防閉鎖制動系統,控制起點確定方法及車輪參數控制器的制作方法
                            
            
                            
            文檔序號：3959705閱讀：360來源：國知局
            
                            
                        
            
                        
            
                        
            
                            專利名稱：防閉鎖制動系統,控制起點確定方法及車輪參數控制器的制作方法
            
技術領域：
            本發明涉及一種防閉鎖制動系統(以下稱為ABS)，該系統包括估算裝置，用來相對于滑動速度根據少數參數估算出車輪從路面上接收到的摩擦轉矩的梯度(以下稱為摩擦轉矩梯度)，并且根據摩擦轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度來控制作用在車輪上的制動力。
            
具體地說，摩擦轉矩梯度估算裝置可以采用多種估算方法，這其中包括僅僅根據與車輪速度有關的時序數據估算摩擦轉矩梯度的方法；根據與車輪減速度有關的時序數據和與制動轉矩有關的時序數據或是涉及制動轉矩的物理參數來估算摩擦轉矩梯度的方法；或是根據微量增益來估算摩擦轉矩梯度的方法，這種增益是在由車體，車輪及路面構成的振動系統的共振頻率下發出很小的制動壓力時獲得的，它可以體現出振動系統的特性。
            
另外還有一種方法，可以根據這種估算的摩擦轉矩梯度來確定在車輪和路面之間產生的摩擦特性的限度。采用通過這種確定方法來確定限度的限度確定裝置可以準確地獲得防閉鎖制動控制和其他伺服控制操作的起始點。
            
以摩擦轉矩的估算梯度為依據的ABS控制方法被劃分成兩種其一是伺服控制方法，用于控制車輪的狀態參數或是與車輪的運動有關的物理參數，使其跟隨一定的目標值；還有一種控制摩擦轉矩估算梯度的方法，使其符合一個參考值。
            
在伺服控制方法中，如果用限度確定裝置確定了摩擦轉矩特性的限度，就執行計算操作，以便校正車輪狀態參數的預置目標。這樣就能在路面上保證穩定的防閉鎖制動操作，使摩擦轉矩的梯度在峰值摩擦系數(μ)附近急劇地變化。
            
按照控制摩擦轉矩梯度使其符合參考值的防閉鎖制動控制方法，使用少數的參數來估算摩擦轉矩梯度，可以顯著地改善估算精度，從而實現更精確的防閉鎖制動控制。具體地說，如果對微量增益(摩擦轉矩梯度的一種標志)進行控制，使其跟隨一個參考值，只有參照的車輪會發出很小的制動壓力。為了防止由于制動壓力的微小振動在車輪之間產生的干擾，對其他車輪至少也需要采用車輪速度跟隨伺服控制或是制動力跟隨伺服控制。有關的現有技術在慣用的防閉鎖制動系統中，車速信號，車輛的加速/減速信號，以及與模擬車輪速度的速度有關的信號是根據車輪速度傳感器輸出的信號產生的。將這些信號相互比較，從而實現防閉鎖制動操作，并且根據這種比較結果來控制制動力。
            
日本專利申請公開61-196853號公開了一種防閉鎖制動控制器，在其中通過在估算車速和根據車輪速度等等計算出的參考速度之間進行比較來確定車輪閉鎖的風險。如果存在車輪閉鎖的風險，就降低制動力。如
            

            
圖16所示，在這種防閉鎖制動控制器中采用的方法是在給定的斜率處根據從車輪速度計算出的速度Vw的谷值來確定估算的車速Vv。在估算車速Vv和實際車速Vv*之間顯然會存在差別。
            
在這種防閉鎖制動控制器中，為了防止在惡劣路面上行駛時由于車輪與地面接觸負荷的變化造成估算車速Vv大于實際車速Vv*，如果出現車輪速度值大于估算車速的情況，就需要抑制估算車速的增加速率。
            
如果對在某一速度下行駛的車輛實行制動，在車輪與路面之間就會發生滑動。已知在車輪與路面之間的摩擦系數μ相對于用以下公式表示的滑差率S而變化，其變化方式如圖17所示。
            
