WO2018104049A1 - Verfahren zum betreiben einer bremsanlage und bremsanlage - Google Patents

Verfahren zum betreiben einer bremsanlage und bremsanlage Download PDF

Info

Publication number
WO2018104049A1
WO2018104049A1 PCT/EP2017/079983 EP2017079983W WO2018104049A1 WO 2018104049 A1 WO2018104049 A1 WO 2018104049A1 EP 2017079983 W EP2017079983 W EP 2017079983W WO 2018104049 A1 WO2018104049 A1 WO 2018104049A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
torque
pump
angle
ffw
pressure
Prior art date
Application number
PCT/EP2017/079983
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Jürgen Böhm
Paul Linhoff
Timo Sauerwald
Original Assignee
Continental Teves Ag & Co. Ohg
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Continental Teves Ag & Co. Ohg filed Critical Continental Teves Ag & Co. Ohg
Publication of WO2018104049A1 publication Critical patent/WO2018104049A1/de

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/40—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition comprising an additional fluid circuit including fluid pressurising means for modifying the pressure of the braking fluid, e.g. including wheel driven pumps for detecting a speed condition, or pumps which are controlled by means independent of the braking system
    • B60T8/404—Control of the pump unit
    • B60T8/4054—Control of the pump unit involving the delivery pressure control

