DE602004000079T2

DE602004000079T2 - Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem

Info

Publication number: DE602004000079T2
Application number: DE602004000079T
Authority: DE
Inventors: Jicheng Zhang; Hideo Yokohama-shi Nakamura
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2003-02-24
Filing date: 2004-02-20
Publication date: 2006-11-02
Anticipated expiration: 2024-02-21
Also published as: CN1283503C; DE602004000079D1; JP3972835B2; US7010410B2; CN1550389A; US20040167698A1; EP1449731B1; EP1449731A1; JP2004255907A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach dem Oberbegriff der Patentansprüche 1 und 9 und ein Verfahren zum elektronischen Regeln eines hydraulischen Bremsdruckes entsprechend dem Oberbegriff des Patentanspruches 10.
Das Dokument US-A-5788337 offenbart den Gegenstand der Anmeldung der Oberbegriffe der Patentansprüche 1, 9 und bzw. 10.
Die veröffentlichte Japanische Patentanmeldung Nr. 2001-301592 offenbart ein elektronisches Regelsystem für einen Pumpenantriebsmotor in einem elektronisch geregelten hydraulischen Bremssystem, wie es in 10 gezeigt wird. Dieses elektronische Regelsystem ist angeordnet, um eine Sollmotorleistung (vorwärtsgeregelte Veränderliche) Ws durch Multiplizieren einer Geschwindigkeit dPmc/dt der Veränderung (Veränderungsgeschwindigkeit) eines hydraulischen Hauptzylinderdruckes (hydraulischer Bremsdruckbefehlswert) Pmc und eines Koeffizienten C1 entsprechend der Veränderungsgeschwindigkeit eines tatsächlichen hydraulischen Brems(Radzylinder)druckes zu erhalten, um eine zunehmende Größe δPws infolge der Sollmotorleistung Ws durch Multiplizieren der Sollmotorleistung Ws und einer Konstante C2 zu erhalten, um einen eingeschätzten hydraulischen Bremsdruckwert Pes durch Addieren des tatsächlichen hydraulischen Brems(Radzylinder)druckes Pwc zur erhaltenen zunehmenden Größe δPws zu erhalten, und um eine Motorleistungsrückführregelungsveränderliche ΔW, die notwendig ist für das Eliminieren eines hydraulischen Bremsdruckunterschiedes ΔP durch Ausführen einer Rückkopplungsberechnung, wie beispielsweise einer PID-Regelung, entsprechend einem Unterschied ΔP zwischen dem eingeschätzten hydraulischen Bremsdruckwert Pes und dem hydraulischen Bremsdruckbefehlswert (hydraulischer Hauptzylinderdruck) Pmc, zu erhalten. Außerdem ist das Bremsregelsystem angeordnet, um den Motor durch Einstellen einer Zielmotorleistung auf eine Summe der Sollmotorleistung (vorwärtsgeregelte Veränderliche) Ws und der Motorleistungsrückführregelungsveränderlichen ΔW zu regeln, um so die gewünschte Leistung zu erhalten.
Ein Durchflussgeschwindigkeitsmodell einer Drucksteigerungspumpe, wie beispielsweise eine Durchflussgeschwindigkeitscharakteristik (Q_M) der modellierten Drucksteigerungspumpe, kann mathematisch ausgedrückt werden, wie in 11 gezeigt wird. Eine Zeitreihenveränderungscharakteristik des hydraulischen Bremsdruckes (hydraulischer Radzylinderdruck) Pwc bei der modellierten Drucksteigerungspumpe wird normalerweise so dargestellt, wie es in 12 gezeigt wird, bei der charakteristische Kurven von 20%, 40% und 60% Pumpenmotorantriebsleistung (entsprechend den Antriebsströmen) i_M gezeigt werden. Wie aus 12 ersichtlich ist, zeigt eine Zeitreihenveränderungscharakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc eine nichtlineare Charakteristik, wie beispielsweise, dass die Zeitveränderungsgeschwindigkeiten θ1, θ2 und θ3 des hydraulischen Bremsdruckes Pwc größer werden, während der hydraulische Bremsdruck größer wird, und ein hydraulischer Zielbremsdruck (gesättigter Druck), der ein maximaler hydraulischer Bremsdruck ist, der erhalten wird, wenn der Motorantriebsstrom i_M angelegt wird, wird größer, während der Motorantriebsstrom i_M größer wird.
In dem Fall, dass der Koeffizient C1, der für das Erhalten der Sollmotorleistung Ws durch Multiplizieren des Koeffizienten C1 und der Geschwindigkeit dPmc/dt der Veränderung des hydraulischen Hauptzylinderdruckes Pmc eingesetzt wird, entsprechend der Veränderungsgeschwindigkeit des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes variiert, ist es dementsprechend möglich, die nichtlineare Charakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc in bestimmtem Grad linear zu kompensieren, bevor der hydraulische Bremsdruck Pwc den hydraulischen Zielbremsdruck erreicht, da die Zeitveränderungsgeschwindigkeiten θ1, θ2 und θ3 des hydraulischen Druckes Pwc nicht Null sind. Es ist jedoch unmöglich, die nichtlineare Charakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc linear zu kompensieren, nachdem der hydraulische Bremsdruck Pwc den hydraulischen Zielbremsdruck erreicht hat, da die Zeitveränderungsgeschwindigkeiten θ1, θ2 und θ3 des hydraulischen Druckes Pw Null sind.
In dem Fall, daß der hydraulische Bremsdruck (hydraulische Hauptzylinderdruck) Pmc schrittweise angewandt wird, wie es durch eine Kurve A in 9 gezeigt wird, erzeugt dementsprechend die Ansprechcharakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc eine große Ansprechverzögerung, wie durch eine Kurve B in 9 gezeigt wird, infolge der in 12 gezeigten nichtlinearen Charakteristik. Diese Ansprechverzögerung verursacht ein Problem in Beziehung mit der Verschlechterung des Ansprechens der Bremse.
Es wäre daher wünschenswert, dass man in der Lage ist, ein verbessertes elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem bereitzustellen, das das Problem betreffs des Ansprechens der Bremse löst, um so sicher die lineare Kompensation der nichtlinearen Charakteristik des hydraulischen Bremsdruckes durch Anwenden eines speziellen Gedankens beim Erzeugen des Motorantriebsstrombefehlswertes für den Motor einer Drucksteigerungspumpe auszuführen.