S＝(Vv*-Vw)/Vv*(1)其中的Vv*是實際車速，Vw是車輪速度。
            
按照這種μ-s特性，摩擦系數μ在某一滑差率(對應圖17中的區域A2)下達到峰值。如果預先知道使摩擦系數μ達到峰值的滑差率，就可以根據車速和車輪速度確定滑差率，從而對滑差率進行控制。
            
出于這一原因，在日本專利申請公開1-249559號公開的防閉鎖制動控制器中，滑差率是根據車速和輪速等等的近似值來計算的，并且根據計算的滑差率和預置的滑差率之間的比較來控制知道力。為了防止由于估算車速Vv與實際車速Vv*之間的差別使車輛長時間維持在沒有制動的狀態，可以利用防閉鎖制動控制器來防止制動壓力長時間維持在降低的壓力。
            
如圖18所示，慣用的防閉鎖制動控制器包括一個車速估算部2，用于根據輪速ωw和車輛加速度dVv/dt估算出估算的車速Vv；以及一個制動力控制部3，用于根據輪速ωw和估算的車速Vv檢測出車輪的閉鎖狀態，并且控制準備提供給車輛驅動系統1的制動力Pb。具體地說，制動力控制部3通過所謂的PID控制方式同時或是相互獨立地控制提供給四個車輪的制動力。
            
然而，上述慣用的防閉鎖制動控制器存在以下缺點具體地說，為了用車速估算部估算出車速，如圖16所示，制動力必須被復原，直到根據輪速確定的車速Vw和實際車速Vv*變成彼此相符或是近似相等時為止。因此，提供給車輪的制動力必須按照較低的頻率反復增加或是降低。另外，由于準備與參考速度相比較的車速是根據輪速或是車輛的加速度/減速度來確定的一種近似值，估算的車速有時候與實際車速有明顯的差別。在某些情況下，車輪會長時間陷入閉鎖狀態，或是為了使車輛恢復解鎖狀態而急劇地降低制動力。這樣，車輛的狀態就會受到明顯的影響，導致制動距離延長或是不應有的振動。
            
如果防閉鎖制動控制器是按照滑差率來控制制動力的，很容易預測出在摩擦系數達到最大值時的滑差率隨著車輛行駛的路面狀態而發生的變化。因此就需要檢測和估算出路面的狀態，并且對應路面的狀態準備多個參考的滑差率，或是根據路面的狀態來改變參考的滑差率。
            
美國專利US4794538號(1988年12月27日)公開了一種方法，用來根據車輪油缸壓力和輪速估算出車輪與路面之間的摩擦系數μ，并且按照所獲的摩擦系數μ來控制作用在車輪上的制動力。在這種技術方案中普遍采用一種在線識別方法，按照車輪和車速的數學模型，通過車輪油缸壓力的時序數據和車輪速度識別出三個參數(p2，p1，c1)。根據由此識別的參數p2計算出路面上的摩擦系數μ的梯度，并且根據梯度計算出摩擦系數μ。這種技術可以在無需估算車速的情況下針對各種路面獲得摩擦系數μ或是摩擦系數μ的梯度。這樣就能解決上述的某些問題。
            
總地來說，采用系統識別方法需要大量的計算，其計算量與被識別參數量的平方成正比。另外，識別精度隨著參數量的增加而惡化。這種慣用的方法需要同時識別三個參數，并且包含大量的計算，存在著與識別精度有關的問題。
            
以上任何一種防閉鎖制動控制系統都具有受到輪胎特性強烈影響的非線性特性。由于防閉鎖制動控制裝置是采用PID控制操作同時或是相互獨立地控制著提供給四個車輪的制動力pb，沒有考慮到四個車輪之間的相互干擾不可能實現最佳的防閉鎖制動控制。
            
本發明的目的就是要解決背景技術中存在的上述缺陷。按照本發明的第一方面，本發明的目的是提供一種防閉鎖制動控制器，它通過使用少量的參數相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度，并且具有很高的精度，而不是根據輪速和車速之間的比較或是根據滑差率之間的比較來檢測車輪的閉鎖狀態；這種控制方式與路面的條件無關，能夠按照摩擦轉矩的梯度穩定和平穩地實現防閉鎖制動操作。本發明第一方面的另一目的是提供一種防閉鎖制動控制器，它能夠針對四個車輪之間的相互干擾實現一種最佳的防閉鎖制動控制操作。本發明的其他目的是提供一種摩擦轉矩梯度估算裝置，它能夠通過使用少量的參數相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度，并且具有很高的精度。
            