Definitions

  • the invention relates to a method for operating a brake system comprising at least one brake circuit with hyd ⁇ raulisch actuated wheel brakes, a master cylinder, a multi-piston pump having a pump motor for required, the driver assist pressure build-up in the wheel brakes, wherein the pressure build-up pressure from the pump into the brake circuit is encouraged. It also relates to a brake system.
  • Piston pumps have a non-constant delivery volume output. This ultimately leads to significant pressure pulsations in the pressure line.
  • this object is achieved in that the pump motor is operated speed-controlled and that the control torque of the speed controller is superimposed on a dependent on the rotation angle of the engine pilot torque.
  • the invention is based on the consideration that the driver has certain habits and expectations during normal braking, which can lead to irritation of the driver in the event of non-compliance. In particular, a high level of comfort is expected during normal braking. If pressure pulsations occur in such a situation, the driver may be irritated and, if necessary, infer a malfunction of the brake system.
  • the pressure pulsations of a multi-piston pump can be greatly reduced by being compensated at a ge ⁇ aimed speed control of the motor. This can be done by calculating a suitable, angle-dependent pilot torque, which is superimposed additively the manipulated variable of the rotary ⁇ number controller of the pump motor. In this way, the fluctuations in the volume flow can be significantly reduced by the resulting adjustment of the engine speed.
  • the volume delivered by the pump takes on at least two maxima and at least two minima over the entire angle of rotation of one revolution of the pump motor, wherein the pre ⁇ control torque at the maximum is the lowest and maximum at the minimum. Between maxima and minima the pre-control torque decreases Intermediate values.
  • the functional dependence of the pilot control torque is thus correlated with the functional relationship of the delivered volume with the rotational angle of the pump motor.
  • the pilot torque results preferably from a linear transformation of the ⁇ normalized to a maximum value 1, conveyed volume.
  • a pump offset angle is added to the angle of rotation for calculating the pilot torque depending on a rotation angle of the pump, from which an effective angle is determined, and wherein at
  • Three-piston pump is used to calculate the pilot torque in Depending on a Pum ⁇ penoffsetwinkel is added to the rotational angle of an angle of rotation of the pump motor, resulting in an effective angle is determined, which is first imaged by a mod-60 function to a range of values between 0 ° and 60 ° and to which then an angle of 60 °, which results in an intermediate angle from which the sine value is taken, which is scaled to a range of values between a minimum moment and a maximum moment, and where the pre-torque scaled in this way yields the pre-control torque.
  • This variant is compared to the above-described rule computation time optimized, since only once a trigonometric function must be calculated.
  • the pump offset angle and / or the maximum value are preferably determined in experiments.
  • an additional, dependent on the output side pump pressure, additional pilot torque is preferably specified directly.
  • the additional pilot torque is preferably calculated by a multiplication of the pump pressure with a scaling factor ⁇ .
  • ⁇ is in the
  • the multi-piston pump is preferably designed as a three-piston pump ⁇ forms.
  • the above object is achieved according to the invention with means for carrying out a method described above.
  • the process in a control and regulating unit is implemented by software which is implemented in particular ⁇ sondere hardware and / or. Ins ⁇ special they wiest a governor or a speed Control module on and a module for calculating the pilot control ⁇ moment.
  • two electromechanical wheel brakes are provided in addition to the two hydraulic wheel brakes.
  • the master cylinder is designed as a tandem master cylinder, wherein each one chamber of the tandem master cylinder with two hydraulically actuated wheel brakes of a hydraulic
  • the advantages of the invention are, in particular, that the comfort of the driver is increased during normal braking in a brake system with a piston pump.
  • no to ⁇ sharmlichen mechanical operations or other expenses such as noise attenuation is required.
  • FIG. 1 a brake system in a preferred embodiment ⁇ form
  • FI G 2 is a diagram illustrating the volume delivery of a three-piston pump
  • FIG. 5 modules of the pilot torque module according to FIG. 3 in a preferred embodiment
  • FIG. 6 modules of the pilot torque module according to FIG. 3 in a further preferred embodiment.
  • FIG. Brake system 2 illustrated comprises two wheel brakes 4, 6 hydraulically assigned to a first brake circuit I.
  • the wheel brake 4 is a front left wheel brake and the wheel brake 6 is a right front wheel brake.
  • the brake system 2 or the brake system further comprises two further wheel brakes 8, 10, which are associated with a second brake circuit II.
  • the wheel brakes 8, 10 are designed as electromechanical wheel brakes and are controlled by a control and regulating unit 12, which also adjusts the wheel brake pressures in the wheel brakes 4, 6.
  • a master cylinder 14 comprises a single pressure chamber 16 into which a pressure piston 18 is displaced upon actuation of a brake pedal 20 which is coupled to the pressure piston 18 by means of a piston rod 22.
  • a first isolation valve 32 is connected in a main brake line 28 which connects the pressure chamber 16 with the brakes 4, 6 of the brake circuit I hydraulically.
  • the separating valve 32 can be controlled analogously and functions as a relief valve.
  • the first isolation valve 32 is a check valve 36 hydraulically connected in parallel, which blocks a pressure fluid flow from the direction of the wheel brakes 4, 6 in the direction of the master cylinder 14 and allowed in the opposite direction.
  • a preferably redundantly designed pressure sensor 30 measures the pressure in the main brake line 28.
  • the master cylinder line 28 opens into a first wheel brake supply line 44, which opens into the wheel brake 4.
  • a normally open inlet valve 48 is connected to which a downshift valve 50 is connected in parallel, which allows a return flow of brake fluid from the wheel brake 4 in the direction of the master cylinder 14 and locks in ent ⁇ opposite direction.
  • a normally closed off ⁇ lassventil 56 is connected.
  • the outlet conduit 54 is hydraulically connected to a pressure medium reservoir.
  • Outlet line 54 is a low-pressure accumulator 66 is connected, in which pressure drops via the exhaust valve z. B. in the ABS, the volume is cached.
  • a check valve 70 is connected, which allows a flow of pressure medium from the wheel brake 4 in the direction of the pressure medium reservoir 62 and blocks in the opposite direction.
  • a normally closed switching valve 74 is also connected.
  • the main brake line 28 also opens into a Radbremszuschreib effet 80.
  • a normally open inlet valve 88 is connected to which a return ⁇ switching valve 90 is connected in parallel, which allows a return flow of brake fluid from the wheel brake 6 in the direction of the main ⁇ brake cylinder 14 and in opposite direction locks.
  • a normally closed exhaust valve 92 is connected between the check valve 50 and the outlet line 54.
  • a preferably redundantly designed pressure sensor 84 measures the pressure in the wheel brake supply line 80.
  • a pump 100 which is driven by a pump motor 102, is designed as a three-piston pump.
  • the pump can also have a different number of pistons, in particular two, four or more pistons.
  • On each piston are on the pump side and suction side each arranged ⁇ return valves.
  • a second isolation valve 108 is provided between master brake cylinder 14 and intake side of pump 100. orderly.
  • the two separating valves 36, 108 are formed as over ⁇ flow valves.
  • the brake system resp. the brake system 2 allows the provision of a brake booster by the targeted control of the pump 100.
  • An electro-hydraulic simulator is achieved by the analog valve control of the driver specification. Both valves are driven by electrical current flowing through their coils. The current is determined from the opening current characteristic, ie the relationship between the desired differential pressure and the coil current. The input value in the opening ⁇ current characteristic resulting from the sum of a given target ⁇ pressure differential across the valve, and an offset value from a given fürströmkennfeld as a function of the target pressure difference, volume flow and temperature.
  • the gain of the braking force of the driver is made by the pump function.
  • Essential characteristics or functions of the brake shown anläge are the brake booster by pumping function, the representation of electro-hydraulic simulator by the analog valve control of the driver input (pedal travel / HZ-pressure) and the possibility to adapt the pedal characteristic curve (pedal ⁇ away / deceleration and pedal force / pedal travel) ,
  • FIG. 2 shows, in a diagram on the x-axis 120, the angle of rotation of the pump motor 102 and on the y-axis 122 the basic profile for the conveyed partial volumes 126 (dotted line), 128 (dashed line) and 130 (dashed line). represented by three pistons of a three-piston pump. These result in the addition together a resulting total delivery volume 140 (solid line).
  • the total delivery volume 140 which to a certain extent represents an envelope of the individual sub-volumes 126, 128, 130, has lower fluctuations than the respective individual sub-delivery volume. These are still noticeable and are significantly reduced by a method described here.
  • the in FIG. 2 represented volumes represent normalized volume characteristics of the pump under consideration to a maximum value.
  • the specific delivery volume of the pump is defined by the structural design of the pump. Design parameters here are the maximum piston stroke and piston diameter.
  • a method for operating the brake system 2, which will be described below, is performed in the control unit 12.
  • the inventive method comprises an optimization of the control of the pump motor 102, which consists in that the pump motor 102 is operated speed-controlled and that the control torque of a speed controller is superimposed on a dependent of the rotation angle of the pump motor 102 pilot control, which in principle the course of the in FIG. 2 curve of the total delivery volume 140 has shown. Since the pressure and thus also the pulsations generated by the pump 100 lead to a counter-torque for the pump motor, this pre-control torque can be considered in some way as a controlled interference ⁇ size alsscnies.
  • the proposed method is given below as an example for a 3-piston pump, but is also applicable to other configurations of multi-piston pumps.
  • An advantage of the proposed method is that in this case no additional mechanical measures or other expenses such as noise attenuation are required.
  • An arrangement according to the invention for the optimized control of the pump motor 102 is shown in FIG. 3 in an overview.
  • the modules 140, 146, 148, 150, 154 shown there are preferably implemented in software and / or hardware in the control and regulation unit 12.
  • the speed controller 148 shown in FIG. 3 preferably has a proportional-integral (PI) -effective behavior in a known embodiment and generates a setpoint torque M Akt , soii, ctri as a manipulated variable, which due to the control deviation between, from (not shown in FIG ) superordinate pressure control system requested, engine set speed G) A kt, soii and the current actual speed o A kt of the pump motor 102 results.
  • the requested engine setpoint speed G) A kt, soii corresponds to the required for the realization of the desired function desired flow rate for the pump.
  • the actual speed G) A kt is subtracted from the engine set speed o Ak t, soii.
  • the calculation of the pre-control torque M FFW , i in the pre-steering torque calculation module 142 is based on the current engine angle c A kt and causes an additional torque for the pump motor 102 for the purpose of the above-mentioned position-dependent modification of the requested one Speed (o A kt, soii)
  • the output variable of the limiting module 154 is the nominal engine torque M Ak t, soi
  • FIG. 4 A preferred procedure for determining the pilot control torque in the module 142 is shown in FIG. 4 by way of example for the case of a 3-piston pump.
  • Input of a MOD module 160 is the current engine angle cp A kt ⁇
  • the Mod module 160 provides as a result the remainder of the motor angle c A kt division by 360 ° and therefore produces to avoid numerical range overflows from the motor angle c A kt an angle signal, which is in the range 0 ... 360 0 .
  • a given angular offset cpp U m P , offset assumes a zero offset of the determined angle value and results from the assignment of motor angle cp Akt and position of the piston of the pump 100 relative to the rotation angle of the motor 102nd
  • signal S now represents the normalized to the maximum value of 1 course of permanent volume production over the full rotation angle of the pump 100 and corresponds to the in FIG. 2 illustrated course of the total delivery volume 140, resulting in the case of a 3-piston pump, a frequency of six oscillations per engine revolution.
  • the parameter M max for the maximum value of the Vorsteu ⁇ ermoment FFW M, i is the same as the angular offset cpp U m P, set off a pump-specific variable whose value must be determined in preliminary experiments.
  • an adder module 164 the pump offset angle and the rotation angle are added.
  • the pre-control torque M FFW results as linear interpolation between ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ and M max output value of the module 196 is then the pre-control torque M FF w, l ⁇
  • an additional pilot control torque M FFW , 2 which is dependent on the output side pump pressure P can be predefined directly to support the speed controller 148.
  • the pump pressure P is multiplied by a gain factor K Prs encryption, resulting in the Vorsteu ⁇ ermoment M FFW, 2, which in a module 214 to the
  • Manipulated variable M act soii, ctri is added.
  • the amplification factor K Prs gives a scaling factor, which is dependent on the respective structural design of the pump, for the calculation of an engine torque corresponding to the pump pressure.
  • FIG. 6 shows a further preferred embodiment of modules for calculating the pilot torque for a three-piston pump or three-piston pump, which is optimized with regard to the required computing time.
  • the optimization lies in the Redu ⁇ cation of the number of computational operations and, in particular in the fact that here only once a trigonometric function to be calculated (instead of three functions as in the embodiment according to FIG. 4). This is particularly useful or not ⁇ manoeuvrable when the loop time is in the carried out this operation in the range ⁇ 0.5 ms.
  • An adder module 290 adds the current motor angle cp A kt and an angular offset cpp by p, offsetr the zero offset of the determined angle value and results from the assignment of motor angle cp A kt and position of the piston of the pump 100 relative to the angle of rotation of the motor 102, resulting in an entrance angle 9Akt, 2 results.
  • the subsequent sinusoidal calculation performed in a module 300 then leads to the same signal S, which is also shown in FIG. 4, so that with respect to further processing by module 304 in FIG. 4, the module 304 corresponds to the module 196 shown there.
  • the fact is utilized that with additive superimposition of the positive half-waves of three sinusoids shifted by 120 ° each (see volumes 126, 128, 130 in FIG.2) the resulting signal (see volume 140 in FIG.2) has six oscillations per 360 °, that is periodic with 60 °, whereby per oscillation the values lie between sin (60 °) and sin (120 °).