Ein Aspekt der vorliegenden Erfindung liegt in einem elektronisch geregelten hydraulischen Bremssystem, das aufweist: eine Drucksteigerungspumpe, die einen hydraulischen Bremsdruck in einer hydraulischen Bremsleitung erhöht; einen Motor, der mit der Drucksteigerungspumpe verbunden ist und auf der Basis eines Motorantriebsstrombefehlswertes geregelt wird, der von einem beabsichtigten hydraulischen Bremsdruck erhalten wird, um den hydraulischen Bremsdruck auf einen beabsichtigten hydraulischen Bremsdruck zu bringen; einen Druckmeßfühler, der einen tatsächlichen hydraulischen Druck in der hydraulischen Bremsleitung nachweist; und einen Regler, der mit dem Motor und dem Druckmeßfühler verbunden ist. Der Regler wird angeordnet, um einen hydraulischen Zielbremsdruck zu berechnen, der ein maximaler hydraulischer Bremsdruck ist, der erreicht wird, wenn der Motor als Reaktion auf einen Motorantriebsstrombefehlswert funktioniert, um einen durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck zu erhalten, indem der hydraulische Zielbremsdruck bei Benutzung des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes linear kompensiert wird, um einen durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswert durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Berechnung für das Erhalten des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes zu erhalten, und um den Motor auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes zu regeln.
Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung liegt in einem elektronisch geregelten hydraulischen Bremssystem, das elektronisch einen hydraulischen Bremsdruck in einer hydraulischen Bremsleitung für ein Fahrzeug regelt, indem ein Motorantriebsstrombefehlswert zu einem Motor einer Drucksteigerungspumpe für das Erhöhen des hydraulischen Bremsdruckes ausgegeben wird. Das elektronisch geregelte hydraulische Bremssystem weist einen Regler auf, der angeordnet ist, um eine lineare Kompensation eines maximalen hydraulischen Bremsdruckes auszuführen, der erreicht wird, wenn der Motor als Reaktion auf einen Motorantriebsstrombefehlswert funiktioniert, und um den Motorantriebsstrombefehlswert durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Berechnung für das Erhalten des durch lineare Kompensation ausgeführten maximalen hydraulischen Bremsdruckes zu erhalten.
Ein weiterer Aspekt der vorliegenden Erfindung liegt in einem Verfahren zum elektronischen Regeln eines hydraulischen Bremsdruckes in einer hydraulischen Bremsleitung durch Regelung eines Motors einer Drucksteigerungspumpe, die den hydraulischen Bremsdruck erhöht. Das Verfahren weist die folgenden Arbeitsgänge auf: Berechnen eines hydraulischen Zielbremsdruckes, der ein maximaler hydraulischer Bremsdruck ist, der erreicht wird, wenn ein Motor einer Drucksteigerungspumpe als Reaktion auf einen Motorstromantriebsbefehlswert funktioniert; Erhalten eines durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes durch lineares Kompensieren des hydraulischen Zielbremsdruckes bei Verwendung eines tatsächlich nachgewiesenen hydraulischen Bremsdruckes in der hydraulischen Bremsleitung; Erhalten eines durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Berechnung für das Erhalten des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes; und Regeln des Motors auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes.
Die weiteren Ziele und charakteristischen Merkmale dieser Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung mit Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen verstanden.
KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
Es zeigen:
1 eine Systemdarstellung eines elektronisch geregelten hydraulischen Bremsregelsystems entsprechend einer Ausführung der vorliegenden Erfindung,
2 ein Blockdiagramm eines hydraulischen Bremsreglers des elektronisch geregelten hydraulischen Bremsregelsystems;
3 ein Ablaufdiagramm, das ein Regelprogramm zeigt, das vom hydraulischen Bremsregler ausgeführt wird;
4 ein erläuterndes Blockdiagramm eines hydraulischen Druckreglers, der in 2 gezeigt wird;
5A ein Blockdiagramm eines linearen Kompensators in 2 im Fall des Verwendens eines Pumpenflussmodells und 5B ein Blockdiagramm eines linearen Kompensators in 2 im Fall des Verwendens eines vereinfachten linearen Kompensators;
6 ein Blockdiagramm, das einen weiteren linearen Kompensator zeigt, der beim hydraulischen Bremsregler in 2 anwendbar ist;
7 ein Zeitdiagramm, das eine Zeitreihenveränderung eines hydraulischen Bremsdruckes im Fall des Verwendens des linearen Kompensators zeigt, wie er in 5A und 5B gezeigt wird;
8 ein Zeitdiagramm, das eine Zeitreihenveränderung eines hydraulischen Bremsdruckes im Fall des Verwendens des linearen Kompensators zeigt, der in 6 gezeigt wird;
9 ein Zeitdiagramm, das das schrittweise Ansprechen des hydraulischen Bremsdruckes im Fall des Verwendens des linearen Kompensators, der in 5A und 5B gezeigt wird, des Verwendens des linearen Kompensators, der in 6 gezeigt wird, und beim Nichtverwenden des linearen Kompensators zeigt;
10 ein Blockdiagramm, das einen Pumpenantriebsmotor eines elektronisch geregelten hydraulischen Bremsregelsystems nach dem damit in Beziehung stehenden Stand der Technik zeigt;
11 eine erläuternde Darstellung für ein Drucksteigerungspumpenflussmodell;
12 ein Zeitdiagramm, das eine Zeitreihenveränderung eines hydraulischen Bremsdruckes in dem Fall zeigt, wenn der lineare Kompensator nicht verwendet wird.
DETAILLIERTE BESCHREIBUNG
Mit Bezugnahme auf die Zeichnungen wird eine Ausführung eines elektronisch geregelten hydraulischen Bremssystems entsprechend der vorliegenden Erfindung diskutiert. 1 zeigt eine Systemdarstellung des elektronisch geregelten hydraulischen Bremssystems für ein Kraftfahrzeug entsprechend der Ausführung der vorliegenden Erfindung. Dieses elektronisch geregelte hydraulische Bremsregelsystem ist bei einem koordinierten regenerativen Bremsregelsystem anwendbar, bei dem ein hydraulischer Bremsdruck und eine regenerative Bremse, die einen Wechselstromsynchronmotor (nicht gezeigt) verwendet, koordiniert geregelt werden. Außerdem weist das elektronisch geregelte hydraulische Bremsregelsystem eine hydraulische Druckleitung für die Vorderradbremse und eine hydraulische Druckleitung für die Hinterradbremse auf, damit koordiniert mit dem regenerativen Bremsmotor geregelt wird, der für die Vorderräder oder Hinterräder bereitgestellt wird, und so, dass es an eine getrennte Leitungsanordnung für vorn und hinten angepasst ist. Dementsprechend kann das elektronisch geregelte hydraulische Bremssystem in der Lage sein, die hydraulischen Drücke dieser zwei Leitungen unabhängig zu regeln, selbst wenn das hydraulische Bremssystem unabhängig von der Bremsenbedienkraft eines Fahrers geregelt wird.
