. Schließlich wird der Weg der Umwandlung der Zielgiermomente in die zweiten Ziellängskräfte F_Xi2 beschrieben.
(i) Berechnungen von Parametern
Giermomente, die durch F_Xi1 zu erzeugen sind
Hier werden nur Giermomente für die Vorderräder bereitgestellt, weil diejenigen für die Hinterräder in der folgenden Berechnung nicht gebraucht werden.
Die den ersten Ziellängskräften F_Xi1 entsprechenden Querkräfte F_Yi1 werden wie folgt berechnet:
Ist |F_XDi| klein, d.h. ist der Schlupfwinkel |βi| groß (siehe 8B), FYfl1 = (μmaxfl 2 Fzfl 2 – FXfl1 2)1/2 FYfr1 = (μmaxfr 2 FZfr 2 – FXfr1 2)1/2 (5.17)
Ist |F_XDi| groß, d.h. der Schlupfwinkel |βi| klein (siehe 8A), durch Ausdruck (2.12) des Reifenmodells (siehe Kapitel I-2):
für F_Xi1 < 0,
für F_Xi1 = 0: FYfl1 = FXYfl1 FYfr1 = FXYfr1 (5.18b)wobei F_XYi1 = μ_max Fzi (1 – ξ³) bei S = 0.
für F_Xi1 > 0:
Folglich stellen sich die durch diese Kräfte erzeugten Giermomente dar durch: Mfl1 = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl1 + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYFf1 Mfr1 = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr1 + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfr1 (5.19)
Kritische Giermomente, die durch F_Xi1 erzeugt werden können
Ein kritisches Giermoment, das durch jedes Rad bei der ersten Ziellängskraft F_Xi1 erzeugt werden kann und mit M_iG1 bezeichnet ist, wird wie folgt berechnet: MflG1 = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl1 + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYflG1 MfrG1 = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr1 + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfrG1 MrlG1 = –(Tr/2)·FXrl1 – Lr·FYrlG1 MrrG1 = (Tr/2)·FXrr1 – Lr·FYfrG1 (5.20)wobei F_YiG1 = (μ_maxi ² F_zi ² – F_Xi1 ²)^1/2.
Bezüglich der Definition des "kritischen Giermoments" siehe Kapitel I-4-2.
Kritische Giermomente bei F_Xi1 = 0
Hier werden nur die Größen für die Hinterräder gezeigt, weil diejenigen für die Vorderräder in der folgenden Berechnung nicht gebraucht werden.
Das kritische Giermoment durch jedes Rad bei F_Xi = 0, d.h. F_Yi = μ_max F_zi, mit M_iG0 bezeichnet, wird wie folgt berechnet: MrlG0 = –μmax FZrl Lr MrrG0 = –μmax FZrr Lr (5.21)
Effektive Giermomente gegen das Schleudern
Hier wird das "effektive Giermoment" gegen Schleudern für jedes Rad eingeführt. Das effektive Giermoment für jedes Rad ist definiert als das Giermoment, das in seiner Größe in der Richtung der Unterdrückung des Schleuderzustands am größten ist, anders ausgedrückt, das zur Erfüllung von Ausdruck (5.16) am effektivsten ist. Dieses effektive Giermoment definiert eine Obergrenze der Größe des Zielgiermoments für jedes Rad, verwendbar bei der Aufteilung eines Steuergiermoments Mns auf die Räder.
Wie vorstehend im Ausdruck (5.16) beschrieben, sind die für die Vorderräder zu steuernden Giermomente tatsächliche Werte M_fl, M_fr, während es sich bei denen für die Hinterräder um kritische Werte M_rlG, M_rrG handelt. Folglich sind die effektiven Giermomente dementsprechend definiert. Das Giermoment zur Unterdrückung des Schleuderns ist während einer Linkskurvenfahrt immer negativ, und somit wird das effektive Giermoment gegen Schleudern in den folgenden Beschreibungen mit "M_i_min" oder M_iG_min bezeichnet.
Das effektive (kritische) Giermoment gegen Schleudern für jedes Rad ist definiert wie folgt:
(a) vorderes (rechtes) Außenrad
Wenn β_f ≤ 0, d.h. wenn die Vorderräder in die Richtung gelenkt werden, die wie in 12A gezeigt identisch zur momentanen Kurvenfahrtrichtung (nach links) ist, tritt erwartungsgemäß unter der Steuerung bei einem normalen Fahrzustand (siehe Kapitel I-3) ein zusammengesetzter Kraftvektor F_XY zwischen den Punkten B und D auf, der durch Veränderung der Längskraft F_X zwischen den Punkten A und E ver schiebbar ist. Folglich wird ein zusammengesetzter Kraftvektor zwischen den Punkten D und E effektiv ein Giermoment hervorbringen, welches den Schleuderzustand am effektivsten unterdrückt, und das kleinste Giermoment (im Uhrzeigersinn am größten) kann durch den zusammengesetzten Vektor an Punkt E erzeugt werden als Mfr_min* = –μmaxfr FZfr sin(arctan(Tr/2Lf) + δ + βfr)·Lf/cos(arctan(Tr/2Lf) (5.22)wobei F_Xfr = –μ_maxfr F_Zfr cosβ_fr.
Am Punkt E würde jedoch ein Radblockieren auftreten. Um dies zu vermeiden, begrenzt man das Schlupfverhältnis auf einen geeigneten Wert S_max, und somit die entsprechende Längskraft F_Xfr auf
Somit stellt sich das effektive Giermoment gegen Schleudern dar durch Mfr_min = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr_min + {–(Tr/2) sinδ + Lfcosδ}·FYfr_min, (5.24)wobei F_Yfr_min = (μ_maxfr ² F_Zfr ² – F_Xfr_min²)^1/2
Wenn βf > 0, d.h. wenn die Vorderräder in die Richtung gelenkt werden, die der momentanen Kurvenfahrtrichtung (nach links) entgegengesetzt ist, wie in 12B gezeigt, verändert sich ein das effektive Giermoment erzeugender Punkt in Abhängigkeit von der Größe des Schlupfwinkels |βi|:
Wenn F_XDfr ≥ –μ_maxfr F_Zfr·sin(arctan(Tr/2Lf) + δ), d.h. |βi| ist groß, wo der Punkt D oberhalb des Punkts J liegt, an dem der zusammengesetzte Kraftvektor senkrecht zum Momentenarm gerichtet ist, ist das effektive Giermoment am Punkt J gegeben durch: Mfr_min = –μmaxfr FZfr Lf/cos(arctan(Tr/2Lf)) (5.25)
Wenn F_XDfr < –μ_maxfr F_Zfr·sin(arctan(Tr/2L_f) + δ), d.h. |βi| ist klein, wo der Punkt D unterhalb des Punkts J liegt, wie in 12B gezeigt, ist das effektive Giermoment am Punkt D gegeben durch: Mfr_min = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXDfr + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYDfr (5.26)wobei F_YDfr = (μ_maxfr ² F_Zfr ² – F_XDfr ²)^1/2.
Wie anhand 12A und 12B zu sehen ist, wird das effektive Giermoment durch Aufbringen einer Bremskraft erhalten. Es wäre festzuhalten, dass bei der tatsächlichen Steuerung der Unterdrückung des Schleuderns das Giermoment am vorderen Außenrad so eingestellt wird, dass es zwischen M_fr1 und M_fr_min liegt.
(b) Hinteres (linkes) Innenrad
Mit Bezug auf 13A ist während des Bremsens des Fahrzeugs, d.h. wenn ein zusammengesetzter Kraftvektor im linken unteren Quadranten liegen sollte, das effektive "kritische" Giermoment gegeben durch den zusammengesetzten Kraftvektor am Punkt I. Somit gilt MrlG_min = MrlG0 (5.27)(das vorstehend beschriebene kritische Giermoment bei F_Xrl = 0).
Wenn nicht gebremst wird, d.h. wenn der zusammengesetzte Kraftvektor im linken oberen Quadranten liegen sollte, ist das effektive kritische Giermoment durch den zusammengesetzten Kraftvektor am Punkt H gegeben, wo die zusammengesetzte Kraft senkrecht zum Momentenarm 124 gerichtet ist. Somit gilt MrlG_min = –μmax rl FZrl Lr/cos(arctan(Tr/2Lr)) (5.28)
(c) Hinteres (rechtes) Außenrad
Mit Bezug auf 13B wird das effektive "kritische" Giermoment durch den zusammengesetzten Kraftvektor am Punkt J erhalten. Somit gilt MrlG_min = –μmax rr FZrr Lr/cos(arctan(Tr/2Lr)) (5.29)
(d) Vorderes (linkes) Innenrad
Mit Bezug auf 14 wird, wenn sich der zusammengesetzte Kraftvektor auf die Strecke zwischen D und E richtet, das durch das Vorderrad aktuell erzeugte Giermoment reduziert sein. Die Richtung des Giermoments ist jedoch nicht entgegengesetzt, so dass nur eine kleine Wirkung erhalten wird. Somit erfolgt die Modulation des Zielwerts für dieses Rad nicht.
(ii) Bestimmung eines Zielgiermoments für jedes Rad
Zur Aufteilung des erforderlichen (Steuer-)Giermoments Mns sind mehrere Wege möglich, von denen jeder eine andere Wirkung auf das anschließende Fahrzeugverhalten hat. Nachstehend werden die Möglichkeiten der Aufteilung des Moments Mns und die jeweiligen Wirkungen bzw. Effekte im Einzelnen beschrieben. Ein tatsächliches Zielgiermoment oder ein kritisches Giermoment für jedes Rad wird mit M_i1 bzw. M_iG2 bezeichnet.
(a) Während des Bremsens eines Fahrzeugs
Um ein Giermoment zu erlangen, mit dem während des Abbremsens eines Fahrzeugs das Schleudern unterdrückt wird, sollten Bremskräfte am vorderen Außenrad gesteigert und an den Hinterrädern reduziert werden. Die Zunahme einer Bremskraft am Vorderrad verschlechtert das Kurvenverhalten, verbessert jedoch die Bremsleistung. Dagegen führt eine Reduzierung der Bremskraft zu einer Verbesserung des Kurvenverhaltens, während sich die Bremsleistung verschlechtert. Folglich ist die Art der Aufteilung von Giermomenten auf die Räder bestimmt durch die bevorzugte Leistung bezüglich des Fahrzeugverhaltens. Darüber hinaus sollte wie vorstehend beschrieben eine Verteilungsmöglichkeit an die Größe des zusätzlich zu erzeugenden Giermoments Mns angepasst werden.
Nachstehend werden mehrere Möglichkeiten der Aufteilung des Steuergiermoments Mns beschrieben. Praktisch gesehen wird aus diesen Möglichkeiten jede bevorzugte ausgewählt. Bei dem hier beschriebenen Prozess wird ein Giermoment für jedes Rad so gesteuert, dass keines der Räder mit Antriebskräften beaufschlagt wird (d.h. eine Längskraft ist auf einen Bereich innerhalb des unteren (linken) Quadranten in einem Reibungskreis beschränkt), um sicher eine Bremswirkung zu erhalten. Somit gilt: ist M_rlG_min = M_rlG0.
(1) Wenn das Kurvenverhalten bevorzugt ist
Wenn ein Steuergiermoment Mns nur vom Hinterrad erhalten werden kann, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≥ Mfl + Mfr + MrlG0 + MrrG_min (5.30)dann sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Kls {(MrlG0 – MrlG1) + (MrrG_min – MrrG1)} (5.31)dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = Mfr1 MrlG2 = (1 – Kls) MrlG1 + KlsMrlG0 MrrG2 = (1 – Kls) MrrG1 + KlsMrrG_min (5.32)
Andernfalls, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≤ Mfl + Mfr + MrlG0 + MrrG_minwobei die effektiven kritischen Giermomente für die Hinterräder voll genutzt werden sollten, während sie mit dem effektiven Giermoment für das Vorderrad abgeglichen sind, kann ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG0 + MrrG_min + Kls(Mfr_min – Mfr1). (5.33)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfr2 = (1 – Kls) Mfr1 + KlsMfr_min MrlG2 = MrlG0 MrrG2 = MrrG_min (5.34)
(2) Wenn die Bremsleistung relativ bevorzugt wird
Ein Steuergiermoment Mns wird jeweils auf drei Räder aufgeteilt, und zwar mit einem Verhältnis, das proportional zum entsprechenden weiteren verfügbaren Giermoment ist (die Differenz zwischen dem effektiven und dem ersten Zielgiermoment, M_i_min – M_i1), wodurch sich wegen des erhöhten Gewichts des Effekts einer Bremskraft, die durch das Vorderrad ausgeübt wird, die Bremsleistung verbessert. Folglich lässt sich ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festlegen als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Kls {(Mfr_min – Mfr1) + (MrlG0 – MrlG1) + (MrrG_min – MrrG1)} (5.35)
Dann kann, da ein Faktor G_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = (1 – Kls) Mfr1 + KlsMfr_min MrlG2 = (1 – Kls) MrlG1 + KlsMrlG0 MrrG2 = (1 – Kls) MrrG1 + KlsMrrG_min (5.36)
(3) Wenn die Bremsleistung bevorzugt ist
Wenn ein Steuergiermoment Mns nur vom Vorderrad erhalten werden kann, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≥ Mfl + Mfr_min + MrlG1 + MrrG1 (5.37)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Kls (Mfr_min – Mfr1) (5.38)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = (1 – Kls) Mfr1 + KlsMfr_min MrlG2 = MrlG1 MrrG2 = MrrG1 (5.39)
Andernfalls, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≤ Mfl + Mfr_min + MrlG1 + MrrG1 (5.40)wobei das effektive Giermoment für das Vorderrad voll genutzt werden sollte, während es mit den effektiven kritischen Giermomenten für die Hinterräder abgeglichen ist, ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr_min + MrlG1 + MrrG1 + Kls {(MrlG0 – MrlG1) + (MrrG_min – MrrG1)} (5.41)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = Mfr_min MrlG2 = (1 – Kls) MrlG1 + KlsMrlG0 MrrG2 = (1 – Kls) MrrG1 + KlsMrrG_min (5.42)
(b) Wenn am Fahrzeug kein Bremsvorgang stattfindet
Je nach den Antriebsarten des Fahrzeugs sind die Wege der Aufteilung des Giermoments Mns jeweils unterschiedlich.
(1) Fahrzeug mit Hinterradantrieb
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb sollte zur Erlangung eines Giermoments, welches einen Schleuderzustand unterdrückt, die Bremskraft am vorderen Außenrad erhöht sein; die Antriebskraft sollte verringert sein oder die Bremskraft an den Hinterrädern erhöht sein. Die Zunahme der Bremskraft am Vorderrad mindert aber das Kurvenverhalten herab, weil die Querkraft am Vorderrad reduziert ist, wie in 12A gezeigt ist. Folglich wird die Unterdrückung des Schleuderzustands hauptsächlich durch die Hinterräder bewerkstelligt. Die Art der Aufteilung des Giermoments Mns während des Bremsens ist allgemein identisch zu der von Fall (a) (1), wie vorstehend beschrieben. M_rlG_min stellt sich jedoch durch Ausdruck (5.28) dar.
(2) Fahrzeug mit Vorderradantrieb
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb kann ein Schleuderzustand unterdrückt werden, indem die Antriebskraft am vorderen Außenrad reduziert und/oder eine Bremskraft am hinteren Außenrad gesteigert wird. Vom hinteren Innenrad ist kein Giermoment erhältlich, welches zur Unterdrückung des Schleuderzustands wirksam ist, wenn man sich die Richtung der Kraft ansieht, die daran hervorgebracht werden kann (das Rad ist nicht angetrieben, siehe 13B). Die Reduzierung der Antriebskraft am vorderen Außenrad verbessert das Kurvenverhalten wegen der Zunahme der entsprechenden Querkräfte, während dafür die Gesamtantriebskraft des Fahrzeugs geopfert wird.
Wenn ein Schleuderzustand unterdrückt werden kann, unter einer Bedingung, dass die Längskraft am vorderen Außenrad ≥ 0,
d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≥ Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG1 (5.43)wobei M_fr0 M_fr1 bei F_Xfr1 = 0 angibt (siehe Ausdrücke (5.18b) und (5.19)), sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Kls (Mfr0 – Mfr1) (5.44)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = (1 – Kls) Mfr1 + KlsMfr0 MrrG2 = MrrG1 (5.45)
Wenn ein Schleuderzustand durch das hintere Außenrad unter der Bedingung unterdrückt werden kann, dass eine Längskraft am vorderen Außenrad = 0 ist, d.h. Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG1 > (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≥ Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG_min, (5.46)dann sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG1 + Kls (MrrG_min – MrrG1) (5.47)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = Mfr0 MrrG2 = (1 – Kls) MrrG1 + KlsMrrG_min. (5.48)
Andernfalls sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG_min + Kls (Mfr0 – Mfr_min), (5.49)wobei das effektive Giermoment für das hintere Außenrad voll ausgenutzt wird, während es durch Aufbringung einer Bremskraft auf das vordere Außenrad kompensiert wird.
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfr2 = (1 – Kls) Mfr0 + KlsMfr_min MrrG2 = MrrG_min (5.50)
(3) Fahrzeug mit Vierradantrieb
Ein Steuergiermoment Mns kann durch Reduzierung der Antriebskraft am vorderen Außenrad und/oder hinteren Innenrad, und/oder durch Steigerung der Bremskraft am hinteren Außenrad erhalten werden. Die Art der Aufteilung des Gier moments Mns wird wie bei dem Fahrzeug mit Vorderradantrieb bestimmt, mit der Ausnahme, dass das hintere Innenrad verwendet wird.
Wenn ein Schleuderzustand nur durch die Längskraft am vorderen Außenrad F_Xfr ≥ = 0 unterdrückt werden kann, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr ≥ Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG1 (5.51)dann sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Kls (Mfr0 – Mfr1). (5.52)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = (1 – Kls) Mfr1 + KlsMfr0 MrlG2 = MrlG1 MrrG2 = MrrG1 (5.53)
Wenn ein Schleuderzustand durch die Hinterräder unter der Bedingung unterdrückt werden kann, dass die Längskraft am vorderen Außenrad F_Xfr = 0 ist, d.h. Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG1 > (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr Mfl1 + Mfr0 + MrlG1_min + MrrG_min, (5.54)dann sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr0 + MrlG1 + MrrG1 + Kls {(MrlG_min – MrlG1) + MrrG_min – MrrG1)}. (5.55)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfr2 = Mfr0 MrlG2 = (1 – Kls) MrlG1 + KlsMrlG_min MrrG2 = (1 – Kls) MrrG1 + KlsMrrG_min. (5.56)
Andernfalls sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = –ΔMs + Klβdr = Mfl1 + Mfr0 + MrlG1_min + MrrG_min + Kls (Mfr_min – Mfr0), (5.57) wobei die effektiven Giermomente für die Hinterräder voll genutzt werden sollten, während sie durch Aufbringung einer Bremskraft auf das vordere Außenrad kompensiert sind.
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfr2 = (1 – Kls) Mfr0 + KlsMfr_min MrlG2 = MrlG_min MrrG2 = MrrG_min (5.58)
(c) Vereinfachter Prozess
Zum Zwecke der Vereinfachung der Berechnung im Prozess kann Mns nur durch das vordere Außenrad erzeugt werden, wobei der Wert am Punkt E, Mfr_min* (siehe Ausdruck (5.22)), als das effektive Giermoment für das Vorderrad verwendet werden kann. In diesem Fall ist das Zielmoment des vorderen Außenrads gegeben durch Mfr2 = MAX{–Mns – (Mfl + MrlG + MrrG), Mfr_min*} (5.59)
Wenn Mns nicht durch die Steuerung des vorderen Außenrads erhalten werden kann, dann werden die Hinterräder so gesteuert, dass am Punkt G eine zusammengesetzte Kraft erzeugt wird, die dem unteren normalen Fahrgrenzwert entspricht (siehe 11B), und das vordere Innenrad wird so gesteuert, dass die Kräfte am Punkt D erzeugt werden, wobei ξ = 0, wodurch alle Räder abgebremst werden, so dass das Fahrzeug verzögert wird.
(iii) Berechnung von zweiten Ziellängskräften
Unter Verwendung des in Kapitel I-2 beschriebenen Reifenmodells werden die Zielmomente M_fr2, M_rlG2 und M_rrG2 in die entsprechenden Längskräfte umgewandelt, nämlich in die zweiten Ziellängskräfte F_Xi2. Parameter, die für die folgenden Berechnungen benötigt werden, werden im Bereich (A) erhalten.
(a) Vordere Außenräder
Für einen großen Wert |β_fr|, d.h. F_XDfr ≥ F₂, hat die zusammengesetzte Kraft am Rad annähernd ihren kritischen Reibungskreis wie in 15A gezeigt erreicht. Folglich lässt sich M_fr2 ausdrücken durch: Mfr2 = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr2 + {–Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfr2 wobei FYfr2 = (μmaxi 2 Fzfr 2 – FXfr2 2)1/2 (5.60)
Obwohl im Hinblick auf F_Xfr2 wie in 15A gezeigt und durch P1 und P2 angegeben ist, durch Lösen dieses Ausdrucks zwei Ergebnisse erhalten werden, stellt sich die Zielkraft durch das negative Ergebnis P₁ dar, da der Kraftvektor Fxy nur auf der fett gedruckten Linie verschiebbar ist:
Für einen kleinen Wert |β_fr|, d.h. F_XDfr ≤ F₂ mit Bezugnahme auf 15B, ist, wenn die zu erhaltende zusammengesetzte Kraft von den Punkten B bis D stammt, die entsprechende Querkraft F_Yfr2 durch den Ausdruck aus dem Reifenmodell angegeben als FYfr2 = {(1 + Sfr)/Sfr} (Kβfr/KSfr)tanβfr·FYfr2 (5.62)
Somit lässt sich M_fr2 ausdrücken durch Mfr2 = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}FXfr2 + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ} FYfr2 (5.63)
Dann,
wenn die zu erhaltende zusammengesetzte Kraft zwischen den Punkten D und E liegt, ergibt sich die Zielkraft durch denselben Ausdruck wie für einen großen Wert |β_fr|.
Somit stellt sich die Zielkraft dar durch
(b) Hinteres Innenrad
Das (kritische) Zielgiermoment M_rlG2 wird ausgedrückt durch MrlG2 = –(Tr/2) FXrl2 – Lr (μmax rl 2 FZrl 2 – FXrl2 2)1/2 (5.66)
Somit sind zwei Ergebnisse für die Zielkraft angegeben als
die in 16A als P1 und P2 gezeigt sind.
Wenn die erste Zielkraft F_Xrl1 ≥ μ_max
rl F_Zrl sin(arctan((Tr/2)/L_r)) (oberhalb des Punkts H), wird folglich P1 (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt. Andernfalls, d.h. F_Xrl1 < μ_{max rl} F_Zrl sin(arctan((Tr/2)/L_r)), wird P2 (das Ergebnis des negativen Vorzeichens) ausgewählt.
(c) Hinteres Außenrad
Das (kritische) Zielgiermoment M_rrG2 wird ausgedrückt durch: MrrG2 = (Tr/2) FXrr2 – Lr (μmax rr 2FZrr 2 – FXrr2 2)1/2 (5.68)
Somit sind zwei Ergebnisse für die Zielkraft angegeben als:
die in 16B als P1 und P2 gezeigt sind.
Wenn die erste Zielkraft F_Xrr1 ≥ –μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)) (oberhalb des Punkts J), wird P1 (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt. Andernfalls, d.h. F_Xrr1 < –μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)), wird P2 (das Ergebnis des negativen Vorzeichens) ausgewählt.
(d) Alternative Lösung von Ausdruck (5.63)
Was den Ausdruck (5.63) anbelangt, kann ein Zielkraft des vorderen Außenrads wie folgt berechnet werden: Unter der Annahme, dass die Differenzen zwischen dem augenblicklichen Wert und dem Zielwert der Längs- und Querkraft klein sind, können die Zielwerte näherungsweise angegeben werden durch FXfr2 = FXfr + (∂ FXfr/∂ S)ΔS FYfr2 = FYfr + (∂ FYfr/∂ S)ΔS,wobei es sich bei ΔS um eine kleine Differenz des Schlupfverhältnisses handelt. Indem man ΔS eliminiert, stellt sich die Beziehung zwischen der Längs- und Querkraft dar durch:
Dann ist die Ziellängskraft gegeben durch
Durch das Reifenmodell in Kapitel I-2 stellen sich der Zähler und Nenner in obigem Ausdruck dar durch:
I-5-4 Berechnungen von dritten Ziellängskräften F_Xi3
(Zielkräfte zur Unterdrückung und/oder Vermeidung eines Abdriftzustands)
Bei Erfassen eines Driftzustands wird die erste Zielkraft F_Xi1 für jedes Rad auf eine "dritte" Zielkraft F_Xi3 zur Unterdrückung des Driftzustands abgewandelt. Bei einem Driftvermeidungsprozess sollte am Fahrzeug eine Querkraft sichergestellt werden, damit das Fahrzeug entlang eines gekrümmten Fahrkurses eine Kurvenfahrt ausführen kann. Darüber hinaus sollte ein stärkeres Giermoment in derselben Richtung wie die aktuell vorhandene Gierrate erzeugt werden, wodurch der Vorderbereich des Fahrzeugs nach innen zur Kurvenmitte des gekrümmten Fahrkurses gedreht und das Kurvenverhalten des Fahrzeugs wiederhergestellt wird. Während einer Linkskurvenfahrt sollte dieses weitere erforderliche Giermoment von Rädern im Gegenuhrzeigersinn erzeugt werden.
Wie im Kapitel I-4 beschrieben ist, wird ein Driftzustand festgestellt, wenn der Indexwert folgende Beziehung erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr < –ΔMd, (5.71)wobei Mfl + Mfr > Kf (MflG + MfrG). (5.72)
Wenn das auf der Grundlage der momentanen ersten Zielkräfte F_Xi1 zu erzeugende Giermoment kleiner als Klβd_r – ΔM_d ist, d.h. Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 – Klβdr < –ΔMd,sollte zur Unterdrückung des Driftzustands und Wiederherstellung des Kurvenfahrvermögens des Fahrzeugs die Modulation von F_Xi1 vorausgesetzt werden. Folglich wird zur Unterdrückung dieses Zustands ein gegen das Driften wirkendes Steuergiermoment Mnd von einem der Räder erzeugt, um folgende Beziehung herzustellen: (MflG + MfrG + MrlG + MrrG) + Mnd – Klβdr = –ΔMd (5.73) wobei angenommen wird, dass M_fl = M_flG und M_fr = M_frG, weil die tatsächlichen Giermomente M_fl + M_fr unter der Bedingung von Ausdruck (5.72) nahezu so groß sind wie die kritischen Giermomente M_rlG + M_rrG. Mnd sollte so auf die Räder aufgeteilt werden, dass nach einem Steuerungsprozess gilt: MflG + MfrG + MrlG + MrrG – Klβdr ≥ –ΔMd (5.74)
Darüber hinaus sollte bei Erzeugen des Steuergiermoments Mnd auch die Querkraft an jedem Rad zunehmen, so dass eine Ziellängskraft an jedem Rad innerhalb der normalen Fahrgrenzwerte zu liegen kommen sollte.
Es wäre auch festzuhalten, dass der Indexwert aus "kritischen" Giermomenten besteht, die von den Rädern erzeugt werden können. Folglich sollten für die jeweiligen kritischen Giermomente die Zielwerte von allen Rädern berechnet werden.
Bei dem hier beschriebenen Prozess wird auf der Grundlage des vorstehend beschriebenen Konzepts zuerst ein kritisches Zielgiermoment für jedes Rad berechnet. Dann wird aus dem kritischen Zielgiermoment eine dritte Ziellängskraft F_Xi3 für jedes Rad erhalten.
Im vorigen Kapitel wurden bei diesem Prozess verwendete Parameter eingeführt, mit Ausnahme eines "effektiven kritischen Giermoments gegen Driften". Also wird im Folgenden zuerst das effektive kritische Giermoment gegen Driften für jedes Rad eingeführt. Dann werden die Möglichkeiten der Bestimmung eines kritischen Zielgiermoments für jedes Rad beschrieben. Schließlich wird die Art der Umwandlung der Zielgiermomente in die dritten Ziellängskräfte F_Xi3 beschrieben.
(i) Berechnung von Parametern
Effektive Giermomente gegen Driften
Hier ist das "effektive kritische Giermoment gegen Driften" für jedes Rad als das Giermoment definiert, das in seiner Größe in der Richtung der Unterdrückung eines Driftzustands am größten ist, bzw. zum Erfüllen von Ausdruck (5.73) am effektivsten ist. Wie vorstehend beschrieben, sind in den Ausdrücken (5.73) und (5.74) alle zu steuernden Giermomente kritische Werte M_iG. Folglich sind hier die effektiven kritischen Giermomente definiert. Wie vorstehend auch beschrieben wurde, sollte zur Sicherstellung einer Querkraft, die ausreichend groß ist, damit das Fahrzeug entlang eines gekrümmten Fahrkurses eine Kurvenfahrt ausführen kann, eine Ziellängskraft im Bereich der normalen Fahrgrenzwerte liegen. Folglich ist auch das effektive kritische Giermoment für jedes Rad so definiert, dass die entsprechende Längskraft im Bereich zwischen den normalen Fahrgrenzwerten zu liegen kommt.
Zur Unterdrückung eines Driftzustands sollte bei einer Linkskurvenfahrt ein Giermoment im Gegenuhrzeigersinn zunehmen (oder im Uhrzeigersinn abnehmen), wobei in den folgenden Beschreibungen das effektive kritische Giermoment gegen Driften mit "M_iG_max" bezeichnet wird. Das effektive kritische Giermoment definiert eine Obergrenze des Zielgiermoments für jedes Rad, verwendbar bei der Aufteilung eines Steuergiermoments Mnd auf die Räder.
Das effektive kritische Giermoment gegen Driften für jedes Rad ist definiert wie folgt:
(a) vorderes (linkes) Innenrad
Bezug nehmend auf 17A wird das größte kritische Giermoment erhalten, wenn eine zusammengesetzte Kraft am Punkt K liegt, deren Richtung senkrecht zu einem Momentenarm 142 vom Schwerpunkt 104 des Fahrzeugs ist. Das größte Giermoment, nämlich das effektive kritische Giermoment ist angegeben durch: MflG_max = μmax fl FZfl·Lf/cos(arctan((Tr/2)/Lf)). (5.75)
Wenn aber der Fahrer bzw. die Fahrerin sein/ihr Fahrzeug abzubremsen wünscht, ist die Verringerung der Bremskraft (die Zunahme von F_Xfl) nicht bevorzugt. Folglich wird unter den folgenden Bedingungen:

