JPH10504785A - 自動車のブレーキ装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 操舵角度を示す量を生じる、操舵角度を検出するための手段と、不所望なヨー角およびまたはヨー角速度およびまたはヨー角加速度を阻止する追加ヨーイングモーメントを決定し、対応する値を制御装置に供給する手段と、ブレーキを備えた各々の車輪のための係数を決定し、追加ヨーイングモーメントとその都度重み付けされた係数とから個々の車輪のためのブレーキモーメントを決定する制御装置とを備えた自動車ブレーキ装置。

Description

【発明の詳細な説明】 自動車のブレーキ装置 本発明は、２個以上の車輪を有する自動車のブレーキ装置に関する。ブレーキ 装置は複数のブレーキを備えている。この場合、各々の車輪にブレーキが１個ず つ付設されている。ブレーキ装置は、それぞれの車輪に車輪回転軸線回りのモー メントを加えることができるように形成されている。このモーメントにより、車 輪回転速度が低下する。このモーメントは以下において車輪制動トルクと呼ぶ。 車輪の回転速度の変化は、道路との接触面に力を生じることになる。この力は制 動力と呼ばれる。制動力は車両の上下軸線回りの回転モーメント（ヨーイングモ メーメント）を引き起こす。個々の車輪に作用する制動力はそれぞれ部分的にヨ ーイングモーメントを発生する。この場合、このヨーイングモーメントはほぼ相 殺される。なぜなら、それぞれのベクトルが異なる方向に向いているからである 。直進走行状態から制動するときには、この作用は望ましい。なぜなら、車両の 方向が安定したままであるからである。しかし、若干の場合、車両の垂直軸線回 りの追加ヨーイングモーメントを発生させて、例えばカーブ走行中車両の横滑り を阻止する制御を行うことが重要であることが判った。このような制御は走行安 定性コントロール（ＦＳＲ）と呼ばれる。 このような制御を実現するためには、操舵角度を検出することが必要である。 すなわち、操舵角度は運転者が望む車両のカーブコースを表す。安定したカーブ 走行の場合には、車両はほぼ一定の浮動角度でかつ不変のヨー角速度で目標コー スを通過する。運転者は反対向きの操舵によってこの浮動角度またはこのヨー角 速度からのずれを相殺しなければならない。これはしかし常にできるとは限らな い。特に、運転者がカーブ限界速度で目標コースを通過するときには不可能であ る。このような状況では、車両を適切に制動し、同時に、所望されるヨー角速度 に実際のヨー角速度を適合させる追加ヨーイングモーメントを車両に加えること が必要である。 これを実現するコントローラのための制御アルゴリズムは既に何度も説明され ているので、ここでは詳しく説明する必要はない。 制動力を個々の車輪に適切に加えることによって、制御アルゴリズムで演算さ れた追加ヨーイングモーメントを実現することには問題がある。 今日の車両はすべて油圧ブレーキを備えている。このブレーキはディスクブレ ーキあるいはドラムブレーキとして形成されている。従って、課題は具体的には 、各々の車輪のブレーキのためにブレーキ圧力を決めることにある。その際、個 々の車輪の個々のブレーキにおいてできるだけ小さな圧力で、すなわちできるだ け小さな制動力で追加ヨーイングモーメントを得るようにすべきである。本発明 はブレーキ圧力を演算するために、ブレーキを備えた各々の車輪について係数Ｃ_xx を決定し、発生すべき追加ヨーイングモーメントとその都度の重み係数から個 々の車輪について車輪制動トルクまたはブレーキ圧力を決定することを提案する 。 その際、各々の係数はブレーキ圧力と、追加ヨーイングモーメントに対するこ の車輪の制動力の割合との関係を決定する。 上述のように、特に油圧に基づいて作動する車両ブレーキ装置の場合には、個 々のブレーキについてブレーキ圧力を直接的に検出できるように、係数を決定す ることが望ましい。係数の重み付けは、その都度の係数がすべのて係数の２乗の 合計によって割ることによって行われる。このようにして重みを付けた係数は、 正負の符号を考慮して、追加ヨーイングモーメントに対するその都度の車輪ブレ ーキ圧力の比を決定する。 個々の係数を決定する際の変数として、車両の走行中または車両の使用の度に 変化するパラメータが入力される。このパラメータは特に、 − 操舵角度 − タイヤと道路の間の摩擦係数 − 車両重量 − 車軸荷重分布 である。 係数を演算する際に入力される、車両特有またはブレーキ特有の変数は、ディ スクブレーキ装置の場合例えば、 − ブレーキピストンの面積 − ブレーキあたりのピストンの数 − ディスクとブレーキパッドとの摩擦係数（制動中例えばフェードによって 変化し得る） − 動的なタイヤ半径に対する有効摩擦半径の比 − ブレーキの効率 である。 提案された演算方法は、車両の予め設定された追加ヨーイングモーメントから 、適切なブレーキ圧力をきわめて迅速に演算することができるという利点がある 。走行中にパラメータが変化すると、これはブレーキ圧力演算において係数の変 化を経て考慮される。 ほとんどの入力変数が係数の演算に線形に入力されるが、特に、操舵角度に対 する係数の関係は線形でない。 しかし、個々の係数と操舵角度の間の依存関係を線形化して見積もると、充分 に良好な結果が得られることが判った。 次の記載では先ず最初に、どのようにして追加ヨーイングモーメントを検出す るかについて説明する。第３章の“分配ロジック”では本発明の実施が説明され ている。 走行安定性をコントロールするためのシステム １．走行安定性コントロール（ＦＳＲ）の一般的構造 走行安定性コントロール（ＦＳＲ）の概念の下では、個々の車輪ブレーキの予 め設定可能な圧力と、駆動エンジンのエンジン管理への介入によって、車両の走 行状態を左右するための４つの原理が一つにまとめられる。この４つの原理は、 制動中個々の車輪のロックを防止するブレーキスリップコントロール（ＡＢＳ） と、駆動される車輪の空転を防止するトラクションスリップコントロール（ＡＳ Ｒ）と、車両の前車軸と後車軸の間のブレーキ力の比を制御する電子式ブレーキ 力分配（ＥＢＶ）と、カーブを通過するときに安定した走行状態を達成するヨー イングモーメントコントロール（ＧＭＲ）である。 この場合、車両は４個の車輪と油圧式ブレーキ装置を備えた自動車を指す。油 圧式ブレーキ装置では、運転者はペダル操作式マスターシリンダによってブレー キ圧力を発生することができる。各々の車輪は、それぞれ入口弁と出口弁を付設 したブレーキを備えている。車輪ブレーキは入口弁を介してマスターシリンダに 接続され、出口弁は無圧のタンクまたは低圧溜めに通じている。更に、補助圧力 源が設けられている。この補助圧力源はブレーキペダルの位置とは無関係に、車 輪ブレーキに圧力を加えることができる。入口弁と出口弁は車輪ブレーキの圧力 を制御するために電磁的に操作可能である。 走行中の動的状態を検出するために、各車輪あたり１個、合計４個の回転数セ ンサと、ヨーイング速度測定器と、横方向加速度測定器と、ブレーキペダルによ って発生するブレーキ圧力のための少なくとも１個の圧力センサが設けられてい る。その際、運転者によって加えられるブレーキ圧力が補助圧力源のブレーキ圧 力と区別できないように補助圧力源が配置されている場合には、圧力センサはペ ダルストローク測定器またはベダル力測定器によって置き換え可能である。 このような多数のセンサの場合、フォールバック策が実施されていると有利で ある。これは、センサの部品が故障したときに、この部品に割り当てられた制御 の一部だけが停止することを意味する。例えばヨーイング速度測定器が故障する と、ヨーイングモーメントコントロールは行われないが、ＡＢＳ、ＡＳＲおよび ＥＢＶは機能し続ける。すなわち、走行安定性コントロールは残りの３つの機能 に制限される。 走行安定性コントロールを行うと、運転者にとって臨界状況で良好に走行を支 配できるようにあるいは臨界状況が最初から回避されるように、車両の走行状態 に影響が与えられる。この場合、臨界状況は不安定な走行状態であり、極端な場 合には車両が運転者の指示に従わない状態である。すなわち、走行安定性コント ロールの機能は、このような状況下で物理的な限界内で運転者の所望する車両状 態を車両に付与することにある。 ブレーキスリップコントロール、トラクションコントロールおよび電子式ブレ ーキ力分配にとって先ず第１に、道路上でのタイヤの縦方向スリップが重要であ るが、ヨーイングモーメントコントロール（ＧＭＲ）には、他の変数（量）、例 えばヨー角速度Ψが入力される。 ヨーイングモーメントコントロールのために、いろいろな車両参照モデルを用 いることができる。最も簡単な場合、単一トラックモデル（単軌道モデル）に基 づいて演算が行われる。すなわち、このモデルでは前輪と後輪はそれぞれ対をな して、車両縦軸線上にある１個の車輪にまとめられている。二トラックモデルの 場合、演算は非常に複雑になる。しかし、二トラックモデルの場合、質点の横方 向のずれ（ローリング運動）を考慮することができるので、結果は正確である。 単一トラックモデルにとって、状態空間表示では次の式が当てはまる。 Ｆ１．１ Ｆ１．２ を得る。その際、モデル係数ｃ_iiは次のようにして求められる。 Ｆ１．３ その際、ｃ_hとｃ_vは後車軸または前車軸におけるタイヤの弾性、車輪懸架装置の 弾性および操舵装置の弾性から生じる強度を示している。ｌ_hとｌ_vは車両重心か らの後車軸と前車軸の距離を示している。Θは車両のヨーイング慣性モーメント 、すなわち垂直軸線回りの車両の慣性モーメントである。 このモデルでは、縦方向の力と重心移動は考慮されない。これらの近似は小さ な角速度についてのみ当てはまる。すなわち、このモデルの精度はカーブの曲率 半径が小さくなるにつれて、および速度が速くなるにつれて低下する。しかしな がら、演算作業は簡単である。この単一トラックモデルに関する他の実際は、本 “走行装置技術；走行状態”（アダム ゾモートル著、フォーゲル出版社、ヴュ ルブルグ、１９８７年）に記載されている。 ドイツ連邦共和国特許出願公開第４０３０７０４号公報に、車両のための二ト ラックモデルが提案されている。このモデルの精度は単一トラックモデルよりも かし、二トラックモデルを使用するときには、充分に短い時間で制御介入を行う ことができるようにするためには、膨大な演算能力を必要とすることに留意すべ きである。 走行安定性を制御するためのこのような装置をどのように形成したらよいかに ついて、次に２９個の図に基づいて説明する。その際、次の対象物が個々の図の 基礎となっている。 図１は走行安定性を制御するための装置の全体構造のブロック線図、 図２はヨーイングモーメントコントローラの構造に関するブロック線図、 図３は例えばカーブ走行のような走行状況の検出に関するフローチャート、 図４，５はそれぞれ道路摩擦係数の決定に関するフローチャートであり、この 場合図５は図４に適合している。 図６．８は浮動角速度と浮動角度の実際の値を決定するための組み合わせられ た方法に関する、異なる方法で示したブロック線図、 図７は図６の組み合わせられた方法の一部としての、運動学的な考察から浮動 角速度を直接的に決定するためのブロック線図、 図９は車両速度に依存して車両用の演算モデルを交換する、走行安定性コント ロール用制御回路を示す図、 図１０，１１は個々の車輪の速度ベクトルと浮動角度に対する量のスリップ角 度差の依存関係を推察することができる図、 図１２〜１５は走行安定性を制御するための制御回路のブロック線図であり、 コンパレータ内で互いに比較され量はヨー角速度の導関数である。 図１６は走行安定性を検出するための制御回路であり、制御量として車両ブレ ーキの圧力勾配およびまたは弁切換え時間が使用される。 図１７は追加ヨーイングモーメントを演算するためのコントローラを示すブロ ック線図、 図１８はローパスろ波器（フィルタ）を説明するためのブロック線図、 図１９は補正された目標ヨー角速度を演算するためのフローチャート、 図２０は補正された追加ヨーイングモーメントを演算するためのブロック線図 、 図２１は自動車を概略的に示す図、 図２２は分配ロジックを説明するためのブロック線図、 図２３はハンドルを切ったときの自動車とそれに作用する力を概略的に示す図 、 図２４は車輪スリップに依存して横方向力係数と縦方向力係数を説明するため のグラフ、 図２５Ａ，Ｂはアンダーステアおよびオーバーステア状態を説明するための自 動車の概略図、 図２７は入口弁と出口弁のための切換え時間を説明するためのブロック線図、 図２８は演算フライト内での時間インターバルを説明するための図、 図２９は車輪ブレーキ圧力を決定するための原理的なブロック線図である。 走行安定性の制御の経過の一般的な説明を、図１に基づいて行う。 車両はいわゆる制御対象を形成している。 車両１はいわゆる制御対象を形成している。 車両１には、運転者によって与えられる量、すなわち運転者ブレーキ圧力Ｐ_{Fa her} と操舵角度δが作用する。