Landscapes

  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Regulating Braking Force (AREA)

Abstract

Verfahren zum Betreiben einer Bremsanlage (2), umfassend wenigstens einen Bremskreis (I) mit hydraulisch betätigbaren Radbremsen (4, 6); einen Hauptbremszylinder (14); eine mit einem Pumpenmotor (102) angetriebene Mehrkolbenpumpe (100) zum bedarfsweisen, den Fahrer unterstützenden Druckaufbau in den Radbremsen (4, 6), wobei zum Druckaufbau Druckmittel von der Pumpe (100) in den Bremskreis (I) gefördert wird, wobei der Pumpenmotor (102) durch einen Drehzahlregler (148) drehzahlgeregelt betrieben wird und dass dem Stellmoment des Drehzahlreglers (148) ein vom Drehwinkel des Pumpenmotors (φAkt) abhängiges Vorsteuermoment (MFFW,1) überlagert wird.

Description

Verfahren zum Betreiben einer Bremsanlage und Bremsanlage
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben einer Bremsanlage, umfassend wenigstens einen Bremskreis mit hyd¬ raulisch betätigbaren Radbremsen, einen Hauptbremszylinder, eine Mehrkolbenpumpe mit einem Pumpenmotor zum bedarfsweisen, den Fahrer unterstützenden Druckaufbau in den Radbremsen, wobei zum Druckaufbau Druckmittel von der Pumpe in den Bremskreis gefördert wird. Sie betrifft weiterhin eine Bremsanlage.
Für elektronische Bremsregelanlagen von hydraulischen Bremsen werden typischerweise Kolbenpumpen verwendet. Diese sind be¬ sonders effizient und können kostengünstig hergestellt werden. Für gehobene Leistungs- und Komfortansprüche werden übli¬ cherweise 6-Kolben-Pumpen verwendet, wobei jeweils drei Kolben pro Kreis zum Einsatz kommen. Kolbenpumpen haben einen nicht konstanten Fördervolumenausstoß. Dieser führt letztendlich zu erheblichen Druckpulsationen in der Druckleitung.
Bei Verwendung einer Dreikolbenpumpe kommt es zwar zu einer permanenten Volumenförderung über den vollen Drehwinkel der Pumpe, allerdings ergeben sich auch hier je nach mechanischer Ausführung erhebliche Schwankungen, die ebenfalls zu Druckpulsationen führen.
Bei Verwendung einer Dreikolbenpumpe zur Realisierung einer Bremskraftverstärkungsfunktion durch die Pumpenfunktion, ergibt sich im Hinblick auf eine für den Fahrer möglichst komfortable Umsetzung der Verstärkungsfunktion die Anforderung nach einem möglichst pulsationsarmen bzw. pulsationsfreien Betrieb der Pumpe über einen möglichst großen Bereich des von der Pumpe geförderten Volumenstromes. Dies gilt insbesondere für den Betriebsbereich der Normalbremsung, bei der die Bremskraftverstärkung komfortabel und frei von Druckpulsationen erfolgen muss, so dass sich keine Irritationen für den Fahrer bei der Pedalbetätigung ergeben. Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren für einen Betrieb der Kolbenpumpe mit einer weitestgehend konstanten Volumenstromförderung und damit mit möglichst geringer Pulsation bereitzustellen. Weiterhin soll eine entsprechende Bremsanlage angegeben werden.
In Bezug auf das Verfahren wird diese Aufgabe erfindungsgemäß dadurch gelöst, dass der Pumpenmotor drehzahlgeregelt betrieben wird und dass dem Stellmoment des Drehzahlreglers ein vom Drehwinkel des Motors abhängiges Vorsteuermoment überlagert wird .
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche .
Die Erfindung geht von der Überlegung aus, dass der Fahrer bei Normalbremsungen gewisse Gewohnheiten und Erwartungen hat, die bei Nichterfüllung zu Irritationen des Fahrers führen können. Insbesondere wird bei Normalbremsungen ein hoher Komfort erwartet. Treten in einer solchen Situation Druckpulsationen auf, kann der Fahrer irritiert werden und gegebenenfalls auf eine Fehlfunktion des Bremssystems schließen.
Wie nunmehr erkannt wurde, lassen sich die Druckpulsationen einer Mehrkolbenpumpe stark reduzieren, indem diese mit einer ge¬ zielten Drehzahlsteuerung des Motors kompensiert werden. Dies kann durch Berechnung eines geeigneten, winkelabhängigen Vorsteuermomentes erfolgen, welches der Stellgröße des Dreh¬ zahlreglers des Pumpenmotors additiv überlagert wird. Auf diese Weise können durch die daraus resultierende Anpassung der Motordrehzahl die Schwankungen des Volumenstroms deutlich reduziert werden.
Vorzugsweise nimmt das von der Pumpe geförderte Volumen über den gesamten Drehwinkel einer Umdrehung des Pumpenmotors wenigstens zwei Maxima und wenigstens zwei Minima an, wobei das Vor¬ steuermoment am Maximum am geringsten ist und maximal am Minimum ist. Zwischen Maxima und Minima nimmt das Vorsteuermoment Zwischenwerte an. Die funktionale Abhängigkeit des Vorsteu- ermomentes ist somit mit dem funktionalen Zusammenhang des geförderten Volumens mit dem Drehwinkel des Pumpenmotors korreliert .
Das Vorsteuermoment ergibt sich bevorzugt aus einer Linear¬ transformation des auf einen Maximalwert 1 normierten, geförderten Volumens.
In einer bevorzugten Ausführungsform wird zur Berechnung des Vorsteuermomentes in Abhängigkeit von einem Drehwinkel der Pumpe ein Pumpenoffsetwinkel zu dem Drehwinkel addiert, woraus ein effektiver Winkel bestimmt wird, und wobei bei einer
N-Kolbenpumpe N Summanden einer Sinusfunktion gebildet werden, deren Argument jeweils gegeben ist durch das n-fache (n= 0... N-l) des Winkels 360°/N addiert zu dem effektiven Winkel, und wobei die Ergebnisse der N Sinusfunktionen, die positiv sind, zu einem Vormoment addiert werden, und das Vormoment skaliert wird auf einen Wertebereich zwischen einem minimalen Moment und einem maximalen Moment, und wobei das auf diese Weise skalierte Vormoment das Vorsteuermoment ergibt.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist die Bremsanlage eine Dreikolbenpumpe auf, wobei zur Berechnung des Vorsteuermomentes in Abhängigkeit von einem Drehwinkel der Pumpe bzw. des Pum¬ penmotors ein Pumpenoffsetwinkel zu dem Drehwinkel addiert wird, woraus ein effektiver Winkel bestimmt wird, und wobei drei Summanden einer Sinusfunktion gebildet werden, deren Argument jeweils gegeben ist durch das n-fache (n = 0, 1, 2) des Winkels 120° addiert zu dem effektiven Winkel, und wobei die Ergebnisse der drei Sinusfunktionen, die positive Ergebnisse liefern bzw. die positiv sind, zu einem Vormoment addiert werden, und das Vormoment skaliert wird auf einen Wertebereich zwischen einem minimalen Moment und einem maximalen Moment, und wobei das auf diese Weise skalierte Vormoment das Vorsteuermoment ergibt.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform bei einer