Wenn der Fahrer ein Bremspedal 1 niederdrückt, um eine vom Fahrer beabsichtigte Bremskraft zu erzeugen, wird die Niederdrückkraft des Bremspedals 1 durch einen hydraulischen Druckverstärker 2 verstärkt. Die verstärkte Kraft drückt eine Kolbentopfmanschette (nicht gezeigt) eines Hauptzylinders 3, und daher gibt ein Hauptzylinder 3 einen hydraulischen Hauptzylinderdruck Pmc entsprechend dem Niederdrückniveau des Bremspedals 1 an eine hydraulische Druckleitung 4F für die Vorderradbremse und eine hydraulische Druckleitung 4R für die Hinterradbremse aus. Die hydraulische Druckleitung 4F für die Vorderradbremse bildet ein hydraulisches Vorderradbremssystem für den linken und rechten Vorderradzylinder 6FL und 6FR. Die hydraulische Druckleitung 4R für die Hinterradbremse bildet ein hydraulisches Hinterradbremssystem für den linken und rechten Hinterradzylinder 6RL und 6RR.
Ein hydraulischer Druckverstärker 2 und der Hauptzylinder 3 verwenden eine Bremsflüssigkeit, die im Allgemeinen oder unabhängig zum Behälter (zu den Behältern) 7 zurückgeführt wird. Der hydraulische Druckverstärker 2 ist mit einer Pumpe 8 verbunden, die Bremsflüssigkeit vom Behälter 7 ansaugt und die Bremsflüssigkeit an einen Speicher 9 ablässt, um so in der Lage zu sein, immer die unter Druck stehende Bremsflüssigkeit mit einem voreingestellten Druck am Hauptzylinder 3 zur Anwendung zu bringen. Der Druck der Bremsflüssigkeit im Speicher 9 wird mittels einer Folgeregelung eines Druckschalters 10 geregelt. Der hydraulische Druckverstärker 2 verstärkt die Niederdrückkraft des Bremspedals 1 mit einer Unterstützung vom Druck des Speichers 9. Die verstärkte Kraft drückt die Kolbentopfmanschette (nicht gezeigt) eines Hauptzylinders 3. Der Hauptzylinder 3 erzeugt einen hydraulischen Hauptzylinderdruck Pmc entsprechend dem Niederdrückniveau des Bremspedals 1 durch Abdichten der unter Druck stehenden Bremsflüssigkeit, die vom Behälter 7 in eine hydraulische Druckleitung 4F für die Vorderradbremse und eine hydraulische Druckleitung 4R für die Hinterradbremse zugeführt wird, wie es später diskutiert wird. Druckmessfühler 11F und bzw. 11R weisen entsprechend die Hauptzylinderdrücke Pmc in den hydraulischen Druckleitungen 4F und 4R für die Vorderrad- und Hinterradbremse nach und geben Signale, die auf die Hauptzylinderdrücke Pmc hinweisen, an einen hydraulischen Bremsdruckregler 40 aus. Der Regler 40 regelt elektronisch den hydraulischen Druck für die Vorderradbremse und den hydraulischen Druck für die Hinterradbremse, basierend auf den nachgewiesenen Hauptzylinderdrücken Pmc.
Normalerweise offene elektromagnetische Ventile 12F und 12R sind in der hydraulischen Druckleitung 4F für die Vorderradbremse und bzw. der hydraulischen Druckleitung 4R für die Hinterradbremse angeordnet und elektronisch mit dem Regler 40 verbunden. Normalerweise geschlossene elektromagnetische Ventile 13F und 13R sind in der hydraulischen Druckleitung 4F für die Vorderradbremse zwischen dem Hauptzylinder 3 und dem normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12F und bzw. der hydraulischen Druckleitung 4R für die Hinterradbremse zwischen dem Hauptzylinder 3 und dem normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12R angeordnet. Außerdem sind Hubsimulatoren 14F und 14R mit dem normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventilen 13F und bzw. 13R verbunden. Dementsprechend, wenn die normalerweise offenen elektromagnetischen Ventile 12F und 12R und die normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventile 13F und 13R in die entsprechenden normalen Zustände gebracht werden, d.h., wenn die normalerweise offenen elektromagnetischen Ventile 12F und 12R in einen offenen Zustand gebracht werden, und wenn die normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventile 13F und 13R in einen geschlossenen Zustand gebracht werden, wird der hydraulische Hauptzylinderdruck Pmc direkt dem entsprechenden Radzylinder(n) zugeführt. Diese Anordnung funktioniert als ein ausfallsicheres System, wenn es unmöglich wird, den hydraulischen Vorderradbremsendruck (Pwc) und den hydraulischen Hinterradbremsendruck (Pwc) elektronisch zu regeln.
Wenn das Bremspedal 1 für das Abbremsen des Fahrzeuges niedergedrückt wird, werden die normalerweise offenen elektromagnetischen Ventile 12F und 12R und die normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventile 13F und 13R alle als Reaktion auf das Einschaltsignal des Bremsschalters 15 eingeschaltet. Durch diese Einschaltvorgänge aller Ventile 12F, 12R, 13F und 13R werden die normalerweise offenen elektromagnetischen Ventile 12F und 12R geschlossenen, und die normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventile 13F und 13R werden geöffnet. Da die normalerweise offenen elektromagnetischen Ventile 12F und 12R geschlossen werden, wird der Hauptzylinderdruck Pmc entsprechend der Niederdrückkraft des Bremspedals 1 in Abschnitten der hydraulischen Leitungen 4F und 4R für die Vorderrad- und Hinterradbremse zwischen dem Hauptzylinder 3 und den normalerweise offenen elektromagnetischen Ventilen 12F und 12R erzeugt, während ein Aufnehmen in den Hubsimulatoren 14F und 14R erfolgt, die als eine Reaktionskraftaufnahmeeinrichtung funktionieren. Zu diesem Zeitpunkt kann der Fahrer ein Bremspedalbetätigungsgefühl in der gleichen Weise wie in einem normalen Zustand infolge der Reaktionskraft der Hubsimulatoren 14F und 14R haben. Außerdem weisen Druckmessfühler 11F und 11R den Hauptzylinder Pmc nach.