(1) δ < arctan {(Tr/2)/Lr)}, und FXfl1 < –μmaxfl FZfl sin(arctan((Tr/2)/Lr) – δ))[Der Lenkwinkel ist kleiner als der Winkel zwischen dem Momentenarm vom Schwerpunkt und der Fahrzeugkarosserie-Frontrichtung, und die erste Zielkraft F_Xfl1 ist kleiner als die dem Punkt K entsprechende Längskraft]; und
(2) δ > arctan {(Tr/2)/Lr)}, und FXfl1 < 0,[Der Lenkwinkel ist größer als der Winkel zwischen dem Momentenarm vom Schwerpunkt und der Fahrzeugkarosserie-Frontrichtung, und die erste Zielkraft F_Xfl1 ist größer als die dem Punkt K entsprechende Längskraft], das effektive kritische Giermoment auf das kritische Giermoment bei F_Xi1 festgelegt: MflG_max = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl1 +{(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYflG1 (5.76)wobei F_YflG1 = (μ_maxfl ² F_Zfl ² – F_Xfl1 ²)^1/2

(b) Hinteres (linkes) Innenrad
Unter Bezugnahme auf 18A wird das größte "kritische" Giermoment (im Gegenuhrzeigersinn das kleinste) durch den zusammengesetzten Kraftvektor am Punkt B oder D erhalten. Somit ist das effektive kritische Giermoment festgelegt als: für F_Xrl1 > μ_max
rl F_Zrl sin(arctan(Tr/(2Lr))), MrlG_max = –(Tr/2) FXBrl – Lr(μmax rl 2 FZrl 2 – FXBrl 2)1/2, (5.77)wobei die Antriebskraft zu Punkt B ansteigt; und für F_Xrl1 ≤ μ_max
rl F_Zrl sin(arctan(Tr/(2Lr))), M_rlG_max = –(Tr/2) MIN (F_XDrl, –K_FXrμ_{max rl} F_Zrl)
– L_r(μ_{max rl} ² F_Zrl ² – MIN(F_XDrl – K_FXrμ_{max rl} F_Zrl)²)^1/2 (5.78) wobei die Bremskraft zu Punkt D ansteigt.
In den obigen Ausdrücken ist arctan(Tr/(2Lr)) der Winkel zwischen dem Momentenarm 124 [vom Schwerpunkt] und der Fahrzeugkarosserie-Frontrichtung.
(c) Hinteres (rechtes) Außenrad
Mit Bezug auf 18B besteht oberhalb des Punkts J das größte verfügbare "kritische" Giermoment an Punkt B. Wenn das Fahrzeug jedoch abgebremst wird, sollte vermieden werden, dass eine Antriebskraft hinzukommt. Dagegen ist unterhalb des Punkts J das größte verfügbare kritische Giermoment an Punkt D gegeben.
Somit ist das effektive kritische Giermoment wie folgt festgelegt:
für F_Xrr1 > –μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/(2Lr))) [oberhalb von Punkt J]:
während des Bremsens, MrrG_max = –μmax rr FZrr Lr [entspricht Punkt I]; (5.79)wenn nicht gebremst wird, MrrG_max = (Tr/2) MAX (FXBrr, KFXrμmax rr FZrr) – Lr(μmax rr 2 – FZrr 2 – MAX(FXBrr, KFXrμmax rr FZrr)2)1/2 (5.80)
[entspricht Punkt B oder dem oberen normalen Fahrgrenzwert];
für F_Xrr1 ≤ – μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/(2Lr))) [unterhalb von Punkt J], MrrG_max = (Tr/2) FXDrr – Lr(μmax rr 2 FZrr 2 – FXDrr 2)1/2 (5.81)
(d) Vorderes (rechtes) Außenrad
Unter Bezugnahme auf 17B ist das größte Giermoment an Punkt K verfügbar, wo eine zusammengesetzte Kraft Fxy senkrecht zum entsprechenden Momentenarm ist. Wie anhand von 17B zu sehen ist, liegt der Punkt K jedoch nahe am oberen normalen Fahrgrenzwert oder geht über diesen hinaus. Somit muss zur Einstellung des Kraftvektors auf den Punkt K die Längskraft Fx gesteigert werden, was nicht bevorzugt wird, weil die Querkraft Fy abnimmt. Damit erfolgt an diesem Rad keine Steuerung gegen Driftzustände.
(ii) Bestimmung eines Zielgiermoments für jedes Rad
Wie im Falle des Schleuderverhinderungsprozesses hängt ein entsprechender Weg der Aufteilung eines Steuergiermoments Mnd von der Antriebsart und einem aktuell vorhandenen Zustand eines Fahrzeugs ab. Ein Steuergiermoment Mnd kann von drei Rädern ausgehen, d.h. vom vorderen linken, hinteren linken und hinteren rechten Rad, oder von einem oder zwei Hinterrädern. Allgemeine Ausdrücke zur Aufteilung von Mnd sind wie folgt:
Ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs sollte festgelegt werden als: (MflG + MfrG + MrlG + MrrG) + Mnd = –ΔMd + Klβdr = MflG1 + MfrG1 + MrlG1 + MrrG1 + Kld {(MflG_max – MflG1) + (MrlG_max – MrlG1) + (MrrG_max – MrrG1)} (5.82)
Dann kann, da ein Faktor K_ld ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: MflG3 = (1 – Kld) MflG1 + KldMflG_max MrlG3 = (1 – Kld) MrlG1 + KldMrlG_max MrrG3 = (1 – Kld) MrrG1 + KlsMrrG_max (5.83)
In den oben stehenden Ausdrücken wird das Giermoment Mnd auf jedes Rad mit einem Anteil aufgeteilt, der proportional zum entsprechenden weiteren verfügbaren kritischen Giermoment ist (die Differenz vom effektiven zum ersten kritischen Zielgiermoment). Nachstehend werden die Möglichkeiten der Aufteilung von Mnd für einzelne Fälle ausführlich beschrieben.
(a) Aufteilung auf drei Räder: während des Bremsens
Die Längskraft an jedem Rad ist auf die Bremsseite (unterer Quadrant) in jedem Reibungskreis begrenzt, um sicherzustellen, dass am Fahrzeug eine Bremskraft erlangt wird. Folglich sollten, unter Bezugnahme auf 17A, 18A und 18B, die Kräfte Fxi am vorderen und hinteren Innenrad abnehmen (die Bremskräfte sollen zunehmen).
Was jedoch das vordere Innenrad anbelangt, wird unter den Bedingungen:

(1) δ < arctan {Tr/(2Lr)}, und FXfl1 < –μmaxfl FZfl sin(arctan(Tr/(2Lr) – δ)) oder
(2) δ > arctan {Tr/(2Lr)}, und FXfl1 < 0,das kritische Giermoment M_flG1 für F_Xfl1 direkt als M_flG_max in den allgemeinen Ausdrücken (5.82–83) verwendet, wie im Teilkapitel (i) beschrieben ist [der Term (M_flG_max – M_flG1) ist gestrichen].