Dreikolbenpumpe wird zur Berechnung des Vorsteuermomentes in Abhängigkeit von einem Drehwinkel des Pumpenmotors ein Pum¬ penoffsetwinkel zu dem Drehwinkel addiert wird, woraus ein effektiver Winkel bestimmt wird, der zunächst durch eine Mod-60-Funktion auf einen Wertebereich zwischen 0° und 60° abgebildet wird und zu dem dann ein Winkel von 60° addiert wird, woraus ein Zwischenwinkel resultiert, von dem der Sinuswert genommen wird, der skaliert wird auf einen Wertebereich zwischen einem minimalen Moment und einem maximalen Moment, und wobei das auf diese Weise skalierte Vormoment das Vorsteuermoment ergibt. Diese Variante ist gegenüber der oben geschilderten Vorschrift rechenzeitoptimiert , da nur einmal eine trigonometrische Funktion berechnet werden muss.
Bevorzugt werden der Pumpenoffsetwinkel und/oder der Maximalwert in Versuchen ermittelt.
Bei der Einstellung einer gewünschten Pumpendrehzahl wird bevorzugt ein zusätzliches, vom ausgangsseitigen Pumpendruck abhängiges, Zusatzvorsteuermoment direkt vorgegeben.
Das Zusatzvorsteuermoment wird bevorzugt berechnet wird durch eine Multiplikation des Pumpendruckes mit einem Skalierungs¬ faktor . In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform wird bei der
Einstellung einer gewünschten Pumpendrehzahl ein zusätzliches, vom angeforderten Pumpendruck-Sollwert abhängiges, Zusatz¬ vorsteuermoment direkt vorgegeben. Die Mehrkolbenpumpe ist bevorzugt als Dreikolbenpumpe ausge¬ bildet .
In Bezug auf die Bremsanlage wird die oben genannte Aufgabe erfindungsgemäß gelöst mit Mitteln zur Durchführung eines oben beschriebenen Verfahrens. Insbesondere ist das Verfahren in einer Steuer- und Regeleinheit implementiert, welche insbe¬ sondere hardware- und/oder softwaremäßig implementiert. Ins¬ besondere wiest sie einen Drehzahlregler bzw. ein Drehzahl- regelmodul auf sowie ein Modul zur Berechnung des Vorsteuer¬ momentes .
In einer ersten bevorzugten Ausführung der Bremsanlage sind neben den beiden hydraulischen Radbremsen zwei elektromechanische Radbremsen vorgesehen.
In einer zweiten bevorzugten Ausführungsform ist der Hauptbremszylinder als Tandemhauptbremszylinder ausgebildet, wobei jeweils eine Kammer des Tandemhauptbremszylinders mit zwei hydraulisch betätigbaren Radbremsen eines hydraulischen
Bremskreises verbunden ist.
Die Vorteile der Erfindung liegen insbesondere darin, dass der Komfort des Fahrers bei Normalbremsungen bei einer Bremsanlage mit einer Kolbenpumpe erhöht wird. Hierbei sind keine zu¬ sätzlichen mechanischen Maßnahmen oder andere Aufwände wie zum Beispiel Geräuschdämpfungen erforderlich.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird anhand einer
Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen in stark schematisierter Darstellung :
FIG. 1 eine Bremsanlage in einer bevorzugten Ausführungs¬ form;
FI G 2 ein Diagramm zur Darstellung der Volumenförderung einer Dreikolbenpumpe;
FI G 3 Module zur Bereitstellung des Sollmomentes des
Pumpenmotors mit einem Vorsteuermomentmodul in einer ersten bevorzugten Ausführungsform;
FI G 4 Module des Vorsteuermomentmoduls gemäß FIG. 3 in einer bevorzugten Ausführung; FIG. 5 Module zur Bereitstellung des Sollmomentes des
Pumpenmotors mit einem Vorsteuermomentmodul in einer zweiten bevorzugten Ausführungsform; und FIG. 6 Module des Vorsteuermomentmoduls gemäß FIG. 3 in einer weiteren bevorzugten Ausführung.
Gleiche Teile sind in allen Figuren mit denselben Bezugszeichen versehen .
Ein in FIG. 1 dargestellte Bremsanlage 2 umfasst zwei einem ersten Bremskreis I hydraulisch zugeordnete Radbremsen 4, 6. Im vorliegenden bevorzugten Ausführungsbeispiel ist die Radbremse 4 eine Radbremse vorne links und die Radbremse 6 ist eine Radbremse vorne rechts. Die Bremsanlage 2 bzw. das Bremssystem weist weiterhin zwei weitere Radbremsen 8, 10 auf, die einem zweiten Bremskreis II zugeordnet sind. Die Radbremsen 8, 10 sind als elektromechanische Radbremsen ausgebildet und werden von einer Steuer- und Regeleinheit 12 angesteuert, welche auch die Radbremsdrücke in den Radbremsen 4, 6 einstellt.
Ein Hauptbremszylinder 14 umfasst einen einzigen Druckraum 16, in den ein Druckkolben 18 bei Betätigung eines Bremspedals 20 verschoben wird, welches mittels einer Kolbenstange 22 mit dem Druckkolben 18 gekoppelt ist. In eine Hauptbremsleitung 28, die den Druckraum 16 mit den Bremsen 4, 6 des Bremskreises I hydraulisch verbindet, ist ein erstes Trennventil 32 geschaltet. Das Trennventil 32 ist analog ansteuerbar und fungiert als Überströmventil .
Dem ersten Trennventil 32 ist ein Rückschlagventil 36 hydraulisch parallelgeschaltet, welches einen Druckmittelfluss aus Richtung der Radbremsen 4, 6 in Richtung des Hauptbremszylinders 14 sperrt und in entgegengesetzter Richtung erlaubt. Ein bevorzugt re- dundant ausgeführter Drucksensor 30 misst den Druck in der Hauptbremsleitung 28. Die Hauptbremszylinderleitung 28 mündet in eine erste Radbremszufuhrleitung 44, die in der Radbremse 4 mündet. In die Radbremszufuhrleitung 44 ist ein stromlos offenes Einlassventil 48 geschaltet, dem ein Rückschaltventil 50 parallel geschaltet ist, welches einen Rückfluss von Bremsmittel aus der Radbremse 4 in Richtung des Hauptbremszylinders 14 erlaubt und in ent¬ gegengesetzter Richtung sperrt. Zwischen Rückschlagventil 50 und einer Auslassleitung 54 ist ein stromlos geschlossenes Aus¬ lassventil 56 geschaltet. Die Auslassleitung 54 ist mit einem Druckmittelvorratsbehälter hydraulisch verbunden. Mit der
Auslassleitung 54 ist ein Niederdruckspeicher 66 verbunden, in dem bei Druckabbauten über das Auslassventil z. B. im ABS das Volumen zwischengespeichert wird. In die Auslassleitung 54 ist ein Rückschlagventil 70 geschaltet, welches einen Fluss von Druckmittel von der Radbremse 4 in Richtung des Druckmittelvorratsbehälters 62 erlaubt und in entgegengesetzter Richtung sperrt. In die Auslassleitung 54 ist weiterhin ein stromlos geschlossenes Schaltventil 74 geschaltet.