Abschnitte der hydraulischen Leitungen 4F und 4R für die Vorderrad- und Hinterradbremse stromabwärts von den normalerweise offenen elektromagnetischen Ventilen 12F und 12R werden mit den linken und rechten Vorderradzylindern 6FL und 6FR und bzw. den linken und rechten Hinterradzylindern 6RL und 6RR verbunden. Genauer gesagt, die hydraulische Leitung 4F für die Vorderradbremse wird mittels einer Leitung 16FL und einem normalerweise offenen Antiblockierregelventil 17FL mit dem linken Vorderradzylinder 6FL verbunden. Außerdem wird der linke Vorderradzylinder 6FL mittels eines normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils 18FL mit einer Rückführleitung 19 verbunden, die mit dem Behälter 7 verbunden ist. Außerdem wird die hydraulische Leitung 4F für die Vorderradbremse mittels einer Leitung 20FR und einem normalerweise offenen Antiblockierregelventil 21FR mit dem rechten Vorderradzylinder 6FR verbunden. Außerdem wird der rechte Vorderradzylinder 6FR mittels eines normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils 22FR mit der Rückführleitung 19 verbunden, die mit dem Behälter 7 verbunden ist. Gleichermaßen wird die hydraulische Leitung 4R für die Hinterradbremse mittels einer Leitung 23RL und einem normalerweise offenen Antiblockierregelventil 24RL mit dem linken Hinterradzylinder 6RL verbunden. Außerdem wird der linke Hinterradzylinder 6RL mittels eines normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils 25RL mit der Rückführleitung 19 verbunden, die mit dem Behälter 7 verbunden ist. Außerdem wird die hydraulische Leitung 4R für die Hinterradbremse mittels einer Leitung 26RR und einem normalerweise offenen Antiblockierregelventil 27RR mit dem rechten Hinterradzylinder 6RR verbunden. Außerdem wird der rechte Hinterradzylinder 6RR mittels eines normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils 28RR mit der Rückführleitung 19 verbunden, die mit dem Behälter 7 verbunden ist.
Da die Antiblockierregelung, die durch Regeln eines jeden normalerweise offenen Antiblockierregelventils und eines jeden normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils eines jeden Rades 5FL, 5FR, 5RL, 5RR ausgeführt wird, die gleiche ist, wie eine im Allgemeinen bekannte Regelung, wird deren detaillierte Erklärung weggelassen. Nur die schematische Erklärung wird hierin nachfolgend vorgenommen. Wenn sich die Räder nicht in einem Rutschzustand befinden, d.h., wenn ein Rutschverhältnis kleiner ist als ein ideales Rutschverhältnis entsprechend dem maximalen Reibungskoeffizienten, werden das normalerweise offene Antiblockierregelventil und das normalerweise geschlossene Antiblockierregelventil für jedes Rad in einen Normalzustand gebracht, und daher wird der hydraulische Druck für die Antiblockierregelung nicht einem jeden Radzylinder zugeführt. Wenn die Räder in den Rutschzustand gebracht werden, d.h., das Rutschverhältnis größer wird als das ideale Rutschverhältnis, wird das normalerweise offene Antiblockierregelventil zuerst eingeschaltet und in den geschlossenen Zustand gebracht. Dieses Schließen des normalerweise offenen Antiblockierregelventils zusammen mit dem geschlossenen Zustand des normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils hält den hydraulischen Druck des Radzylinders aufrecht. Wenn die Räder dennoch rutschen, obgleich die vorangehende Funktion ausgeführt wird, wird das Rutschen verhindert, indem der hydraulische Druck des Radzylinders in einer Weise des Öffnens des normalerweise geschlossenen Antiblockierregelventils, indem dessen Einschaltung vorgenommen wird, verringert wird.
Um den hydraulischen Vorderraddruck und den hydraulischen Hinterraddruck Pwc in den Abschnitten der hydraulischen Leitung 4F für das Vorderrad stromabwärts vom normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12F und der hydraulischen Leitung 4R für das Hinterrad stromabwärts vom normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12R elektronisch zu regeln, werden Austrittsöffnungen der Drucksteigerungspumpen 29F und 29R mit den Abschnitten der hydraulischen Leitung 4F für das Vorderrad stromabwärts vom normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12F und bzw. der hydraulischen Leitung 4R für das Hinterrad stromabwärts vom normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12R verbunden. Die normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventile 30F und 30R werden ebenfalls mit den Abschnitten der hydraulischen Leitung 4F für das Vorderrad stromabwärts vom normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12F und bzw. der hydraulischen Leitung 4R für das Hinterrad stromabwärts vom normalerweise offenen elektromagnetischen Ventil 12R verbunden. Außerdem werden Ansaugöffnungen der Drucksteigerungspumpen 29F und 29R mit der Rückführleitung 19 verbunden, die mit dem Behälter 19 verbunden ist.
Die Drucksteigerungspumpen 29F und 29R werden durch einen Drucksteigerungspumpenmotor 31 angetrieben, der elektronisch mit dem Regler 40 verbunden ist, und daher wird der hydraulische Vorderradbremsendruck und der hydraulische Hinterradbremsendruck Pwc erhöht, indem die Bremsflüssigkeitszuführmenge in einer Weise der Steigerung einer Antriebsleistung (Motorantriebsstrom) i_M, die an den Motor 31 angelegt wird, vergrößert wird. Andererseits werden die Öffnungen der Druckverminderungsventile 30F und 30R von Null entsprechend der Steigerung der Antriebsleistung (Antriebsstrom des Druckverminderungsventils) i*_V vergrößert, die den Druckverminderungsventilen 30F und 30R zugeführt wird. Diese Vergrößerung der Öffnungen der Druckverminderungsventile 30F und 30R vergrößert die Austrittsmenge der Bremsflüssigkeit zur Rückführleitung 19, und daher wird der hydraulische Druck für die Vorderrad- und Hinterradbremse Pwc durch diesen Vorgang verringert. Das heißt, der hydraulische Druck für die Vorderradbremse Pwc kann durch Regulieren der Bremsflüssigkeitszuführmenge von der Drucksteigerungspumpe 29F und der Bremsflüssigkeitsaustrittsmenge aus dem Druckverminderungsventil 30F geregelt werden. Der hydraulische Druck für die Hinterradbremse Pwc kann durch Regeln der Bremsflüssigkeitszuführmenge von der Drucksteigerungspumpe 29R und der Bremsflüssigkeitsaustrittsmenge aus dem Druckverminderungsventil 30R geregelt werden. Die Druckmessfühler 32F und 32R weisen den hydraulischen Druck für die Vorderradbremse Pwc und bzw. den hydraulischen Druck für die Hinterradbremse Pwc nach.
Der Regler 40 für den hydraulischen Bremsdruck, der in 2 gezeigt wird, führt ein Regelprogramm durch, wie in 3 gezeigt wird, um die elektronische Regulierung des hydraulischen Druckes für die Vorderradbremse Pwc und des hydraulischen Druckes für das Hinterrad Pwc durch die Regulierung der Drucksteigerungspumpen 29F und 29R, die gemeinsam durch den Motor 31 angetrieben werden, und der Druckverminderungsventile 30F und 30R auszuführen. Obgleich 2 und 3 die Regelung für eine der hydraulischen Druckleitung für die Vorderradbremse und der hydraulischen Druckleitung für das Hinterrad zeigen, ist die Regelung der anderen Leitung im Grund genommen die gleiche wie die, die in 2 und 3 gezeigt wird, und daher wird die Erklärung der Regelung für die andere Leitung hierin weggelassen.