これから生じる量、すなわちエンジン実際トルク 圧力のような油圧信号が車両１で測定される。これらのデータを評価するために 、ＦＳＲ装置は４個の電子式コントローラ７，８，９，１０を備えている。この コントローラはそれぞれ、アンチロックコンロール装置ＡＢＳ、トラクションス リップコントロール装置ＡＳＲ、電子式ブレーキ力分配装置ＥＢＶまたはヨーイ ングモーメントコントロール装置ＧＭＲに付設されている。ＡＢＳ７、ＡＳＲ８ およびＥＢＶ９のための電子式コントローラは技術水準にそのまま一致していて も よい。 車輪回転数はアンチロックコントロール装置７、トラクションスリップコント ロール装置８および電子式ブレーキ力分配装置９に供給される。トラクションス リップコントロール装置のコントローラ８は更に、そのときのエンジントルク、 すなわちエンジン実際トルクＭ_Motistに関するデータを得る。この情報はヨーイ ングモーメントコントロールＧＭＲのためのコントローラ１０にも達する。更に 、 るデータを得る。ＡＢＳのコントローラ７では車輪の個々の車輪回転数から車両 基準速度ｖ_Refが検出され、この車両基準速度に基づいて、車輪の一つの過度の ブレーキスリップが判るので、このような基準速度はＧＭＲコントローラ１０で 計算しないで、ＡＢＳコントローラ７によって行うことができる。車両基準速度 をどこで計算するかあるいはヨーイングモーメント制御のために固有の計算を行 うかどうかは、ヨーイングモーメント制御の過程にとって小さな違いにすぎない 。同じことが例えば車両の縦方向加速度ａ_longについても当てはまる。これに相 応して、このための値はＡＢＳコントローラ７で検出され、ＧＭＲコントローラ １０に送ることができる。これは道路摩擦係数μの測定について制限的にのみ当 てはまる。なぜなら、ヨーイングモーメント制御には、アンチロックコントロー ル装置のために検出される摩擦係数よりも正確な摩擦係数が望まれるからである 。 ＦＳＲの４個のすべてのコントローラ、すなわちＧＭＲ１０とＡＢＳ７とＡＳ Ｒ８とＥＢＶ９のためのコントローラは、平行にかつ互いに独立して、その固有 の制御戦略に基づいて、個々の車輪のブレーキ圧力設定値Ｐ_GMR，Ｐ_ABS，Ｐ_ASR ，Ｐ_EBVを演算する。 更に、ＡＳＲコントローラ８とＧＭＲコントローラ１０に基づいて、エンジン トルクの設定値Ｍ_ASRとＭ_StellMが平行に計算される。 個々の車輪ブレーキ圧力のためのＧＭＲコントローラ１０の圧力設定値Ｐ_GMR は次のようにして検出される。 ＧＭＲコントローラ１０は先ず最初に、付加的なヨーイングモーメントＭ_Gを 計算する。このヨーイングモーメントは適当なブレーキ操作によって生じるとき に、カーブ内で車両状態を安定化することになる。このＭ_Gは分配ロジック２に 供給される。この分配ロジックはＧＭＲコントローラ１０の一部として示すこと ができる。この分配ロジック２には更に、場合によって存在する、車両減速のた めの運転者の希望が入力される。この運転者の希望は運転者ブレーキ圧力Ｐ_{Fahe r} に基づいて認識される。分配ロジック２は予め定められたヨーイングモーメン トＭＧと所望の運転者ブレーキ圧力から、車輪ブレーキのためのヨーイングモー メントコントロールブレーキ圧力Ｐ_GMRを演算する。このヨーイングモーメント コントロールブレーキ圧力は個々の車輪について個別的に非常に異なっていても よい。このヨーイングモーメントコントロールブレーキ圧力Ｐ_GMRは、ＡＢＳ、 ＡＳＲおよびＥＢＶのためのそれ以外のコントローラ７，８，９によって機能最 適化のために演算される圧力設定値と全く同様に、車輪ブレーキ圧力のための優 先回路３に供給される。この優先回路３は運転者の希望を考慮して、最適な走行 安定性のための目標車輪圧力Ｐ_sollを算出する。この目標車輪圧力は、この４個 のコントローラのそれぞれの圧力設定値に一致していてもよく、また重ね合わせ （重畳）であってもよい。 上記の車輪ブレーキ圧力の場合と同様にエンジントルクが処理される。ＡＢＳ とＥＢＶが車輪ブレーキのみ作用するのに対し、ＧＭＲとＡＳＲの場合にはエン ジントルクにも作用する。ＧＭＲコントローラ１０とＡＳＲコントローラ８にお いて別々に演算された、エンジントルクの設定値Ｍ_StellM，Ｍ_ASRは再び優先回 路４内で評価され、重ね合わされて目標トルクになる。しかし、この目標トルク Ｍ_sollは両コントローラの一方の計算された設定値にのみ一致させてもよい。 車輪ブレーキ圧力の計算された目標設定値Ｐ_sollとエンジントルクの演算され た目標値Ｍ_sollに基づいて、ブレーキとエンジンへの介入によって走行安定性制 御を行うことができる。そのために、圧力制御装置５には更に、油圧信号と、実 際の車輪ブレーキ圧力を示す値が供給される。これから、圧力制御装置５は、車 両１内の個々の車輪ブレーキの制御弁に与えられる弁信号を発生する。エンジン 管理装置６はＭ_sollに応じて車両の駆動エンジンを制御する。それによって、エ ンジン実際トルクが変化する。そしてこれから、ＦＳＲ装置の４個の電子式コン トローラ７，８，９，１０のための新しい入力量が生じる。 ２．ヨーイングモーメントコントローラ（ＧＭＲ）の構造 図２はＧＭＲコントローラ１０内で分配ロジック２のための追加ヨーイングモ ーメントＭ_Gがどのようにして検出されるかをブロック線図で示している。その ために、入力量として、操舵角度δ、ＡＢＳコントローラ７からの車両基準速度 される。車両基準速度ｖ_Refはろ波器１７を通過する。このろ波器は低い速度の 場合、零より大きな一定値をつける。それによって、その後の演算時に分数の分 母は零でなくなる。ｖ_Refのろ波されない値はアクティベーションロジック（起 動ロジック）１１に供給される。このアクティベーションロジックは車両停止を 認識する。 アクティベーションロジック１１による車両基準速度ｖ_Refのこの直接的な検 出は、車両が停止しているとき、ろ波された車両基準速度ｖ_RefFilがその一定の 最小値をとると仮定されるときには、省略可能である。 ＧＭＲコントローラには車両参照モデル１２が格納されている。この車両参照 モデルは操舵角度δ、ろ波された車両基準速度ｖ_RefFilおよび測定されたヨー角 設定値を物理的に考えられる範囲内に保つために、この計算には更に道路摩擦 係数μが必要である。この道路摩擦係数は摩擦係数および状況認識１３において 見積値μとして計算される。アンチロック制御の範囲内で検出された摩擦係数が 充分に正確であるときには、この摩擦係数を使用することができる。あるいは、 ＧＭＲコントローラ１０で計算された摩擦係数がＡＢＳコントローラ７に受け入 れられる。 摩擦係数および状況認識１３はその計算のために、ろ波された基準速度ｖ_RefF 舵角度δを使用する。 状況認識は直線走行、カーブ走行、後退走行および車両停止のようないろいろ な場合を識別する。車両停止は、ろ波された車両基準速度ｖ_RefFilがその一定の 最小値をとるときであると仮定される。ろ波されない車両基準速度の代わりに、 車両停止を認識するためのこの情報を、アクティベーションロジック１１に供給 することができる。後退走行を認識するために、所定の操舵角度δのときにヨー 常に前進走行のときに計算されるからである。というのは、慣用の回転数センサ は車輪回転方向に関する情報を検出しないからである。 最後に、ろ波された車両基準速度ｖ_RefFil、測定された車両横方向加速度ａ_qu れる。 大きな浮動角変化時にピークを切除するために、浮動角速度の計算された値は クティベーションロジック１１とヨーイングモーメント制御法則を変えるための プログラム１６とに伝送する。プログラム１６は更に、ヨー角速度の変化設定値 れから、車両のための付加的なヨーイングモーメントＭ_Gが算出される。このヨ ーイングモーメントはブレーキ圧力を介して得られる。 プログラム１６は、実際の制御量を常に有するために、持続的に作動する。こ の調節モーメントが図１に示した分配ロジック２に伝送されるかどうかは、アク ティベーションロジック１１に依存する。 アクティベーションロジック１１は、ろ波されていない車両基準速度ｖ_Refの からの情報を数値で受け取る。 車両が後退走行していると、Ｍ_Gの伝達が中断される。これと同じことが次の 場合にも当てはまる。すなわち、車両停止が認識されるときあるいは見積もった ときに、同じことが当てはまる。エンジン調節トルクＭ_StellMの計算のための論 理回路は図示していない。 ２．１ 摩擦係数と状況の認識 図３，４，５には、摩擦係数と状況の認識１３の場合の論理処理手順がフロー チャートの形態で示してある。 図３は状況認識を対象としている。図示した処理手順により、８個の異なる走 行状況を識別することができる。 〈０〉 車両停止 〈１〉 一定の直進走行 〈２〉 加速された直進走行 〈３〉 減速された直進走行 〈６〉 後退走行 〈７〉 一定のカーブ走行 〈８〉 加速されたカーブ走行 〈９〉 減速されたカーブ走行 論理分岐はフローチャートにおいて菱形として示してある。 決定すべき現在の状況５１から出発して、先ず最初に、車両が停止しているか どうか、菱形５２で確かめられる。ろ波された車両基準速度ｖ_RefFilがその最小 値をとると、車両停止、すなわち状況〈０〉と見なされる。ｖ_RefFilがｖ_minよ りも大きいと、菱形５３において、状況認識の上述の進行の結果が質問される。 前に確認された状況が後退走行であると、すなわち状況〈６〉で認識されたと きには、後退走行が続く。というのは、その間に車両が停止していないからであ る。すなわち、そうでなければ、菱形５２でその間に状況〈０〉が認識されてい るはずである。 状況認識の前述の進行が状況〈６〉と異なる状況を生じると、菱形５４におい て、横方向加速度ａ_querの数値的な量が質問される。この量が所定の閾値ａ_{quer min} よりも小さい、すなわち車両は真っ直ぐに走行している、すなわち状況〈１ 〉〜〈３〉の一つが生じていると見なされる。測定された横方向加速度ａ_querが 閾値ａ_{quer min}よりも値的に大きいときにも同じことが言えるがしかし、次のス テップで菱形５５において、操舵角δが数値的に閾値δ_minよりも小さいことが 認識される。すなわち、測定された横方向加速度ａ_querの際測定エラーとなる。 この測定エラーは、横方向加速度測定器が通常は車両横軸に固定されて取付けら れ、側方への道路傾斜時に車両と共に傾斜するので、実際上存在しない横方向加 速度が表示されることから生じる。 車両が直進走行中であると、菱形５９において縦方向加速度ａ_longの量が検討 される。この量が数値的に閾値ａ_{long min}よりも小さいと、一定の直進走行と見 なされる。しかし、縦方向加速度ａ_longがこの閾値よりも数値的に大きいと、菱 形６０で正の縦方向加速度と負の縦方向加速度が区別される。ａ_longの値が閾値 ａ_{long min}よりも大きいと、車両は加速された直進走行、すなわち状況〈２〉に ある。ａ_longの値が閾値ａ_{long min}よりも小さいと、負の縦方向加速度中、すな わち、減速された直進走行、状況〈３〉であることにほかならない。 状況〈０〉〜〈３〉が存在せず、菱形５５において閾値δ_minよりも大きな操 舵角度δが数値的に認識されると、菱形５６において、車両がその間に後退走行 したかどうか質問される。ここでの後退走行の認識は必要である。なぜなら、直 である。ヨーイングモーメントコントロールを開始するカーブ走行を認識して初 めて、後退走行を確実に排除しなければならない。これは車輪回転数センサの信 号だけに基づいて行うことはできない。なぜなら、このようなセンサは、走行方 向の逆推論を許容しないで、速度を数値的にのみ伝えるからである。 正負の符号が逆であり、かつこれが両量の時間的な導関数（微分）、すなわちヨ 従って、ヨー角速度の正負の符号が比較され、それによってヨー角速度の反対向 きの符号が、時間的に遅らせて目標値を演算することによって生じる移相だけに 起因することを排除することができる。 後退走行の条件が満たされないと、前方へのカーブ走行が問題となる。このカ ーブ走行が一定の速度で行われるかどうかは、菱形５７で調べられる。菱形５９ ，６０での直進走行の場合のように、菱形５７では先ず最初に、縦方向加速度ａ_{lo ng} の値が考慮される。この縦方向加速度の値が閾値ａ_{long min}よりも小さいと、 一定のカーブ走行、すなわち状況〈７〉が存在する。縦方向加速度ａ_longが数値 的に閾値ａ_{long min}よりも大きいときには、更に、菱形５８で、縦方向加速度ａ_long が正であるか負であるかが調べられる。正の縦方向加速度ａ_longの場合には 、車両は加速されたカーブ走行、すなわち状況〈８〉にある。一方、負の縦方向 加速度ａ_longの場合には、状況〈９〉に相応して、減速されたカーブ走行が認識 される。 縦方向加速度ａ_longはいろいろな方法で検出可能である。