Die Hauptbremsleitung 28 mündet weiterhin in einer Radbremszufuhrleitung 80. In die Radbremszufuhrleitung 80 ist ein stromlos offenes Einlassventil 88 geschaltet, dem ein Rück¬ schaltventil 90 parallelgeschaltet ist, welches einen Rückfluss von Bremsmittel aus der Radbremse 6 in Richtung des Haupt¬ bremszylinders 14 erlaubt und in entgegengesetzter Richtung sperrt. Zwischen Rückschlagventil 50 und der Auslassleitung 54 ist ein stromlos geschlossenes Auslassventil 92 geschaltet. Ein bevorzugt redundant ausgeführter Drucksensor 84 misst den Druck in der Radbremszufuhrleitung 80.
Eine Pumpe 100, die von einem Pumpenmotor 102 angetrieben wird, ist als Dreikolbenpumpe ausgebildet. In einer anderen bevor¬ zugten Ausführungsform kann die Pumpe auch eine andere Zahl an Kolben aufweisen, insbesondere zwei, vier oder mehr Kolben. An jedem Kolben sind pumpenseitig und saugseitig jeweils Rück¬ schlagventile angeordnet. Zwischen Hauptbremszylinder 14 und Saugseite der Pumpe 100 ist ein zweites Trennventil 108 an- geordnet. Die beiden Trennventile 36, 108 sind als Über¬ strömventile ausgebildet.
Das Bremssystem bzw . die Bremsanlage 2 erlaubt die Bereitstellung einer Bremskraftverstärkung durch die gezielte Ansteuerung der Pumpe 100. Ein elektrohydraulischer Simulator wird erzielt durch die Analogventilsteuerung der Fahrervorgabe. Beide Ventile werden mittels elektrischen Stroms, der durch ihre Spulen fließt angesteuert. Der Strom wird aus der Öffnungsstromkennlinie ermittelt, also dem Zusammenhang zwischen gewünschtem Differenzdruck und Spulenstrom. Der Eingangswert in die Öffnungs¬ stromkennlinie ergibt sich aus der Summe von gegebener Soll¬ druckdifferenz am Ventil und einem Offsetwert aus einem gegebenen Überströmkennfeld als Funktion von Solldruckdifferenz, Volu- menstrom und Temperatur.
Bei der dargestellten Bremsanlage 2 wird die Verstärkung der Bremskraft des Fahrers durch die Pumpenfunktion vorgenommen. Wesentliche Kennzeichen bzw. Funktionen der gezeigten Brems- anläge sind die Bremskraftverstärkung durch Pumpenfunktion, die Darstellung elektrohydraulischer Simulator durch die Analogventilsteuerung der Fahrervorgabe ( Pedalweg/HZ-Druck) und die Möglichkeit zur Anpassung der Pedalkennlinie (Pedal¬ weg/Verzögerung und Pedalkraft/Pedalweg) .
Zur Realisierung der hier angegebenen Pumpenfunktion ist es erforderlich, dass für die Pumpe ein Betrieb mit einer wei¬ testgehend konstanten Volumenstromförderung und damit mit möglichst geringer Pulsation umgesetzt werden muss.
In FIG. 2 sind beispielhaft in einem Diagramm auf der x-Achse 120 der Drehwinkel des Pumpenmotors 102 und auf der y-Achse 122 der prinzipielle Verlauf für die geförderten Teilvolumina 126 (gepunktete Linie) , 128 (gestrichelte Linie) und 130 (ge- strichpunktete Linie) von drei Kolben einer Dreikolbenpumpe dargestellt. Diese ergeben in der Addition zusammen ein resultierendes Gesamtfördervolumen 140 (durchgezogene Linie) . Das Gesamtfördervolumen 140, das gewissermaßen eine Einhüllende der einzelnen Teilvolumina 126, 128, 130 darstellt, weist gegenüber dem jeweils einzelnen Teilfördervolumen geringere Schwankungen auf. Diese sind trotzdem noch spürbar und werden durch ein hier beschriebenes Verfahren deutlich reduziert. Die in FIG. 2 dargestellten Volumina repräsentieren auf einen Maximalwert normierte Volumenverläufe der betrachteten Pumpe. Das spezifische Fördervolumen der Pumpe wird definiert durch die konstruktive Gestaltung der Pumpe. Konstruktive Parameter sind hier der maximale Kolbenhub und Kolbendurchmesser.
Ein Verfahren zum Betreiben der Bremsanlage 2, welches im Folgenden beschrieben wird, wird in der Steuer- und Regeleinheit 12 durchgeführt. Das erfindungsgemäße Verfahren umfasst eine Optimierung der Ansteuerung des Pumpenmotors 102, die darin besteht, dass der Pumpenmotor 102 drehzahlgeregelt betrieben wird und dass dem Stellmoment eines Drehzahlreglers ein vom Drehwinkel des Pumpenmotors 102 abhängiges Vorsteuermoment überlagert wird, das prinzipiell den Verlauf der in FIG. 2 dargestellten Kurve des Gesamtfördervolumens 140 hat. Da der Druck und damit auch die von der Pumpe 100 erzeugten Pulsationen zu einem Gegenmoment für den Pumpenmotor führen, kann dieses Vorsteuermoment in gewisser Weise als eine gesteuerte Stör¬ größenaufSchaltung betrachtet werden. Durch diese Maßnahme wird nun eine angeforderte Motordrehzahl und damit die Volumen¬ förderung der Pumpe 100 derart modifiziert, dass der Volumenstrom gleichmäßiger erfolgt, wodurch auch die Druckpulsationen erheblich reduziert werden. Das vorgeschlagene Verfahren wird im Weiteren exemplarisch für eine 3-Kolbenpumpe angegeben, ist aber ebenso auf andere Konfigurationen von Mehrkolbenpumpen anwendbar. Vorteilhaft bei dem vorgeschlagenen Verfahren ist dabei, dass hierbei keine zusätzlichen mechanischen Maßnahmen oder andere Aufwände wie zum Beispiel Geräuschdämpfungen erforderlich sind. Eine erfindungsgemäße Anordnung zur optimierten Ansteuerung des Pumpenmotors 102 ist in FIG. 3 in einer Übersicht dargestellt. Die dort gezeigten Module 140, 146, 148, 150, 154 sind bevorzugt Software- und/oder hardwaremäßig in der Steuer- und Regeleinheit 12 implementiert.
Ein in FIG. 3 dargestellter Drehzahlregler 148 hat bevorzugt in bekannter Ausführung ein Proportional-Integral- (PI-) wirkendes Verhalten und erzeugt als Stellgröße ein Sollmoment MAkt,soii,ctri, welche sich aufgrund der Regelabweichung zwischen der, von einem (nicht in FIG. 3 dargestellten) übergeordneten Druckregelsystem angeforderten, Motor-Solldrehzahl G)Akt,soii und der momentanen Istdrehzahl oAkt des Pumpenmotors 102 ergibt. Die angeforderte Motor-Solldrehzahl G)Akt,soii entspricht dem zur Realisierung der gewünschten Funktion notwendigen Sollvolumenstrom für die Pumpe. In einem Subtraktionsmodul 146 wird die Istdrehzahl G)Akt von der Motor-Solldrehzahl oAkt,soii subtrahiert. Diese Differenz ist Eingangsgröße des Drehzahlreglers 148. Die Berechnung des Vorsteuermoment MFFW, i in dem Vorsteuermo- mentberechnungsmodul 142 erfolgt auf der Basis des gegenwärtigen Motorwinkels cAkt und bewirkt ein Zusatzmoment für den Pumpenmotor 102 zum Zweck der bereits oben erwähnten positionsabhängigen Modifikation der angeforderten Drehzahl (oAkt,soii- In dem Sub- traktionsmodul 150 wird das Vorsteuermoment MFFW, i von der