Das in 3 gezeigte Regelprogramm wird wiederholt in vorgegebenen Intervallen ausgeführt; bei dieser Ausführung wird es in Intervallen von 10 msec. ausgeführt.
Beim Schritt S1 liest der Regler 40 den tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwc von den Druckmessfühlern. Beim Schritt S2 berechnet der Regler 40 einen beabsichtigten hydraulischen Bremsdruck P*wc, basierend auf den nachgewiesenen Drücken. Hierin wird der beabsichtigte hydraulische Bremsdruck P*wc basierend auf dem Hauptzylinderdruck Pmc, der durch den Fahrer befohlen wird, erhalten, und er wird außerdem frei dadurch bestimmt, dass die Regelung des Fahrzeugverhaltens und die koordinierte Regelung bei Anwendung des regenerativen Bremsens berücksichtigt werden.
Beim Schritt S3 schließt der Regler 40 das hydraulische Bremssystem 4F (4R) als Reaktion auf das Niederdrücken des Bremspedals 1 (das Signal vom Bremsschalter 15) durch Einschalten des normalerweise offenen elektromagnetischen Ventils 12F (12R) und öffnet das hydraulische Bremssystem 4F (4R) durch Einschalten des normalerweise geschlossenen elektromagnetischen Ventils 13F (13R), so dass der Fahrer ein Gefühl einer normalen Funktion des Bremspedals 1 infolge der Reaktionskraft des Hubsimulators 14F (14R) haben kann.
Beim Schritt S4 berechnet der Regler 40 die beabsichtigte Stellgröße (Leistungsverhältnisumwandlungsgröße) i* des hydraulischen Bremssystems 4F (4R), wodurch der tatsächliche hydraulische Bremsdruck an den beabsichtigten hydraulischen Bremsdruck P*wc auf der Basis des beabsichtigten hydraulischen Bremsdruckes P*wc und des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes Pwc bei Verwendung eines hydraulischen Reglers 41, wie in 2 gezeigt wird, näher herangebracht wird.
Der hydraulische Regler 41 weist einen vorwärtsgeregelten Kompensator G_FF(S), ein Bezugsmodell Gref(S) und einen Rückkopplungskompensator G_FB(S) als ein Beispiel auf, das „ein Regelverfahren mit zwei Freiheitsgraden" anwendet, wie es in 4 gezeigt wird. Der Rückkopplungskompensator G_FB(S) moduliert die Stabilität, die Störungsbeständigkeit und die Regelkreisleistung des Regelsystems, und der vorwärtsgeregelte Kompensator G_FF(S) moduliert im Grunde genommen die Ansprechbarkeit des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes Pwc mit Bezugnahme auf den beabsichtigten hydraulischen Bremsdruck P*wc im Grunde genommen in dem Fall, dass kein Modellfehler zu verzeichnen ist. Hierin wird der vorwärtsgeregelte Kompensator G_FF(S) durch den folgenden Ausdruck (1) dargestellt: GFF(S) = S/(Tref·S +1) (1)worin Tref eine Zeitkonstante und S ein Laplace-Operator sind. Das Bezugsmodell Gref(S) wird durch den folgenden Ausdruck (2) dargestellt: Gref(S) = 1/(Tref·S +1) (2)worin Tref die Zeitkonstante ist.
Der Rückkopplungskompensator G_FB(S) wird durch den folgenden Ausdruck (3) dargestellt: GFB(S) = (Kp·S + Ki)/S (3)worin Kp eine Verhältnisregelkonstante und Ki eine Integralregelkonstante sind.
Damit eine Ansprechcharakteristik P(S) des geregelten Objektes einer Bezugsmodellcharakteristik Gref(S) entspricht, wird eine vorwärtsgeregelte Stellgröße i*_FF berechnet, indem eine vorwärtsgeregelte Kompensation (Phasenkompensation) in einer Art und Weise der Verarbeitung des beabsichtigten hydraulischen Bremsdruckes P*wc bei Benutzung des vorwärtsgeregelten Kompensators G_FF(S) ausgeführt wird. Folglich wird der hydraulische Bezugsbremsdruck Pref, der durch eine Kurve C in 9 gezeigt wird, durch Verarbeitung des beabsichtigten hydraulischen Bremsdruckes P*wc bei Verwendung des Bezugsmodells Gref(S) berechnet. Außerdem wird eine hydraulische Bremsdruckabweichung(differenz) ΔP zwischen dem hydraulischen Bezugsbremsdruck Pref und dem tatsächlichen hydraulischen Bremsendruck Pwc berechnet (ΔP = Pref – Pwc). Eine Rückkopplungsstellgröße i*_FB wird berechnet, indem eine Rückkopplungskompensation in einer Art und Weise der Verarbeitung der hydraulischen Bremsdruckdifferenz ΔP bei Verwendung des Rückkopplungskompensators G_FB(S) ausgeführt wird. Schließlich wird eine beabsichtigte Stellgröße i* erhalten, indem die vorwärtsgeregelte Stellgröße i*_FF und die Rückkopplungsstellgröße i*_FB addiert werden (i* = i*_FF + i*_FB). Tatsächlich werden diese Berechnungen ausgeführt, wenn die vorangehenden Ausdrücke in die diskrete Form gebracht werden.
Bei den Schritten S5 bis S7 in 3 verteilt der Druckanstiegs- und -abnahmestellgrößenverteiler 42 die beabsichtigte Stellgröße i* des hydraulischen Bremssystems(leitung) 4F (4F) in den Antriebsstrombefehlswert i* des Druckabnahmewertes 30F (30R) und den Antriebsstrombefehlswert i*_M. Genauer gesagt, beim Schritt S5 prüft der Regler 40 die Polarität der beabsichtigten Stellgröße i* des Druckabnahmewertes 30F (30R), indem ermittelt wird, ob die beabsichtigte Stellgröße i* größer als oder gleich Null ist (i* ≥ 0) oder nicht. Wenn die Ermittlung beim Schritt S5 positiv ist, d.h., wenn die beabsichtigte Stellgröße i* ein positiver Wert ist, geht das Programm weiter zum Schritt S6, bei dem der Regler 40 den Antriebsstrombefehlswert i*_M des Drucksteigerungspumpenmotors 31 auf die beabsichtigte Stellgröße i* (i*_M = i*) einstellt und die beabsichtigte Stellgröße i*_V des Antriebsstrombefehlswertes des Druckverminderungsventils auf Null einstellt (i*_V = 0). Wenn die Ermittlung beim Schritt S5 negativ ist, d.h., wenn die beabsichtigte Stellgröße i* ein negativer Wert ist, geht das Programm weiter zum Schritt S7, bei dem der Regler 40 den Antriebsstrombefehlswert i*_M des Drucksteigerungspumpenmotors 31 auf Null einstellt (i*_M = 0), um so den Motor 31 zum Stillstand zu bringen, und den Antriebsstrombefehlswert i*_V des Druckverminderungsventils auf die beabsichtigte Stellgröße i* einstellt (i*_V = –i*).