關于這種防閉鎖制動控制操作的慣用技術是確定防閉鎖制動控制的起始點，以便使車輪進入預定的運動狀態。在這種技術中，相對于時間對輪速微分，從而獲得車輪的減速度dVR/dt。如果車輪的減速度dVR/dt小于一個給定值-a。(預置的車輪減速度)，就降低制動壓力，以便防止車輪被閉鎖(“Studies on an ABS of a Vehicle，“Japan ABS Co.，Ltd.，pp.47 to 51)。
            
然而，上述用于確定防閉鎖制動控制起始點的方法有一個問題，如果緩慢地向在具有小摩擦系數μ的路面上行駛的驅動輪施加制動力，使得車輪的減速度不能達到給定值-a。，就不能確定防閉鎖制動控制的起點，就會造成車輪閉鎖。簡單地說，如果車輛行駛的路面具有小的摩擦系數μ，產生的制動轉矩就比較小，即使是緩慢地施加制動也會造成小范圍的車輪閉鎖。
            
不僅在ABS中會遇到這種問題，在控制車輪的技術中也會遇到這類問題，這樣就能進入預定的運動狀態，例如牽引控制(TRC)；例如那種在車輪閉鎖之前將車輪保持在運動狀態，以便跟隨峰值摩擦系數μ的技術，或是將車輪維持在預定滑差率范圍之內的技術。這種問題的主要原因是由于車輪運動的動態特性隨著車輛行駛的路面上的摩擦系數μ而變化。
            
本發明的目的就是要解決上述問題。按照本發明的第二方面，本發明的目的是提供一種控制起動確定方法，它能夠精確和穩定地確定控制的起始點，使車輪進入預定的運動狀態，與路面的摩擦系數μ和制動的軟/硬無關。
            
如上所述，按照滑差率控制制動力的防閉鎖制動系統必須根據路面的條件來控制制動力。所以，有人提出了一種防閉鎖制動控制器(日本專利申請7-220920號)。在這種控制器中，不需要通過滑差率的比較來檢測車輪的閉鎖狀態，在車輪和路面構成的車輪振動系統(在車輪與路面保持接觸的狀態下)的共振頻率f1下，僅僅向車輪施加很小的制動力。在輪速的共振頻率分量由于振動系統共振頻率的移動而出現急劇下降時，就認為車輪的狀態處于車輪即將被閉鎖的狀態，并且需要降低制動力。
            
在僅僅施加很小制動力的防閉鎖制動控制器中，為了防止所有車輪出現閉鎖，作用在所有車輪上的制動力都是很小的。為此，每個車輪必須設有一個用于瞬間激發的調節器。
            
在用很小量的力同時激勵左、右車輪，使其跟隨峰值摩擦系數μ的情況下，在表面上具有不同摩擦系數μ的所謂裂縫道路上，由于左、右路面之間摩擦系數μ的差別，車輪從車輪運行方向和相反方向的左、右路面上接收到不同的摩擦力(也就是制動力)，給車輛造成不穩定性。
            
另外，如果用很小的力激勵連接到驅動軸上的左、右驅動輪之一，具有激發頻率的振動就會通過驅動軸傳到另一個驅動輪上，造成左、右驅動輪之間的干擾。
            
本發明的目的就是要解決上述問題。按照本發明的第三方面，本發明的目的是提供一種用很小的量激勵制動力的防閉鎖制動控制器，在其中用很小的量激勵盡量少數的車輪，并且防止車輛在左、右路面部位具有不同摩擦系數的裂縫道路上行駛時的不穩定，以及防止左、右驅動輪之間的干擾。
            
為了實現上述目的，按照本發明第一方面所提供的防閉鎖制動控制器包括輪速檢測裝置，用于按照給定的采樣間隔檢測車輪的速度；轉矩梯度估算裝置，用于相對于滑動速度根據與輪速檢測裝置檢測到的車輪速度有關的時序數據估算出摩擦轉矩的梯度；以及控制裝置，用于控制作用在車輪上的制動力，使轉矩梯度估算裝置估算的摩擦轉矩梯度落在包括一個參考值的預定范圍之內。
            