Stellgröße MAkt,soii,ctri subtrahiert. Diese Differenz wird in einem Begrenzungsmodul 154 auf einen vorgegebenen Wertebereich begrenzt. Die Ausgangsgröße des Begrenzungsmoduls 154 ist das Sollmotormoment MAkt,soii-
Eine bevorzugte Vorgehensweise zur Ermittlung des Vorsteuer¬ moments in dem Modul 142 ist in FIG.4 exemplarisch für den Fall einer 3-Kolbenpumpe dargestellt. Eingangsgröße eines Mod-Moduls 160 ist der gegenwärtige Motorwinkel cpAkt · Das Mod-Modul 160 liefert als Ergebnis den Rest der Division des Motorwinkels cAkt durch 360° und erzeugt daher zur Vermeidung von Zahlenbereichsüberläufen aus dem Motorwinkel cAkt ein Winkelsignal, das im Bereich 0...3600 liegt. Ein angegebener Winkeloffset cppUmP,offset nimmt eine Nullpunktverschiebung des ermittelten Winkelwertes vor und ergibt sich aus der Zuordnung von Motorwinkel cpAkt und Position der Kolben der Pumpe 100 relativ zum Drehwinkel des Motors 102.
Ein in FIG. 4 angegebenes Signal S repräsentiert nun den auf den Maximalwert 1 normierten Verlauf der permanenten Volumenförderung über dem vollen Drehwinkel der Pumpe 100 und entspricht dem in FIG. 2 dargestellten Verlauf des Gesamtfördervolumens 140, wobei sich im Falle einer 3-Kolbenpumpe eine Frequenz von sechs Schwingungen pro Motorumdrehung ergibt. Als Maximalwert für S folgt hierbei S=l, als Minimalwert ergibt sich SMin=S
Figure imgf000013_0001
( 60 ° ) . Das zu bestimmende, vom Motorwinkel cpAkt abhängige, Vorsteu¬ ermoment MFFW, i ergibt sich dann aus einer Lineartransformation MFFW=f (S) . Der Parameter MMax für den Maximalwert des Vorsteu¬ ermoment MFFW, i ist ebenso wie der Winkeloffset cppUmP, offset eine pumpenspezifische Größe, deren Wert in Vorversuchen ermittelt werden muss. In einem Addiermodul 164 werden der Pumpenoffsetwinkel und der Drehwinkel addiert. Aus dem daraus resultierenden effektiven Winkel 5Akt, i werden in drei Modulen 170, 172, 174 jeweils Si¬ nuswerte gebildet von dem effektiven Winkel 5Akt, i sowie dem um 120° und 240° verschobenen effektiven Winkel 5Akt, i - Die re- sultierenden Werte werden in Begrenzungsmodulen 180, 182, 184 jeweils auf den Bereich positiver Werte beschränkt und dann in einem Addiermodul 190 addiert, woraus sich das oben genannte Signal S ergibt. Das Signal S wird einem Modul 196 zugeführt, in dem jedem Wert von S ein entsprechender Vorsteuermomentenwert MFFW in Form einer Lineartransformation zugeordnet wird. So wird dem Signalwert S = S i der Momentenwert MFFW=MMin zugeordnet und für den Signalwert S=l wird der Momentenwert MFFW=MMax gesetzt. Für Signalwerte S, die zwischen S i und dem Wert 1 liegen, ergibt sich das Vorsteuermoment MFFW als Linearinterpolation zwischen ΜΜ±η und MMax - Ausgangsgröße des Moduls 196 ist dann das Vorsteuermoment MFFw, l ·
In einer weiteren, in FIG. 5 dargestellten, bevorzugten Aus- führungsform kann zur Unterstützung des Drehzahlreglers 148 bei der Einstellung einer gewünschten Pumpendrehzahl ein zusätzliches, vom ausgangsseitigen Pumpendruck P abhängiges, Vorsteuermoment MFFW,2 direkt vorgegeben werden. Dies führt zu einer Unterstützung insbesondere des I-Anteils des Drehzahlreglers 148 und in diesem Zusammenhang auch zu einer Verbesserung des dynamischen Verhaltens beim Einstellen einer angeforderten, zeitlich veränderlichen Motordrehzahl für die Pumpe. In einem Skalierungsmodul 200 wird der Pumpendruck P mit einem Ver- Stärkungsfaktor KPrs multipliziert, woraus sich das Vorsteu¬ ermoment MFFW,2 ergibt, welches in einem Modul 214 zu der
Stellgröße MAkt,soii,ctri addiert wird. Der Verstärkungsfaktor KPrs gibt dabei einen, von der jeweiligen konstruktiven Ausführung der Pumpe abhängigen, Skalierungsfaktor zur Berechnung eines zum Pumpendruck korrespondierenden Motormoments.
In einer weiteren Ausführungsform kann für die Bestimmung des Vorsteuermomentes MFFW,2 anstelle des ausgangsseitigen Pumpen¬ druckes P der angeforderte Sollwert für den Pumpendruck P verwendet werden. Dies führt neben der bereits erwähnten Un¬ terstützung des Drehzahlreglers zu einer weiteren Verbesserung des Verhaltens bei der Einstellung des angeforderten Pumpendruckes . In FIG. 6 ist eine weitere bevorzugte Ausführung von Modulen zur Berechnung des Vorsteuermomentes für eine Dreikolbenpumpe bzw. 3-Kolbenpumpe dargestellt, welche hinsichtlich der benötigten Rechenzeit optimiert ist. Die Optimierung liegt in der Redu¬ zierung der Anzahl der Rechenoperationen und insbesondere darin, dass hier nur einmal eine trigonometrische Funktion berechnet werden muss (anstelle von drei Funktionen wie bei der Ausführung gemäß FIG. 4) . Dies ist insbesondere dann sinnvoll bzw. not¬ wendig, wenn die Loopzeit in der diese Operation durchgeführt wird im Bereich < 0,5 ms liegt.
Ein Addiermodul 290 addiert den gegenwärtigen Motorwinkel cpAkt und einen Winkeloffset cppump, offsetr der eine Nullpunktverschiebung des ermittelten Winkelwertes vor und ergibt sich aus der Zuordnung von Motorwinkel cpAkt und Position der Kolben der Pumpe 100 relativ zum Drehwinkel des Motors 102, woraus sich ein Eingangswinkel 9Akt,2 ergibt. Ein Mod-Modul 294 erzeugt nun eine Abbildung des Eingangswinkels c Akt,2 auf einen Wertebereich zwischen 0 und 60° (= Rest der Division des Eingangswinkels durch 60) , der dann durch die Addition mit dem Wert 60° in einem Addiermodul 298 auf einen Wertebereich von 60° bis 120° verschoben wird. Die in einem Modul 300 durchgeführte anschließende Sinusberechnung führt dann zum gleichen Signal S, die dies auch in FIG. 4 der Fall ist, so dass in Bezug auf die weitere Verarbeitung durch das Modul 304 auf FIG. 4 verwiesen wird, wobei das Modul 304 dem dort gezeigten Modul 196 entspricht. Dabei wird die Tatsache genutzt, dass bei additiven Überlagerung der positiven Halbwellen von drei um jeweils 120° verschobenen Sinusschwingungen (siehe Volumina 126, 128, 130 in FIG. 2) das resultierende Signal (siehe Volumen 140 in FIG. 2) sechs Schwingungen pro 360° aufweist, also periodisch mit 60° ist, wobei pro Schwingung die Werte zwischen sin (60°) und sin(120°) liegen.