例えば、ＡＢＳコン トローラ７で準備された基準速度ｖ_Refによって決定することができる。この場 合、このような基準速度ｖ_RefがＡＢＳ介入中実際の車両速度と相違することが あることを考慮すべできである。すなわち、ＡＢＳの場合にはｖ_Refに補正が加 えられている。しかし、このような演算がＡＢＳコントローラで行われるときに は、縦方向加速度ａ_longは事情によっては、ＡＢＳコントローラから直接受け取 ることができる。 図３の状況認識は絶えず新たに行われる。この場合、最後に検出された状況は 記憶されたまであり、菱形５３に供される。 道路の摩擦係数決定のための進行が図４，５に示してある。摩擦係数決定は、 ヨーイングモーメントコントローラが制御を開始するときにのみ行われる。しか し、制御開始時には差し当たり見積摩擦係数が存在しないので、制御の開始のた めに摩擦係数はμ＝１にセットされる。 瞬時の走行状況に基づいてヨーイングモーメントコントロールが応答すると、 車両が少なくとも不安定な走行状況の限界範囲の近くにあるということから出発 する。それによって、車両の実際の測定量を考慮することによって瞬時の道路摩 擦係数を見積もることができる。制御の開始時に検出された摩擦係数は、その後 摩擦係数の決定は初回はコントロールの開始時に行われ、しかも目標ヨー角速度 を物理的に意味のある値に制限するための後続のアクティベーション相と関連し て行われる。その際、もともと設定されていた摩擦係数μ＝１から出発して、制 グモーメントＭ_Gの計算の基礎として用いられる。 そのために、先ず最初に、測定された横方向加速度ａ_querと、縦方向加速度ａ 摩擦的な連結（確動連結）が完全に利用されると仮定すると、瞬時の摩擦係数に 一致する。しかし、制御開始時に最大摩擦連結状態にまだ達していないことから 出発しなければならないので、表、特性曲線または一定のファクターによって、 制御に供給される。それによって、次の演算ステップで、道路摩擦係数に適合し ればならない。というのは、制御の間摩擦係数が変化するからである。制御が車 に現実化される。この現実化相内でもヨーイングモーメント制御が開始されない することができる。このような状況は例えば直進走行、後退走行または車両停止 、すなわち状況〈０〉〜〈４〉である。これは、ヨーイングモーメント制御が行 われないので、摩擦係数見積が不要な状況である。摩擦係数の現実化は、摩擦係 数 ち｜δ｜が予め定めた閾値を上回るときに、行わずにそのままにすることができ る。後者の場合、横方向加速度ａ_querの変化が操舵角度δの変化に基づき、摩擦 係数変化にほぼ基づいていないことから出発することができる。 この方法で計算された摩擦係数は、一般的には、４個すべての車輪の平均の摩 擦係数である。この方法では摩擦係数を車輪毎に決定することはできない。 図４に基づいて摩擦係数決定の方法を説明する。あらゆる走行状況において、 そのときの道路摩擦係数が領域６１で車両状態に入り込む。そのときの摩擦係数 を決定するために、測定された横方向加速度ａ_querがステップ６２に従ってろ波 される。すなわち、測定された値が平滑化されるかあるいは曲線がローパスを通 過するので、極端なピークが生じない。ステップ６３は図３の状況認識を含んで いる。認識された走行状況は後でステップ７４の現実化相で重要である。菱形６ ４では、制御介入が必要であるかどうか質問される。このような計算は、先ず最 初は初期摩擦係数μ＝１に基づいている。制御が必要であると判断されると、菱 形６５において、これが摩擦係数決定のその前の進行の終了状態であるかどうか 質問される。制御が開始される場合、制御では認識が予め行われないので、従っ 算は次式に基づいて行われる。 Ｆ２．１ ここで、ｇは重力加速度ｇ＝９．８１ｍ／ｓ²である。 次に、ステップ６８で、ステップ６５のためのパラメータｒｅｇ_oldが１にセ という事実に相応して、係数パラメータＴμが１にセットされる。ステップ６９ れは、存在する加速度成分がまだ完全な摩擦連結状態の利用に基づいていないと る。 すなわち、この摩擦係数決定の次の進行過程に、走行状況が変わらないという 前提で、菱形６５でｒｅｇ_old＝１と判断される。ここでも、その後の進行過程 りになる。領域６８で決定されたパラメータの現実化は行われない。というのは 、 _dは１にセットされ、そのままである。実施された進行過程（ステッブ）の数Ｔ μは１のままである。なぜなら、制御が行われないときにのみ、この数が数えれ 菱形６４での進行過程で、制御が必要でないことが判ると、菱形７１で、制御 のためのパラメータｒｅｇ_oldが最後に０にセットされるか１にセットされるか 質問される。最後の進行過程で１にセットされると、菱形７２で、進行過程の数 Ｔμが質問される。最後の進行過程で制御が行われると、この進行過程の数Ｔμ は１である。制御が最後から２番目の進行過程で行われると、Ｔμ＝２等である 。Ｔμがステップ７２で所定のＴμ_Endに達しないかぎり、ステップ７３では１ だ 次の進行過程で制御を行わずに数Ｔμ_Endが達成されると、制御のためのパラメ が終了する。 次の進行過程の際に菱形６４で、制御が必要でないことが再び認識されると、 れる。菱形６４で制御介入の必要性が認識されて初めて、摩擦係数決定が再び行 われる。 菱形７９内で、車両が停止してもいないし直進走行もしていない、すなわち状 況〈６〉〜〈９〉の一つが存在しているということが認識されると、ステップ７ ８の結果がステップ８０で評価される。前述のように、低下する摩擦係数が操舵 操作に起因しないときにのみ、摩擦係数の決定が行われる。車両が直進走行（前 進または後退）しているときあるいは車両が停止しているときあるいは見積もっ い。 車両状態の安定性の程度は、そのときの浮動角度βとその時間的な導関数、す て次のように算出する以外にない。 運動平面内での縦軸に対して横方向の車両重心の加速度ａ_querが測定される。 車両の重心は慣性系と相対的に速度ベクトルｖと共に移動する。 Ｆ２．２ ここで、Ψはヨー角度、βは浮動角度である。加速度ベクトルａは時間ｔによる 微分として生じる。 Ｆ２．３ 加速度センサは車両の横軸への加速度ベクトルの射影を測定する。 Ｆ２．４ Ｆ２．５ 三角関数の線形化によれば（sinβ＝１；cosβ＝１）、式は変形可能である。 Ｆ２．６ 後の項が無視されるときには、簡単化されるので、βを決定する必要はない。 って横方向運動の非線形範囲においても検出可能であるという利点がある。測定 ノイズに対するこの方法の感度と、測定エラーの積分が不利に作用する。それに よって、浮動角度決定は恐らく非常に不正確になる。 この欠点はモデルで支援された方法との組み合わせによって回避される。図６ 組み合わせがどのように形成されるかを示している。この組み合わせは、図２に 破線で記入したブロック１８の代わりに挿入可能である。このようなモデル支援 方法では、入力量として更に、操舵角度δが破線の矢印によって示すように供給 して供することができる。これは同様に破線の矢印で示してある。 図２の破線で囲まれた範囲１８を、図６の図示と置き換えることができる。そ できる。 ３に加えて、走行状態を確かめるためのオブザーバ車両モデル８４が関与する。 入力量として、オブザーバ車両モデル８４は、ヨー角速度を決定するための車両 参照モデル１２と同様に、操舵角度δを得る。ろ波された車両基準速度ｖ_RefFil はパラメータとして入力される。測定可能な出発量である横方向加速度ａ_querと 車両モデル８４には不要である。このオブザーバ車両モデルは原理的にはそれ自 体がこの量となる。最も簡単な場合にＧＭＲ制御法則によって計算される追加ヨ ーイングモーメントと同一である他の項Ｙは、制御介入によって生じる車両状態 の変化を示す。すなわち、Ｙは、オブザーバの複製車両を実際の車両と同じ条件 にさらすために役立つ。 ーパスを通過後、重み係数ｋに掛け算され、オブザーバ車両モデルから生じる浮 速度からの補正係数に加算された後、重み係数（１−ｋ）に掛け算される。その 際、ｋの値は常に０と１の間である。オブザーバ車両モデルなしではｋ＝１であ 先ず最初に、この補正量はヨー角加速度に対して積分され、一方ではオブザー れる。この差は係数ｈ₂に掛け算される。この係数はオブザーバ車両モデル８４ の補正においてその後の制御ステップの量を決定し、ディメンジョン１／ｓを有 じディメンジョンを有するので、両量を互いに加算することができ、更に積分し た後ヨー角速度のための戻される補正量を形成することができる。ヨーイングモ ーメント制御の進行過程で、項Ｙは、加えられた追加ヨーモーメントＭ_Gに対応 する、零と異なる値をとる。車両のヨーイング慣性モーメント０によって割るこ とにより、Ｙは同様に、ヨー角加速度のディメンジョンを有し、ヨー角加速度の 合計に加算されるので、積分された補正量は制御作用も考慮する。 定よりも確実な決定を可能にするオブザーバ車両モデル８４が設けられていると きには、一定の浮動角度βを本来のヨーイングモーメントコントローラ１０に送 ることができる。 測定された出発量として式Ｆ２．６による計算９１に入る。 微分される。この車両基準加速度は領域９４においてろ波された車両基準速度ｖ_RefFil によって割算される。これは非線形の掛け算９５の後で、係数f_βとなる 。 度のための算出された値は、計算９１の後、前述のようにローパス９２を通過し 、 微分される。この車両基準加速度は領域９４においてろ波された車両基準速度ｖ_RefFil によって割算される。これは非線形の掛け算９５の後で、係数f_βとなる 。 た値は、計算９１の後、前述のようにローパス９２を通過し、見積もった浮動角 図６のオブザーバ車両モデル８４がどのようにして作動するかが図８に示して ある。その際、マトリックス図示が選択されている。この場合、“→”はスカラ ーのものを示し、“⇒”は多次元のものを示す。 マトリックス図示は式Ｆ１．１〜Ｆ１．３から出発している。その際、状態量 式が生じる。 Ｆ２．７ ここで、Ａ（ｖ（ｔ））はシステムマトリックス、Ｂ（ｖ（ｔ））は入力マトリ ックス、ｘ（ｔ）は状態ベクトル、ｕ（ｔ）は入力ベクトルである。 Ｆ２．８ 入力ベクトルｕ（ｔ）は入力量として操舵角度δと項Ｙを含む。この項はヨー モーメント制御によって発生した追加ヨーイングモーメントを示す。 算出された量を重みをつけて加算するために、重み係数の代わりに、重みマト リックスＫ₁と重みベクトルｋ₂を使用することができる。 Ｆ２．９ トルはそれぞれ、状態ベクトルｘ（ｔ）の成分を消去する。 Ｆ２．１０ ｃ _β＝［１，０］ ； ｃ _ψ＝［１，０］ オブザーバ車両モデルの運動、すなわち補正ステップの量は、ベクトルｈによ って決まる。このベクトルの第１の成分ｈ₁はディメンジョンがなく、第２の成 分ｈ₂はディメンジョン（１／ｓ）を有する。 Ｆ２．１１ 状態空間の説明（Ｆ１．１，Ｆ１．２）の車両モデルから出発して、図８に従 ってオブザーバによって浮動角度βを決定するための、次に説明する構造が生じ る。 図８では、車両１０１は入力量と出力量とを区別するためにのみ示してある。 アダー１０４では、２．７のシステム式が形成される。そのために、システム マトリックスＡが状態ベクトルｘに掛け算され、入力マトリックスｄが入力量δ ，Ｙ、すなわち入力ベクトルｕに掛け算される。 実際の車両基準速度ｖ_RefFilが、可変の１つのパラメータとして、システムマ トリックスＡと入力マトリックスＢに入れられる。アダー１０４での加算によっ ₁に掛け算され、他のアダー１０５に供給される。 ために、ろ波された車両基準速度ｖ_RefFilと、微分回路１０２（図７の９３に一 式の最後の項は無視される。なぜなら、浮動角度βの値が存在しないからである 。浮動角速度の算出後、この浮動角速度は、図７に既に示したように、ローパス ９ クトルｋ₂に掛け算されるので、ベクトルが生じる。このベクトルの第１の成分 は角速度のディメンジョンを有し、その第２の成分は零に等しい。このベクトル もアダー１０５に供給される。状態ベクトルｘと、ｋ ₂との掛け算によって得ら ベクトルは、積分回路１０６内で状態ベクトルｘに積分される。ベクトルｃ _β， は組み合わせられた方法においてオブザーバ内で状態量としておよび見積エラー 決定のために用いられる。アダー１０７では、そのために、オブザーバ車両モデ る。この差はベクトルｈに掛け算され、その第１の成分はディメンジョンレスで 法に戻される。従って、その後の制御ステップで、式Ｆ２．６の最後の項も値を 有することができる。 両計算方法、すなわち車両モデルに基づく計算と、運動学的考察に基づく計算 浮動角度を制御量としてＧＭＲ制御法則１６に供給することができる。 ２．３ 次に、図９〜１５に基づいて車両参照モデルを説明する。 図９には、車両の走行安定性を制御するための、図１，２による制御回路が更 に簡略化して示してある。その際、図１のコントローラ７〜９と、所属の優先回 路３と、エンジン管理装置６は省略され、圧力制御部５を備えた分配ロジック２ は簡略化して示してある。