Abhängig von der Größe von F_Xrr1 relativ zu F_Xrr an Punkt J sollte die Kraft am hinteren Außenrad abnehmen oder zunehmen. Somit gilt, unter der Bedingung F_Xrr1 > –μ_maxrr F_Zrr sin(arctan(Tr/(2Lr))) [oberhalb von Punkt J], MrrG_max = MrrG0 = –μmaxrr FZrr Lr.
Andernfalls kommt Ausdruck (5.81) zur Anwendung.
(b) Aufteilung auf drei Räder: wenn nicht gebremst wird
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Um ein von einem jeweiligen Rad erzeugbares Giermoment zu erhöhen, sollten die Kräfte Fxi am vorderen Innenrad und hinteren Außenrad abnehmen bzw. zunehmen. Die Größe der Modulation der Kraft F_Xrl1 am hinteren Innenrad hängt ab von der Größe der ersten Zielkraft relativ zu der von Punkt H (siehe 18A): Die Kraft am hinteren Innenrad sollte zum Punkt B hin zunehmen, wenn F_Xrl1 > μ_max
rl F_Zrl sin(arctan (Tr/(2Lr))), und zum Punkt D hin abnehmen, wenn F_Xrl1 ≤ μ_max
rl F_Zrl sin(arctan (Tr/(2Lr))). Im ersteren Fall scheinen die Hinterräder beschleunigt zu werden. Da jedoch der Schlupfwinkel des Hinterrads durch den hier beschriebenen Driftvermeidungsprozess ansteigt, sind F_Xrl1 und F_Xrr1 verringert (weil Punkt B nach unten wandert), und gleichzeitig sind die Querkräfte an den Rädern erhöht, was die Beschleunigung des Fahrzeugs verhindert. M_iG_max, das in den allgemeinen Ausdrücken jeweils zu verwenden ist, ist im vorigen Teilkapitel (i) definiert worden.
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb:
Nur das vordere und hintere Innenrad werden verwendet, wo die Kräfte Fxi reduziert werden sollten. Bei dem hinteren Außenrad handelt es sich um ein nicht angetriebenes Rad, das keine Antriebskraft bereitstellen kann. Somit wird dessen Zielgiermoment M_rrG1 nicht abgewandelt. In den allgemeinen Ausdrücken ist der Term (M_rrG_max – M_rrG1) gestrichen.
In den vorstehend genannten Fällen (a) und (b) scheint die Reduzierung der Längskraft des vorderen Innenrads zu einer Verringerung der entsprechenden Querkraft zu führen, was eine Verschlechterung des Kurvenfahrvermögens des Fahrzeugs zur Folge hat. Durch die Zunahme des Drehgiermoments nehmen jedoch die Schlupfwinkel am Hinterrad zu, wodurch die Querkraft (in der Größe) am Hinterrad ansteigt.
(c) Erzeugung von Mnd nur durch das hintere linke Rad
Wie vorstehend beschrieben ist, wird beim Driftvermeidungsprozess ein kritisches Zielgiermoment so festgelegt, dass es folgende Beziehung erfüllt: (MflG + MfrG + MrlG + MrrG) + Mnd – Klβdr = –ΔMd wobei – Klβd_r weggelassen werden kann.
Während des Bremsens kann das Steuergiermoment Mnd nur vom hinteren Innenrad erzeugt werden, wenn MrlG_max ≥ MrlG + Mnd. d.h. M_rlG_max ≥ –ΔM_d – (M_flG + M_frG + M_rrg).
Folglich kann das kritische Zielgiermoment für das hintere Innenrad festgelegt werden als: MrlG3 = MIN (MrlG_max, –ΔMd – (MflG + MfrG + Mrrg)) (5.84)
Bei einem Fahrzeug mit Frontantrieb ist der oben genannte Prozess auch anwendbar, wenn nicht gebremst wird.
(d) Erzeugung von Mnd durch die Hinterräder
Wenn nicht gebremst wird, kann bei Fahrzeugen mit Hinterradantrieb und Vierradantrieb das Steuergiermoment Mnd nur durch das Paar der Hinterräder erzeugt werden. Die Modulation des Zielgiermoments, d.h. die Art der Aufteilung des Steuergiermoments auf die Räder hängt von den Größen der momentanen Schlupfwinkel |βi| ab, d.h. davon, ob die Straßenreaktionskräfte an jedem Rad ausgeschöpft sind oder nicht. Ob ein Schlupfwinkel |βi| groß oder klein ist, wird hinsichtlich der Bestimmung der normalen Fahrgrenzwerte wie im Kapitel I-3 beschrieben beurteilt. Es erfolgt kein Modulationsprozess, wenn die Querkräfte an beiden Rädern die jeweiligen kritischen Reibungskreise erreicht haben. Ist nur die Kraft am Außenrad ausgeschöpft, kommt das vorstehend in (c) beschriebene Verfahren zur Anwendung. Ist das Innenrad ausgeschöpft, erfolgt keine Modulation, weil das Außen rad bei Erzeugung eines Giermoments in Richtung der Unterdrückung eines Driftzustands beschleunigt werden muss.
Die Art der Modulation des Zielgiermoments, wenn keine der Kräfte an den Rädern ausgeschöpft ist, lautet wie folgt:
Unter der Bedingung, dass an beiden Hinterrädern die Straßenreaktionskräfte an beiden der Hinterräder nicht ausgeschöpft sind, d.h. F_XDrl < –K_FXr μ_{max rl} F_Zrl und K_FXr μ_{max rl} F_Zrl < F_XDrr (siehe 11A), sollten das hintere Innenrad und das hintere Außenrad mit einer Brems- bzw. Antriebskraft versehen werden, ohne dabei die Beschleunigung der Fahrzeugkarosserie größer werden zu lassen. Folglich sollte die Zunahme (Veränderungsbetrag) der Bremskraft am Innenrad größer sein als die der Antriebskraft am Außenrad. Um dies zu bewerkstelligen, wird das kritische Zielgiermoment so abgewandelt, dass Folgendes erfüllt ist: M_rlG3 – M_rlG1 ≥ M_rrG3 – M_rrG1, d.h. der Modulationsbetrag am Innenrad ist größer als der am Außenrad, wodurch verhindert ist, dass die Gesamtlängskraft der Fahrzeugkarosserie näherungsweise zunimmt.
Wenn M_rlG_max – M_rlG1 ≥ M_rrG_max – M_rrG1, kann das zuvor bereitgestellte, effektive kritische Giermoment voll ausgenutzt werden. Somit sind die abgewandelten Zielgiermomente M_rlG3 und M_rrG3 durch die allgemeinen Ausdrücke (5.82–83) angegeben, in denen M_flG_max festgesetzt sein sollte auf: M_flG_max = M_flG1, weil hier für das Vorderrad keine Modulation beabsichtigt ist.
Ist M_rlG_max – M_rlG1 < M_rrG_max – M_rrG1, sollten die abgewandelten Zielgiermomente folgende Bedingung erfüllen: M_rlG3 – M_rlG1 = M_rrG3 – M_rrG1. Da M_rlG3 und M_rrG3 auch ausgedrückt sind durch: (MflG + MfrG + MrlG + MrrG) + Mnd = MflG1 + MfrG1 + MrlG3 + MrrG3 – ΔMd + Klβdr,stellen sich M_rlG3 und M_rrG3 dar durch: MrlG3 = 1/2 (–ΔMd + Klβdr + MflG1 + MfrG1 + MrlG1 – MrrG1) MrrG3 = 1/2 (–ΔMd + Klβdr + MflG1 + MfrG1 – MrlG1 + MrrG1)
Der Driftvermeidungsprozess ist möglich unter einer Bedingung: M_rlG3 ≤ M_rlG_max. Somit gilt MrlG3 → MIN (MrlG3, MrlG_max) MrrG3 → MIN (MrrG3, MrrG_max). (5.85)
(e) Querkräfte während des Driftvermeidungsprozesses
Um das Driften eines Fahrzeugs zu unterdrücken oder zu vermeiden, sollte die an jedem Rad erzeugte Querkraft groß genug sein, um das Fahrzeug entlang eines gekrümmten Fahrkurses sich ablenken zu lassen. Hier werden die Querkräfte während des Driftvermeidungsprozesses untersucht.
Vorderräder
Beim Bremsen ist ein Längskraftvektor Fx in dem in 19 gezeigten Reifenmodell (ein weißer Pfeil) nach unten gerichtet, und in der vorliegenden Erfindung daran gehindert, sich über den unteren normalen Fahrgrenzwert hinaus zu erstrecken. Somit ist eine Querkraft immer größer als die, die dem unteren normalen Fahrgrenzwert entspricht. Durch den Driftvermeidungsprozess, da das erhöhte Drehgiermoment den Schlupfwinkel des Fahrzeugs und seiner Räder erhöht, verschiebt sich der normale Fahrgrenzwert automatisch in Richtung zur Reifenmitte, bis der Grenzwert Punkt G erreicht, der durch den Abstand F₂ von der Reifenmitte (wie durch Pfeile in unterbrochener Linie gezeigt) definiert ist, wodurch die dem Grenzwert entsprechende Querkraft erhöht ist. Die Punkt G entsprechende Querkraft ist das äußerste Maximum, das vom Reifen erzeugt werden kann.
Wenn nicht gebremst wird, ist bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb in entsprechender Weise der Längskraftvektor auf den oberen normalen Fahrgrenzwert beschränkt, so dass eine Querkraft ansteigt, wenn sich der obere normale Fahrgrenzwert nach unten verschiebt, was auf das Ansteigen des entsprechenden Schlupfwinkels durch das erhöhte Drehgiermoment zurückzuführen ist. Was ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb anbelangt, sind die Längskräfte an den Vorderrädern Null, so dass die entsprechenden Querkräfte in dem Maß zunehmen, wie die Schlupfwinkel durch das erhöhte Drehgiermoment während des Driftvermeidungsprozesses größer werden.
Folglich wird die Querkraft zur Unterdrückung der Drifttendenz erhalten durch die Zunahme des Schlupfwinkels aufgrund des gesteigerten Drehgiermoments und durch Beschränken der Längskraft auf den Bereich innerhalb der normalen Fahrgrenzwerte.
Hinterrad
20 zeigt die Reibungskreise des Reifenmodells für die Hinterräder am Fahrzeug mit Hinterradantrieb, wenn kein Bremsvorgang stattfindet. Vor dem Drift vermeidungsprozess wird angenommen, dass der tatsächliche Straßenreaktionskraftvektor an jedem der Räder jeweils auf die Punkte M_l und Mr gerichtet ist, und folglich liegen die Kraftvektoren, die die entsprechenden kritischen Giermomente M_rlG und M_rrG erzeugen, an den Punkten N_l und N_r. Beim Driftvermeidungsprozess zielen die kritischen Giermomente von den Punkten N_l und N_r zu den Punkten O_l und O_r, indem auf die Innen- und Außenräder Brems- und Antriebskräfte aufgebracht werden, und dann wandern die tatsächlichen Kraftvektoren am linken und rechten Rad zu P_l bzw. P_r.
Daraufhin wird das Drehgiermoment erzeugt, wodurch sich, zusammen mit dem Schlupfwinkel für jedes Rad |βi|, der tatsächliche Reibungskreis (fett gedruckte Linie) an jedem Rad zum entsprechenden kritischen Reibungskreis hin verschiebt. Folglich verschieben sich die tatsächlichen Kraftvektoren von P_l und P_r zu Q_l bzw. Q_r, was zu einer Gesamtzunahme der Querkräfte ΔYl + ΔYr führt. Vorstehend wird die Zunahme der Querkräfte an den Hinterrädern auch durch das von den Vorderrädern erzeugte Giermoment erzielt.
So sind trotz der Hinzunahme oder Eliminierung der Längskräfte die Querkräfte wesentlich gesteigert, und zwar wegen der Zunahme der Größe der Schlupfwinkel.
(iii) Berechnung von dritten Ziellängskräften
Unter Verwendung des in Kapitel I-2 beschriebenen Reifenmodells werden die oben erhaltenen kritischen Zielgiermomente M_flG3, M_rlG3 und M_rrG3 in die jeweiligen Längskräfte umgewandelt, nämlich in dritte Ziellängskräfte F_Xi3. Parameter, die für die folgenden Berechnungen benötigt werden, werden im Bereich (A) erhalten.
(a) Vorderes Innenrad
Das (kritische) Zielgiermoment M_flG3 ist ausgedrückt durch: MflG3 = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl3 + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYflG3 wobei FYflG3 = (μmaxfl 2 Fzfl 2 – FXfl3 2)1/2. (5.87)
Somit sind zwei Ergebnisse für die Zielkraft gegeben als:

die in 21A als P1 und P2 gezeigt sind.
Wenn die erste Zielkraft FXfl1 > –μmax fl FZfl sin(arctan(Tr/2Lf) – δ) [oberhalb des Punkts K],dann wird P1 (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt.
Andernfalls, d.h. F_Xfl1 ≤ –μ_{max fl} F_Zfl sin(arctan(Tr/2L_f) – δ),
wird F_Xfl3 nicht abgewandelt, d.h. F_Xfl3 = F_Xfl1.
(b) Hinteres (linkes) Innenrad
Das (kritische) Zielgiermoment M_rlG2 ist ausgedrückt durch MrlG3 = –(Tr/2) FXrl3 – Lr (μmax rl 2FZrl 2 – FXrl3 2)1/2 (5.89)
Somit sind zwei Ergebnisse für die Zielkraft angegeben als
die in 21B als P1 und P2 gezeigt sind.
Wenn die erste Zielkraft FXrl1 ≥ μmax rl FZrl sin(arctan(Tr/2Lr)) [oberhalb von Punkt H],wird P1 (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt.
Andernfalls, d.h. F_Xrl1 < μ_{max rl} F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)),
wird P2 (das Ergebnis des -Vorzeichens) ausgewählt.
(c) Hinteres (rechtes) Außenrad
Das (kritische) Zielgiermoment M_rrG3 ist ausgedrückt durch: MrrG3 = (Tr/2) FXrr3 – Lr (μmax rr 2FZrr 2 – FXrr3 2)1/2 (5.91)
Somit stellen sich zwei Ergebnisse für die Zielkraft dar als:
die in 21C als P1 und P2 gezeigt sind.
Wenn die erste Zielkraft
F_Xrr1 ≥ –μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)) [oberhalb von Punkt J], wird P1 (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt.
Andernfalls, d.h. F_Xrr1 < –μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)),
wird P2 (das Ergebnis des negativen Vorzeichens) ausgewählt.
I-5-5 Auswahl von Ziellängskräften Fti für jedes Rad

In den vorstehend beschriebenen aktuellen Berechnungen ist es möglich, dass die sich ergebenden zweiten oder dritten Ziellängskräfte F_xi2 und F_xi3 im Vergleich zu den entsprechenden ersten Zielkräften bei der Vermeidung abnormaler Zustände weniger effektiv sind, was auf einen Berechnungsfehler etc. zurückzuführen ist. Folglich kann eine Kraft Ftxi, die schließlich auf jedes Rad aufgebracht wird, aus den ersten, zweiten und dritten Ziellängskräften F_xi1, F_xi2 bzw. F_xi3 wie folgt ausgewählt werden:

Vorderes linkes Rad
Bei einem Driftzustand	Ft_Xfl = MIN (F_Xfl1, F_Xfl3)
Andernfalls	Ft_Xfl = F_Xfl1	(5.93)

Vorderes rechtes Rad
Bei einem Schleuderzustand	Ft_Xfr = MIN (F_Xfr1, F_Xfr2)
Andernfalls	Ft_Xfr = F_Xfr1	(5.94)

Hinteres linkes Rad
Wenn F_Xrl1 ≥ μ_max rl F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)),
bei einem Schleuderzustand	Ft_Xrl = MIN (F_Xrl1, F_Xrl2)
bei einem Driftzustand	Ft_Xrl = MAX (F_Xrl1, F_Xrl3)
Andernfalls	Ft_Xrl = F_Xrl1	(5.95)
Wenn F_Xrl1 ≤ μ_max rl F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)),
bei einem Schleuderzustand	Ft_Xrl = MAX (F_Xrl1, F_Xrl2)
bei einem Driftzustand	Ft_Xrl = MIN (F_Xrl1, F_Xrl3)
Andernfalls	Ft_Xrl = F_Xrl1	(5.96)

Hinteres rechtes Rad
Wenn F_Xrr1 ≥ –μ_max rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)),
bei einem Schleuderzustand	Ft_Xrr = MIN (F_Xrr1, F_Xrr2)
bei einem Driftzustand	Ft_Xrr = MAX (F_Xrr1, F_Xrr3)
Andernfalls	Ft_Xrr = F_Xrr1	(5.97)
Wenn F_Xrr1 < –μ_max rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)),
bei einem Schleuderzustand	Ft_Xrr = MAX (F_Xrr1, F_Xrr2)
bei einem Driftzustand	Ft_Xrr = MIN (F_Xrr1, F_Xrr3)
Andernfalls	Ft_Xrr = F_Xrr1	(5.98)

I-5-6 Umwandlung von Ziellängskräften in Bremsdrücke und eine Drosselöffnung
Die tatsächliche Längskraft an jedem Rad kann auf die entsprechenden Ziellängskräfte durch (i) Bremsdrücke oder (ii) eine Kombination aus Bremsdrücken und der Drosselöffnung eines Motors eingestellt werden. Hier sind die Möglichkeiten der Umwandlung der Zielwerte in die entsprechenden Bremsdrücke und/oder die entsprechende Drosselöffnung offenbart.

(i) Wenn nur Bremsdrücke gesteuert werden, ohne dass die vom Fahrer angewiesene Antriebskraft D abgewandelt wird.

Aus den Ausdrücken (3.1) im Abschnitt I-3 stellt sich eine Zielbremskraft Bti für jedes Rad dar durch:
wobei für ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb a = 0; I_DF = 0, I_Dr = 0; und
für ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb, 1/a = 0; I_DF = 0, I_Dr = 0.
In den obigen Ausdrücken wird davon ausgegangen, dass die Radbeschleunigungen VWdi annähernd identisch mit der Längsbeschleunigung Gx sind, d.h. VWdi Gx. Die Antriebskraft D kann aus Ausdruck (3.4) oder (5.1b) erhalten werden. Der erstgenannte ist vorzuziehen, weil es sein kann, dass der Wert des Ausdrucks (5.1b) zu weit von der momentan an den Rädern erzeugten Antriebskraft weg liegt. Die sich ergebenden Zielbremskräfte werden dann durch Ausdruck (3.2) in Bremsdrücke umgewandelt.

(ii) Wenn die vom Motor bereitgestellte Antriebskraft wie auch die Bremsdrücke gesteuert werden.