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zum Betreiben einer Bremsanlage (2), umfassend
• wenigstens einen Bremskreis (I) mit hydraulisch betä¬ tigbaren Radbremsen (4, 6) ;
• einen Hauptbremszylinder (14);
• eine mit einem Pumpenmotor (102) angetriebene Mehrkol¬ benpumpe (100) zum bedarfsweisen, den Fahrer unterstützenden Druckaufbau in den Radbremsen (4, 6), wobei zum Druckaufbau Druckmittel von der Pumpe (100) in den Bremskreis (I) gefördert wird,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Pumpenmotor (102) durch einen Drehzahlregler (148) drehzahlgeregelt betrieben wird und dass dem Stellmoment des Drehzahlreglers (148) ein vom Drehwinkel des Pumpenmotors (cpAkt) abhängiges Vorsteuermoment (MFFW, ι) überlagert wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1, wobei das von der Pumpe (100) geförderte Volumen über den gesamten Drehwinkel einer Umdrehung des Motors (c Akt) wenigstens zwei Maxima und wenigstens zwei Minimum annimmt, und wobei das Vorsteu¬ ermoment (MFFW, ι) am Maximum am geringsten ist und maximal am Minimum ist.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei sich das Vorsteuermoment (MFFW, ι) aus einer Lineartransformation des auf einen Maximalwert 1 normierten, geförderten Volumens ergibt.
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei zur
Berechnung des Vorsteuermomentes (MFFW, ι) in Abhängigkeit von einem Drehwinkel des Pumpenmotors (c Akt) ein Pumpenoff- setwinkel (cppump,offset) zu dem Drehwinkel addiert wird, woraus ein effektiver Winkel bestimmt wird, und wobei bei einer N-Kolbenpumpe N Summanden einer Sinusfunktion gebildet werden, deren Argument jeweils gegeben ist durch das n-fache (n = 0 ... N-l) des Winkels 360°/N addiert zu dem effektiven Winkel, und wobei die Ergebnisse der N Sinusfunktionen, die positiv sind, zu einem Vormoment addiert werden, und das Vormoment skaliert wird auf einen Wertebereich zwischen einem minimalen Moment und einem maximalen Moment, und wobei das auf diese Weise skalierte Vormoment das Vorsteuermoment
(MFFW, i ) ergibt.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die
Mehrkolbenpumpe (100) als Dreikolbenpumpe ausgebildet ist.
6. Verfahren nach Anspruch 5, wobei zur Berechnung des Vorsteuermomentes (MFFW, ι ) in Abhängigkeit von einem Drehwinkel des Pumpenmotors (cpAkt ) ein Pumpenoffsetwinkel (cppUmP, offset ) zu dem Drehwinkel addiert wird, woraus ein effektiver Winkel bestimmt wird, und wobei drei Summanden einer Sinusfunktion gebildet werden, deren Argument jeweils gegeben ist durch das n-fache (n = 0, 1, 2) des Winkels 120° addiert zu dem effektiven Winkel, und wobei die Ergebnisse der drei Si¬ nusfunktionen, die positiv sind, zu einem Vormoment addiert werden, und das Vormoment skaliert wird auf einen Wer¬ tebereich zwischen einem minimalen Moment und einem maximalen Moment, und wobei das auf diese Weise skalierte Vormoment das Vorsteuermoment (MFFW, ι ) ergibt.
7. Verfahren nach Anspruch 5, wobei zur Berechnung des Vorsteuermomentes (MFFW, ι ) in Abhängigkeit von einem Drehwinkel des Pumpenmotors (cpAkt ) ein Pumpenoffsetwinkel (cppUmP, offset ) zu dem Drehwinkel addiert wird, woraus ein effektiver Winkel bestimmt wird, der zunächst durch eine Mod-60-Funktion auf einen Wertebereich zwischen 0° und 60° abgebildet wird und zu dem dann ein Winkel von 60° addiert wird, woraus ein Zwischenwinkel resultiert, von dem der Sinuswert genommen wird, der skaliert wird auf einen Wertebereich zwischen einem minimalen Moment und einem maximalen Moment, und wobei das auf diese Weise skalierte Vormoment das Vorsteuermoment ( MFFW, i ) ergibt.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei bei der Einstellung einer gewünschten Pumpendrehzahl ein zusätzliches, vom ausgangsseitigen Pumpendruck (P) abhängiges, Zusatzvorsteuermoment (MFFW,2) direkt vorgegeben wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, wobei das Zusatzvorsteuermoment (MFFW,2) berechnet wird durch eine Multiplikation des Pum¬ pendruckes (P) mit einem Skalierungsfaktor (KPrs) .
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, wobei bei der Einstellung einer gewünschten Pumpendrehzahl ein zusätzliches, vom angeforderten Pumpendruck-Sollwert abhängiges, Zusatzvorsteuermoment direkt vorgegeben wird.
11. Bremsanlage (2) mit Mitteln (12) zum Durchführen eines Verfahrens nach einem der vorherigen Ansprüche.
Bremsanlage (2) nach Anspruch 11, wobei zwei elektrome- chanische Radbremsen (8, 10) vorgesehen sind.
Bremsanlage (2) nach Anspruch 12, wobei der Hauptbrems¬ zylinder (14) als Tandemhauptbremszylinder ausgebildet ist, und wobei eine Kammer des Tandemhauptbremszylinders mit zwei hydraulisch betätigbaren Radbremsen eines hydraulischen Bremskreises verbunden ist.
PCT/EP2017/079983 2016-12-09 2017-11-22 Verfahren zum betreiben einer bremsanlage und bremsanlage WO2018104049A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102016224619.4A DE102016224619A1 (de) 2016-12-09 2016-12-09 Verfahren zum Betreiben einer Bremsanlage und Bremsanlage
DE102016224619.4 2016-12-09