In dem Fall, dass der Antriebsstrombefehlswert i*_M des Drucksteigerungspumpenmotors 31 auf die beabsichtigte Stellgröße i* (i*_M = i*) beim Schritt S6 in 3 eingestellt wird, wenn die Antriebsregelung des Drucksteigerungspumpenmotors 31 bei Benutzung dieses eingestellten Wertes direkt ausgeführt wird, wird eine Ansprechverzögerung des Bremsens, wie es durch eine Kurve B in 9 gezeigt wird, infolge der nichtlinearen Charakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc hervorgerufen, wie es in der Erklärung in 12 diskutiert wird. Um dieses Problem zu lösen, erhält der Regler 40 beim Schritt S8 in 3 einen durch lineare Kompensation ausgeführten Antriebsstrombefehlswert i'_M der Drucksteigerungspumpe, der bei der linearen Kompensation der nichtlinearen Charakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc, die in 12 gezeigt wird, bei Verwendung eines linearen Kompensators 43 in 2 verwendet wird.
Der lineare Kompensator 43 in 2 wird durch einen Berechnungsabschnitt 51 für den hydraulischen Zielbremsdruck, einen virtuellen Anfangsdruckeinstellabschnitt 52, einen Kompensationsabschnitt 53 für den hydraulischen Zielbremsdruck und einen Berechnungsabschnitt 54 des durch lineare Kompensation ausgeführten Antriebsstrombefehlswertes der Drucksteigerungspumpe konstruiert, wie in 5A gezeigt wird. Der Berechnungsabschnitt 51 für den hydraulischen Zielbremsdruck berechnet einen hydraulischen Zielbremsdruck P*_M, der ein erreichbarer maximaler hydraulischer Bremsdruck ist, der durch die Drucksteigerungspumpe 29F (29R) erreicht wird, wenn der Motor 31 mittels des Antriebsstrombefehlswertes i*_M bei Anwendung einer hydraulischen Zielbremsdruckerfassung und einer vorgegebenen Funktion angetrieben wird. Der virtuelle Anfangsdruckeinstellabschnitt 52 stellt einen virtuellen Anfangsdruck Pwco ein, der virtuell als ein Anfangswert des hydraulischen Bremsdruckes eingestellt wird. Normalerweise wird dieser virtuelle Anfangsdruck Pwco auf Null MPa eingestellt.
Der Kompensationsabschnitt 53 für den hydraulischen Zielbremsdruck erhält einen durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck P'_M, indem die lineare Kompensation des hydraulischen Zielbremsdruckes P*_M durch die Addition des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes Pwc ausgeführt wird. Der Kompensationsabschnitt 53 für den hydraulischen Zielbremsdruck wird durch einen Berechnungsabschnitt 61 für die ideale Durchflussgeschwindigkeit und einen Berechnungsabschnitt 62 für den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck konstruiert. Der Berechnungsabschnitt 61 für die ideale Durchflussgeschwindigkeit berechnet eine ideale Durchflussgeschwindigkeit Q*_M der Drucksteigerungspumpe, die selbstverständlich erhalten wird, wenn der virtuelle Anfangsdruck Pwco als ein Standard nach dem hydraulischen Zielbremsdruck P*_M bei Anwendung des folgenden hydrodynamischen Durchflussgeschwindigkeitsausdruckes (4) verwendet wird, der repräsentativ auf der Bernoulli'schen Gleichung basiert. Q*M = CM·AM {(2/p)[P*M (I*M) – Pwco]}1/2 (4)worin sind: Q*_M die ideale Durchflussgeschwindigkeit der Drucksteigerungspumpe; C_M ein Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient (ein Festwert); A_M eine Austrittsöffnungsfläche der Drucksteigerungspumpe 29F (29R), die gleiche wie die in 11; p ein fluidspezifisches Gewicht; P*_M der hydraulische Zielbremsdruck; I*_M der Antriebsstrombefehlswert der Drucksteigerungspumpe(motor); und Pwco der virtuelle Anfangsdruck.
Der Berechnungsabschnitt 62 für den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck erhält einen durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck P'_M, der selbstverständlich erhalten wird, wenn die ideale Durchflussgeschwindigkeit Q*_M aus dem gegenwärtigen tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwc bei Anwendung der umgekehrten Berechnung des Ausdruckes (1) aus dem tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwc und der idealen Durchflussgeschwindigkeit Q*_M gesichert wird. Der Berechnungsabschnitt 54 für den durch lineare Kompensation ausgeführten Antriebsstrombefehlswert der Drucksteigerungspumpe erhält einen durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswert i'_M basierend auf dem durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck P'_M, indem die umgekehrte Berechnung der Berechnung ausgeführt wird, die beim Berechnungsabschnitt 51 des hydraulischen Zielbremsdruckes ausgeführt wird, d.h., durch Ausführen eines umgekehrten Index der hydraulischen Zielbremsdruckerfassung, die beim Berechnungsabschnitt 51 für den hydraulischen Zielbremsdruck angewandt wird, oder durch Verwenden einer vorgegebenen Umkehrfunktion.
Beim Schritt S9 anschließend an die Ausführung des Schrittes S8 führt der Regler 40 die Antriebsregelung durch Ausgeben des durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes i'_M, der beim Schritt S8 erhalten wird, was dem linearen Kompensator 43 in 2 entspricht, und des Antriebsstrombefehlswertes i*_V des Druckverminderungsventils, der beim Schritt S6 oder S7 erhalten wird, an den Drucksteigerungspumpenmotor 31 und bzw. das Druckverminderungsventil 30F (30R) aus. Der druckvermindernde durch lineare Kompensation ausgeführte Motorantriebsstrombefehlswert i'_M kompensiert die Durchflussgeschwindigkeitscharakteristik der Drucksteigerungspumpe 29F (29R), um so die gleiche Charakteristik wie die beim virtuellen Anfangsdruck Pwco (= 0MPa) durchzuführen. Dementsprechend wird es möglich, die in 12 gezeigte nichtlineare Charakteristik in die in 7 gezeigte lineare Charakteristik zu linearisieren. Indem 9 erklärt wird, kommt durch Verbessern eines schrittweisen Ansprechens des hydraulischen Bremsdruckes Pwc von einer Kurve B, die für eine konventionelle Charakteristik repräsentativ ist, zu einer Kurve D, das verbesserte schrittweise Ansprechen sehr nahe an den durch die Kurve C gezeigten hydraulischen Bezugsbremsdruck Pref heran. Das verringert die Ansprechverzögerung des Bremsens und löst das Problem des Ansprechens der Bremse.