制御回路では、垂直軸線回りの付加的なヨーイングモ ーメントＭ_Gが演算されて生じる。それによって、運転者が望むカーブ走行が維 持される。その際、付加的なヨーイングモーメントＭ_Gは個々の車輪の適切な制 動によって発生する。この場合、制動の進行過程と、制動すべき車輪の選択は、 分配ロジック２によって決められる。運転者はステアリングホイールの適当な角 度位置によって所望の走行方向を決定する。ステアリングホイールは一定の変速 比（操舵変速）で、操舵される車輪に連結されている。これにより、車輪の所定 の操舵角度δが生じる。 ２．３１ 動的な単一トラックモデル ＧＭＲコントローラ１０内には、いわゆる車両参照モデル１２（図２）＝３０ ２（図９）が設けられている。この車両参照モデルには入力データ（ｖ_Refによ って表された速度ｖ、操舵角度δ）が供給される。車両参照モデル３０２では、 どのような大きさにすべきかが演算される。次のコンパレータ３０３において、 を生じる。このようにして決められた差はヨーイングモーメントを制御するため モーメントＭ_Gを算出し、分配ロジック２に供給する。分配ロジック２はこの付 加的なヨーイングモーメントＭ_Gと場合によってはブレーキの圧力を増大させる という運転者の希望ｐ_Faherに基づいて、出力量を決める。これは例えばブレー キ圧力値または弁切換え時間である。 遅い速度の範囲においても、車両参照モデル３０２の最適な作用が重要である 。そのために、車両参照モデル３０２は上記の動的な線形単一トラックモデル３ １１に加えて、静的な旋回走行モデル３０６を備えている。 静的な旋回走行について次の式が当てはまる。 Ｆ２．１２ Ｆ２．１３ Ｆ２．１４ 動的な線形単一トラックモデルについては、Ｆ１．１，Ｆ１．２の式が当ては まる。 演算モデル３０６と３１１の間の切換え、図示していない切換え器によって車 両参照モデル３０２内で車両の速度に依存して自動的に行われる。その際、一方 のモデルから他方のモデルへの切換えのために、数ｋｍ／ｈのヒステリシスが設 ３０６のモデルに従って演算される。速度が低い速度から来てこの方向の閾値を によって行われる。これにより、高い速度での制御にとって特に重要な動的過程 をモデルに含めることができる。 旋回走行モデル３０６から単一トラックモデル３１１に移る際に、旋回走行モ めのスタート値として使用される。これにより、切換え時の急激変化が回避され る。それ以降の演算は、低下するときに速度が低い速度閾値を下回るまで、単一 トラックモデル３１１によって行われる。ここでも急激変化を小さくするために 、 て演算される。 補正値は次の大きさを有する。 Ｆ２．１５ Ｆ２．１６ この補正係数は時間に関するその作用が次の法則性に従って減少する。 Ｆ２．１７ ｋｏｒｒ（ｎ＋１）＝ｋｏｒｒ（ｎ）×λ ここで、λは０と１の間の値をとり得る。ｎまたはｎ＋１によって、演算過程が 数えられる。 これにより、急激な変化が回避される。なぜなら、静的な場合、量演算方法が 異なる結果を生じるからである。従って、演算モデルの交換によって、ｖ＝０ｋ ｍ／ｈの速度まで、制御のための目標値を正確に決定することができる。 図９に関連して、車両参照モデルとして異なるモデルが考慮の対象になること を説明した。その際、好ましいモデルは静的旋回走行のモデルでもよい。この静 きる。このような車両参照モデルのときには、測定された値λ，ｖ_Refを演算回 る。 ２．３．３ 簡単化したモデル 次に、目標ヨー角速度を検出するためのきわめて簡単なモデルが作られる。こ のモデルは上記の組み合わせモデルの代替物である。それによって、小さな演算 出力で受入れ可能な結果が得られるという利点がある。 ２．１８ この式は、コンプライアンスｃ_v，ｃ_hが非常に大きいと仮定するとき、式Ｆ２ ．１４およびＦ２．１５と共にＦ２．１２によって生じる。 この式は次の考察に基づいている。 両モデル（例えば単一トラックモデル）または静的なモデル（静的旋回走行値と し、この式の場合それぞれ、設定値（ひいては制御介入）は車両モデルの質に依 存する。この場合、線形の代替モデルであるので、モデルは若干の場合実際の車 両状態と大きく異なる。 実際の車両状態が更に、例えば個々の要素の負荷または摩耗に基づいて変化す ると、モデルによる車両の描写は不充分である。従って、連続したパラメータ評 価によってモデルを適合させるべきである。この場合、次の問題が生じる。 見積のために或る運転が存在しなければならない。すなわち、運転者は操舵設 定によって線形範囲（＜０．４ｇ）で車両を充分に動かさなければならない。こ れは普通の走行の際に起こらない。 更に、線形の単一トラックモデルのすべてのパラメータを直接見積もることが できない。従って、所定のパラメータは予め固定して選択しなければならない。 すなわち、モデルの仮定に基づく制御は、モデル設定に関してのみ満足できる 解決策を常に提供する。従って、多くの場合、簡単化された制御原理に従って行 うことで充分である。 走行安定性コントロールの重要な目的は、運転者の操舵入力、ブレーキ入力お よびアクセルペダル入力に対する車両のリアクションが絶えず予測可能でかつ良 好に制御可能であるように、走行状態を調整することである。従って、車両のア ンダーステアおよびオーバーステアの車両運転状態を認識し、適当なブレーキ介 入またはエンジン管理介入によって中立の状態に補正しなければならない。 簡単化された制御原理のための思想は、アンダーステアまたはオーバーステア 状態を直接的に示す量を、制御変数として使用することにある。そのために、自 動車の制御状態のための定義の一つに従って、前車軸と後車軸の平均スリップ角 度（α_V，α_H）が比較される。前側のスリップ角度が大きいときには車両はその 後でアンダーステア状態となり、逆の場合にはオーバーステア状態となる。スリ ップ角度が前側と後側で等しいときに、定義に従って中立の状態が存在する。 従って次式があてはまる。 Ｆ２．１９ ＞ ０ ： アンダーステア αｖ−αｈ ＝ ０ ： 中立 ＜ ０ ： オーバーステア すなわち、スリップ角度差に基づいて、車両の瞬時の走行状態を直接的に決定 することができる。評価として単一トラック車両モデル（図１０）を使用すると 、 して導きだすことができ、しかも次式で導き出すことができる。 Ｆ２．２０ａ Ｆ２．２０ｂ 浮動角度が直接的に測定できないかあるいは簡単に演算できないので、個々の スリップ角度の明確な演算は行うことができない。しかし、その差を求めると、 この量を、既存の測定量（操舵角度、ヨーイング角速度）、ＡＢＳコントローラ によって知られている車両基準速度ｖ_Refおよび一定のホイールベース１に基づ いて演算することができる。 Ｆ２．２１ それによって、アンダーステアまたはオーバーステアの程度として使用可能な量 が供される。 更に、車両重心のカーブコースの瞬時の曲率半径Ｒとスリップ角度差との知ら れている関係、 Ｆ２．２２ を考慮すると、中立状態Ｆ２．１９の Ｆ２．２３ α_v−α_h＝０ と仮定したとき、カーブ半径Ｒは操舵角度αによって決まる。すなわち、 Ｆ２．２４ 従って、演算したスリップ角度差を制御量として直接使用する制御が可能であ る。この制御の前提は、ほぼ中立な状態を達成するために、制御量の値を小さく 保つことである。場合によってはこの誤差閾値を非対象にセットし、オーバース テアの方向において誤差を小さく選択することが有効である。 御の基礎となる。 ２．３５ 目標値制限 車両の走行状態の制御は、車輪が道路に対してグリップ力を有するかぎり、演 算された追加回転モーメントを車両に働かせることができる。 例えば、ステアリングホイールが車速に関して強すぎるようにあるいは速すぎ るように切られるときには、いかなる場合でも操作角度δで設定したカーブコー スに車両を制御によって強要することは不所望である。 定されることを避けるべきである。参照モデルだけに従うと、不運な状況では次 のようなことが起こることになる。すなわち、速度が速いときに、うっかりして の軸線回りに回転し、車両の重心がほぼ真っ直ぐに移動することが起こることに なる。この状態は運転者にとって非常に不所望であり、車両が摩擦状態の悪化に 基づいて運転者の希望に従わず強くアンダーステアリングされて真っ直ぐに走行 する場合よりもはるかに不所望である。後者の場合、車両は少なくとも真っ直ぐ に移動するだけであり、同時に固有の軸線回りに回転しない。特殊な場合に不利 であるこの結果を避けるために、車両参照モデルでは付加的な演算アルゴリズム が設けられている。この演算アルゴリズムは、直前に測定された速度にとって不 ．１８）。 最高許容横方向加速度ａ_qlimは実質的に、摩擦係数、速度ｖ、縦方向加速度ａ_long および場合によっては他のパラメータの関数として決定可能である。それに よって、 Ｆ２．２５ ａ_qlim＝ｆ（ｍｕ，ｖ，ａ_long・・・） 最高ヨー角速度は次式で計算される。 Ｆ２．２６ 従って、ヨー角速度の限界値を決定することかできる。この限界値は運転者の希 望を直接的には考慮しないで、車両が突然コースから逸れるときに、車両が付加 的にその垂直軸線回りに回転しないようにする。 適切なμ測定の詳細は２．１の個所で詳しく説明している。 更に、所定のマスター条件の下でのみ制御介入を許容するようにすることがで ティベーションロジック１１が実際のＭ_Gを分配ロジック２に伝えないことであ る。これは直前の速度に依存して行うことができる。 ２．４ 制御法則 次に、ヨーイングモーメントコントローラ１０の制御法則１６のプログラム構 造について説明する。プログラムは４つの入力量から、車両上下軸線回りの付加 的なヨーイングモーメントＭ_Gを演算する。このヨーイングモーメントは、特に カーブ走行時に安定した車両状態を得るために必要である。演算されたヨーイン グモーメントＭ_Gは車輪ブレーキの調節圧力を演算する基礎となる。 制御法則のために次の入力量が供される（図１７参照）。 スリップ角度差を基礎とする場合、入力５００にはΔλが供給され、入力５０ 入力５０３は任意である。特に、全体の演算システムにいわゆるオブザーバ車 両モデル８４が設けられているときに供される。 入力５０１の値は、ループ時間Ｔ₀によって割られた、演算ループから演算ル ープへの入力５００の量の時間的な変化として、あるいは測定されたヨー角速度 の時間的な微分の差としておよび演算された目標角速度の時間的な微分として生 じる。 演算ループとは、図１のＦＳＲコントローラの演算通路であると理解される。 こような演算通路はその構造によって、所定の実時間、すなわちループ時間Ｔ₀ が必要である。効果的な制御のためにはこのループ時間を充分に小さく保たなけ ればならない。 （ローパスフィルタ）５１０または５１１に導かれる。 両ローパスろ波器は原理的に同じように形成され、図１８に示すような構造を 有する。 図１８のローパスろ波器の入力量５２０はｕで、出力量５２１はｙで示してあ る。出力量５２１はレジスタ５２２に供給され、次の演算のときに前の値ｙ（ｋ −１）として供される。そして、演算ループのための出力値５２１は次式で演算 される。 Ｆ２．２７ ｙ（ｋ）＝λ×ｙ（ｋ−１）＋（１−λ）×ｕ×ｋ_p ここで、λは０と１の間の値をとり得る。λはローパスろ波器の価値を示す。限 界値λ＝０については、回帰機能が消去される。先行する値ｙ（ｋ−１）は新し い出力値５２１の演算にとって重要ではない、λが値１に近づけば近づくほど、 先行する値が強く作用するので、実際の入力値５２０は出力値５２１よりもゆっ くり価値が認められる。 ｋ_pは線形の評価係数である。 上記のローパスろ波は両入力値５００，５０１について行われ、ろ波された値 ５１５，５１６となる。 同様なローパスろ波５１２は入力量５０２、すなわちβについて行われる。ろ 波された値５１７はろ波されていな値５０３と同様に、非線形フィルタに供給さ れる。このフィルタの役目は、小さな入力値について出力値を０にセットし、所 定の限界値よりも大きい入力値については、限界値だけ低減した入力値を伝送す 内に固定されて補充された量でもよいが、他のパラメータ、例えばタイヤと道路 の間の摩擦係数に依存する量でもよい。この場合、限界値は冊係数の線形関数と して別個に演算される。 ４個の量、すなわち、５１５，５１６，５１７，５１８はすべて、他のステッ プ５３０，５３１，５３２または５３３においてそれぞれ線形の重み係数によっ て重みがつけられる。 この係数は演算システムに固定されて補充されている。係数は量のオーダーに 従って車両モデルから演算可能であるが、一般的には走行損失による微調整を必 要とする。これにより、各々の車両または各々の車両タイプのために、線形係数 のセットが決定される。このようにして重みをつけた入力量５００，５０１，５ ０２，５０３が加算される。この場合、（加算素子５４０）、付加的なヨーイン グモーメントＭ_gが生じる。このヨーイングモーメントはプログラムの他の演算 段階の基礎となる。 しかし実際には、演算されたヨーイングモーメントの修正が必要であることが 判った。 そのために、次の二つ項目を行うことができる。 ２．演算されたヨーイングモーメントＭ_gがろ波される。 この二つの項目によって、ヨー角速度を考慮してだけでなく浮動角度を考慮し て制御を行う試みがなされる。 ２．４１ 入力量の修正 車両参照モデルによって、上述のように、ヨー角速度の目標値が計算される。 使用される車両参照モデルが実際の所与と完全には一致しないので、通常はモデ ル演算をもう一度補正する必要がある。参照モデルでは実質的に、ヨー角速度セ ンサと操舵角度センサから供給される値が評価される。横方向加速度センサから 供給される値を付加的に考慮することにより、演算された目標ヨー角速度の補正 を行うことができる。 評価はいろいろな方法で行うことができる。次に、一つの方法を提案する。こ れる。この値によって、ヨー角速度の目標値の補正が行われる。 推定値は、場合によってはローパスろ波の後で、第１の閾値ｔｈ₁と比較される めて生じ、従って続いて詳しく説明する。 ０１）。この場合、第２の閾値は第１の閾値ｔｈ₁よりも大きい。この第２の閾 位分結果Ｉｎｔｇ_i-1が加算される。積分ステップはｎで数えられるので、数ｎ は積分の後で１だけ大きくなる（ステップ４０３）。それによって、積分時間は 値β_sと比較される（菱形４０４）。閾値の量は理論的に守るべき浮動角度に対 する最大許容偏差を表す。閾値β_sは約５°のオーダーである。 数ｎに依存する。すなわち、閾値β_sを上回る新しい各々のループによって、目 されるかまたは引算されるので、いかなる場合でも、目標ヨー角速度の値は減る 。 新たな通過の際に、推定された浮動角速度の値が閾値ｔｈ₁よりも小さいかど うか再び検査される。小さいときには、これは、車両が再び安定したと解釈され る。その結果、ステップ４０６では再び０にセットされ、ステップ４０７ではそ の後の演算は目標ヨー角速度が基礎となる。この目標ヨー角速度は補正されない 。すなわち、車両参照モデルの結果としての値に一致する。更に、積分のスター ト値Ｉｎｔｇ_n-lは零にセットされる。 浮動角速度の値がｔｈ₁よりも大きく、ｔｈ₂よりも小さいときには、古い値Ｉ ｎｔｇ_nは変わらない。すなわち、積分は一つのループ間中断される。その前の 制限が維持される。閾値ｔｈ₂を再び上回ると、積分が進行する。 ２．４２ 補正Ｍ_G 更に、制御法則１６によって演算されるヨーイングモーメントＭ_Gを掛けるこ とができる。そのために、その前の値Ｍ₁（ｋ−１）と実施の値Ｍ_l（Ｋ）との差 が求められる。添字１は、この値がヨーイングモーメントコントローラの直接的 な結果であること、すなわち次の補正によって演算されたものでないことを示し ている。この差はループ時間Ｔ₀に関連づけられ、ΔＭ₁を生じる。この勾配 うにして補正された勾配はループ時間Ｔ₀に掛けられ、その前の演算のヨーイン グモーメントＭ（ｋ−１）に加算される。これは実際のモーメントＭ_G（ｋ）を 生じる。このモーメントはそれ以降の演算の基礎となる。 この演算は図２０に示すようなロジックによって行われる。下位ログラム“制 御法則１６”から生じる演算されたモーメントは、シフトレジスタ４２０に挿入 される。シフトレジスタ４２０の第１の個所にはその都度実際値Ｍ₁（Ｋ）があ る。シフトレジスタ４２０の第２の個所４２２にはその前の値Ｍ₁（ｋ−１）が ある。新しい値Ｍ₁が生じるや否や、値がレジスタ４２１からレジスタ４２２に シフトされ、レジスタ４２１内の値が新しい値と置き換えられる。レジスタ４２ １，４２２内の値は演算ロジック４３０に供給される。この演算ロジックはΔＭ を次式に従って演算する。 Ｆ２．２８ が供給される。更に、メモリ内で、補正係数ａの値が決まっている。この補正係 数によって、浮動角速度がモーメント変化に換算される。新しいモーメントＭ（ ｋ）の演算は次式でおこなわれる。 Ｆ２．２９ Ｍ（ｋ）＝Ｍ（ｋ−１）＋ΔＭ レジスタ４３１内では、補正されたモーメントの実際の値が格納され、レジス タ４３２にはその前に演算の値が格納されている。レジスタ４３１内の値はその 後の演算の基礎となる。 ３．分配ロジック ３．１ 制動力を加えることによる追加ヨーイングモーメント 車両の安定した走行をカーブでも達成するために、先ず最初に、操舵角度を検 出する必要がある。操舵角度は運転者が希望する車両のカーブコースを表す。安 定した静的なカーブ走行の場合には、車両はほぼ一定の浮動角度でかつ不変のヨ ー角速度でコースを通過する。運転者は、反対向きの操舵によってこの浮動角度 またはこのヨー角速度からのずれを相殺しなけれならない。これはしかし、常に 可能であるとは限らない。特に、運転者がカーブ限界速度でカーブを通過すると きに不可能である。このような状況では、車両を適切に制動し、所望されるヨー 角速度に実際のヨー角速度を適合させる、上下軸線回りの追加ヨーイングモーメ ントを車両に加えることが必要である。 この関係を示す制御アルゴリズムは既に説明したので、ここで詳しく説明する 必要はない。 勿論、制御アルゴリズムによって演算された付加的なヨーイングモーメントＭ_G を、制動力を適切に加えることによって実現するには問題がある。 油圧式ブレーキの場合には、課題は、個々の車輪ブレーキ毎にブレーキ圧力を 決めることにある。その際、できるだけ小さな個々のブレーキの圧力によって、 上下軸線回りのモーメントを得るべきである。従って、各々の車輪の係数を決定 し、発生すべき車両ヨーイングモーメントとその都度の重み付係数からブレーキ 圧力を検出することを提案する。 既に説明したように、特に油圧に基づいて作動する車両ブレーキ装置の場合に は、個々の車輪ブレーキについてブレーキ圧力を直接検出できるように、係数を 決定することが望ましい。係数の重み付けは、すべての係数の２乗の合計によっ て個々の係数を割ることにより行われる。 その際、各々の係数は車輪ブレーキ圧力とこのようにして発生した個々の車輪 制動力との間の関係を、車両のヨーイングモーメントで決める。個々の係数を決 定する際の変数として、車両走行中に変わるパラメータが入力される。これは特 に、 − 操舵角度δ − タイヤと道路の間の摩擦係数μ − 車両質量ｍ − 車軸荷重分布Ｎ_z である。 係数を演算する際に入力される、車両特有またはブレーキ特有の変数は、ディ スクブレーキ装置の場合例えば、 − ブレーキピストンの面積Ａ − ブレーキあたりのピストンの数ｎ − ディスクとブレーキパッドとの摩擦係数μ_R − 動的なタイヤ半径に対する有効摩擦半径の比ｓ − ブレーキの効率η である。 提案された演算方法は、車両の予め設定された追加ヨーイングモーメントから 、適切なブレーキ圧力をきわめて迅速に演算することができるという利点がある 。 走行中に上記のパラメータが変化すると、これはブレーキ圧力演算において係数 の変化を経て考慮される。 若干の入力変数が係数の演算に線形に入力されるが、特に、操舵角度δに対す る係数の関係は線形でない。 しかし、個々の係数と操舵角度の間の依存関係を線形化して推定すると、充分 に良好な結果が得られることが判った。 図２１は、４個の車輪６０１，６０２，６０３，６０４による車両の直進走行 を概略的に示している。各々の車輪には車輪ブレーキ６０５，６０６，６０７， ６０８が付設されている。この車輪ブレーキは互いに独立して制御可能である。 この場合、車輪ブレーキによって加えられる車輪制動トルクにより、制動力が道 路表面と車輪の接触面に発生する。例えば車輪６０１の車輪ブレーキ６０５を作 動させると、制動力Ｆが発生し、この制動力は更に、（例えば正の）上下軸線回 りのモーメントＭを発生する。 このような車両の垂直軸線回りのモーメントは、運転者が望むコース上で車両 を安定保持するために、適切に使用可能である。 車両内に更にセンサが設けられている。このセンサには、車輪６０１，６０２ ，６０３，６０４の角速度を検出する車輪センサが所属する。更に、ステアリン グホイール角度が操舵センサ６１２によって検出される。更に、ヨー角速度のた めのセンサ６１３が設けられている。 一方では運転者の希望を、他方では車両の状態を検出するこれらのセンサから 、実現すべきヨーイングモーメントを演算することができる。このヨーイングモ ーメントは、加えられるときに、車両のヨー角速度と浮動角度を運転者を希望に 一致させることが可能である。そのために、車輪ブレーキ６０５，６０６，６０ ７，６０８は互いに無関係に制御可能であり、この制御のために、車両安定性を 制御するための複雑なプログラムの一部である制御装置が設けられている。 図２２は原理的な状況を示している。ヨーイングモーメントＭ_Gを演算するプ ログラムモジュールが１６で示してある。図２２は制御装置を示している。この 制御装置は個々の車輪ブレーキ６０５，６０６，６０７，６０８に加えられる圧 力ｐ_xxを演算する。算出された圧力値６２２，６２３，６２４，６２５は更に評 価され、車輪ブレーキ６０５，６０６，６０７，６０８の適当な制御信号に変換 可能である。 制御装置自体は二つの部分からなっている。第１の部分６３０では、個々の車 輪のための係数ｃ_xxが演算される。係数ｃ_xxは車輪ブレーキの圧力と、制動力に よって車輪に生じるヨーイングモーメントの割り当て分との間の線形関係を示す 。第２の部分６３１では、個々の係数の重み付けによっておよび実現すべきヨー イングモーメントＭ_Gを考慮して、個々の圧力値ｐ_xx６２２，６２３，６２４， ６２５を演算する。 圧力値と係数には添字がつけてある。 ｖ：前側、 ｈ：後側 ｌ：左側 ｒ：右側 ｘ：ｖ／ｌまたはｈ／ｒのためのもの 第１の演算部分６３０は、操舵センサ６１２の評価６３２を経て演算に供され る操舵角度を考慮している。係数の演算のために、摩擦係数μが考慮される。こ の摩擦係数は評価ユニット６３３において車輪回転状態から導き出される（２． １章参照）。車輪回転状態は個々の車輪の車輪センサの信号によって算出される 。更に、車両質量と荷重分布Ｎ_zが入力される。この車両質量と荷重分布は評価 ユニット６３４で算出され、この評価ユニットでは、いろいろな状況で車両状態 が分析される。第１のプログラム部分６３０は、上記の車両特有の値と車輪ブレ ーキ特有の値を含むメモリ６３５にアクセスする。 上記の値から各々の車輪について係数ｃ_xxが演算される。この場合、値６４０ ，６４１，６４２，６４３は平行にあるいは順々に演算することができる。演算 はプログラムで実施される機能に従って行われる。この機能では、ブレーキ圧力 とブレーキ力の間の公知の関係が考慮されている。この関係は通常は線形である 。操舵角度δだけは特別に考慮しなければならない。どのようにしたら操舵角度 が適切に考慮されるかについては後述する。 第２の演算ステップ５３１では、個々の係数６４０，６４１，６４２，６４３ から次式に従って個々の車輪ブレーキの圧力値が平行にまたは連続して算出され る。 Ｆ３．１ａ Ｆ３．１ｂ これらの式による個々の圧力の演算は、演算されたブレーキモーメントを得る ために、車輪ブレーキに比較的に小さな圧力を加えるだけでよいという利点があ る。更に、ブレーキ圧力制御は特に操舵角度と摩擦係数の変化に非常に敏感にか つ迅速に反応する。 操舵角度δは係数の演算時に次のようにして考慮される。図２３はそのために 車両の概略的に示している。この場合、前輪６０１，６０２が操舵されて示して ある。Ｓは前輪の間隔を示し、ｌ_vは前車軸からの重心６１０の距離を示してい る。 車輪平面６５０，６５１は車両の縦軸線に対して操舵角度６５２，６５３をな す。簡単にするために、操舵角度δは６５２，６５３に等しい大きさであると仮 定する。車輪平面６５０，６５１内で作用する制動力の有効なてこの長さｈ₁ま たはｈ₂は、近似考察に基づいて小さな操舵角度について次のように算出される 。 Ｆ３．２ａ Ｆ３．２ｂ 近似“小さな操舵角度”が常に満たされるとは限らないので、場合によっては 次式で演算すると有利であることが判った。 Ｆ３．３ａ Ｆ３．３ｂ 演算されたてこの長さが零よりも小さいときには零にセットされる。 車輪係数ｃ_xxは次のように演算することができる。すなわち、 Ｆ３．４ ｃ_xx＝ｃ_hyxx×ｈ_l.r' ここで、ｃ_hyxxには、操舵角度δ以外のすべてのパラメータが考慮されている。 これにより、係数を２つの項の積として示すことができる。この場合、一方の 項は有効なてこの長さであり、他方の項は操舵角度に左右されない。 ３．２ 横方向力の低減による追加ヨーイングモーメント 片側に作用する制動力を加える方法は、車輪が異なる強さで制動されるように 車輪ブレーキを制御することにある。これを実現する方法は、前の章で既に説明 した。 この方法は、ペダルで制動する間に走行安定性コントロールを行うとき、すな わち運転者による制動に基づいて所定のブレーキ圧力が車輪ブレーキに生じてい るときに限界に達する。原理的には、上述の方法はこの場合にも適用可能である 。絶対的な圧力の代わりに、既に生じているブレーキ圧力の変化が検出される。 その際勿論、次の問題が生じる。