Hier wird eine Drosselöffnung so gesteuert, dass die Antriebskraft D (und zwar eine Motorabgabeleistung) auf den Betrag begrenzt ist, der zur Erzeugung der maximalen Längskraft an den Rädern erforderlich ist.
(a) Abschätzung der Drosselöffnung gegenüber dem Motordrehmoment
Eine Drehzahl an einem Getriebeausgang N_T ist gegeben durch: NT = VW/2 π r)ρ wobei ρ ein Differentialuntersetzungsgetriebeverhältnis ist; r ist ein effektiver Reifenradius; VW ist eine Raddrehzahl (d.h. der Mittelwert von Raddrehzahlen von angetriebenen Rädern). Dann ist ein Übersetzungsgetriebeverhältnis R_T gegeben durch: RT = ((VW/2 π r)ρ)/NE,wobei N_E eine Motordrehzahl bezeichnet. Das Motorausgangsdrehmoment T₀ für eine vollständig geschlossene Drossel (ermöglicht einen Übertragungswirkungsgrad) wird ausgedrückt als: T0 = K0 (NE – N0) für NE > N0,wobei N₀ eine Leerlaufdrehzahl ist.
Mit Bezug auf eine aktuell vorhandene Antriebskraft D₀, die aus Straßenreaktionskräften erhalten wird, ist das momentane Motorausgangsdrehmoment bei der aktuell vorhandenen Drosselöffnung Q₀ ausgedrückt als:
Somit drückt sich das Drehmoment T näherungsweise aus als Funktion der Drosselöffnung Q durch:
(siehe 22).
(b) Zielantriebskraft D_T und Zieldrosselöffnung Q_T
Die Zielantriebskraft D_T wird so bestimmt, dass die Antriebskräfte für die Vorder- und Hinterräder, Df = {a/(2(1 + a))} D und Dr = {1/(2(1 + a))} Ddie Obergrenzen der Ziellängskräfte am vorderen linken und rechten Rad bzw. am hinteren linken und rechten Rad nicht stark übersteigen. Die Obergrenzen der Längskräfte sind gegeben durch: MAX{FXBfl, μmax fl FZfl sin(arcsin KFXf + |δ|)} MAX{FXBfr, μmax fr FZfr sin(arcsin KFXf + |δ|)} MAX(FXBrl, μmax rl FZrl sin(arctan (Tr/2Lr)) MAX(FXBrr, KFXrμmax rr FZrr (5.101)
Somit sollten die Antriebskräfte für die Vorder- und Hinterräder festgelegt werden als
wobei ΔD eine positive Konstante ist, die verhindert, dass die Antriebskräfte am Vorder- und Hinterrad unter die Obergrenzen der entsprechenden Längskräfte fallen.
Dann wird mit der Definition D_G = MAX (Df, Dr) die Zielantriebskraft D_T festgelegt als: DT = DG wenn D ≥ DG, DT = D wenn D < DG (es erfolgt keine Steuerung von D). (5.103)
Und eine Zieldrosselöffnung Q_T ist festgelegt durch
es erfolgt keine Steuerung von Q, wenn D < D_G.
(c) Zielbremskräfte und drücke für einzelne Kräfte
Zielbremsdrücke unter der Steuerung der Motorabgabeleistung werden auch durch die Ausdrücke (5.99) berechnet, worin man D_T für D einsetzt.
Die sich ergebenden Zielbremskräfte werden dann durch Ausdruck (3.2) in Bremsdrücke umgewandelt.
I-6 Prozess während einer Rechtskurvenfahrt
Wenn ein Fahrzeug eine Kurvenfahrt nach rechts ausführt, ist der Prozess im Wesentlichen identisch zu dem während einer Linkskurvenfahrt, wie er vorstehend beschrieben wurde. Innenseite und Außenseite des Fahrzeugs sind jedoch umgedreht, und demzufolge tritt das Schleudern und Driften des Fahrzeugs in einer Richtung auf, die der Richtung während der Linkskurvenfahrt entgegengesetzt ist. Somit sind bei dem Prozess während der Rechtskurvenfahrt die Vorzeichen der Ausdrücke von Giermomenten, die bei der Beurteilung des Fahrzeugverhaltens (Bereich (B)) verwendet werden, umgekehrt, d.h.
wenn der Indexwert folgende Beziehung erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr < ΔMs (4.6R)wird bestimmt, dass sich das Verhalten in einem Schleuderzustand befindet.
Wenn der Indexwert folgende Beziehungen erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Klβdr > ΔMd und Mfl + Mfr < Kf (MflG + MfrG) (4.7R)wird bestimmt, dass sich das Verhalten in einem Driftzustand befindet, mit I_B·γ d ≤ 0.
Die folgenden Berechnungen zum Erhalt von Ziellängskräften F_Xi2,3 sind im Wesentlichen identisch, mit der Ausnahme, dass einfach nur zugestanden sein sollte, dass die Drehrichtung umgekehrt ist. Die Unterschiede der Prozesse bei der Links- bzw. Rechtskurvenfahrt werden von einem Durchschnittsfachmann ohne Weiteres verstanden. In Anhang III sind die Ausdrücke im Prozess während der Rechtskurvenfahrt aufgeführt.
II. Praktische Ausführungsformen
Die vorliegende Erfindung wird hiermit Bezug auf praktische Ausführungsformen beschrieben, die auf dem allgemeinen Konzept der vorliegenden Erfindung beruhen, das im vorigen Kapitel beschrieben wurde. Nachfolgend werden sechs bevorzugte praktische Ausführungsformen bereitgestellt: ein Fahrzeug mit Vierradantrieb mit/ohne Motorsteuerung (erste/zweite Ausführungsform); ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb mit/ohne Motorsteuerung (dritte/vierte Ausführungsform); und ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb mit/ohne Motorsteuerung (fünfte/sechste Ausführungsform).
II-1 Erste Ausführungsform (Fahrzeug mit Vierradantrieb mit Motorsteuerung)
23 zeigt schematisch ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, das eine Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung enthält. Das Fahrzeug umfasst eine Fahrzeugkarosserie 12, ein vorderes rechtes Rad 24FR, ein vorderes linkes Rad 24FL, ein hinteres rechtes Rad 24RR und ein hinteres linkes Rad 24RL, die die Fahrzeugkarosserie 12 über jeweilige Aufhängungseinrichtungen (in der Figur nicht gezeigt) stützen, einen Motor 10, der dazu ausgelegt ist, ein Antriebsdrehmoment entsprechend einer Drosselventilöffnung im Ansprechen auf das Niederdrücken eines Gaspedals 51 durch den Fahrer abzugeben, und ein Getriebe 16, das den Rädern über ein Differentialgetriebesystem 62–70 und vordere und hintere Radwellen 22R, L und 56R, L eine Antriebskraft bereitstellt. Das Differentialgetriebesystem umfasst eine Mittendifferential-Getriebevorrichtung 62, die dazu ausgelegt ist, ein durch eine Ausgangswelle 60 des Getriebes 16 empfangenes Antriebsdrehmoment auf eine vordere und hintere Antriebswelle 64 bzw. 66 aufzuteilen, und eine vordere und hintere Differentialgetriebevorrichtung 68 und 70, die jeweils dazu ausgelegt sind, das aufgeteilte Antriebsdrehmoment auf die jeweiligen linken und rechten Radwellen zu übertragen, wodurch die Räder in Drehung versetzt werden. Entsprechend einer Drehung eines Lenkrads durch einen Fahrer werden über ein Paar Spurstangen (nicht gezeigt) das vordere rechte und vordere linke Rad 24FR bzw. 24FL über eine Zahnstangen-Servolenkeinrichtung gelenkt.
Ein allgemein mit 26 bezeichnetes Bremssystem umfasst eine Hydraulikkreiseinrichtung 28, ein Bremspedal 32, das dafür ausgelegt ist, vom Fahrer nieder gedrückt zu werden, einen Hauptzylinder 34, um entsprechend der durch den Fahrer erfolgenden Betätigung des Bremspedals die Hydraulikkreiseinrichtung 28 mit einem Hauptzylinderdruck zu beaufschlagen, und Radzylinder 30FR, 30FL, 30RR und 30R1, die jeweils dafür ausgelegt sind, ein entsprechendes Rad des vorderen rechten, vorderen linken, hinteren rechten und hinteren linken Rads mit einer Bremskraft zu beaufschlagen, und zwar entsprechend einer Zufuhr eines Hydraulikdrucks an diese von der Hydraulikkreiseinrichtung 28.
Eine elektronische Steuerungseinrichtung 36 enthält einen Mikrocomputer, der in der üblichen Bauart vorliegen kann und eine zentrale Prozessoreinheit, einen Festwertspeicher, einen Direktzugriffsspeicher, eine Eingangs- und Ausgangsanschlusseinrichtung, und einen gemeinsamen Bus umfasst, der diese Elemente miteinander verbindet, und fungiert als Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung.
Wie in 23 gezeigt ist, wird die elektronische Steuerungseinrichtung 36 von einem Längsbeschleunigungssensor 38 mit einem Signal versorgt, das die Längsbeschleunigung Gx der Fahrzeugkarosserie anzeigt, mit einem die Querbeschleunigung Gy der Fahrzeugkarosserie anzeigenden Signal von einem Querbeschleunigungssensor 40, mit einem von einem Gierratensensor 42 kommenden Signal, das die Gierrate γ der Fahrzeugkarosserie angibt, mit einem den Lenkwinkel δ angebenden Signal, der vom Lenkrad in die Zahnstangen-Servolenkeinrichtung entsprechend einer Drehung des Lenkrads durch den Fahrer von einem Lenkwinkelsensor 44 eingeht, mit Signalen von Raddrehzahlsensoren 48FR, 48FL, 48RR und 48R1, die Fahrzeugraddrehzahlen VWi des vorderen rechten, vorderen linken, hinteren rechten und hinteren linken Rads angeben, mit durch Drucksensoren 46FR, 46FL, 46RR und 46RL erfassten Signalen, die Hydraulikdrücke Pi in den Radzylindern 30FR, 30FL, 30RR und 30RL angeben, mit einem von einem Drucksensor 50 erfassten Signal, das Hydraulikdrücke Pm im Hauptzylinder 34 angibt, und mit einem von einem Gaspedalsensor 53 abgefühlten Signal, das den Betätigungsbetrag α des Gaspedals angibt. [Die Raddrehzahlsensoren 48FR–RL und die Radzylinderdrucksensoren 46FR–RL sind praktischerweise angrenzend an die jeweiligen Räder vorgesehen.] Darüber sind der elektronischen Steuerungseinrichtung 36 konstante Parameter bereitgestellt und in ihr abgespeichert worden, die für die Berechnungen in den Prozessen erforderlich sind. Der Schlupfwinkel β_B der Fahrzeugkarosserie kann durch irgendeine herkömmliche Vorrichtung erhalten werden.
Die wie im vorigen Kapitel I beschriebenen Berechnungen werden von der Steuerungseinrichtung 36 unter Verwendung der Parameter durchgeführt, die durch die oben genannten Signale angegeben sind, und zwar nach Programmen, die im Festwertspeicher gespeichert sind. Nach der Berechnung der Zielwerte für die Räder gibt die Steuerungseinrichtung 36 Steuerungssignale an die Hydraulikkreiseinrichtung 28 und Motorsteuerungseinrichtung 52 aus, wodurch Bremsdrücke bzw. die Drosselöffnung für den Motor 10 gesteuert werden.
Mit Bezug auf 24–29 wird nachstehend die Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung der vorliegenden Erfindung, eingebaut in ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, in Form ihres Steuerungsablaufs einer Ausführungsform davon beschrieben. Die Steuerung gemäß eines in 24 gezeigten Hauptprogramms beginnt durch das Schließen eines Zündschalters (in 23 nicht gezeigt) und wird zyklisch während des Betriebs des Fahrzeugs mit einer Zykluszeit in Höhe von z.B. einigen Dutzend Mikrosekunden wiederholt.
In Schritt 10 werden die in 23 gezeigten Signale eingelesen. In Schritt 20 werden Parameter wie etwa Längs- und Querkräfte an den Rädern abgeschätzt, die zur Berechnung der Zielwerte benötigt werden. Dieser Schritt ist in 25 ausführlich dargestellt. In Schritt 30 wird beurteilt, ob das Fahrzeug eine Linkskurvenfahrt ausführt, zum Beispiel auf der Grundlage irgendeines von herkömmlichen Protokollen, wobei das Vorzeichen des Gierratensignals vom Gierratensensor 42 erfasst wird. Bei einer affirmativen Antwort oder im Falle einer Linkskurve wird Schritt 40 ausgeführt. Andernfalls wird für eine Rechtskurve (siehe 29) Schritt 140 ausgeführt. In Schritt 40 wird eine erste Ziellängskraft F_Xi1 für jedes Rad berechnet. In Schritt 50 werden momentane und kritische Giermomente Mi, M_iG für jedes Rad berechnet. In Schritt 60 wird beurteilt, ob sich das Fahrzeug in einem Schleuderzustand befindet. Bei einer affirmativen Antwort wird Schritt 70 ausgeführt, wo die ersten Ziellängskräfte F_Xi1 auf zweite Längskräfte F_Xi2 (siehe 26) abgewandelt werden. Andernfalls wird in Schritt 80 beurteilt, ob sich das Fahrzeug in einem Driftzustand befindet. Bei einer affirmativen Antwort in Schritt 80 wird Schritt 90 ausgeführt, wo die ersten Ziellängskräfte F_Xi1 auf dritte Längskräfte F_Xi3 (siehe 27) abgewandelt werden. In Schritt 220 wird eine Zieldrosselöffnung Qt berechnet (siehe 28). In Schritt 240 wird eine Zielbremskraft und anschließend in Schritt 250 ein Zielbremsdruck berechnet. Schließlich wird in Schritt 260 die Steuerung der Bremsdrücke der Räder ausgeführt, und der Prozess kehrt zum Start zurück.
25 zeigt das Unterprogramm der Berechnungen der Parameter, wie mit Bezug auf Bereich A in Kapitel I beschrieben. Wie in der Figur beschrieben ist, können die Parameter in der folgenden Reihenfolge abgeschätzt werden [die Zahlen in Klammern geben die für die Berechnungen verwendeten Ausdrücke an]: Bremskräfte Bi (3.2); Radlängskräfte F_Xi (3.1); eine Gesamtantriebskraft D (3.4); Radquerkräfte F_Yi (3.9) und (3.13); eine vertikale Radbelastung F_Zi (3.14); Reifensteifigkeit K_Si und K_βi (3.15); eine Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB (3.20); Radschlupfwinkel βi (3.18); Radschlupfverhältnis Si (3.19); maximale statische Reibungskoeffizienten μ_maxi am Rad (3.22) und Sätze von Parametern von zumindest den Punkten B und D auf der Grundlage des Reifenmodells [siehe 3] für jedes Rad (2.13 a-e). In Schritt 344 kann anhand der Richtung des abgeschätzten Werts F_Xi beurteilt werden, ob ein Reifen abgebremst wird oder nicht, und abhängig von dieser Beurteilung werden ein Referenzschlupfverhältnis Ski und eine Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB entsprechend ausgewählt. Bezüglich der Einzelheiten der Berechnungen in diesem Programm siehe Kapitel I-3.
Wieder mit Bezug auf 24 wird in Schritt 40 die erste Längskraft F_xi1 für jedes Rad wie folgt erhalten: Zuerst wird als Reaktion auf die vom Fahrer kommenden Befehle auf der Grundlage eines Signals α vom Gaspedalsensor 53 und eines Signals Pm vom Drucksensor des Hauptzylinders 34 (siehe Ausdruck (5.1)) F_XV berechnet. Dann wird anhand der Richtung einer Fahrzeugkarosserie-Gesamtlängskraft F_XV beurteilt, ob das Fahrzeug abgebremst wird oder nicht, und es wird für jedes Rad eine grundlegende Ziellängskraft F_Xi0 berechnet, und zwar beim Bremsen durch Ausdruck (5.2a), und, wenn nicht gebremst wird, durch Ausdruck (5.2b).
Daraufhin wird jeder sich ergebende grundlegende Wert durch Ausdruck (5.5) auf jeweils entsprechende erste Ziellängskräfte F_Xi1 für die Vorderräder abgewandelt; durch Ausdruck (5.8) für das hintere (linke) Innenrad; und Ausdruck (5.11) für das hintere (rechte) Außenrad. Bei der Berechnung von F_Xi1 können die Ausdrücke (5.13) und (5.14) verwendet werden, die auf der Grundlage der vereinfachten normalen Fahrgrenzwerte definiert sind.
In Schritt 50 werden tatsächliche und kritische Giermomente M_i, M_iG für jedes Rad durch die Ausdrücke (4.1) und (4.3) berechnet. Darüber hinaus kann eine Hinterrad-Schlupfwinkelgeschwindigkeit βdr berechnet werden. Somit werden der Indexwert: M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Kiβdr, M_fl + M_fr und M_flG + M_frG erhalten, so dass der Beurteilungsprozess in den Schritten 60 und 80 wie in Kapitel I-4-3 beschrieben erfolgen kann.
Mit Bezug auf 26 werden im Unterprogramm von Schritt 70 die ersten Zielwerte F_Xi1 auf eine zweite Ziellängskraft F_Xi2 abgewandelt, um das Schleudern des Fahrzeugs zu vermeiden. Hier werden zuerst für die Berechnungen der Zielgiermomente die folgenden Parameter durch die jeweiligen im Kapitel I-5-3 (i) hergeleiteten Ausdrücke berechnet: Giermomente M_fl1 und M_fr1, die durch die erste Ziellängskraft F_Xi1 zu erzeugen sind [nur für die Vorderräder] (in Schritt 362); ein Giermoment M_fr0, das bei F_Xfr = 0 zu erzeugen ist (in Schritt 363); kritische Giermomente durch F_Xi1 [nur für das Hinterrad] (in Schritt 364); ein kritisches Giermoment M_rlG0 bei F_Xrl = 0 (in Schritt 365); effektive (oder kritische) Giermomente M_fr_min, M_rlG_min, M_rrG_min (in Schritt 366) [bei der Berechnung von M_rlG_min in Schritt 366 wird beurteilt, dass das Fahrzeug abgebremst wird, wenn F_XV < 0].
Dann wird in Schritt 368 ein Zielgiermoment für jedes Rad, M_fr2, M_rlG2 und M_rrG2 berechnet. Bei der Berechnung während des Bremsens des Fahrzeugs (F_XV < 0) sollte aus einem Kurvenverhalten und einer Bremsleistung ein bevorzugtes Leistungsmerkmal des Fahrzeugverhaltens ausgewählt worden sein, wie im Kapitel I-5-3 (ii) (a) beschrieben ist. Wenn nicht gebremst wird, wird der Weg zur Berechnung von Zielgiermomenten aus den Ausdrücken (5.53), (5.56) oder (5.58) ausgewählt, je nach der relativen Größe eines Steuergiermoments Mns und den effektiven (kritischen) Giermomenten.
Wenn der in Kapitel I-5-3 (ii) (c) beschriebene, vereinfachte Prozess zur Anwendung kommt, wo nur der Zielwert für das vordere Außenrad abgewandelt wird, werden die Schritte 362–366 umgangen, und in Schritt 368 wird M_fr2 durch die Ausdrücke (5.22) und (5.59) berechnet.
Schließlich werden in Schritt 370 die Zielgiermomente M_fr2, M_rlG2 und M_rrG2 in die zweiten Ziellängskräfte F_Xfr2, F_Xrl2 und F_Xrr2 umgewandelt [F_Xfl1 wird nicht abgewandelt, somit ist F_Xfl2 immer = F_Xfl1], und zwar durch die Ausdrücke (5.61), (5.64), (5.65), (5.67), (5.69). Dann wird in Schritt 380 ein entsprechender Wert für jedes Rad gemäß den Ausdrücken im Kapitel I-5-5 ausgewählt. F_Xfr2 kann durch Ausdruck (5.70) anstatt durch Ausdruck (5.64) berechnet werden.
Mit Bezug auf 27 werden im Unterprogramm von Schritt 90 die ersten Zielwerte F_Xi1 auf eine dritte Ziellängskraft F_Xi3 abgewandelt, um das Driften des Fahrzeugs zu vermeiden. Wie im Unterprogramm von 26 werden zuerst entsprechend den im Kapitel I-5-4 (i) beschriebenen Ausdrücken die Parameter berechnet, welche für die Berechnung der Zielgiermomente erforderlich sind: kritische Giermomente M_iG, die durch F_Xi1 erzeugt werden können (in Schritt 382); ein kritisches Giermoment M_rrG0 bei F_Xrr = 0 (in Schritt 383); effektive kritische Giermomente M_flG_max, M_rlG_max, M_rrG_max (in Schritt 384) [in der Berechnung von M_rrG_min in Schritt 384 wird beurteilt, dass das Fahrzeug abgebremst wird, wenn F_XV < 0]. Dann wird in Schritt 388 ein Zielgiermoment für jedes Rad, M_fl3, M_rlG3 und M_rrG3, durch die allgemeinen Ausdrücke (5.82)–(5.83) berechnet, wobei die Werte der effektiven kritischen Giermomente je nach F_Xi1 verschieden sind [siehe Kapitel I-5-4 (ii) (a) und (b) bezüglich der Einzelheiten].
Wenn zur Vermeidung eines Driftzustands nur das hintere Innenrad verwendet wird, wie im Kapitel I-5-4 (ii) (c) beschrieben ist, werden die Schritte 382 und 383 übersprungen, und in Schritt 384 wird nur M_rlG_max berechnet, und in Schritt 388 wird M_rlG3 durch Ausdruck (5.84) berechnet. Wenn alternativ dazu das in Kapitel I-5-4 (ii) (d) beschriebene Protokoll verwendet wird, wo beide Hinterräder verwendet werden, wird Schritt 384 unter der Annahme ausgeführt, dass M_flG_max = M_flG1, und MrlG3 und MrrG3 werden durch Ausdruck (5.85) berechnet, wenn M_rlG_max – M_rlG < M_rrG_max – M_rrG.
Schließlich werden in Schritt 390 die Zielgiermomente M_fl3, M_rlG3 und M_rrG3 in die dritten Ziellängskräfte F_Xfl3, F_Xrl3 und F_Xrr3 umgewandelt [F_Xfr1 wird nicht abgewandelt, somit ist F_Xfr3 immer = F_Xfr1], und zwar durch die Ausdrücke (5.88), (5.90) bzw. (5.92). Dann wird für jedes Rad ein entsprechender, durch diese Ausdrücke bezeichneter Wert ausgewählt, in Abhängigkeit vom entsprechenden ersten Zielwert F_Xi1.
In Schritt 400 wird eine endgültige Ziellängskraft für jedes Rad ausgewählt, durch die in Kapitel I-5-5 beschriebenen Ausdrücke.