具體地說，轉矩梯度估算裝置進一步包括第一計算裝置，用于根據涉及車輪速度的時序數據來計算與車輪加速度有關的物理參數以及與車輪加速度的變化有關的物理參數；以及第二計算裝置，用于按照第一計算裝置計算出的與車輪加速度有關的物理參數以及與車輪加速度的變化有關的物理參數計算一個物理參數，它體現了與車輪加速度有關的物理參數隨時間的變化和與車輪加速度的變化有關的物理參數隨時間的變化，并且按照由此計算出的物理參數來估算摩擦轉矩的梯度。
            
具體地說，第二計算裝置采用梯度模型來估計車輪受到摩擦轉矩和制動力時所獲得的車輪運動狀態，梯度模型中的摩擦轉矩相對于滑動速度按照摩擦轉矩的梯度線性地變化；預先把這樣估計出的運動狀態轉換成相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度和與車輪加速度的變化有關的物理參數之間的關系，前者是一種有待識別的與車輪加速度有關的物理參數；并且對通過按順序為上述關系提供與檢測的輪速有關的時序數據而獲得的數據采用線性系統識別方法，從而相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度。
            
具體地說，第一計算裝置按照以下的公式來計算與車輪加速度有關的物理參數Φi[K]=τ{ωi[K-1]-ωi[K-2]}/J1]]>其中的ωi[K]表示與在時間K(K＝1，2，....)的采樣點上檢測到的第i個車輪的速度有關的時序數據，τ表示采樣間隔，而J是車輪的慣量。
            
然后，第一計算裝置還要按照以下公式計算與車輪加速度的變化有關的物理參數Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]另外，第二計算裝置還要根據以下遞歸公式估算出物理參數θi，它代表與車輪加速度有關的物理參數隨時間的變化和與車輪加速度的變化有關的物理參數隨時間的變化 
            
Li[k]=pi[k-1]φi[k]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]>pi[k]=1λ[pi[k-1]-pi[k-1]φi[k]φi[k]Tpi[k-1]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]]>其中的λ是一個埋沒(oblivion)系數，而“T”是矩陣的移項，并且獲得估算值θi矩陣的第一元素，將其作為相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度。
            
按照本發明第一方面所提供的防閉鎖制動控制器包括車輪減速度檢測裝置，用于檢測車輪的減速度；制動轉矩檢測裝置，用于檢測制動轉矩；轉矩梯度估算裝置，它按照按給定采樣間隔檢測到的關于車輪減速度的時序數據以及按給定采樣間隔檢測到的制動轉矩或是關于制動轉矩的物理參數的有關時序數據相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度；以及用于控制作用在車輪上的制動力的控制裝置，使轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度落在包括一個參考值的預定范圍之內，在其中采用梯度模型來估計當摩擦轉矩和制動轉矩施加到車輪上時所獲得的車輪運動狀態，梯度模型中的摩擦轉矩相對于滑動速度按照摩擦轉矩的梯度線性變化；把由此估計出的運動狀態預先轉換成相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度和與滑動速度的變化有關的物理參數之間的關系，前者是一種有待識別的與摩擦轉矩的變化有關的物理參數，這些參數可以用制動轉矩和車輪減速度來表示，并且對通過按順序為上述關系提供與檢測的車輪減速度有關的時序數據和關于檢測的制動轉矩或是涉及制動轉矩的物理參數的時序數據而獲得的數據采用一種在線系統識別方法，從而相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度。
            
轉矩梯度估算裝置最好是按下述方式估算出每個車輪的摩擦轉矩梯度。具體地說，如果用“Yi[j]”表示在時間“j”的采樣點上與第i個車輪的車輪減速度有關的時序數據，用“Tbi[j]”表示關于制動轉矩的時序數據，用“τ”表示給定的采樣間隔，用“j”表示車輪的慣量，用“Rc”表示車輪半徑，用“M”表示車的質量，用“Tb[j]”表示一個矢量，它包括涉及各個車輪的制動轉矩的時序數據分量，用“Y[j]”表示一個矢量，它包括關于各個車輪的減速度的時序數據分量，“I”表示一個單位矩陣，而“A”代表一個矩陣，它的對角線元素是{(J/MRc2)+1}，非對角線元素是J/MRc2，這樣就可以用下式來表示與摩擦轉矩的變化有關的物理參數“f”和與滑動速度的變化有關的物理參數“φ”f＝-J(Y[j+1]-Y[j])+Tb[j+1]-Tb[j]φ=τ·A·Y[j]+τJ(I-A)Tb[j].]]>假設“K”是一個矩陣，它的對角線元素是各個車輪的摩擦轉矩梯度(這是一個有待識別的參數)，而非對角線元素是0，預先把估計的運動狀態轉換成以下公式K·φ＝f.
            