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018104049A1 true WO2018104049A1 (de) 2018-06-14

Family

ID=60788538

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2017/079983 WO2018104049A1 (de) 2016-12-09 2017-11-22 Verfahren zum betreiben einer bremsanlage und bremsanlage

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102016224619A1 (de)
WO (1) WO2018104049A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020158152A1 (ja) * 2019-01-29 2020-08-06 日立オートモティブシステムズ株式会社 ブレーキ制御装置

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102008018818A1 (de) * 2008-04-15 2009-10-22 Continental Teves Ag & Co. Ohg Elektrisches Motoransteuerungsverfahren mit Lastmomentanpassung
DE102011076952A1 (de) * 2010-06-10 2011-12-29 Continental Teves Ag & Co. Ohg Verfahren und Regelschaltung zur Regelung eines Bremssystems für Kraftfahrzeuge

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102012205859A1 (de) * 2011-04-19 2012-10-25 Continental Teves Ag & Co. Ohg Bremsanlage für Kraftfahrzeuge sowie Verfahren zum Betrieb einer Bremsanlage

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102008018818A1 (de) * 2008-04-15 2009-10-22 Continental Teves Ag & Co. Ohg Elektrisches Motoransteuerungsverfahren mit Lastmomentanpassung
DE102011076952A1 (de) * 2010-06-10 2011-12-29 Continental Teves Ag & Co. Ohg Verfahren und Regelschaltung zur Regelung eines Bremssystems für Kraftfahrzeuge

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020158152A1 (ja) * 2019-01-29 2020-08-06 日立オートモティブシステムズ株式会社 ブレーキ制御装置
JP2020121582A (ja) * 2019-01-29 2020-08-13 日立オートモティブシステムズ株式会社 ブレーキ制御装置
JP7177716B2 (ja) 2019-01-29 2022-11-24 日立Astemo株式会社 ブレーキ制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
DE102016224619A1 (de) 2018-06-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP3271220B1 (de) Bremsanlage mit druckaufbau-regelung mit spezieller verschaltung der einlassventile mit bremskreis/radbremsen und verfahren zur druckregelung
DE60317399T2 (de) Regelbare Verdrängerpump sowie Steursystem dafür
EP2931576B1 (de) Verfahren zum betreiben eines bremssystems eines fahrzeugs und steuervorrichtung für ein bremssystem eines fahrzeugs
WO2018233854A1 (de) Bremssystem
DE69927928T2 (de) Bremssystem
EP2542779B1 (de) Regelungsvorrichtung und verfahren zur regelung eines drehmoments einer triebwelle einer hydrostatischen maschine
DE102013218330A1 (de) Verfahren zum Betreiben eines Bremskraftverstärkers, Steuergerät zur Durchführung des Verfahrens und ein den Bremskraftverstärker und das Steuergerät umfassendes Bremssystem
EP1831059A1 (de) Drucksystem mit wenigstens zwei druckkreisen
EP1204547B1 (de) Hydraulische bremsanlage
DE102013216329A1 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Regelung eines Bremssystems
DE102013217579A1 (de) Verfahren zum Betreiben eines elektromechanischen Bremskraftverstärkers eines Bremssystems, Verfahren zum Betreiben eines rekuperativen Bremssystems und Steuervorrichtung für zumindest einen elektromechanischen Bremskraftverstärker eines Bremssystems
EP2268516B1 (de) Druckerzeuger einer hydraulischen fahrzeug-bremsanlage und betriebsverfahren hierfür
WO2018099763A1 (de) Bremssystem und verfahren zum betreiben eines bremssystems
WO2018104049A1 (de) Verfahren zum betreiben einer bremsanlage und bremsanlage
DE102014225561B4 (de) Fahrzeugbremssystem
DE112017001089B4 (de) Bremsvorrichtung und Bremssteuerverfahren
DE102016203117A1 (de) Verfahren zum Betreiben einer Bremsanlage und Bremsanlage
DE102016219735A1 (de) Verfahren zur Anpassung einer hinterlegten Druck-Volumen-Kennlinie in einem Bremssystem und Bremssystem
DE102017202273A1 (de) Hydrostatisches Getriebe und Verfahren zur Bremsung damit
DE102014225957A1 (de) Bremsensteuervorrichtung sowie Bremsanlage für Fahrzeuge
DE102008040534B4 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Ermittlung und Abgleich des Arbeitspunktes von Ventilen in einem hydraulischen System
DE102017207569A1 (de) Hydrostatisches Getriebe und Verfahren zur Bremsung damit
DE102018219776A1 (de) Verfahren zur Steuerung eines autonomen Druckaufbaus in einem hydraulischen Bremssystem eines Fahrzeugs sowie Steuergerät
WO2000034097A1 (de) Als druckverstärker arbeitender hydraulikverstärker
WO2015082189A1 (de) Verfahren und system zum ermitteln von zeitlich veränderlichen parametern eines hydrostatischen fahrantriebs

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 17818429

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 17818429

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1