Mit Bezug auf 28 wird im Unterprogramm von Schritt 220 eine Zielantriebskraft D_T berechnet, die in eine Zieldrosselöffnung Q_T umgewandelt wird. In Schritt 222 werden Df und Dr durch Ausdruck (5.102) bestimmt, und D_G = MAX (Df, Dr) wird in Schritt 224 definiert. Dann wird in Schritt 226 beurteilt, ob die durch Ausdruck (3.4) bestimmte Antriebskraft D ≥ D_G. Lautet die Antwort "ja", dann wird Dt in Schritt 228 auf D_G abgewandelt. Dann wird durch Ausdruck (5.104) eine Zieldrosselöffnung Q_T berechnet, und ein Q_T entsprechendes Signal wird an die Motorsteuerungseinrichtung 52 ausgegeben. Lautet die Antwort in Schritt 226 "nein", erfolgt bezüglich der Drosselöffnung keine Steuerung.
Mit Rückbezug auf das Hauptprogramm in 24 wird in Schritt 240 durch den entsprechenden Ausdruck (5.99) für jedes Rad eine Zielbremskraft Bti berechnet. Dann wird Bti für jedes Rad durch Ausdruck (3.2) in den entsprechenden Bremsdruck umgewandelt. Schließlich wird die Steuerung des Bremsdrucks in Schritt 260 ausgeführt. Dann kehrt der Prozess zum Startpunkt zurück.
29 zeigt das bei Schritt 140 beginnende Unterprogramm für den Prozess während einer Rechtskurvenfahrt, welches im Wesentlichen identisch zu den Schritten 40–90 ist. Wie zuvor in Kapitel I-6 angemerkt wurde, sind jedoch Innen- und Außenseite des Fahrzeugs relativ zur Kurvenmitte vertauscht, so dass die Richtungen der Giermomente und die Indexwerte zur Beurteilung des Verhaltens (in den Schritten 160 und 180) denen während der Linkskurvenfahrt entgegengesetzt sind. Die hier verwendeten Ausdrücke sind in Anhang III aufgeführt.
II-2 Zweite Ausführungsform (Fahrzeug mit Vierradantrieb ohne Motorsteuerung)
Die zweite Ausführungsform ist identisch zur ersten Ausführungsform, außer dass keine Modulation der Motorabgabeleistung des wie in 28 gezeigten Unterprogramms erfolgt. Somit wird Schritt 220 umgangen. In Schritt 240 wird eine aus Ausdruck (3, 4) erhaltene Antriebskraft D in Ausdruck (5.99) eingesetzt.
II-3 Dritte Ausführungsform (Fahrzeug mit Hinterradantrieb mit Motorsteuerung)
Die Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung kann in ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb eingegliedert werden. Wieder mit Bezug auf 23 besteht bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb, wie im Stand der Technik hinlänglich bekannt ist, an den Vorderrädern keine Antriebskraft, und folglich existiert auch kein System, welches das Motordrehmoment auf die Vorderräder überträgt, und den Radwellen 56R und L, der Mittendifferential-Getriebevorrichtung 62, der vorderen Antriebswelle 64, und der vorderen Differentialgetriebe vorrichtung 68 entspricht. Die Vorderräder können sich unabhängig voneinander drehen. Die anderen Strukturen am Fahrzeug mit Hinterradantrieb entsprechen im Wesentlichen denen, die schematisch in 23 gezeigt sind.
Die Protokolle der Fahrzeugbewegungssteuerung für das Fahrzeug mit Hinterradantrieb gemäß der vorliegenden Erfindung entsprechen im Wesentlichen denen des Fahrzeugs mit Vierradantrieb, wie vorstehend beschrieben. Im Folgenden wird auf die Unterschiede in den Protokollen zu denen für das Fahrzeug mit Vierradantrieb mit Bezug auf 24–29 eingegangen.
In Schritt 334 werden ausgehend von Schritt 20 (siehe 25) im Unterprogramm Radlängskräfte F_Xi und eine Antriebskraft D durch dieselben Ausdrücke (3.1) und (3.4) wie bei dem Fahrzeug mit Vierradantrieb abgeschätzt. Weil jedoch die Systemparameter I_Df, I_Dr und a beim Fahrzeug mit Hinterradantrieb gleich Null sind, vereinfachen sich diese Ausdrücke. In Schritt 344 wird die Fahrzeuglängsgeschwindigkeit SVB aus dem abgeschätzten Wert ausgewählt, der durch Ausdrücke (3.21a) von nicht angetriebenen Vorderrädern erhalten wird. Da es in den Ausdrücken (3.21a) keinen abgeschätzten Wert gibt (mit Ausnahme des Schlupfwinkels der Fahrzeugkarosserie), ist die sich ergebende SVB zuverlässiger als die bei dem Fahrzeug mit Vierradantrieb.
In Schritt 40 wird im Hauptprogramm in 24 der grundlegende Zielwert F_Xi0 für jedes Rad durch Ausdruck (5.2c) berechnet, wenn ein antriebsfreier Zustand besteht. Die erste Ziellängskraft F_Xi1 für jedes Rad wird durch Ausdruck (5.4) für die Vorderräder erhalten; durch Ausdruck (5.8) für das hintere (linke) Innenrad; und Ausdruck (5.11) für das hintere (rechte) Außenrad.
In Schritt 368 können für den Schleudervermeidungsprozess in dem in 26 gezeigten Unterprogramm Zielgiermomente während einer bremsfreien Zeit auf eine Weise berechnet werden, die der während des Bremsens beim Fahrzeug mit Vierradantrieb ähnlich ist [d.h. dass beim Fahrzeug mit Hinterradantrieb der Schleudervermeidungsprozess während des Bremsens und wenn nicht gebremst wird identisch ist], außer dass das effektive kritische Giermoment M_rlG_min durch Ausdruck (5.28) angegeben ist. [Der Driftvermeidungsprozess beim Fahrzeug mit Hinterradantrieb ist derselbe wie der für das Fahrzeug mit Vierradantrieb.] Die in den Prozessen der Schritte 220–240 verwendeten Ausdrücke sind dieselben wie die beim Fahrzeug mit Vierradantrieb. Da jedoch die konstanten Parameter I_Df, I_Dr und a = 0 sind, vereinfachen sich hier die Berechnungen.
Die Prozesse im Hinblick auf das Fahrzeug mit Hinterradantrieb sind, mit Ausnahme der vorstehend zum Ausdruck gebrachten, im Wesentlichen dieselben wie die bei dem Fahrzeug mit Vierradantrieb.
II-4 Vierte Ausführungsform (Fahrzeug mit Hinterradantrieb ohne Motorsteuerung)
Die vierte Ausführungsform gleicht der dritten Ausführungsform, außer dass keine Modulation der Motorabgabeleistung des wie in 28 gezeigten Unterprogramms erfolgt. Schritt 220 wird also umgangen. In Schritt 240 wird eine aus Ausdruck (3.4) erhaltene Antriebskraft D in Ausdruck (5.99) eingesetzt.
II-5 Fünfte Ausführungsform (Fahrzeug mit Vorderradantrieb mit Motorsteuerung)
Die Fahrzeugbewegungs-Steuerungsvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung kann auch in ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb eingegliedert werden. Wieder mit Bezug auf 23 besteht bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb, wie im Stand der Technik hinlänglich bekannt ist, an den Hinterrädern keine Antriebskraft, und somit gibt es kein System, welches das Motordrehmoment auf die Hinterräder überträgt, das den Radwellen 22R und L, der Mittendifferential-Getriebevorrichtung 62, der hinteren Antriebswelle 66, und der hinteren Differentialgetriebevorrichtung 70 entspricht. Die Hinterräder können sich unabhängig voneinander drehen. Die anderen Strukturen am Fahrzeug mit Vorderradantrieb sind im Wesentlichen dieselben wie die in 23 schematisch gezeigten.
Die Protokolle der Fahrzeugbewegungssteuerung für das Fahrzeug mit Vorderradantrieb gemäß der vorliegenden Erfindung sind auch im Wesentlichen gleich denen des Fahrzeugs mit Vierradantrieb, wie vorstehend beschrieben. Im Folgenden wird auf die Unterschiede in den Protokollen gegenüber denen des Fahrzeugs mit Vierradantrieb eingegangen, unter Bezugnahme auf 24–29.
In Schritt 334 werden ausgehend von Schritt 20 (siehe 25) im Unterprogramm Radlängskräfte F_Xi und eine Antriebskraft D durch dieselben Ausdrücke (3.1) und (3.4) wie bei dem Fahrzeug mit Vierradantrieb abgeschätzt. Weil jedoch die Systemparameter I_Df, I_Dr und 1/a beim Fahrzeug mit Vorderradantrieb gleich Null sind, vereinfachen sich diese Ausdrücke. In Schritt 344 wird die Fahrzeuglängs geschwindigkeit SVB aus dem abgeschätzten Wert ausgewählt, der durch Ausdrücke (3.21b) von nicht angetriebenen Hinterrädern erhalten wird. Da es in den Ausdrücken (3.21b) keinerlei abgeschätzten Wert gibt, ist die sich ergebende SVB zuverlässiger als die bei dem Fahrzeug mit Vierradantrieb.
In Schritt 40 wird im Hauptprogramm in 24 der grundlegende Zielwert F_Xi0 für jedes Rad durch Ausdruck (5.2d) berechnet, wenn ein bremsfreier Zustand besteht. Die erste Ziellängskraft F_Xi1 für jedes Rad wird durch Ausdruck (5.5) für die Vorderräder erhalten; durch Ausdruck (5.7) für das hintere (linke) Innenrad; und Ausdruck (5.10) für das hintere (rechte) Außenrad.
In Schritt 368 können für den Schleudervermeidungsprozess in dem in 26 gezeigten Unterprogramm Zielgiermomente auf eine Weise berechnet werden, die der des Fahrzeugs mit Vierradantrieb ähnlich ist, außer dass, wenn nicht gebremst wird, das hintere Innenrad nicht verwendet wird, weil es nicht angetrieben ist (bezüglich Einzelheiten siehe Kapitel I-5-4 (ii) (b)).
In Schritt 388 können für den Schleudervermeidungsprozess in dem in 27 gezeigten Unterprogramm Zielgiermomente auf eine Weise berechnet werden, die der beim Fahrzeug mit Vierradantrieb ähnlich ist, außer dass, wenn nicht gebremst wird, das hintere Außenrad nicht verwendet wird, weil es nicht angetrieben ist. Das effektive kritische Giermoment des hinteren Innenrads wird nur auf der Bremsseite berechnet (die unteren Quadranten in einem Reibungskreis). Darüber hinaus ist der Driftvermeidungsprozess, der nur die gegenüberliegenden Hinterräder verwendet (siehe Kapitel I-5-4-(ii) (d)), bei dem Fahrzeug mit Vorderradantrieb nicht erhältlich, weil die Hinterräder nicht angetrieben sind.
Die in den Prozessen der Schritte 220–240 verwendeten Ausdrücke sind dieselben wie die beim Fahrzeug mit Vierradantrieb. Da jedoch die konstanten Parameter I_Df, I_Dr und 1/a = 0 sind, vereinfachen sich hier die Berechnungen.
Die Prozesse im Hinblick auf das Fahrzeug mit Vorderradantrieb sind, mit Ausnahme der vorstehend zum Ausdruck gebrachten, im Wesentlichen dieselben wie die bei dem Fahrzeug mit Vierradantrieb.
II-6 Sechste Ausführungsform (Fahrzeug mit Vorderradantrieb ohne Motorsteuerung)
Die sechste Ausführungsform ist identisch mit der fünften Ausführungsform, außer dass keine Modulation der Motorabgabeleistung des wie in 28 gezeigten Unterprogramms erfolgt. Schritt 220 wird also umgangen. In Schritt 240 wird eine aus Ausdruck (3.4) erhaltene Antriebskraft D in Ausdruck (5.99) eingesetzt.
Obwohl die vorliegende Erfindung im Einzelnen mit Bezug auf bevorzugte Ausführungsformen und einige partielle Modifikationen davon beschrieben wurde, wird es dem Fachmann klar sein, dass hinsichtlich der gezeigten Ausführungsformen innerhalb des Umfangs der vorliegenden Erfindung weitere verschiedene Modifikationen möglich sind.
Anhang I. Ableitung von Ausdruck (3.1) aus der Längskraft an jedem Rad
In der Ableitung des Ausdrucks (3.1) geht man davon aus, dass es sich bei einem Fahrzeug um ein Fahrzeug mit Vierradantrieb handelt, und dementsprechend wird jedes einzelne Rad als angetriebenes Rad behandelt. Die Ausdrücke für Fahrzeuge mit Zweiradantrieb können einfach dadurch erhalten werden, dass man annimmt, dass einige Parameter gleich Null sind.
Eine Längskraft F_Xi an jedem Rad lässt sich ausdrücken durch eine herkömmliche Bewegungsgleichung der Drehung an jedem Rad: Iwf ω dfl = Tfl + r·Bfl – r·FXfl Iwf ω dfr = Tfr + r·Bfr – r·FXfr Iwr ω drl = Trl + r·Brl – r·FXrl Iwr ω drr = Trr + r·Brr – r·FXrr (A1.1)wobei ω d_i eine Winkelbeschleunigung an jedem Rad angibt; T_i ein Antriebsdrehmoment bezeichnet, das auf jedes Rad von der jeweiligen (vorderen oder hinteren) Differentialgetriebevorrichtung aufgebracht wird. Was das Fahrzeug mit Zweiradantrieb anbelangt, ist das Drehmoment Ti an einem der Paare der Vorder- und Hinterräder Null.
Das auf jedes Rad aufgebrachte Drehmoment Ti wird von einem Motor über eine Mittendifferential-Getriebevorrichtung und jeweils die vordere und hintere Differentialgetriebevorrichtung übertragen. Somit lässt sich Ti ausdrücken durch das vom Motor abgegebene Drehmoment.
Das Drehmoment T_e, das vom Motor abgegeben wird, steht in Beziehung mit dem Drehmoment T_c, das in die Mittendifferential-Getriebevorrichtung eingeht, und zwar über die Bewegungsgleichung der Drehung des Motors: Ie ω de = Te – Tc (A1.2)worin ω d_e eine Winkelbeschleunigung des Motors bezeichnet, nämlich das Zeitdifferenzial einer Motordrehzahl über den Winkel ω_e. Das Massenträgheitsmoment I_e schließt die Trägheitsmomente vom Motor zur Ausgangswelle des Getriebes ein (siehe 23), und zur Vereinfachung der hier beschriebenen Berechnung wird angenommen, dass das Untersetzungsgetriebeverhältnis in der Differentialgetriebevorrichtung 1 ist.
Mit Bezugnahme auf 30A wird in der Mittendifferential-Getriebevorrichtung das Drehmoment Tc, das von der Ausgangswelle des Getriebes her eingeht, durch ein Planetenrad 60A auf ein Hohlrad 64A verteilt, das mit der vorderen Antriebswelle verbunden ist, und auf ein Sonnenrad 66A, das mit der hinteren Antriebswelle verbunden ist. Dann stellen sich die an die vordere bzw. hintere Differentialgetriebevorrichtung abgegebenen Drehmomente T_F und T_R dar durch: TF = [a/(1 + a)] Tc; TR = [1/(1 + a)] Tc; (A1.3)wobei a = T_F/T_R und Tc = T_F + T_R.
Des Weiteren ist der Kräfteausgleich dieser Zahnradanordnung angegeben durch (siehe 30B): Tc/rc = TF/rF + TR/rR (A1.4)wobei r_c, r_F und r_R die Radien der Rotation des Mittelpunkts des Planetenrads, des Hohlrads bzw. des Sonnenrads sind. Wie in 30A gezeigt ist, stehen diese Radien zueinander in Beziehung durch: r_c = (r_F + r_R)/2 und r_F > r_R. So ist aus den Ausdrücken (A1.3) und (A1.4) das Verhältnis der Radien auch gegeben durch r_F/r_R = a. [Durch eine einfache Berechnung erhält man auch T_F/r_F = T_R/r_R.]
Die Beziehung der Drehzahlen der Zahnräder stellt sich auch dar durch: ωF·rF + ωR·rR = 2 ωc·rc wobei ω_F, ω _R und ω_c Winkelgeschwindigkeiten des Hohlrads, Sonnenrads bzw. des Mittelpunkts des Planetenrads (um das Sonnenrad herum) angeben. Damit wird die Winkelgeschwindigkeit des Mittelpunkts des Planetenrads ausgedrückt mit dem Verhältnis a durch: ωc = [rF/2rc] ωF + [rR/2rc] ωR = [a/(1 + a)] ωF + [1/(1 + a)] ωR
Das Zeitdifferenzial dieses Ausdrucks ist gegeben durch: ω dc = [a/(1 + a)] ω rF + [1/(1 + a)] ω dR (A1.5)wobei ω d_F, ω d_R Winkelbeschleunigungen des Hohlrads bzw. Sonnenrads angeben. Diese Winkelbeschleunigungen werden direkt auf die vordere bzw. hintere Differentialgetriebevorrichtung aufgebracht. ω d_c ist die Winkelbeschleunigung des Mittelpunkts des Planetenrads. Wie zuvor beschrieben ist, wird, da das Untersetzungsgetriebeverhältnis in der Differentialgetriebevorrichtung mit 1 angenommen wird, die Winkelbeschleunigung ω d_c des Mittelpunkts des Planetenrads festgesetzt als ω d_c = ω d_e.
Das Drehmoment T_F, T_R und die Winkelbeschleunigungen ω d_F, ω d_R stehen mit dem auf die jeweiligen Räder aufgebrachten Drehmoment über eine Bewegungsgleichung der Rotation an jeder der vorderen und hinteren Differentialgetriebevorrichtung in Beziehung: IDF ω dF = TF Tfl – Tfr IDR ω dR = TR – Trl – Trr (A1.6)
Geht man davon aus, dass in jeder Differentialgetriebevorrichtung das Drehmoment gleichmäßig auf das linke und rechte Rad aufgeteilt wird, d.h. Tfl = Tfr, Trl = Trr,dann, ω dF = (ω dfl + ω dfr)/2; ω dR = (ω drl + ω drr)/2 (A1.7)
Aus den vorstehend beschriebenen Beziehungen zwischen Drehmoment und den Beschleunigungen wird Ausdruck (A1.1) wie folgt neu geschrieben:
wobei D die Gesamtantriebskraft angibt, die aus dem Motordrehmoment T_e mit D = Te/r erhalten wird. Die Winkelbeschleunigung ω di an jedem Rad kann in eine Radrotationsbeschleunigung VWdi mit VWdi = r·ω di umgewandelt werden.
Somit wird die Längskraft F_xi an jedem Rad ausgedrückt mit einer Funktion der Gesamtantriebskraft, der Bremskraft Bi, der Radrotationsbeschleunigung VWdi an jedem Rad, wie in Ausdruck (3.1) beschrieben.
Was Fahrzeuge mit Zweiradantrieb anbelangt, so hat ein Fahrzeug mit Hinterradantrieb nur eine hintere Differentialgetriebevorrichtung, welche der Mittendifferential-Getriebevorrichtung in den vorstehenden Berechnungen entspricht, und folglich sind I_Df, I_Dr, a = 0. Andererseits hat ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb nur eine vordere Differentialgetriebevorrichtung, die der Mittendifferential-Getriebevorrichtung entspricht, und somit sind I_Df, I_Dr und 1/a = 0.
Anhang II. Ableitung des Ausdrucks (3.22) aus dem maximalen statischen Reibungskoeffizienten
Wie in 5A gezeigt ist, ist ein statischer Reibungskoeffizient μ gegeben durch eine Funktion eines Gesamtschlupfverhältnisses λ. Mit Bezug auf 31A, mit einem bestimmten Wert μ und seinem Differenzial (∂ μ/∂ λ), stellt sich μ_max dar als: μmax = μ + (∂ μ/∂ λ) Δλ (A2.1)wobei Δλ ein kleiner Versatz von λ ist. Dann ist Δλ definiert als: Δμ = (∂ μ/∂ λ) λ = 0 Δλwobei (∂ μ/∂ λ) λ = 0 eine Steigung der Kurve von μ(λ) bei λ = 0 ist. Somit ist μ_max annähernd durch Ausdruck (3.22) angegeben.
In dieser Abschätzung mit dem Ausdruck (3.22) sind Δμ und (∂ μ/∂ λ) λ = 0 als feste Parameter vorgegeben. Somit hängt, bevor eine Straßenreaktionskraft ausgereift ist, der Unterschied zwischen einem wahren Wert μ_max und einem abgeschätzten Wert μ_max von der relativen Größe von Δμ von einem wahren Wert μ_max ab. Wie in 31B gezeigt ist, schwankt ein abgeschätzter Wert μ_max von Δμ bei λ = 0 bis zu einem wahren Wert μ_max, zusammen mit einem größer werdenden Wert von λ. Somit ist, wenn der wahre Wert _max relativ klein ist, der abgeschätzte Wert μ_max immer größer als der wahre, bis die Straßenreaktionskraft ausgeschöpft ist. Dagegen ist, wenn der wahre Wert μ_max relativ groß ist, der abgeschätzte Wert μ_max kleiner als der wahre, wie in 5C gezeigt ist. Wenn aber die Straßenreaktionskraft ausgeschöpft ist, ist μ_max korrekt abgeschätzt.
Während des Bremsens für einen großen Wert |Fxi| und einen kleinen Wert |F_Yi|, d.h. wenn das Fahrzeug auf einem geraden Fahrkurs fährt, drückt sich ξ aus durch ξi = (1 – |FXi|/μmaxi·FZi)1/3.
Wie im Kapitel I-3-6 angegeben, muss während des Bremsens für einen großen Wert |Fxi| und einen kleinen Wert |F_Yi| die Ungleichung ξ ≥ 0 erfüllt sein, so dass zumindest ein Rad so gesteuert werden sollte, dass diese Bedingung erfüllt ist. Um dies zu bewerkstelligen, kann ein maximaler Reibungskoeffizient μ_max für ein Hinterrad abgeschätzt werden als
wobei Δ ein kleiner Wert in Höhe von z.B. 0,01 ist. Dann wird der Reibungskoeffizient für ein Hinterrad kleiner geschätzt, und dementsprechend wird auch die Bremskraft an den Hinterrädern so gesteuert, dass sie einen kleineren Wert annimmt, wobei eine Instabilität eines Fahrzeugverhaltens während eines am Fahrzeug stattfindenden Bremsvorgangs vermieden ist.
Anhang III. Ausdrücke während einer Rechtskurvenfahrt
Nachfolgend sind Ausdrücke während der Rechtskurvenfahrt aufgeführt, die sich von denen während der Linkskurvenfahrt unterscheiden. Korrespondierende Zahlen von Ausdrücken bezeichnen korrespondierende Ausdrücke während der Linkskurvenfahrt.
I-4 Bereich (B): Beurteilung der Fahrzeugverhaltensstabilität/-instabilität
I-4-2 Berechnung von kritischen Giermomenten M_iG