按順序為上述公式提供與檢測的車輪減速度有關的時序數據Yi[j](j＝1，2，3，...)和與檢測的制動轉矩有關的時序數據Tbi[j](j＝1，2，3，...)，從而獲得數據。對由此獲得的數據采用在線系統識別方法，從中估算出各個車輪的摩擦轉矩梯度。
            
控制裝置需要計算各個車輪的制動力負荷量，并且按照計算出的制動力負荷量來控制作用在各個車輪上的制動力。具體地說，就是把各個車輪上產生的摩擦轉矩達到最大值時的滑動速度當作一個平衡點。在摩擦轉矩和車輪上的制動力負荷量處于平衡點附近時獲得的各個車輪的運動狀態被施加到各個車輪上，并且將在各個車輪中產生的摩擦轉矩被施加到整個車上時所獲得的車輛運動狀態和第一及第二模型一起使用。在第一模型中，在平衡點附近，各個車輪的摩擦轉矩中相對于各個車輪滑動速度中的擾動的非線性變量可以用一個線性變量來表示，這一線性變量相對于各個車輪滑動速度中的擾動在一個第一范圍內變化。在第二模型中，在平衡點附近，各個車輪的摩擦轉矩梯度中相對于各個車輪滑動速度中的擾動的非線性變化可以用一種線性變化來表示，這種線性變化相對于各個車輪滑動速度中的擾動在一個第二范圍內變化。各個車輪上的上述制動力負荷量是這樣確定的，也就是使第一和第二范圍落入一個預定的允許范圍之內，并且使由第二模型確定的摩擦轉矩梯度與轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度相符，而第二模型是按照使第二范圍落入預定的允許范圍之內的條件來設計的。作用在各個車輪上的制動力是按照由此獲得的制動力負荷量來控制的。
            
轉矩梯度估算裝置最好具備一個微量激勵裝置，用于在車體，車輪及路面構成的振動系統的共振頻率下激勵一個很小的制動壓力；一個微量增益計算裝置，用于計算一個微量增益，它是在用微量激勵裝置激勵一個很小的制動壓力時獲得的制動壓力的很小的幅值與車輪速度的共振頻率分量的很小的幅值之間的比例；以及輸出裝置，它按照微量增益計算裝置計算的微量增益來估算相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度，并且輸出估算出的摩擦轉矩梯度。[按照本發明第一方面的防閉鎖制動控制器的原理]制動力通過與路面相接觸的輪胎外胎的表面作用在路面上。實際上，這種制動力通過路面和車輪之間產生的摩擦力的傳遞從路面作用到車體上，形成阻力(摩擦轉矩)。如果在車輛按某一速度行駛時施加制動力，在車輪和路面之間就會出現滑動。在這種情況下，作為阻力由路面作用到車輪上的摩擦轉矩相對于(轉換成角速度的)滑動速度ωs按照圖5所示的方式變化，可以用以下公式來表示ωs＝ωv-ωi其中的ωv是(用等效的角速度表示的)車速，ωi是轉換成角速度的第i個車輪的輪速(“i”代表車輪的編號，i＝1，2，3，....)。
            
如圖5中所示，最初，摩擦轉矩隨著滑動速度的增加而增加。在滑動速度ω0處，摩擦轉矩達到最大值fi0，并且在滑動速度大于ω0時隨著滑動速度的增加而下降。此處的滑動速度ω0相當于車輪和路面之間的摩擦系數μ處于最大值(與圖17中的峰值摩擦系數μ相對應的峰值摩擦系數μ)時獲得的滑動速度。
            