一方の車輪ブレーキに既に非常に高い圧力が 生じていると、非常に大きな制動力が達成されるので、ブレーキ圧力の増大は必 ずしも制動力の増大につながらない。なぜなら、タイヤと道路の間のグリップ限 界に達するからである。上記のモデルにおける、ブレーキ圧力と制動力の間の線 形関係はこの場合もはや与えられない。 車両の一方の側での制動力の、上回ることができない限界は、ヨーイングモー メントコントロールの方法で、車両の他方の側の制動力を低下することによって 補償可能である。 これは勿論、制動力の低下により、車両の減速が低下するという欠点がある。 これは常に受入れられるとは限らない。なぜなら、運転者が制動を開始するとき 、車両をできるだけ短い距離で停止させるべきであるからである。従って、運転 者 の希望と比べて車両の実際の減速が弱すぎると、一般的には受入れられない。こ の問題を解決するために、次の方法が用いられる。 少なくとも１個の車輪の車輪ブレーキは、車輪の縦方向スリップ２が最大グリ ップを生じる縦方向スリップよりも大きくなるよう調節されるように制御される 。この方法の場合、約２０％（０％は自由回転車輪；１００％はロックされた車 輪）の縦方向スリップのときにその最大値に達し、２０％を超えると伝達可能な 制動力がわずかだけ減少し、それによって２０〜１００％の車輪スリップでは車 両減速時に大きな犠牲を生じないように、車輪の縦方向力である伝達される制動 力が利用される。 しかし同時に、車輪平面に対して垂直に作用する力である伝達可能な横方向力 を考慮すると、車輪スリップに大きく依存する。この車輪スリップの増大につれ て伝達可能な横方向力が大幅に弱まる。５０％以上のスリップ範囲では、車輪は ロックされた車輪と類似する状態を示す。すなわち、横方向力がほとんど加わら ない。 大きな縦方向スリップが生じる車輪を適切に選択することにより、車両の制御 される横すべりを生じることができる。この場合、横すべりによってひき起こさ れるヨー角度の変化は所望の変化に一致する。この方法の場合、縦方向力がほぼ 維持され、横方向力が大幅に減少するので、車両減速を大きく弱めないで、ヨー 角速度の制御を行うことができる。 高められた縦方向力によって少なくとも短時間走行する車輪の選択は、次の制 御に従って行われる。そのために、運転者による右方向へのカーブ走行を考慮す る。左方向へのカーブ走行については、“左右対称の”制御が当てはまる。その 際、車両が期待よりも小さくカーブの内側に回転する場合ある。換言すると、車 両はアンダーステアとなる。この場合、カーブ内側の後輪のスリップ率は大きく なる。カーブ内での車両の回転が大きすぎると、これはオーバーステアと呼ばれ 、カーブ外側の前輪が大きなスリップ率となる。 更に、前輪の圧力低下を付加的に阻止するとができる。これは次の制御によっ て行われる。アンダーステアの走行状況では、カーブ外側の前輪のブレーキ圧力 低下が阻止される。オーバーステアの走行状況では、カーブ内側の前輪の圧力低 下が阻止される。 ブレーキ圧力の実際の制御は次のように行うことができる。既に述べたように 、個々の車輪ブレーキのブレーキ圧力が、達成すべきヨーイングモーメントと重 み付車輪係数に依存して決定される。 係数を演算する際に、ブレーキスリップに依存するファクターを入れることが できる。このファクターは、上述の所望なブレーキスリップが生じるように、再 調節される。車輪の圧力低下の制限は、係数の下側の閾値を定めることによって 行うことができる。 次に、ブレーキ装置の制御プログラムで実施される方法を詳しく説明する。 制御プログラムは重み付き係数に基づいてブレーキ圧力を演算する。このブレ ーキ圧力は個々のすべての車輪ブレーキで発生しなければならない。車両の制動 時、特にタイヤと道路との間のグリップ限界を利用して減速するときに、演算に 問題がある。このような場合、重ね合わされた走行安定性コントロールを必要と する前に、先ず最初にアンチロックコントロールを行うことができる。 このような場合、制動されない車両のための原理的な考察を受け入れることは できない。なぜなら、例えば１つの車輪ブレーキの圧力が高まるときに、制動力 は線形に増大しないからである。というのは、グリップ限界に達していないから である。すなわち、この車輪ブレーキの圧力を高めることは付加的な制動力、ひ いては付加的なモーメントを発生しない。 車軸の他方の車輪のブレーキ圧力を低下させることにより、付加的なヨーイン グモーメントを発生させることは、同じような効果があるかもしれない。しかし 、それによって、全体として制動力が弱まる。これは、車両をできるだけ短い距 離で停止させるという要求と反する。 従って、図２４に示した車輪の状態が利用される。この図のグラフはＸ軸上に スリップ率を０〜１００％で示している。この場合、０％は自由に回転する車輪 を、１００％はロックされた車輪を表す。Ｙ軸は摩擦係数μ_Bと横方向力係数μ_S を０〜１の値範囲で示している。実線は異なるスリップ角度αのときのスリップ に対する摩擦係数の関係を示している。特に小さなスリップ角度について、曲線 がスリップλ＝２０％の範囲に最大値を有することが判る。摩擦係数は１００ ％の方へ向かってやや小さくなる。２°のスリップ角度の場合、最大摩擦係数は 約０．９８であり、λ＝１００％のときにはまだ０．９３である。これに対して 、横方向力係数は特にスリップ角度が大きい場合、スリップ範囲にわたって極端 に低下する。１０°のスリップ角度の場合、横方向力係数は０％のスリップ率の ときに約０．８５であり、ほとんど１００％のスリップ率のとき０．２７まで小 さくなる。 従って、４０〜８０％の範囲のスリップ率のときに、比較的に大きな制動力が 伝達され、小さな横方向力が伝達されることが、図２４の曲線から推察可能であ る。 この車輪状態を、車両の所定の車輪の横方向力を適切に低下させるために利用 することができる。車輪の選択は次のように行われる。これを図２５ａ，２５ｂ に基づいて説明する。 図２５ａ，ｂは右カーブでの車両を概略的に示している。カーブ半径と、車両 の速度に対応して、車両はその垂直軸線回りに回転する。すなわち、所定のヨー 角速度が時計回りに生じる。 既に述べたように、車両はヨー角センサを備えている。測定されたヨー角速度 付加的なモーメントＭ_Gを加えなればならない。 車両が充分に回転しないように、測定されたヨー角速度が達成すべきヨー角速 度と異なっていると、いわゆるアンダーステア状態となる。この状況ではマイナ スの追加モーメントを加えなければならない。この追加モーメントは車両をカー ブ内側へ回転させる。これは、右側の車輪のブレーキ圧力を高めることによって 達成可能である。 車両が運転者によって既に制動されているときには、この車輪は既に最大制動 力を伝達可能である。これが評価電子装置によって確認されると、右側後輪のブ レーキ内の圧力が高められ、車輪は４０〜８０％のスリップ率で回転する。従っ て、車輪６０４はλで印をつけてある。これは、既述のように、横方向力の大幅 な低下をもたらすことになる。すなわち、小さな横方向力が右側後輪に生じる。 その結果、車両後部は左側へずれる。すなわち、車両は時計回りに回転し始める 。 力の低減が続けられる。 図２５ｂには、車両のオーバーステア状態が示してある。車両は、演算された 目標ヨー角速度に相当する回転よりも速く上下軸線回りに回転する。この場合、 左側前輪６０１の横方向力を弱めることが提案される。これは同様に、この車輪 に４０〜８０％のスリップ率を生じることによって行われる。従って、車輪６０ １は“λ”で印をつけてある。 両方の場合、制御プログラムにアンダープログラムを格納可能である。このア ンダープログラムはアンダーステア（図２５ａ）の場合カーブ外側の前輪６０１ の圧力を、オーバーステア（図２５ｂ）の場合カーブ内側の前輪６０２の圧力を 更に低下させる。これらの車輪はその都度“ｐ_min”の印がつけてある。左方向 へのカーブ走行には横方向逆の制御が達成される。 個々の車輪の圧力の制御は、個々の車輪のために、圧力変化と演算された追加 ヨーイングモーメントＭ_Gとの間の関係を示す係数が決定される。 この係数は、車両または車輪ブレーキを示すパラメータと、走行中変化する量 の関数である。走行中変化する量は特に操舵角度δと、道路／タイヤの摩擦係数 μである（第３．１章参照）。上述の制御のために、それぞれの車輪の縦方向ス リップの依存性が付加的に挿入される。個々の車輪の圧力低下の阻止は、係数に 下側の眼界が定められることによって実現可能である。この場合、最小値を下回 る場合、係数の演算された量は最小値によって置き換え可能である。 図２６にはアルゴリズムが示してある。先ず最初に、付加的なヨーイングモー メントＭ_Gが演算される（プログラム６４０）。このモーメントから、個々の車 輪のための制動力変化またはブレーキ圧力変化が算出される（プログラム部分６ ４１）。算出されたブレーキ圧力は閾値ｐ_thと比較される。この閾値は特に、道 路とタイヤの摩擦係数によって定められる（菱形６４２）。閾値ｐ_thは、制動力 の増大を伴う車輪ブレーキ圧力のそれ以上の上昇が可能であるかどうかを決定す る。圧力がこの限界値よりも小さいときには、第３．１章で述べた方法に従って 制御が行われる。演算されたブレーキ圧力がこの閾値よりも大きいと、上述の部 分６４４に従って圧力の演算が行われる。 ４．優先回路 車輪ブレーキに生じる圧力が追加ヨーイングモーメントＭ_Gから分配ロジック によって演算される（第３章）。 下位の圧力制御回路において、この圧力値から、入口弁と出口弁のための制御 信号が演算され、出力される。この下位の圧力制御回路では、実際の車輪ブレー キ圧力が演算された圧力ブレーキ圧力と一致させられる。 制御信号が他のコントローラ（ＡＢＳ７，ＡＳＲ８，ＥＢＶ９）に入れられる ときには（第１章）、その制御信号を先ず最初に、コンピュータ内に格納された 車輪ブレーキの油圧モデルによって、圧力値に換算される。 ＧＭＲコントローラ１０の要求圧力はＡＢＳコントローラと他のコントローラ の要求圧力と関連づけられる。これは優先回路で行われる。この優先回路はどの 要求を優勢させるかまたはどのような平均圧力が車輪ブレーキの圧力制御装置５ に出力されるかを決定する。圧力制御装置５は圧力を弁切換え時間に換算する。 優先回路には目標圧力の代わりに目標圧力変化を供給することができる（第７ 章参照）。 この場合、一つの車輪の圧力低下の要求が優先的に満たされ、車輪ブレーキの 圧力保持要求が圧力上昇要求に対して優先するという規則に従って、優先回路３ はその出力で圧力変化Δｐを出力する。それによって、圧力低下要求があるとき に、圧力保持要求または圧力上昇要求を無視するという規則に従って、優先回路 への個々の要求が処理される。これと同様に、圧力保持の要求のときには圧力上 昇は行われない。 ５．弁切換え時間を直接的に比較する優先回路 その代わりに他の方法も適用可能である。 分配ロジックは他のコントローラのように、追加ヨーイングモーメントＭ_Gか ら、圧力でなく弁切換え時間を直接的に演算する。それによって、ＧＭＲの弁切 換え時間は例えばＡＢＳの要求弁切換え時間と比較可能である。優先回路では、 今までのように、異なる圧力要求を評価しないで、異なる弁切換え時間を評価す る。 弁切換え時間を得るために、分配ロジックは先ず最初に各々の車輪ブレーキの ための調節すべき圧力変化を演算する。 後続の非線形の制御要素によって、圧力変化から、個々の車輪ブレーキのため の制御用切換え時間が演算される。 この非線形の制御要素は例えばカウンタである。このカウンタは予め定められ た圧力変化をクロック数に変換する。そのために、ループ時間Ｔ₀が約３〜１０ の切換えインターバル（クロック）に分割される。ループ時間あたりのクロック の最高数は、達成すべき制御精度によって決まる固定された量である。 演算されたクロック数によって、ループ時間内で弁をどれくらい長さ制御すべ きかが判る。 一般的に１個の車輪ブレーキに２個の弁が設けられている − 一方の弁（入 口弁）は車輪ブレーキへの圧力媒体供給を制御し、他方の弁（出口弁）は車輪ブ レーキからの圧力媒体排出を制御する − ので、全部で８つの信号を発生すべ きである。 このクロック数は優先回路に供給され、優先回路は他のコントローラのクロッ ク数を他のチャンネルに受け入れる。 優先回路はどのコントローラを優先させるか、すなわちどのクロック数を実際 の弁制御のための受け取るかを決定する。 車輪ブレーキの操作によって発生する制動力に対する量の反応は、変化したヨ ー角速度である。このヨー角速度はＧＭＲコントローラ１０によって検出され、 このコントローラは更に、新しい追加ヨーイングモーメントを決定する。 すなわち、制御回路ではブレーキ圧力は演算または調節されない。従って、制 御アルゴリズムは車輪ブレーキに関する情報を必要とせず、特に車輪ブレーキの 収容容積とそれから生じるブレーキ圧力の関係に関する情報を必要としない。 クロック時間の演算例を図２７に基づいて説明する。 分配ロジック７００によって追加ヨーイングモーメントＭ_Gから、個々の車輪 ブレーキで発生すべきブレーキ圧力が演算される。