Der Kompensationsabschnitt 53 für den hydraulischen Zielbremsdruck erhält die ideale Durchflussgeschwindigkeit Q*_M der Drucksteigerungspumpe vom hydraulischen Zielbremsdruck P*_M und virtuellen Anfangsdruck Pwco bei Verwendung eines Durchflussgeschwindigkeitsmodells (Funktion oder Erfassung) im Berechnungsabschnitt 61. Außerdem wird der durch lineare Kompensation ausgeführte hydraulische Zielbremsdruck P'_M aus der idealen Durchflussgeschwindigkeit Q*_M und der tatsächliche hydraulische Bremsdruck Pwc aus einem umgekehrten Durchflussgeschwindigkeitsmodell (Umkehrfunktion oder umgekehrte Erfassung) im Berechnungsabschnitt 62 erhalten. Dementsprechend kann die Durchflussgeschwindigkeitscharakteristik der Drucksteigerungspumpe durch ein Durchflussgeschwindigkeitsmodell verkörpert werden, bei dem die Eingänge der hydraulische Zielbremsdruck P*_M, der virtuelle Anfangsdruck Pwco und der tatsächliche hydraulische Bremsdruck Pwc sind. Es wird möglich, die Strömungsgeschwindigkeitscharakteristik als die gleiche wie die in einem virtuellen hydraulischen Zustand ungehindert zu erhalten. Daher wird die Charakteristik des hydraulischen Druckveränderungsverhältnisses mit Bezugnahme auf den Antriebsstrombefehlswert i*_M der Drucksteigerungspumpe(motor) linearisiert, ohne dass es durch den tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwc beeinflusst wird. Insbesondere, da der hydraulische Zielbremsdruck P*_M nicht durch den Antriebsstrombefehlswert i*_M der Drucksteigerungspumpe(motor) verändert wird, wird die Linearisierung der Durchflussgeschwindigkeitscharakteristik im erforderlichen hydraulischen Druckbereich garantiert gesichert.
Obgleich der Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M in der Durchflussgeschwindigkeitsgleichung entsprechend der nicht erreichten hydraulischen Bremsdruckgröße zwischen dem hydraulischen Bremsdruck im Regelzustand und dem hydraulischen Bremsdruck beim Regelende, die in starkem Maß mit der Pumpendurchflussgeschwindigkeit in Beziehung stehen, in dem Fall variiert, dass die vorangehenden Funktionen und Vorteile durch Annähern des Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten C_M an einen Festwert gesichert werden, ist es möglich, den Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten C_M als einen Festwert zu behandeln. In diesem Fall weisen die Gleichung des Durchflussgeschwindigkeitsmodells, die im Berechnungsabschnitt 61 für die ideale Durchflussgeschwindigkeit verwendet wird, und die Gleichung des Umkehrmodells, die im Berechnungsabschnitt 62 für den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck in 5A verwendet wird, Glieder auf, die miteinander aufgehoben werden, wenn sie zusammen ausgerichtet sind. Daher wird der Kompensationsabschnitt 53 für den hydraulischen Zielbremsdruck des linearen Kompensators 43 durch eine einfache Form ausgedrückt, wie in 5B gezeigt wird.
Wie aus 5B ersichtlicht ist, ist der Kompensationsabschnitt 53 für den hydraulischen Zielbremsdruck angeordnet, um einen durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck P'_M zu erhalten, indem der tatsächliche hydraulische Bremsdruck Pwc und ein Wert (P*_M – Pwco) addiert werden, der durch Subtrahieren des virtuellen Anfangsdruckes Pwco (= 0MPa), der im Einstellabschnitt 52 für den virtuellen Anfangsdruck eingestellt wird, vom hydraulischen Zielbremsdruck P*_M erhalten wird, der im Berechnungsabschnitt 51 für den hydraulischen Zielbremsdruck erhalten wird. Diese Anordnung vereinfacht den Aufbau des Regelmodells und vereinfacht die Berechnungen, und daher werden die Gesamtkosten des Systems in großem Umfang verringert. Außerdem wird der nicht erreichte hydraulische Bremsdruck zwischen dem hydraulischen Zielbremsdruck P*_M und dem tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwc, die in starkem Maß mit der Pumpendurchflussgeschwindigkeit in Beziehung stehen, bei der linearen Kompensation angewandt; die lineare Kompensation wird weiter genau ausgeführt.
6 zeigt eine Abwandlung der Ausführung, die bei einem Fall anwendbar ist, bei dem der Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M in der Durchflussgeschwindigkeitsgleichung in starkem Maß entsprechend der nicht erreichten hydraulischen Bremsdruckgröße variiert wird, und daher werden die vorangehend diskutierten Funktionen und Vorteile nicht gesichert, wenn der Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M auf einen Festwert eingestellt wird. Bei dieser Abwandlung wird der Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M im Durchflussgeschwindigkeitsmodell und einem Umkehrmodell bei Verwendung des Berechnungsabschnittes 61 für die ideale Durchflussgeschwindigkeit und des Berechnungsabschnittes 63 für den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck nicht auf einen Festwert eingestellt und wird als eine Veränderliche behandelt, die sequentiell in den Berechnungsabschnitten 71 und 72 für den Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten erhalten wird.
Der Berechnungsabschnitt 71 für den Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten erhält den Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten C_M aus der nicht erreichten hydraulischen Bremsdruckgröße (P*_M – Pwco), die eine Differenz zwischen dem tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwco und dem hydraulischen Zielbremsdruck P*_M ist, indem eine vorgegebene Erfassung oder vorgegebene Funktion angewandt werden, und der erhaltene Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M wird bei der Berechnung durch den Berechnungsabschnitt 61 für die ideale Durchflussgeschwindigkeit verwendet. Der Berechnungsabschnitt 72 für den Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten erhält den Durchflussgeschwindigkeitskoeffizienten C_M aus der nicht erreichten hydraulischen Bremsdruckgröße (P'_M – Pwco), die eine Differenz zwischen dem tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck Pwco und dem durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck P'_M ist, indem eine vorgegebene Erfassung oder vorgegebene Funktion angewandt wird, und der erhaltene Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M wird bei der Berechnung mittels des Berechnungsabschnittes 62 für den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck verwendet.