MflG = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYflG MfrG = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfrG MrlG = –(Tr/2)·FXrl – Lr·FYrlG MrrG = (Tr/2)·FXrr – Lr·FYrrG (4.3)wobei F_Yi_G = –(μ_max2 Fz² – F_Xi ²)^1/2

I-4-3 Beurteilung der Fahrzeugverhaltensstabilität
(b) Praktisch
Wenn der Indexwert folgende Beziehung erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Kiβdr < ΔMs (4.6)wobei es sich bei ΔMs um eine entsprechende kleine positive Konstante handelt, wird beurteilt, dass das Verhalten einen Schleuderzustand angenommen hat. Wenn der Indexwert folgende Beziehungen erfüllt: Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Kiβdr > ΔMd und Mfl + Mfr < Kf (MflG + MfrG) (4.7)wobei ΔMd eine entsprechende kleine positive Konstante ist; Kf ein entsprechender positiver Faktor in Höhe von 0,8–0,9 ist, dann wird mit I_B·γ d ≤ 0 beurteilt, dass sich das Verhalten in einem Driftzustand befindet.
I-5 Bereich (C) Berechnungen von Zielwerten für einzelne Räder
I-5-2 Berechnungen von ersten Ziellängskräften
(b) Hinteres (rechtes) Innenrad
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und D
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und G FXrr1 = MAX{FXrr0, MIN(FXDrr, –KFXr·μmaxrr·FZrr)} (5.7) Anmerkung: MIN(FXDrr, –KFXr·μmaxrr·FZrr) (5.7a)stellt eine Blockierverhinderungs-Ziellängskraft dar.
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Während des Bremsens: identisch zur Situation in einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb;
Wenn nicht gebremst wird:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: B und C
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: H und C FXrr1 = MIN[MAX{FXrr0, MIN(FXDrr, –KFXr·μmaxrr·FZrr)}, MAX(FXBrr, μmaxrrFZrr·sin(arctan(Tr/2Lr))] (5.8) Anmerkung: MAX(FXBrr, μmaxrrFZrr·sin(arctan(Tr/2Lr)) (5.8a)stellt eine Radschleuderverhinderungs-Ziellängskraft dar.
(c) Hinteres (linkes) Außenrad
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb:
Für einen kleinen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und D;
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: C und J; FXrl1 = MAX{FXrl0, MIN(FXDrl, –μmaxrlFZrl·sin(arctan(Tr/2Lr))} (5.10) Anmerkung: MIN(FXDrl, –μmaxrlFZrl·sin(arctan(Tr/2Lr)) (5.10a)stellt eine Blockierverhinderungs-Ziellängskraft dar.
Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Während des Bremsens: identisch zur Situation an einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb;
Wenn nicht gebremst wird:
Für einen kleinen Wert normale Fahrgrenzwerte: B und C
Für einen großen Wert |βi|, normale Fahrgrenzwerte: F und C FXrl1 = MIN[MAX{FXrl0, MIN(FXDrl, –μmaxrlFZrl·sin(arctan(Tr/2Lr))}, MAX(FXBrl, KFXr·μmaxrl·FZrl)] (5.11) Anmerkung: MAX(FXBrl, KFXr·μmaxrl·FZrl) (5.11a)stellt eine Radschleuderverhinderungs-Ziellängskraft dar.
I-5-3 Berechnungen von zweiten Ziellängskräften F_Xi2
(Zielkräfte zum Unterdrücken und/oder Vermeiden eines Schleuderzustands)
Zur Unterdrückung dieser Schleudertendenz wird ein Steuergiermoment Mns in der Richtung gegen das Schleudern durch die Räder so erzeugt, dass erfüllt ist: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr (5.16)wobei Mns so auf die Räder aufgeteilt werden sollte, dass nach einem Steuerungsprozess Mfl + Mfr + MrlG + MrrG – Kiβdr ≥ ΔMserfüllt ist.
(i) Berechnungen von Parametern
Giermomente, die durch F_Xi1 zu erzeugen sind
Ist |F_XDi| klein, d.h. der Schlupfwinkel |βi| groß, FYfl1 = –(μmaxfl 2 Fzfl 2 FXfl1 2)1/2 FYfr1 = –(μmaxfr 2 Fzfr 2 – FXfr1 2)1/2 (5.17)
Kritische Giermomente, die durch F_Xi1 erzeugt werden können

MflG1 = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl1 + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYflG1 MfrG1 = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr1 + (–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfrG1 MrlG1 = –(Tr/2)·FXrl1 – Lr·FYrlG1 MrrG1 = (Tr/2)·FXrr1 – Lr·FYfrG1 (5.20) wobei F_YiG1 = –(μ_maxi ² F_zi ² – F_Xi1 ²)^1/2

Kritische Giermomente bei F_Xi1 = 0

MrlG0 = μmax FZrl Lr MrrG0 = μmax FZrr Lr (5.21)

Effektive Giermomente gegen Schleudern
(a) Vorderes (rechtes) Außenrad
Wenn β_f > 0, Mfl_max* = –μmaxfl FZfl sin(arctan(Tr/2Lf) – δ – βfl)·Lf/cos(arctan(Tr/2Lf) (5.22)wobei F_Xfl = –μ_maxfl F_Zfl cosβ_fl. FXfl_min = –(Smax/λmaxfl)μmaxfl·FZfl{1 – KD(Sfl – Smax)} (5.23) wobei
Wenn βf > 0: Wenn FXDfl ≥ –μmaxfl FZfl·sin(arctan(Tr/2Lf) – δ), Mfl_max = μmaxfl FZfl Lf/cos(arctan(Tr/2Lf)) (5.25) Wenn FXDfl < –μmaxfl FZfl·sin(arctan(Tr/2Lf) + δ), Mfl_max = {–(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXDfr + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYdfl (5.26)wobei F_Ydfl = –(μ_maxfl ² F_Zfl ² – F_XDfl ²)^1/2
(b) Hinteres (rechtes) Innenrad
Während des Bremsens des Fahrzeugs, MrrG_max = MrrG0 (5.27)
Wenn nicht gebremst wird, MrrG_max = μmax rr FZrr Lr/cos(arctan(Tr/2Lr)) (5.28)
(c) Hinteres (linkes) Außenrad

MrlG_max = μmax rl FZrl Lr/cos(arctan(Tr/2Lr)) (5.29)

(ii) Bestimmung eines Zielgiermoments für jedes Rad
(a) Während des Bremsens eines Fahrzeugs

MrrG_max = MrrG0.

(1) Wenn das Kurvenverhalten bevorzugt wird

Wenn (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≤ Mfl1 + Mfr1 + MrlG_max + MrrG0 (5.30)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs {(MrlG_max – MrlG1) + (MrrG0 – MrrG1)} (5.31)

Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfl2 = Mfl1 MrlG2 = (1 – Krs) MrlG1 + KlsMrlG_max MrrG2 = (1 – Krs) MrrG1 + KlsMrrG0 (5.32)
Andernfalls, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≤ Mfl1 + Mfr1 + MrlG_max + MrrG0 sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG_max + MrrG0 + Krs(Mfl_max – Mfl1). (5.33)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfr2 = (1 – Krs) Mfl1 + KrsMfl_max MrlG2 = MrlG_max MrrG2 = MrrG0 (5.34)
(2) Wenn die Bremsleistung relativ bevorzugt ist
Ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs kann festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs {(Mfl_max – Mfl1) + (MrlG_max – MrlG1) + (MrrG0 – MrrG1)} (5.35)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfl2 = (1 – Krs) Mfl1 + KrsMfl_max MrlG2 = (1 – Krs) MrlG1 + KrsMrlG_max MrrG2 = (1 – Krs) MrrG1 + KrsMrrG0 (5.36)
(3) Wenn die Bremsleistung bevorzugt wird
Wenn (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≤ Mfl_max + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 (5.37)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs (Mfl_max – Mfl1) (5.38)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = (1 – Krs) Mfl1 + KrsMfl_max MrlG2 = MrlG1 MrrG2 = MrrG1 (5.39)
Andernfalls, d.h. (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≥ Mfl_max + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 (5.40)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl_max + Mfr + MrlG1 + MrrG1 + Krs {(MrlG_max – MrlG1) + (MrrG0 – MrrG1)} (5.41)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: Mfl2 = Mfl_max MrlG2 = (1 – Krs) MrlG1 + KrsMrlG_max MrrG2 = (1 – Krs) MrrG1 + KrsMrrG0 (5.42)
(b) Wenn an einem Fahrzeug kein Bremsvorgang stattfindet
(1) Fahrzeug mit Hinterradantrieb
Die Art der Aufteilung des Giermoments Mns ist grundsätzlich identisch zu der im Fall (a) (1) während des Bremsens, wie vorstehend beschrieben. M_rrG_max ist jedoch durch Ausdruck (5.28) angegeben.
(2) Fahrzeug mit Vorderradantrieb

Wenn (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≤ Mfl0 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 (5.43)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs (Mfl0 – Mfl1) (5.44)

Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = (1 – Krs) Mfl1 + KrsMfl0 MrlG2 = MrlG1 (5.45)
Wenn Mfl0 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 < (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≤ Mfl0 + Mfr1 + MrlG_max + MrrG1, (5.46)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl0 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs (MrlG_max – MrlG1) (5.47)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = Mfl0 MrlG2 = (1 – Krs) MrlG1 + KrsMrlG_max. (5.48)
Andernfalls,
sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl0 + Mfr1 + MrlG_max + MrrG1 + Krs (Mfl0 – Mfl_max), (5.49)
Da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
sollte ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = (1 – Krs) Mfl0 + KrsMfr_max MrlG2 = MrlG_max (5.50)
(3) Fahrzeug mit Vierradantrieb

Wenn (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr ≤ Mfl0 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 (5.51)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl1 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs (Mfl0 – Mfl1). (5.52)

Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = (1 – Krs) Mfl1 + KrsMfl0 MrlG2 = MrlG1 MrrG2 = MrrG1 (5.53) Wenn Mfl0 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 < (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr Mfl0 + Mfr1 + MrlG_max + MrrG_max, (5.54)sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl0 + Mfr1 + MrlG1 + MrrG1 + Krs {(MrlG_max – MrlG1) + MrrG_max – MrrG1)}· (5.55)
Dann kann, da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = Mfl0 MrlG2 = (1 – Krs) MrlG1 + KrsMrlG_max MrrG2 = (1 – Krs) MrrG1 + KrsMrrG_max. (5.56)
Andernfalls,
sollte ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs festgelegt werden als: (Mfl + Mfr + MrlG + MrrG) + Mns = ΔMs + Kiβdr = Mfl0 + Mfr1 + MrlG1_max + MrrG_max + Krs (Mfl_max – Mfl0), (5.57)
Da ein Faktor K_ls ausgedrückt ist durch
kann ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als Mfl2 = (1 – Krs) Mfl0 + KrsMfl_max MrlG2 = MrlG_max MrrG2 = MrrG_max (5.58)
(c) Vereinfachter Prozess

Mfl2 = MAX{Mns – (Mfr + MrlG + MrrG), Mfl_max*} (5.59)

(iii) Berechnung von zweiten Ziellängskräften
(a) Vordere Außenräder
Für einen großen Wert |β_fl|, d.h. F_XDfl ≥ F₂: Mfl2 = {–Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfl2 + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfl2 wobei FYfl2 = –(μmaxi 2 Fzfl 2 – FXfl2 2)1/2 (5.60)
Für einen kleinen Wert |β_fl|, d.h. F_XDfl ≤ F₂, FYfl2 = {(1 + Sfl)/Sfl} (Kβfl/KSfl)tanβfl·FXfl2 (5.62) Mfl2 = {–Tr/2) cosδ + Lf sinδ}FXfl2 + {(Tr/2) sinδ + Lf cosδ} FYfl2 (5.63)
(b) Hinteres (linkes) Außenrad

MrlG2 = –(Tr/2) FXrl2 – Lr (μmax rl 2FZrl 2 – FXrl2 2)1/2 (5.66)

Wenn F_Xrl1 ≥ –μ_max
rl F_Zrl sin(arctan((Tr/2)/L_r)) wird (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt.
Wenn F_Xrl1 < –μ_max
rl F_Zrl sin(arctan((Tr/2)/L_r)), wird (das Ergebnis des negativen Vorzeichens) ausgewählt.
(c) Hinteres (rechtes) Innenrad

MrrG2 = (Tr/2) FXrr2 – Lr (μmax rr 2FZrr 2 – FXrr2 2)1/2 (5.68)

Wenn F_Xrr1 ≥ μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)), wird (das Ergebnis des positiven Vorzeichens) ausgewählt.
Wenn F_Xrr1 < μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)), wird (das Ergebnis des negativen Vorzeichens) ausgewählt. (d) Alternative Lösung von Ausdruck (5.63)
I-5-4 Berechnungen von dritten Ziellängskräften F_Xi3
(Zielkräfte zur Unterdrückung und/oder Vermeidung eines Abdriftzustands)
Zur Unterdrückung eines Driftzustands wird ein Steuergiermoment Mnd gegen Driften von einem der Räder erzeugt, so dass gilt (MflG + MfrG + MrlG + MrrG) + Mnd – Klβdr = ΔMd (5.73)Mnd sollte auf die Räder so aufgeteilt werden, dass nach einem Steuerungsprozess MflG + MfrG + MrlG + MrrG – Klβdr ≤ ΔMd (5.74)erfüllt ist.
(i) Berechnung von Parametern
Effektive Giermomente gegen Driften

(a) vorderes (rechtes) Innenrad MfrG_min = –μmax fr FZfr·Lf/cos(arctan((Tr/2)/Lf)). (5.75) (1) δ > –arctan {(Tr/2)/Lr)}, und FXfl1 < –μmax FZfr sin(arctan((Tr/2)/Lr) + δ)) (2) δ ≤ –arctan {(Tr/2)/Lr)}, und FXfl1 < 0, MfrG_min = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr1 + {–(Tr/2) sinδ + Lfcosδ}·FYfrG1 (5.76)wobei F_YfrG1 = –(μ_{max fr} ² F_Zfr ² – F_Xfr1 ²)^1/2.
(b) Hinteres (rechtes) Innenrad Für F_Xrr1 > μ_maxrr F_Zrr sin(arctan(Tr/(2Lr))), MrrG_min = (Tr/2) FXBrr – Lr(μmax rr 2 FZrr 2 – FXBrr 2)1/2 (5.77)für F_Xrr1 ≤ μ_maxrr F_Zrr sin(arctan(Tr/(2Lr))), MrrG_min = (Tr/2) MIN(FXDrr, –KFXrμmax rrFZrr) + Lr(μmax rr 2 FZrr 2 – MIN(FXDrr, –KFXrμmax rrFZrr)2)1/2 (5.78)
(c) Hinter (linkes) Außenrad Für F_Xr1l > –μ_max
rl F_Zrl sin(arctan(Tr/(2Lr))): während des Bremsens, MrlG_min = –μmax rl FZrl Lr (5.79)wenn nicht gebremst wird, MrlG_min = –(Tr/2) MAX(FXBrl, KFXrμmax rl FZrl) + Lr(μmax rl 2FZrl 2 – MAX(FXBrl, KFXrμmax rl FZrl)2)1/2 (5.80)für F_Xrl1 < –μ_max
rl F_Zrl sin(arctan(Tr/(2Lr))), MrlG_min = –(Tr/2) FXDrl + Lr(μmax rl 2FZrl 2 – FXDrl 2)1/2 (5.81)