これがどのように行われるか は第３．１章と第３．２章から推察可能である。分配ロジック内での演算の結果 として、４輪車両のための４つの圧力値Ｐ₁〜Ｐ₄が生じる。この量は弁の切換え 時間に変換される。弁の切換え時間は車輪ブレーキへの圧力媒体供給（圧力上 昇）または車輪ブレーキからの圧力媒体排出（圧力低下）を制御する。弁の切換 え時間は上述のように、圧力設定値の絶対値から演算するのではなく、圧力設定 値の変化から演算する。従って、すべての値ｐ_n（ｎ＝１〜４）がシフトレジス タ７０１に供給される。第１のレジスタ個所７０２には実際値が書き込まれる。 第２のレジスタ個所７０３では、第１のレジスタ個所７０２からの上記の値を受 け取るので、そこで、先行した演算ループから要求圧力が書き込まれる。この値 はｐ_n ^★で示してある。 次のステップ７０５では、第１のレジスタ個所７０２から実際の要求圧力ｐ_n が読み出される。この値が０であるかあるいは最小値よりも小さいと、プログラ ムはループ７０６に分岐する。このループにより、生じる圧力が零になるように 圧力媒体が車輪ブレーキから排出される。そのために、入口弁が閉じ、出口弁が 少なくとも一つのループ時間Ｔ₀にわたって開放される。 実際に要求された圧力値がこの最小値よりも大きいと、両レジスタ値７０２， ７０３から差が求められる。これは差計算回路７０７で行われる。演算された圧 力変化Δｐは０よりも大きくてもよいし、小さくてもよい。０よりも大きいとき には、それぞれの車輪ブレーキの圧力を高めなければならない。０よりも小さい と、それぞれの車輪ブレーキの圧力を低下させなければならない。圧力を高める 場合には、プログラムは右側の決定レーン７１０を進む。調節すべき圧力差と要 求圧力を考慮してあるいは対応する信号が存在する場合には、車輪ブレーキの実 際の圧力に基づいて入口弁の開放時間でΔｔ_einが演算される。出口弁の開放時 間Δ_ausは零にセットされる。これとは逆に圧力低下が要求される場合には（決 定レーン７１１）、入口弁の開放時間Δｔ_einが零にセットされ、出口弁の開放 時間Δ_ausが要求された圧力差と、車輪ブレーキ内の実際の圧力または第１のレ ジスタ７０２に書き込まれた要求圧力とから演算される。 通常は、開放時間Δｔと意図した圧力変化Δｐとの間に線形の関係がある。 上述のように、開放時間ではなく、クロック数によって演算を行う。これは図 ２８のグラフに詳しく記載してある。上述の演算は一定の時間間隔（ループ時間 Ｔ₀）で行われる。この場合、演算結果として、車輪ブレーキの弁の制御信号が 次のループで決定される。ループ時間Ｔ₀は約３ミリ秒である。 制御をどれくらい細かく行うかに応じて、各々のループ時間Ｔ₀がＮ時間区分 に分割される。 図２８のグラフでは、６個のステップに分割されている。弁の切換え時間は時 間量として出力されないで、弁を開放するループ内のクロックの数として出力さ れる。例えばｎ＝３の場合、図２８に示すように、１．５ミリ秒の開放時間とな る。 要求された開放時間がループ時間よりも大きいと、ｎは最大値Ｎにセットされ る（図示例では６個にセットされる）。 この演算は各々の車輪ブレーキについて行われる。すなわち、４輪車両の場合 には４回行われる。演算は平行にまたは順々に行うことができる。８つの値、す なわち入口弁のための４つの値と出口弁のための４つの値が結果として生じる。 この値は変形された優先回路７２０に供給される。この優先回路７２０には、Ａ ＢＳコントローラと他のコントローラの、同様にクロック時間で表された要求切 換え時間が入力される。 この制御が行われるので、車輪ブレーキの圧力変化が生じる。それによって、 制動力と、車両に加わるモーメントが変化する。変化は車両の走行ダイナミック を示す量で生じる。この量はセンサによって直接または間接的に検知され、演算 回路に供給される。 これから新たに、要求モーメントが続く。この要求モーメントは上述のように 、弁の新しい制御信号に変換される。 調節すべき圧力差の演算は、先行する演算ループの要求圧力に基づいている。 しかし、この要求圧力は実際には調節しなくてもよいので、車輪ブレーキの実際 の圧力はその都度演算された要求圧力と異なる。従って、所定の状況は、車輪ブ レーキの実際の圧力を要求圧力と合わせなければならない。これは、要求圧力が ０であるとき、すなわち分配ロジック７００が車輪ブレーキの圧力零に対応する 値を要求するときには、最も簡単に行うことができる。このような場合、先行す る値との差を求めて制御信号を導出することをしないで、切換え時間の演算のた めにステップ７０５においてループ７０６に分岐される。このループでは、実際 の圧力値が零に調節される。これは、出口弁のための切換え時間Δｔ_ausを少な くともループ時間Ｔ₀にセットすることによって行われる。 更に、適当な情報を優先回路７２０に与える必要がある。それによって、車輪 ブレーキの圧力を零にするこの要求時間が他のコントローラの設定値と重なるこ とがない。更に、この情報では、複数のループ時間にわたって圧力を低下させる ことが定められている。それによって、完全な圧力低下が実際に行われる。 ６．車輪ブレーキ圧力認識 第４章までに述べたＦＳＲ圧力コントローラは結果として車輪ブレーキのブレ ーキ圧力値を提供する。この設定値は実現しなければならない。その方法は、車 輪ブレーキの圧力を測定し、設定値と比較することにある。普通の法則に従って 作動する圧力コトローラは、車輪ブレーキ圧力を設定された目標値に制御する。 この方法は車輪ブレーキあたり各々１個の圧力センサ、すなわち４輪車両は４個 の圧力センサを必要とする。 一般的に、コスト上の理由から、センサをできるだけ少なくすることが試みら れる。更に、各々のセンサは他の潜在的な障害源である。センサが故障すると、 制御系全体を停止しなければならない。 従って、既に存在するセンサのデータに基づいて、車輪ブレーキの圧力に一致 する圧力量を導出する評価系を設けることが提案される。そのために次の概念が 提案される。 各々の車輪ブレーキは既に述べたように、２個の弁によって制御される。入口 弁は圧力媒体供給を制御し、出口弁は圧力媒体排出を制御する。 従って、圧力コントローラから出る信号は、弁を開放または閉鎖する時間を示 す制御時間である。ループ時間は一定数の時間区間（クロック）に分割される。 制御時間は弁の開放または閉鎖する時間区間を示すクロック数として示すことが できる。 基本的な考察は、この制御信号を車輪ブレーキに与えるだけでなく、車両モデ ルの演算量として使用することにある。実際の車両はブレーキ圧力に反応する。 この場合、所定の重心速度ｖと個々の車輪の車輪回転数ω_iが生じる。車両の速 度は直接測定されないで、同様に個々の車輪の車輪回転数ω_iから特別なプロラ ムステップで導き出される。従って、車両の速度は基準速度ｖ_Refと称される。 対応する値を車両モジュール内でも複写することができる。 ω_i，ｖ_Refの実際値を、ω_i，ｖ_Refの演算された値または車両モデルに基づい て推定された値と比較することにより、個々の車輪の圧力の補正量を検出するこ とができる。この場合、補正量によって、油圧モデルで演算された圧力を修正す ることができるので、車輪ブレーキ圧力の良好な推定が可能である。 上述の原理的な構造は図２９に詳しく記載されている。 ８００は、図１において番号５をつけた圧力制御部である。圧力制御部は、調 節すべき圧力を表す第１の値８０１と、車輪ブレーキ内の推定または測定された 圧力を示す第２の値８０２から、車輪ブレーキの弁のための制御時間を演算する 。制御時間は出力量８０３として示してある。８１０は車両を示している。それ によって、車両は車輪ブレーキ内の圧力によって生じた力に反応する。その際、 個々の車輪の車輪回転数ω_iが変化する。 車両８１０には車輪の回転数を検出する車輪センサが設けられているので、値 ω_iが直接供される。 車両８１０には更に、ω_i評価ユニットが設けられている。この評価ユニット は通常、所定の車輪条件の下で個々の車輪の車輪回転数ω_iからいわゆる基準速 度ｖ_Refを演算するＡＢＳコントローラの部分範囲である。この基準速度は車両 に実際の速度に対応する。 個々の車輪回転数と車両基準速度から、各々の車輪について、スリップλ_iを 演算することができる。 値ω_i，ｖ_Refは出発値８１１として供される。スリップλ_iは値８１２として 供される。 用いられた演算モデルは全体が８２０で示してある。演算モデルは３つの下位 モデル、すなわち、 油圧装置モデル８２１ 車両モデル８２２ タイヤモデル８２３ を含んでいる。 油圧装置モデル８２１は、ブレーキ圧力ｐと車輪ブレーキ内の容積Ｖとの関係 と、入口弁または出口弁か或る時間開放しているときの容積の変化ΔＶを、次の ２つの近似式で表す。 Ｆ６．１ ｐ＝ａ×Ｖ＋ｂ×Ｖ² Ｆ６．２ ΔＶ＝±ｃ×ｔ_ein/aus×Δｐ パラメータａ，ｂ，ｃはブレーキ装置を表す量であり、値としてメモリに格納さ れている。ｐは車輪ブレーキ内の実際の圧力を示している。Ｖは車輪ブレーキ内 の実際の容積を示している。 Δｐは入口弁を介してあるいは出口弁を介して測定される。この場合、入口弁 を介して測定するときに、圧力源とｐとの差が検出され、出口弁を介して測定す るときに、ｐとタンク内の圧力との差が検出される。このタンク内の圧力は一般 的に１バールであり、それによって無視可能である。 制御の開始時に車輪ブレーキの圧力と容積が０にセットされることから出発す ると、弁開放時間の追従を介して容積変化ひいては個々の車輪ブレーキ内の圧力 の変化をあとづけ可能である。 勿論、上記の式が実際の状態を非常に大まかに示すことがあるので、適当な補 正が必要であることは明らかである。車両はモデル８２２では一般的に、４つの 接触面（車輪接触面）で平面上に立っている剛性のある物体として書き込まれて いる。 物体は平面に対して平行に、すなわち、ｘ方向とｙ方向に移動し、その重心回 りに回転することができる。この場合、回転軸線は運動平面に対して垂直である 。 物体に作用する力は車輪接触面での制動力と空気抵抗力である。 車輪荷重Ｆ_z.v，Ｆ_z.hはこの重ね合わせに基づいて演算される。 Ｆ６．３ａ Ｆ６．３ｂ 所望の圧力補正を実施できるようにするためには、通常このようなモデルで充 分である。もし必要であれば、勿論モデルを微細化することができる。他の演算 のために、モデルは重心減速度に依存して接触面の荷重Ｆ_xを供給する。車輪は 或る程度の慣性モーメントを有する回転する円板として考慮される。 Ｆ６．４ 車輪に作用する減速モーメントは車輪ブレーキ圧力から線形に検出される。 Ｆ６．５ Ｍ_Br＝Ｃ_Br×ｐ タイヤモデルでは、摩擦連結利用度ｆ、すなわち車輪荷重に対する制動力の比 が車輪のスリップと共に線形に変化する。 Ｆ_x〜λ×Ｆ_z Ｆ６．６ 上記の式は、各々の車輪の回転数と車両モデルの基準速度を演算することを可能 にする。 この値は実際の値８１１と比較可能である。これは比較点８３０で行われる。 各々の車輪の測定された車輪回転数と推定された車輪回転数の差から、補正係数 ｋを考慮して、付加的な容積が算出される。 この付加的な圧力媒体容積ΔＶは、演算すべき目標容積に加算され、新しい目 標容積を生じる。この新しい目標容積から、式Ｆ６．１に従って、実際の車輪ブ レーキ圧力に比較的に正確に一致する車輪ブレーキ圧力を導き出すことができる 。 推定の精度は勿論、補正係数ｋに左右される。この補正係数は場合によって試 験によって前もって検出しなければならない。 この係数は車両によって異なり、特に車両モデルが実際の状態をどれくらい良 好に表しているかに依存する。 付加的な容積では、誤差容積を得ることができる。この誤差容積によって、弁 を通る流量が切換え時間に比例しないことを考慮する。弁の開閉時に、弁の開放 横断面積がゆっくり拡大または縮小するので、開放横断面積全体が増大または減 少する時間区間内では、減少した容積が流れる。 ７．ヨー角速度測定器の置換 上記の制御にとって、ヨー角速度はきわめてはっきりした量を形成する。なぜ る。 しかし、次に説明する他の制御量も有利に使用可能である。この章では簡単化 するために、対の符号が用いられる。 これと同じことが、それぞれ添字“ｓ”をつけた図９の目標値にもあてはまる 。 図１２の測定されたヨー角速度は通常のごとく、ヨー角速度センサ３２１によ って測定される。このヨー角速度センサは出発信号ｇ_Iを発生する。しかし、ヨ ー角速度を直接的に的に発生するこのような公知のヨー角速度センサは複雑であ り、それによって非常に高価である。同じことが後続配置のコンパレータと、制 御回路に属するコントローラにもあてはまる。従って、対策が講じられ、簡単な センサと簡単に構成されたコントローラが提供される。 図１３は新しいセンサ３２１の作用を示している。このセンサは第１の横方向 加速度測定器３２２と第２の横方向加速度測定器３２３を備えている。