Bei dieser Abwandlung, selbst wenn der Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient C_M in starkem Maß entsprechend der nicht erreichten hydraulischen Bremsdruckgröße zwischen dem hydraulischen Bremsdruck beim Regelungsbeginn und dem hydraulischen Bremsdruck beim Regelungsende variiert wird, ist es möglich, die Zeitreihenveränderungscharakteristik des hydraulischen Bremsdruckes Pwc durch die lineare Kompensation zu verarbeiten, wie in 8 gezeigt wird, so dass sich das schrittweise Ansprechen des hydraulischen Bremsdruckes Pwc dicht an den hydraulischen Bezugsbremsdruck Pref, der durch die Kurve C in 9 gezeigt wird, annähert, indem das Ansprechen in eine Charakteristik verbessert wird, die durch die Kurve D in 9 verkörpert wird. Diese Kompensation verringert die Ansprechverzögerung der Bremse und löst das Problem betreffs der Unzulänglichkeit des Ansprechens der Bremse.
Obgleich die Erfindung vorangehend mit Bezugnahme auf bestimmte Ausführungen der Erfindung beschrieben wurde, ist die Erfindung nicht auf die vorangehend beschriebenen Ausführungen beschränkt. Abwandlungen und Veränderungen der vorangehend beschriebenen Ausführungen werden jenen Fachleuten angesichts der vorangehenden Lehren einfallen. Der Bereich der Erfindung wird mit Bezugnahme auf die folgenden Patentansprüche definiert.

Claims

Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem, das aufweist: eine Drucksteigerungspumpe (29F, 29R), die einen hydraulischen Bremsdruck in einer hydraulischen Bremsleitung erhöht; einen Motor (31), der mit der Drucksteigerungspumpe verbunden ist, wobei der Motor auf der Basis eines Motorantriebsstrombefehlswertes geregelt wird, um den hydraulischen Bremsdruck auf einen beabsichtigten hydraulischen Bremsdruck zu bringen; einen Druckmessfühler (32F, 32R), der einen tatsächlichen hydraulischen Druck in der hydraulischen Bremsleitung nachweist; und einen Regler (40), der mit dem Motor und dem Druckmessfühler verbunden ist, wobei der Regler angeordnet wird, um einen hydraulischen Zielbremsdruck zu berechnen, der ein maximaler hydraulischer Bremsdruck ist, der erreicht wird, wenn der Motor als Reaktion auf einen Motorantriebsstrombefehlswert funktioniert, dadurch gekennzeichnet, daß der Regler (40) außerdem angeordnet ist, um einen durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck zu erhalten, indem der hydraulische Zielbremsdruck bei Benutzung des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes linear kompensiert wird, um einen durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswert durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Berechnung für das Erhalten des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes zu erhalten, und um den Motor auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes zu regeln.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach Anspruch 1, bei dem der Regler (40) außerdem angeordnet ist, um einen virtuellen Anfangsdruck einzustellen, der als ein Anfangswert des hydraulischen Bremsdruckes eingeschätzt wird, und um den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck durch Hinzufügen des tatsächlichen hydraulischen Bremsdruckes zu einem Wert zu erhalten, der durch Subtraktion des virtuellen Anfangsdruckes vom hydraulischen Zielbremsdruck erhalten wird.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach Anspruch 2, bei dem der Regler (40) außerdem angeordnet ist, um eine ideale Durchflussgeschwindigkeit der Bremsflüssigkeit mittels der Drucksteigerungspumpe zu erhalten, und um den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck aus der idealen Durchflussgeschwindigkeit und dem tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck zu erhalten.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach Anspruch 3, bei dem der Regler (40) außerdem angeordnet ist, um die ideale Durchflussgeschwindigkeit bei Verwendung einer Durchflussgeschwindigkeitsgleichung auf der Basis der Hydrodynamik zu erhalten, und um den durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruck durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Durchflussgeschwindigkeitsgleichung zu erhalten.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach Anspruch 4, bei dem ein Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient in der Durchflussgeschwindigkeitsgleichung ein Festwert ist.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach Anspruch 4, bei dem ein Durchflussgeschwindigkeitskoeffizient in der Durchflussgeschwindigkeitsgleichung eine Veränderliche ist, die entsprechend einem nicht erreichten Druck zwischen einem geregelten hydraulischen Bremsdruck bei der Inbetriebnahme und einem geregelten hydraulischen Bremsdruck beim Ende verändert wird.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6, das außerdem ein Druckverminderungsventil (30F, 30R) aufweist, das in der hydraulischen Bremsleitung angeordnet und mit dem Regler verbunden ist, wobei der Regler das Druckverminderungsventil regelt, um den tatsächlichen hydraulischen Bremsdruck zu verringern.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem nach Anspruch 7, bei dem der Regler (40) den Motor regelt, wenn der tatsächliche hydraulische Bremsdruck erhöht werden soll, und das Druckverminderungsventil regelt, wenn der tatsächliche hydraulische Bremsdruck verringert werden soll.
Elektronisch geregeltes hydraulisches Bremssystem, das elektronisch einen hydraulischen Bremsdruck in einer hydraulischen Bremsleitung für ein Fahrzeug regelt, indem ein Motorantriebsstrombefehlswert zu einem Motor einer Drucksteigerungspumpe für das Erhöhen des hydraulischen Bremsdruckes ausgegeben wird, wobei das elektronisch geregelte hydraulische Bremssystem dadurch gekennzeichnet wird, daß es aufweist: einen Regler (40), der angeordnet ist, um eine lineare Kompensation eines maximalen hydraulischen Bremsdruckes auszuführen, der erreicht wird, wenn der Motor als Reaktion auf einen Motorantriebsstrombefehlswert funktioniert, und um den Motorantriebsstrombefehlswert durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Berechnung für das Erhalten des durch lineare Kompensation ausgeführten maximalen hydraulischen Bremsdruckes zu erhalten.
Verfahren zum elektronischen Regeln eines hydraulischen Bremsdruckes in einer hydraulischen Bremsleitung durch Regelung eines Motors einer Drucksteigerungspumpe, die den hydraulischen Bremsdruck erhöht, wobei das Verfahren aufweist: Berechnen eines hydraulischen Zielbremsdruckes, der ein maximaler hydraulischer Bremsdruck ist, der erreicht wird, wenn ein Motor einer Drucksteigerungspumpe als Reaktion auf einen Motorstromantriebswert funktioniert; gekennzeichnet durch Erhalten eines durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes durch lineares Kompensieren des hydraulischen Zielbremsdruckes bei Verwendung eines tatsächlich nachgewiesenen hydraulischen Bremsdruckes in der hydraulischen Bremsleitung; Erhalten eines durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes durch Ausführen einer umgekehrten Berechnung der Berechnung für das Erhalten des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten hydraulischen Zielbremsdruckes; und Regeln des Motors auf der Basis des durch lineare Kompensation ausgeführten Motorantriebsstrombefehlswertes.