(ii) Bestimmung eines Zielgiermoments für jedes Rad
Allgemeine Ausdrücke für eine Verteilung des Mnd sind wie folgt:
Ein Gesamtgiermoment des Fahrzeugs sollte festgelegt werden als: (MflG + MfrG + MrlG + MrrG) + Mnd = ΔMd + Klβdr = MflG1 + MfrG1 + MrlG1 + MrrG1 + Krd {(MfrG_min – MfrG1) + (MrlG_min – MrlG1) + (MrrG_min – MrrG1)} (5.82)
Dann kann, da ein Faktor K_ld ausgedrückt ist durch
ein Zielmoment für jedes Rad festgelegt werden als: MfrG3 = (1 – Krd) MfrG1 + KrdMfrG_min MrlG3 = (1 – Krd) MrlG1 + KrdMrlG_min MrrG3 = (1 – Krd) MrrG1 + KrdMrrG_min (5.83)

(a) Verteilung auf drei Räder: während des Bremsens (1) δ > –arctan {(Tr/2)/Lr)}, und FXfl1 < –μmaxfl FZfr sin(arctan((Tr/2)/Lr) – δ)) (2) δ ≤ –arctan {(Tr/2)/Lr)}, und FXfl1 < 0,der Ausdruck (M_frG_min – M_frG1) entfällt. FXrl1 > –μmax rl FZrl sin(arctan(Tr/(2Lr))), MrlG_min = μmax rl FZrl Lr. Andernfalls kommt Ausdruck (5.81) zur Anwendung.
(b) Verteilung auf drei Räder: wenn nicht gebremst wird

Bei einem Fahrzeug mit Hinterradantrieb und einem Fahrzeug mit Vierradantrieb:
Die Kraft am hinteren Innenrad sollte
zu Punkt B hin zunehmen, wenn F_Xrr1 > μ_{max rr} F_Zrr sin(arctan (Tr/(2Lr))),
und zu Punkt D hin abnehmen, wenn F_Xrr1 ≤ μ_max
rr F_Zrr sin(arctan (Tr/(2Lr))).
M_iG_min, zu verwenden in den allgemeinen Ausdrücken für den jeweiligen Fall, ist im vorigen Unterkapitel (i) definiert worden.
Bei einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb:
In den allgemeinen Ausdrücken entfällt der Term (M_rlG_min – M_rlG1).

(c) Erzeugung von Mnd nur durch das hintere linke Rad MrrG3 = MIN(MrrG_min, ΔMd – (MflG + MfrG + Mrlg)) (5.84)
(d) Erzeugung von Mnd durch Hinterräder

Wenn	M_rrG1 – M_rrG_min ≥ M_rlG1 – M_rlG_min

Allgemeine Ausdrücke (5.82–83), worin M_frG_min = M_frG1,
Wenn	M_rrG1 – M_rrG_min < M_rlG1 – M_rlG_min,
	M_rlG3 = 1/2 (ΔM_d + Klβd_r + M_flG1 + M_frG1 + M_rlG1 – M_rrG1)
	M_rrG3 = 1/2 (ΔM_d + Klβd_r + M_flG1 + M_frG1 – M_rlG1 + M_rrG1).
Dann wenn	M_rrG3 ≥ M_rrG_min,
	M_rlG3 → MAX(M_rlG3, M_rlG_min)
	M_rrG3 → MAX(M_rrG3, M_rrG_min).	(5.85)

(iii) Berechnung von dritten Ziellängskräften

(a) Vordere Innenräder MfrG3 = {(Tr/2) cosδ + Lf sinδ}·FXfr3 + {–(Tr/2) sinδ + Lf cosδ}·FYfrG3 worin FYfrG3 = –(μmaxfr 2 FZfr 2 – FXfr3 2)1/2. (5.87)

Wenn F_Xfr1 > –μ_max
fr F_Zfr sin(arctan(Tr/2L_f) + δ), wird das Ergebnis des positiven Vorzeichens ausgewählt. Wenn F_Xfl1 ≤ –μ_max
fr F_Zfr sin(arctan(Tr/2L_f) + δ), F_Xfl3 = F_Xfl1
(b) Hinteres (rechtes) Innenrad MrrG3 = (Tr/2) FXrr3 + Lr (μmax rr 2FZrr 2 – FXrr3 2)1/2 (5.89)
Wenn F_Xrr1 ≥ μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)), wird das Ergebnis des positiven Vorzeichens ausgewählt. Wenn F_Xrr1 < μ_max
rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)), wird das Ergebnis des negativen Vorzeichens ausgewählt.
(c) Hinteres (linkes) Außenrad MrlG3 = –(Tr/2) FXrl3 + Lr (μmax rl 2FZrl 2 – FXrl3 2)1/2 (5.91)
Wenn F_Xrl1 ≥ –μ_max
rl F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)), wird das Ergebnis des positiven Vorzeichens ausgewählt. Wenn F_Xrl1 < –μ_max
rl F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)), wird das Ergebnis des negativen Vorzeichens ausgewählt.

I-5-5 Auswahl von Ziellängskräften Fti für jedes Rad
Vorderes linkes Rad

Während einer Schleuderbedingung	Ft_Xfl = MIN (F_Xfl1, F_Xfl3)
Andernfalls	Ft_Xfl = F_Xfl1	(5.93)
Vorderes rechtes Rad
Während einer Driftbedingung	Ft_Xfr = MIN (F_Xfr1, F_Xfr2)
Andernfalls	Ft_Xfr = F_Xfr1	(5.94)
Hinteres linkes Rad
Wenn F_Xrl1 ≥ –μ_max rl F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)),
während eines Schleuderzustands	Ft_Xrl = MIN (F_Xrl1, F_Xrl2)
während eines Driftzustands	Ft_Xrl = MAX (F_Xrl1, F_Xrl3)
Andernfalls	Ft_Xrl = F_Xrl1	(5.95)
Wenn F_Xrl1 < –μ_max rl F_Zrl sin(arctan(Tr/2L_r)),
während eines Schleuderzustands	Ft_Xrl = MAX (F_Xrl1, F_Xrl2)
während eines Driftzustands	Ft_Xrl = MIN (F_Xrl1, F_Xrl3)
Andernfalls	Ft_Xrl = F_Xrl1	(5.96)
Hinteres rechtes Rad
Wenn F_Xrr1 ≥ μ_max rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)),
während eines Schleuderzustands	Ft_Xrr = MIN (F_Xrr1, F_Xrr2)
während eines Driftzustands	Ft_Xrr = MAX (F_Xrr1, F_Xrr3)
Andernfalls	Ft_Xrr = F_Xrr1	(5.97)
Wenn F_Xrr1 < μ_max rr F_Zrr sin(arctan(Tr/2L_r)),
während eines Schleuderzustands	Ft_Xrr = MAX (F_Xrr1, F_Xrr2)
während eines Driftzustands	Ft_Xrr = MIN (F_Xrr1, F_Xrr3)
Andernfalls	Ft_Xrr = F_Xrr1	(5.98)