両加速度 測定器３２２，３２３はそれぞれ前車軸または後車軸の上方で車両の縦軸線上に 配置されている。原理的には、横方向加速度測定器は重心ＳＰ以外の任意の個所 に配置可能である。この場合、適当な換算が行われる。図１５には、車輪の四角 形の輪郭３２４がタイヤ３２５およびセンサと共に示してある。この構造に基づ いて、前側の横方向加速度測定器３２２は前車軸３２６の高さ位置で横方向加速 度ａ_qvを測定し、後側の横方向加速度測定器３２３は後車軸３２７の高さ位置で 横方向加速度ａ_qhを測定する。 両横方向加速度測定器は、ヨー角速度に依存する量を示すことができる。数学 的な導き出しにより、横方向加速度測定器の測定結果からヨー角速度と重心ＳＰ の横方向加速度ａ_querが次のようにして検出可能であることが判った。 Ｆ７．１ Ｆ７．２ その際、図１３に示すように、ｌ_v，ｌ_hは重心ＳＰからの横方向加速度測定器３ ２２，３２３の距離であり、ｖは車両の速度であり、βは浮動角度である。それ によって、横方向加速度と加速度測定器３２２，３２３の距離から、ヨー角加 のための個々の入力値の線形の重み付けを、公知の状態制御と同様に行うことが できる。その際、車両基準モデル３０２の出力量に一致するディメンジョンを有 する量をセンサ３２１から得るために、ヨー角速度ｇと浮動角度βは、帯域制限 式の積分または第１のオーダーのスカラー化されたローパスによって、ヨー角圧 その際、帯域制限式積分については次式が当てはまる。 Ｆ７．３ 一方、ローパスを使用する場合には次の関係となる。 Ｆ７．４ 浮動角速度は次の関係の評価によって得られる。 Ｆ７．５ それによって、２個の横方向加速度測定器を使用することにより、公知のヨー角 速度測定器が置き換え可能であることが判った。その際、ヨー角加速度をヨー角 た後で、図１の制御法則１６に変更しないで続けることができる。図１４では、 このようにして演算したモーメントＭ_Gが制御法則１６で時間的な微分によって モーメント変化Ｍに換算される。 しかし、事情によっては、図１７の非線形の制御に移行することが好ましいこ 結果として車両参照モデル３０２からコンパレータ３０３に供給される。そのた めに、車両参照モデルにおいて適当な微分を求めなければならない。 レータ３０３の出力で生じ、入力量として制御法則１６に供給される。更に、図 ヨーイングモーメント制御法則１６に付加的に供給することができる。 図１４に関して既に述べたように、制御法則１６の出発信号としての追加ヨー すなわち追加ヨーイングモーメントＭ_Gの微分は個々の圧力変化に変換される。 これは、圧力変化が個々の車輪ブレーキに分配され、全体として所望の追加ヨー イングモーメントＭ_Gが生じることを意味する。これに関する詳細は図１６に関 連して後述する。 運転者のブレーキ操作により、場合によっては同時に所定の圧力分布が車輪ブ よってモーメントＭ_Gを決定することが望ましい。このモーメントから圧力差を 直接決定することができる。この圧力差は個々のすべての車輪ブレーキの圧力に 関して調達しなければならない。第１〜３章で用いた制御量の微分値を使用する ことによる上述の有利な方法は、第３章の分配ロジックと組み合わせることがで きる。これによって、２つの制御原理が供される。一方の制御原理は追加ヨーイ ングモメントＭ_Gを設定値として供給し、他方の制御原理は追加ヨーイングモー の制御原理への切換えは特に、一方の原理の追加制御量（浮動角度等）の他の演 算が充分な精度で実施できないときに行わなければならない（例えば第２．２． 図１５の制御法則１６では、適合する増幅器ｋ１，ｋ２，ｋ３のほかに、２個 の閾値スイッチＳ２，Ｓ３が示してある。この閾値スイッチは制御法則１６内で の制御状態を改善し、速度に依存して、供給された量の影響を理想的な制御状態 に最適に適合させる。増幅器ｋ１〜ｋ３は類似の課題を有する。そして、個々の 値がアダーで加算され、ＧＭＲコントローラ１０の出発信号として与えられる。 これと同じことが当てはまる制御法則に関する一般的な説明は第２．４章に記載 されている。 図１と関連して、どのようにして優先回路３でコントローラ７，８，９の出力 の設定圧力が分配ロジック２の設定圧力と結合されるかを示した。設定圧力の使 用は、この設定を与える装置における事前の変形を前提とする。次に説明する手 段により、制御回路のプログラムモジュー間の情報交換のための処理を簡単化す ることができる。 図１６には、図９，１４の走行安定性を制御するための制御回路が再度非常に 簡単化して示してある。この場合、そこで使用された符号がそのまま付けてある 。 出力に存在するということで修正されている。この付加的なヨーイングモーメン トは運転者の希望するブレーキの圧力分布（制動希望）と共に分配ロジック２に 分配ロジック２はロジックブロック３４０と圧力勾配回路３４１を備えている 。ロジックブロック３４０の重要な課題は、走行安定性コントロールの介入にも かかわらず、車両全体が、圧力信号の設定によって分配ロジック２の入力で運転 者が希望するよりも強く制動されないようにすることである。それによって、走 行 安定性コントロールにより、不安定性を更にもたらすことが避けられる。すなわ ち、付加的なヨーイングモーメントを達成するために、運転者の制動希望に基づ いて１個の車輪にブレーキ圧力が見込まれ、ＦＳＲコントローラを介して１個ま たは２個の車輪に圧力上昇が要求され、反対側の車輪に圧力低下が要求されると きには、個々の車輪に関して互いに矛盾する要求が存在し得る。すなわち、圧力 上昇と同時に圧力低下が要求される。他方の車輪に関しては、運転者の制動希望 に基づいてだけでなく、同時に安定性コントロールに基づいて圧力を上昇させる 要求が生じ得る。ロジックブロックにより、先ず最初に対応する車輪のブレーキ 圧力が低下し一方、続いて、運転者の希望を超えて所定の限界値までブレーキ圧 力を高めることができる。それによって、ＦＳＲコントロールによってもたらさ れる付加的な回転モーメントを考慮して、すべての車輪の平均の制動力が運転者 希望するよりも大きくならない。 第３．２章で既に述べたように、横方向力を低減するために、１個の車輪の縦 方向スリップλを適切に高めることができ、他方では縦方向の制動力は維持され る。これにより、車両減速度を低下させずに、ヨーイングモーメントを加えるこ とができる。 分配ロジック２の圧力勾配回路３４１では、設定された定数ｄ_xxとモーメント 運転者の希望する制動圧力Ｐ_Fahrer実際に測定されたブレーキ圧力Ｐ_xxistとの 間の差が演算に取り込まれる。従って、次の関係が当てはまる。 Ｆ７．６ この場合、 ｘｘ∈［ｖｒ，ｖｌ，ｈｒ，ｈｌ］ が当てはまり、ｇ₁は比例因数である。 実際のブレーキ圧力ｐ_xxistは当該の車輪の圧力センサによってあるいはブレ ーキモデルを介して演算される。このブレーキモデルは車輪に定められた圧力変 化に追従し、それによって車輪のそのときの圧力のコピーである（第６章）。 演算された要求圧力は優先回路３に供給され、そこで評価される（第４章参照 ）。 上記の説明は、優先回路内で圧力勾配が直接処理されることを前提としている 。しかし、これは必ずしも必要ではない。更に、優先回路３内で弁切換え時間Δ ｔを処理することができる。（第５章）。この場合勿論、弁切換え時間回路３４ ３は分配ロジック２と優先回路３の間に接続配置しなければならない。弁切換え 時間Δｔは他のコントローラ７，８，９から与えられる。優先回路は、第４章に おいて既にブレーキ圧力について説明したように、図示に従って、入力された弁 切換え時間Δｔを処理する。優先回路の出力量は弁切換え時間である。弁切換え 時間Δｐへの個々の車輪ｘｘの要求された圧力変化Δｔ_xxの変換は、次式によっ て行われる。 Ｆ７．７ Ｓ_xx＝Ｋｒ ｐ_xxist・Δｐ_xx ここで、Ｋｒ_xxは増幅係数である。この増幅係数は個々の車輪の実際の圧力に依 存し、次の規則に従って演算される。 Ｆ７．８ 一方、圧力低下については次式が当てはまる。 Ｆ７．８ その際、ｘｘは個々の車輪の位置を示す添字である。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (31)優先権主張番号 Ｐ４４４１９５８．９ (32)優先日 1994年11月25日 (33)優先権主張国 ドイツ（ＤＥ） (31)優先権主張番号 Ｐ４４４１９５９．７ (32)優先日 1994年11月25日 (33)優先権主張国 ドイツ（ＤＥ） (31)優先権主張番号 Ｐ４４４７３１３．３ (32)優先日 1994年12月31日 (33)優先権主張国 ドイツ（ＤＥ） (81)指定国 ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＤＥ， ＤＫ，ＥＳ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，Ｍ Ｃ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ， ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＫＥ，ＬＳ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＺ，Ｕ Ｇ)，ＡＭ，ＡＵ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，Ｃ Ｎ，ＣＺ，ＦＩ，ＧＥ，ＨＵ，ＪＰ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ ，ＫＺ，ＬＫ，ＬＴ，ＬＶ，ＭＤ，ＭＧ，ＭＮ，ＮＯ， ＮＺ，ＰＬ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＩ，ＳＫ，ＴＪ，ＴＴ，Ｕ Ａ，ＵＳ，ＵＺ，ＶＮ (72)発明者 ドルム・シュテファン・アー ドイツ連邦共和国、デー−55291 ザウル ハイム、ブルグンダー・ストラーセ、５

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １．２個以上の車輪を具備し、少なくとも若干の車輪がブレーキを備え、車輪に 付設された各々のブレーキが他のブレーキとは別々に操作可能であり、 更に、制御装置を具備し、この制御装置がそれに供される入力データに基づ いてブレーキに影響を与える個々のブレーキモーメントを決定し、制御命令をブ レーキに与え、 更に、操舵角度を示す量を生じる、操舵角度を検出するための手段を具備し 、 自動車の上下軸線回りの追加ヨーイングモーメントを決定するための手段を 具備し、この追加ヨーイングモーメントが不所望なヨー角およびまたはヨー角速 度およびまたはヨー角加速度を阻止するのに充分であり、この手段が対応する値 を制御装置に与え、 この場合、制御装置がブレーキを備えた各々の車輪について係数を決定し、 追加ヨーイングモーメントとそれぞれ重みをつけた係数から、個々の車輪のため のブレーキモーメントを決定する、自動車のためのブレーキ装置。 ２．自動車の走行中または自動車の使用の度に変化する他の量を決定する手段が 設けられ、この量が制御装置に与えられ、車輪係数の決定時にこの量が制御装置 によって利用されることを特徴とする請求項１記載のブレーキ装置。 ３．他の手段の一つがタイヤと道路の間の摩擦係数を決定可能であることを特徴 とする請求項２記載のブレーキ装置。 ４．他の手段の一つが車両重量を決定可能であることを特徴とする請求項２記載 のブレーキ装置。 ５．他の手段の一つが車軸荷重を決定可能であることを特徴とする請求項２記載 のブレーキ装置。 ６．係数を決定するときに考慮される自動車特有の値が制御装置に格納されてい ることを特徴とする請求項１記載のブレーキ装置。 ７．制御装置にメモリが設けられ、このメモリに、係数を決定するときに考慮さ れるブレーキのための特有の値が格納されていることを特徴とする請求項１記載 のブレーキ装置。 ８．すべての係数を全部の係数の２乗の合計によって割ることにより、重み付き 係数が個々の係数から決定されることを特徴とする請求項１記載のブレーキ装置 。 ９．ブレーキが油圧手段によってブレーキモーメントを発生し、加えられる圧力 を直接決定できるように、個々の係数が定義されていることを特徴とする請求項 １〜８のいずれか一つに記載のブレーキ装置。 10．車輪のブレーキのためのブレーキモーメントまたはブレーキ圧力が、その都 度の重み付き係数と追加ヨーイングモーメントの積によって決定されることを特 徴とする請求項８記載のブレーキ装置。 11．操舵角度と無関係に決定される第１の値と、操舵角度に依存して決定される 第２の値から、個々の係数が求められることを特徴とする請求項１記載のブレー キ装置。 12．第２の値（ｈ_r，ｈ_l）が車両の重心とそれぞれの車輪の瞬時の車輪平面との 間の距離によって決定されることを特徴とする請求項１１記載のブレーキ装置。 13．第２の値が負であるときに、第２の値（ｈ_r，ｈ_l）が零にセットされること を特徴とする請求項１２記載のブレーキ装置。