Claims

Eine Vorrichtung (36) zum Steuern eines Fahrverhaltens eines Fahrzeugs, wobei das Fahrzeug eine Fahrzeugkarosserie (12) und Räder aufweist, die Folgendes umfasst: eine Einrichtung zum Abschätzen einer Straßenreaktionskraft, die für jedes der Räder erzeugt wird; eine Einrichtung zum Berechnen von Giermomenten um einen Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12), die durch die Straßenreaktionskraft auf die entsprechenden Räder erzeugt werden; eine Einrichtung zum Steuern von Antriebs- und Bremskräften auf jedes der Räder auf der Grundlage der Giermomente, um eine Fahrt des Fahrzeugs zu stabilisieren, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Berechnungseinrichtung aufweist, um ein benötigtes Giermoment zu berechnen, das auf die Fahrzeugkarosserie (12) so ausgeübt wird, dass die Fahrt des Fahrzeugs stabilisiert wird, und die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so steuert, dass das benötigte Giermoment auf die Fahrzeugkarosserie (12) ausgeübt wird, dadurch gekennzeichnet, dass das benötigte Giermoment auf der Grundlage des Giermoments, das derzeit durch die Straßenreaktionskraft auf jedes der Räder erzeugt wird, und eines kritischen Giermoments berechnet wird, das durch die Steuerung der Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder erzeugbar ist, wobei das kritische Giermoment als ein Giermoment definiert ist, das um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12) unter der Annahme erzeugbar ist, dass eine Straßenreaktionskraft maximiert ist, während ihre Längskraftkomponente erhalten bleibt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 1, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft Zielantriebs- und –bremskräfte für jedes der Räder auf der Grundlage des benötigten Giermoments berechnet und die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder auf der Grundlage der Zielantriebs- und –bremskräfte steuert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 1, wobei die Berechnungseinrichtung eine Straßenreaktionskraft auf der Grundlage eines Reifenmodells abschätzt, die für jedes der Räder erzeugbar ist, und das Giermoment, das für jedes der Räder erzeugbar ist, in Übereinstimmung mit der derzeit erzeugten Straßenreaktionskraft und der Straßenreaktionskraft, die für jedes der Räder erzeugbar ist, berechnet.
Eine Vorrichtung (36) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei die Räder vordere linke und rechte Räder (24FL; 24FR) und hintere linke und rechte Räder (24RL; 24RR) umfassen; und die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft beurteilt, dass die Größe einer Summe des derzeit erzeugten Giermoments zu groß ist und das Fahrzeug in einem Schleuderzustand ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wobei M_fl und M_fr jeweils Giermomente um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12) bezeichnen, die durch Straßenreaktionskräfte auf die vorderen linken und rechten Räder (24FL; 24FR) erzeugt werden, und M_rlG und M_rrG jeweils kritische Giermomente bei den derzeitigen Längskräften auf die Hinterräder (24RL; 24RR) bezeichnen.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 4, wobei die Einrichtung zum Steuern der Antriebs- und Bremskraft beurteilt, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, oder wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als die positive Richtung eine Giermoments definiert ist.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 5, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so steuert, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als ein negativer Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, während das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als ein positiver Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 6, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft ein Zielgiermoment für ein äußeres der Vorderräder (24FL, 24FR) in Bezug auf eine Kurvenmitte des Fahrzeugs berechnet, damit M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als der negative Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der negative Referenzwert für die Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als der positive Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als ein positiver Referenzwert für die Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, und wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft auch eine Ziellängskraft auf das vordere äußere Rad auf der Grundlage des Zielgiermoments berechnet und die Antriebs- und Bremskräfte auf das vordere äußere Rad auf der Grundlage der Ziellängskraft steuert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 7, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft beurteilt, ob ein Schleuderzustand durch eine Steuerung des vorderen Außenrads unterdrückbar ist, und eine Ziellängskraft für das vordere Außenrad auf der Grundlage des Zielgiermoments berechnet, wenn der Schleuderzustand durch eine Steuerung des vorderen Außenrads unterdrückt werden kann, und die Antriebs- und Bremskräfte auf das vordere Außenrad auf der Grundlage der Ziellängskraft steuert.
Eine Vorrichtung (36) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei zu den Rädern vordere linke und rechte Räder (24FL; 24FR) und hintere linke und rechte Räder (24RL; 24RR) gehören, und wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft beurteilt, dass Querkräfte auf die vorderen Räder (24FL; 24FR) die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen, während Querkräfte auf die hinteren Räder (24RL; 24RR) die Grenzen der zugehörigen Reifen nicht erreicht haben und das Fahrzeug in einem Driftzustand ist, wenn eine Größe eines Verhältnisses von M_fl + M_fr zu M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wobei M_fl und M_fr Giermomente um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie bezeichnen, die durch die Straßenreaktionskraft jeweils auf die vorderen linken und rechten Räder (24FL; 24FR) erzeugt werden, und M_flG, M_frG, M_rlG und M_rrG jeweils kritische Giermomente bei den vorliegenden Längskräften auf die vorderen linken, vorderen rechten, hinteren linken und hinteren rechten Räder (24FL; 24FR; 24RL; 24RR) bezeichnen.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 9, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft beurteilt, dass die Querkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen, während die Querkräfte auf die Hinterräder (24RL; 24RR) die Grenzen der zugehörigen Reifen nicht erreicht haben, und das Fahrzeug in einem Driftzustand ist, wenn die Größe des Verhältnisses von M_fl + M_rl zu M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, oder wenn die Größe des Verhältnisses von M_rlG + M_rrG zu M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als die positive Richtung eines Giermoments definiert ist.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 10, wobei der minimale Referenzwert ein positiver Wert kleiner als eins ist.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 10 oder 11, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskräfte die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so steuert, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als der negative Steuerreferenzwert –ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als ein positiver Referenzwert ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 12, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft ein Zielgiermoment für jedes der Hinterräder (24RL; 24RR) berechnet, damit M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als der negative Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als ein positiver Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, und wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Ziellängskraft auf jedes der Hinterräder auf der Grundlage des Zielgiermoments berechnet und die Antriebs- und Bremskräfte auf die Hinterräder auf der Grundlage der Ziellängskraft steuert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 13, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft einen maximal zulässigen Wert für ein die Fahrzeugkarosserie um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12) drehendes Giermoment in der gleichen Richtung der Kurvenfahrt des Fahrzeugs berechnet, das von der Straßenreaktionskraft auf jedes der Hinterräder (24RL; 24RR) erzeugt wird, und das Zielgiermoment für jedes der Hinterräder (24RR; 24RL) begrenzt, wenn das Zielgiermoment den maximal zulässigen Wert übersteigt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 7, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Einrichtung aufweist, um einen Schlupfwinkel für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um eine vertikale Belastung für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um einen maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder zu be rechnen; eine Einrichtung zum Berechnen eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft verhindert, dass die Ziellängskraft für jedes der Räder außer dem vorderen Außenrad den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Eine Vorrichtung nach Anspruch 13, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Einrichtung aufweist, um einen Schlupfwinkel für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um eine vertikale Belastung auf jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung zum Berechnen eines maximalen statischen Reibungskoeffizienten zwischen dem Rad und der Straßenoberfläche für jedes der Räder; eine Einrichtung zum Definieren eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft verhindert, dass die Ziellängskraft für jedes der vorderen linken und rechten Räder (24FL; 24FR) den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 15 oder 16, wobei die Einrichtung zur Definition eines normalen Fahrgrenzwerts einen ersten Bereich einer Längskraft definiert, in dem eine zusammengesetzte Straßenreaktionskraft auf das Rad nicht bis zu ihrem kritischen Wert bei einem Schlupfwinkel in Übereinstimmung mit einem Radmodell gesättigt ist, und einen zweiten Bereich auf der Grundlage einer vertikalen Last und eines maximalen statischen Reibkoeffizienten für jedes der Räder, und als obere und untere normale Fahrgrenzwerte für jedes der Räder den größeren Bereich aus den ersten und zweiten Bereichen wählt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 17, wobei die Einrichtung zur Definition eines normalen Fahrgrenzwerts den zweiten Bereich entlang einer Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie (12) definiert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 4, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Schlupfwinkelrate βdr der Hinterräder (24RL; 24RR) schätzt und beurteilt, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, oder wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als die positive Richtung eines Giermoments definiert ist und KI eine positive Konstante bezeichnet.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 19, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskräfte die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder steuert, um die Bedingung zu erfüllen, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht größer als ein negativer Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht kleiner als ein positiver Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 20, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft ein Giermoment Mns zur Verhinderung eines Schleuderns berechnet, das eine Bedingung von M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG + Mns = ΔMs – Klβdr erfüllt, und die Antriebs- und Bremskraft auf jedes der Räder so steuert, dass es das Giermoment zum Verhindern des Schleuderns erzeugt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 21, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Ziellängskraft für jedes der Räder berechnet, um das Giermoment zum Verhindern des Schleuderns zu erzeugen, und die Antriebs- und Bremskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der Ziellängskraft dafür steuert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 9, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Schlupfwinkelrate βdr der Hinterräder (24RL; 24RR) abschätzt und beurteilt, dass die Querkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen, während die Querkräfte auf die Hinterräder (24RR; 24RL) nicht die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen und das Fahrzeug sich in einer Driftbedingung befindet, wenn eine Größe eines Verhältnisses von M_fl + M_fr zu M_flG + M_frG größer als ein kleinster Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt oder wenn die Größe des Verhältnisses von M_rlG + M_rrG zu M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als die positive Richtung eines Giermoments definiert ist.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 23, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft die Antriebs- und Bremskräfte für jedes der Räder steuert, um die Bedingung zu erfüllen, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht kleiner als der negative Steuerreferenzwert –ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht größer als der positive Steuerreferenzwert ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 24, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft ein Giermoment Mnd zur Vermeidung eines Driftens berechnet, das eine Bedingung von M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG + Mnd = ΔMd – Klβdr erfüllt und die Antriebs- und Bremskraft auf jedes der Räder so steuert, dass das Giermoment zur Vermeidung des Driftens erzeugt wird.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 25, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Ziellängskraft für jedes der Räder berechnet, um das Giermoment zur Vermeidung des Driftens zu erzeugen, und die Antriebs- und Bremskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der Ziellängskraft dafür steuert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 22, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft einen Einrichtung umfasst, um einen Schlupfwinkel für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um eine vertikale Belastung auf jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um einen maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um einen normalen Fahrgrenzwert für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten zu berechnen; wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft verhindert, dass die Ziellängskraft für jedes der Räder außer den Rädern, die für die Erzeugung des Giermoments zur Vermeidung des Schleuderns benötigt werden, den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 26, wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft eine Einrichtung umfasst, um einen Schlupfwinkel für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um eine vertikale Belastung für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung, um einen maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder zu berechnen; eine Einrichtung zur Berechnung eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; wobei die Einrichtung zur Steuerung der Antriebs- und Bremskraft die Ziellängskraft für jedes der Räder außer den Rädern, die für die Erzeugung des Giermoments zur Vermeidung des Driftens benötigt werden, daran hindert, über den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert hinauszugehen.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 27 oder 28, wobei die Einrichtung zur Definition des normalen Fahrgrenzwerts einen ersten Bereich einer Längskraft definiert, in dem eine gesamte Straßenreaktionskraft auf das Rad bei einem Schlupfwinkel nach einem Radmodell nicht auf ihren kritischen Wert gesättigt ist, und einen zweiten Bereich einer Längskraft auf der Grundlage einer vertikalen Belastung und eines maximalen statischen Reibkoeffizienten für jedes der Räder, und den größeren Bereich aus dem ersten Bereich und dem zweiten Bereich als obere und untere normale Fahrgrenzweite für jedes der Räder jeweils für die Antriebs- und Bremsbedingungen des Fahrzeugs auswählt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 29, wobei die Einrichtung zur Definition des nomralen Fahrgrenzwerts den zweiten Bereich entlang der Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie definiert.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 21 oder 25, wobei der Ausdruck Klβdr ausgelassen wird.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 1, wobei jedes der Räder einen Reifen trägt; wobei die Einrichtung zur Abschätzung der Straßenreaktionskraft eine Reifenlängskraft und eine Reifenquerkraft für jedes der Räder abschätzt und weiterhin eine Straßenreaktionskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der Reifenlängskraft und der Reifenquerkraft für jedes der Räder abschätzt.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 32, wobei die Reifenlängskraft auf jedes der Räder auf der Grundlage einer Gesamtantriebskraft des Fahrzeugs, einer Bremskraft auf jedes der Räder und einer Drehbeschleunigung jedes der Räder abgeschätzt wird.
Eine Vorrichtung (36) nach Anspruch 3, wobei die Einrichtung zur Abschätzung der Straßenreaktionskraft eine Gesamtantriebskraft für das Fahrzeug auf der Grundlage eines Lenkwinkels und einer Reifenquerkraft auf eines der Räder abschätzt, die in einem früheren Zyklus abgeschätzt wurden.
Eine Vorrichtung (36) nach einem der Ansprüche 32 bis 34, wobei die Reifenquerkräfte auf die Vorderräder (24FR; 24FL) auf der Grundlage einer Gierrate der Fahrzeugkarosserie (12), einer Querbeschleunigung der Fahrzeugkarosserie (12) und einer Längskraft auf jedes der Räder abgeschätzt werden.
Eine Vorrichtung (36) nach einem der Ansprüche 32 bis 34, wobei die Reifenquerkräfte auf die Hinterräder (24RL; 24RR) auf der Grundlage einer Querbeschleunigung auf die Fahrzeugkarosserie (12), der Längskräfte und der Querkräfte auf die vorderen Räder (24FL; 24FR) abgeschätzt werden.
Eine Vorrichtung nach Anspruch 32, die weiterhin umfasst, dass das Fahrzeug eine Differentialgetriebevorrichtung (68; 70) aufweist; wobei die Straßenreaktionskräfte abgeschätzt werden, damit ein Drehmomentübertragungsmechanismus in der Differentialgetriebevorrichtung (68; 70) möglich wird.
Eine Vorrichtung nach Anspruch 32, wobei zuerst eine Summe der Querkräfte auf die linken und rechten Räder für jedes aus den Paaren von Vorder- und Hinterrädern abgeschätzt wird, und dann individuelle Querkräfte auf die linken und rechten Räder aus der Summe der Querkräfte in Übereinstimmung mit dem Verhältnis zwischen den zugehörigen Querkräften auf die linken und rechten Räder berechnet werden, die man aus einer Berechnung auf der Grundlage des Reifenmodells erhält.
Eine Vorrichtung nach Anspruch 27 oder 28, wobei die normalen Fahrgrenzwerte individuell für das Paar von Vorderrädern (24FL; 24FR), das innere Hinterrad und das äußere Hinterrad definiert sind.
Ein Verfahren zur Steuerung eines Fahrverhaltens eines Fahrzeugs, wobei das Fahrzeug eine Fahrzeugkarosserie (12) und Räder aufweist, das folgende Schritte aufweist: Abschätzen einer Straßenreaktionskraft, die auf jedes der Räder erzeugt wird; und Berechnen von Giermomenten um einen Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12), die durch die Straßenreaktionskräfte auf die jeweiligen Räder erzeugt werden; Steuern von Antriebs- und Bremskräften auf jedes der Räder auf der Grundlage der Giermomente so, dass ein Fahren des Fahrzeugs stabilisiert ist, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte umfasst: Berechnen eines Giermoments, das zusätzlich auf die Fahrzeugkarosserie (12) auszuüben ist, um die Fahrt des Fahrzeugs zu stabilisieren, und Steuern der Antriebs- und Bremskräfte für jedes der Räder so, dass das benötigte Giermoment auf die Fahrzeugkarosserie (12) ausgeübt wird, dadurch gekennzeichnet, dass das benötigte Giermoment auf der Grundlage des Giermoments, das derzeit durch die Straßenreaktionskraft auf jedes der Räder erzeugt wird, und eines kritischen Giermoments berechnet wird, das durch die Steuerung der Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder erzeugbar ist, wobei das kritische Giermoment als ein Moment definiert ist, das um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12) erzeugbar ist, wenn man annimmt, dass eine Straßenreaktionskraft maximiert wird, während ihre Längskraftkomponente beibehalten wird.
Ein Verfahren nach Anspruch 40, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgenden Schritt aufweist: Berechnen von Zielantriebs- und -bremskräften für jedes der Räder auf der Grundlage des benötigten Giermoments, wodurch die Antriebs- und Bremskräfte für jedes der Räder auf der Grundlage der Zielantriebs- und –bremskräfte gesteuert sind.
Ein Verfahren nach Anspruch 40, wobei der Schritt des Berechnens des benötigten Giermoments folgenden Schritt aufweist: Abschätzen einer Straßenreaktionskraft, die für jedes der Räder erzeugbar ist, auf der Grundlage eines Reifenmodells, wodurch das Giermoment berechnet wird, das für jedes der Räder in Übereinstimmung mit der derzeit erzeugten Straßenreaktionskraft und der für jedes der Räder erzeugbaren Straßenreaktionskraft erzeugbar ist.
Ein Verfahren nach einem der Ansprüche 40 bis 42, wobei zu den Rädern vordere linke und rechte Räder (24FL; 24FR) und hintere linke und rechte Räder (24RL; 24RR) gehören; und wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgenden Schritt umfasst: Beurteilen, dass die Größe einer Summe der derzeit erzeugten Giermomente zu groß ist und das Fahrzeug in einem Schleuderzustand ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wobei M_fl und M_fr Giermomente um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12) bezeichnen, die jeweils durch die Straßenreaktionskraft auf die vorderen linken und rechten Räder (24FL; 24FR) erzeugt werden, und M_rlG und M_rrG jeweils kritische Giermomente bei den derzeitigen Längskräften auf die Hinterräder (24RL; 24RR) bezeichnen.
Ein Verfahren nach Anspruch 43, wobei beurteilt wird, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt oder wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als die positive Richtung eines Giermoments definiert ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 44, wobei die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so gesteuert werden, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als ein negativer Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als ein positiver Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Ein Verfahren nach Anspruch 45, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines Zielgiermoments für das äußere der Vorderräder (24FL; 24FR) relativ zu einem Drehzentrum des Fahrzeugs so, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als der negative Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der negative Steuerreferenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und so, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als der positive Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt; Berechnen einer Ziellängskraft auf das vordere Außenrad auf der Grundlage des Zielgiermoments; und Steuern der Antriebs- und Bremskräfte auf das vordere Außenrad auf der Grundlage der Ziellängskraft.
Ein Verfahren nach Anspruch 43, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte umfasst: Beurteilen, ob ein Schleuderzustand durch eine Steuerung des vorderen Außenrads unterdrückt werden kann; Berechnen einer Ziellängskraft für das vordere Außenrad auf der Grundlage des Zielgiermoments, wenn der Schleuderzustand durch eine Steuerung des vorderen Außenrads unterdrückt werden kann; und Steuern der Antriebs- und Bremskraft auf das vordere Außenrad auf der Grundlage der Ziellängskraft.
Ein Verfahren nach einem der Ansprüche 40 bis 42, wobei zu den Rädern vordere linke und rechte Räder (24FL; 24FR) und hintere linke und rechte Räder (24RL; 24RR) gehören; und wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgenden Schritt umfasst: Beurteilen, dass die Querkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen, während die Querkräfte auf die Hinterräder (24RL; 24RR) die Grenzen der zugehörigen Reifen nicht erreicht haben, und dass das Fahrzeug sich in einer Driftbedingung befindet, wenn eine Größe eines Verhältnisses von M_fl + M_fr zu M_rlG + M_rrG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wobei M_fl und M_fr Giermomente um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie bezeichnen, die jeweils durch die Straßenreaktionskraft auf die vorderen linken und rechten Räder (24FL; 24FR) erzeugt werden, und M_flG, M_frG, M_rlG und M_rrG jeweils kritische Giermomente bei den derzeitigen Längskräften auf die vorderen linken, vorderen rechten, hinteren linken und hinteren rechten Räder (24FL; 24fR; 24RL; 24RR) bezeichnen.
Ein Verfahren nach Anspruch 48, wobei beurteilt wird, dass die Querkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen, während die Querkräfte auf die Hinterräder (24RL; 24RR) die Grenzen der zugehörigen Reifen nicht erreicht haben und dass das Fahrzeug sich in einer Driftbedingung befindet, wenn die Größe des Verhältnisses von M_fl + M_fr + M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, oder wenn die Größe des Verhältnisses von M_fl + M_fr + M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeug als die positive Richtung eines Giermoments definiert ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 49, wobei der minimale Referenzwert ein positiver Wert kleiner Eins ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 49 oder 50, wobei die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so gesteuert sind, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als der negative Steuerreferenzwert –ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG kleiner als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als ein positiver Steuerreferenzwert ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Ein Verfahren nach Anspruch 51, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte umfasst: Berechnen eines Zielgiermoments für jedes der Hinterräder (24RL; 24RR), damit M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht kleiner als der negative Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und damit M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG nicht größer als ein positiver Steuerreferenzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG größer als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, Berechnen einer Ziellängskraft für jedes der Hinterräder auf der Grundlage des Zielgiermoments; und Steuern der Antriebs- und Bremskräfte auf das vordere Außenrad auf der Grundlage der Ziellängskraft.
Ein Verfahren nach Anspruch 52, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin Folgendes umfasst: Berechnen eines maximal zulässigen Werts für ein eine Fahrzeugkarosserie um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie (12) drehendes Giermoment in der Richtung der Kurvenfahrt des Fahrzeugs, das durch die Straßenreaktionskraft für jedes der Hinterräder (24RL; 24RR) zu erzeugen ist, und Begrenzen des Zielgiermoments für jedes der Hinterräder (24RL; 24RR), wenn das Zielgiermoment den maximal zulässigen Wert übersteigt.
Ein Verfahren nach Anspruch 46, das weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines Schlupfwinkels für jedes der Räder; Berechnen einer vertikalen Belastung für jedes der Räder und Berechnen eines maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder; und wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; und Verhindern, dass die Ziellängskraft für jedes der Räder mit Ausnahme des vorderen Außenrads den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Ein Verfahren nach Anspruch 52, das weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines Schlupfwinkels für jedes der Räder; Berechnen einer vertikalen Last auf jedes der Räder und Berechnen eines maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder; und wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte aufweist: Definieren eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; und Verhindern, dass die Ziellängskraft für jedes der Räder außer dem vorderen Außenrad den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Ein Verfahren nach Anspruch 54 oder 55, wobei der Schritt des Definierens des normalen Fahrgrenzwerts folgende Schritte umfasst: Definieren eines ersten Bereichs einer Längskraft, in dem eine Gesamtstraßenreaktionskraft auf das Rad bei einem Schlupfwinkel nach einem Reifenmodell nicht auf ihren kritische Wert gesättigt ist, und eines zweiten Bereichs auf der Grundlage einer vertikalen Belastung und eines statischen Reibkoeffizienten für jedes der Räder; und Auswählen des größeren Bereichs aus den ersten und zweiten Bereichen als obere und untere normale Fahrgrenzwerte für jedes der Räder.
Ein Verfahren nach Anspruch 56, wobei der zweite Bereich entlang der Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie (12) definiert ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 43, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte umfasst: Abschätzen einer Schlupfwinkelrate βdr der Hinterräder (24RL; 24RR); und Beurteilen, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr außerhalb eines vorab bestimmten Bereichs liegt, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, oder wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als positive Richtung eines Giermoments definiert ist und KI eine positive Konstante bezeichnet.
Ein Verfahren nach Anspruch 58, wobei die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so gesteuert sind, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht größer als ein negativer Steuerreferenzwert –ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht kleiner als ein positiver Steuerrefe renzwert ΔMs ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Ein Verfahren nach Anspruch 59, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte umfasst: Berechnen eines Giermoments Mns zur Vermeidung eines Schleuderns, das eine Bedingung erfüllt, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG + Mns = ΔMs – Klβdr ist; und Steuern der Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so, dass das das Schleudern vermeidende Giermoment erzeugt wird.
Ein Verfahren nach Anspruch 60, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte aufweist: Berechnen von Ziellängskräften für jedes der Räder zur Erzeugung des das Schleudern vermeidenden Giermoments; Steuern der Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder auf der Grundlage der Ziellängskraft dafür.
Ein Verfahren nach Anspruch 48, wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte aufweist: Abschätzen einer Schlupfwinkelrate βdr der Hinterräder (24RL; 24RR); und Beurteilen, dass die Querkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) die Grenzen der zugehörigen Reifen erreichen, während die Querkräfte auf die Hinterräder (24RL; 24RR) die Grenzen der zugehörigen Reifen nicht erreicht haben, und dass sich das Fahrzeug in einer Driftbedingung befindet, wenn eine Größe eines Verhältnisses von M_fl + M_fr + M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist, und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als ein negativer Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, oder wenn die Größe des Verhältnisses von M_rlG + M_rrG zu M_flG + M_frG größer als ein minimaler Referenzwert ist und M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als ein positiver Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt, wobei die Richtung der Linkskurve des Fahrzeugs als die positive Richtung eines Giermoments definiert ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 62, wobei die Antriebs- und Bremskräfte auf jedes der Räder so gesteuert sind, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht kleiner als der negative Steuerreferenzwert –ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr kleiner als der negative Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Linkskurve fährt, und dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr nicht größer als der positive Steuerrefe renzwert ΔMd ist, wenn M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG – Klβdr größer als der positive Referenzwert zur Beurteilung ist, wenn das Fahrzeug eine Rechtskurve fährt.
Ein Verfahren nach Anspruch 63, wobei der Schritt des Steuern der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte umfasst: Berechnen eines Giermoments Mnd zur Vermeidung eines Driftens, das eine Bedingung erfüllt, dass M_fl + M_fr + M_rlG + M_rrG + Mnd = ΔMd – Klβdr ist; und Steuern der Antriebs- und Bremskraft auf jedes der Räder, um das das Driften vermeidende Giermoment zu erzeugen.
Ein Verfahren nach Anspruch 64, wobei der Schritt des Steuern der Antriebs- und Bremskräfte folgende Schritte umfasst: Berechnen einer Ziellängskraft für jedes der Räder, um das das Driften vermeidende Giermoment zu erzeugen; und Steuern der Antriebs- und Bremskraft auf jedes der Räder auf der Grundlage der Ziellängskraft dafür.
Ein Verfahren nach Anspruch 61, das weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines Schlupfwinkels für jedes der Räder; Berechnen einer vertikalen Belastung für jedes der Räder; und Berechnen eines maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder; und wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; und Verhindern, dass die Ziellängskraft für jedes der Räder außer den Rädern, die zur Erzeugung des das Schleudern vermeidenden Giermoments benötigt werden, den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Ein Verfahren nach Anspruch 65, das weiterhin folgende Schritte aufweist: Berechnen eines Schlupfwinkels für jedes der Räder; Berechnen einer vertikalen Belastung für jedes der Räder; und Berechnen eines maximalen statischen Reibkoeffizienten zwischen dem Rad und einer Straßenoberfläche für jedes der Räder; und wobei der Schritt des Steuerns der Antriebs- und Bremskräfte weiterhin folgende Schritte umfasst: Festlegen eines normalen Fahrgrenzwerts für eine Ziellängskraft für jedes der Räder auf der Grundlage der vertikalen Belastung und des maximalen statischen Reibkoeffizienten; und Verhindern, dass die Ziellängskraft für jedes der Räder außer den Rä dern, die zur Erzeugung des Giermoments zur Vermeidung des Driftens benötigt werden, den zugehörigen normalen Fahrgrenzwert überschreitet.
Ein Verfahren nach Anspruch 66 oder 67, wobei der Schritt des Festlegens des normalen Fahrgrenzwerts folgende Schritte aufweist: Definieren eines ersten Bereichs einer Längskraft, in dem eine zusammengesetzte Straßenreaktionskraft auf das Rad bei einem Schlupfwinkel nach einem Reifenmodell nicht auf ihren kritischen Wert gesättigt ist, und eines zweiten Bereichs auf der Grundlage einer vertikalen Belastung und eines maximalen statischen Reibkoeffizienten für jedes der Räder; und Auswählen des größeren Bereichs aus den ersten und zweiten Bereichen als obere und untere normale Fahrgrenzwerte für jedes der Räder im Bezug auf den Antrieb und das Bremsen des Fahrzeugs.
Ein Verfahren nach Anspruch 68, wobei der zweite Bereich entlang der Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie definiert ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 60 oder 64, wobei der Ausdruck Klβdr ausgelassen ist.
Ein Verfahren nach Anspruch 40, wobei jedes der Räder einen Reifen trägt, wobei der Schritt des Abschätzens der Straßenreaktionskraft folgende Schritte umfasst: Abschätzen einer Reifenlängskraft auf jedes der Räder; Abschätzen einer Reifenquerkraft auf jedes der Räder; und Abschätzen einer Straßenreaktionskraft auf jedes der Räder auf der Grundlage der Reifenlängskraft und der Reifenquerkraft auf jedes der Räder.
Ein Verfahren nach Anspruch 71, wobei die Reifenlängskraft auf jedes der Räder auf der Grundlage einer Gesamtantriebskraft des Fahrzeugs, einer Bremskraft auf jedes der Räder und einer Drehbeschleunigung jedes der Räder abgeschätzt wird.
Ein Verfahren nach Anspruch 72, wobei der Schritt des Abschätzens der Straßenreaktionskraft weiterhin einen Schritt des Abschätzens einer Gesamtfahrzeugantriebskraft auf der Grundlage eines Lenkwinkels und der Reifenquerkraft auf jedes der Räder umfasst, die in einem früheren Zyklus abgeschätzt wurden.
Ein Verfahren nach einem der Ansprüche 71 bis 73, wobei die Reifenquerkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) auf der Grundlage einer Gierrate der Fahrzeugkarosserie (12), einer Querbeschleunigung der Fahrzeugkarosserie (12) und der Längskraft auf jedes der Räder abgeschätzt werden.
Ein Verfahren nach einem der Ansprüche 71 bis 73, wobei die Reifenquerkräfte auf die Hinterräder (24RL; 24RR) auf der Grundlage einer Querbeschleunigung der Fahrzeugkarosserie (12), der Längskräfte und der Querkräfte auf die Vorderräder (24FL; 24FR) abgeschätzt werden.
Ein Verfahren nach Anspruch 71, wobei das Fahrzeug weiterhin eine Differentialgetriebevorrichtung (68; 70) aufweist, wobei die Straßenreaktionskräfte so abgeschätzt werden, dass ein Drehmomentübertragungsmechanismus in dem Differentialgetriebemechanismus (68; 70) möglich wird.
Ein Verfahren nach Anspruch 71, wobei zuerst eine Summe der Querkräfte auf die linken und rechten Räder für jedes aus den Paaren von Vorder- und Hinterrädern abgeschätzt wird und dann individuelle Querkräfte auf die linken und rechten Räder aus der Summe der Querkräfte in Übereinstimmung mit dem Verhältnis zwischen den zugehörigen Querkräften auf die linken und rechten Räder abgeschätzt werden, die man aus einer Berechnung auf der Grundlage des Reifenmodells erhält.
Ein Verfahren nach Anspruch 66 oder 67, wobei die normalen Fahrgrenzwerte individuell für das Paar aus Vorderrädern (24FL; 24FR), das hintere Innenrad und das hintere Außenrad definiert sind.