從圖5中可見，當ωs＜ω0時，摩擦轉矩梯度(以下成為摩擦轉矩梯度)相對于滑動速度是正值(＞0)，在ωs＝ω0時是零，在ωs＞ω0時是負值(＜0)。如果摩擦轉矩梯度是正值，車輪就處于制動狀態。當摩擦轉矩梯度為零時，摩擦系數μ達到峰值。如果摩擦轉矩梯度是負值，車輪就會被閉鎖。車輪運動的動態特性就是這樣按照摩擦轉矩的梯度來變化的，從中可以估算出車輪的運動狀態。
            
按照本發明的第一方面，實時的摩擦轉矩梯度是僅僅根據與輪速有關的時序數據來估算的，不需要估算車速。作用在車輪上的制動力受到控制，使得由此估算出的摩擦轉矩梯度落在包括一個參考值的給定值范圍之內。
            
換一種方式，實時的摩擦轉矩梯度是根據與車輪減速度有關的時序數據和關于制動轉矩的時序數據來估算的，不需要估算車速。作用在車輪上的制動力受到控制，使得由此估算出的摩擦轉矩梯度落在包括一個參考值的給定值范圍之內。與制動轉矩相聯系的一個物理參數，也就是車輪的油缸壓力可以被用來代替制動轉矩。
            
因此，在本發明中，車輪可以維持在與處于包括一個參考值的預定范圍內的摩擦轉矩梯度相對應的運動狀態。只要把對應峰值摩擦系數μ的參考值設定為零，在摩擦系數μ達到其峰值時，即使由于車輛行駛路面的條件使滑動速度發生了變化，摩擦轉矩梯度在峰值摩擦系數μ處必然會變成零。這樣，只要將摩擦轉矩梯度控制在零，就能始終跟隨峰值摩擦系數μ。另外還可以省去車輪速度估算部，這樣就能避免反復地增/減制動力。這樣就可以實現穩定的駕駛。[按照本發明第一方面的摩擦轉矩梯度估算原理]各個車輪和車體的運動可以用以下公式來表示(在下文中假設車輪數量為四。然而，本發明并不僅限于這種特定實施例)Jωi＝RcFi′(V/Rc-ωi)-Tbi   (1)Mv=-Σj=14Fj′(V/Rc-ωj)-----(2)]]>其中的Fi′表示在第i個車輪上產生的制動力，“Tbi”是響應踩油門的力提供給第i個車輪的制動轉矩，“M”是車的質量，“Rc”是車輪的有效半徑，“J”是車輪的慣量，“v”是車速(見圖11)。在上述公式中，符號·表示相對于時間的微分。在公式(1)和(2)中，Fi′用滑動速度(V/Rc-ωi)的函數來表示。
            
車速被等效地表示成角速度ωv，而摩擦轉矩RcFi′用滑動速度的線性函數來表示(梯度是Ki，y軸上的截距是Ti)。
            
V＝Rcωv (3)RcFi′(ωv-ωi)＝Ki×(ωv-ωi)+Ti(4)另外，如果把公式(3)和(4)代入公式(1)和(2)，并且用時序數據ωi[k]和ωv[k]來表示輪速ωi和車速ωv，它們是按照采樣間隔τ采樣的輪速ωi和車速ωv(其中的“k”是采樣的時間點；k＝1，2，...，這些時間點彼此相距一個采樣間隔τ)，這樣就能獲得以下公式。Jωi[k]-ωi[k-1]τ]]>＝Ki(ωv[k-1]-ωi[k-1]+Ti-Tbi(5)Rc2Mωv[k]-ωv[k-1]τ]]>=-Σj=14kj·ων[k-1]+Σj=14(kjωj[k-1])-Σj=14Tj------(6)]]>將公式(5)和(6)組合在一起，消掉車速的等效角速度ωv，就得到ωi[k]-(2-τJki-τRc2MΣj=14kj)ωi[k-1]]]>+(1-τRc2MΣj=14kj)(1-τJki)ωi[k-2]-kiτ2JRc2MΣj=14(kjωj[k-2])---(7)]]>=-kiτ2JRc2MΣj=14Tj+τ2JRc2MΣj=14kj(Ti-Tbi).]]>如果在滑動速度為3rad/s條件下出現最大摩擦轉矩RcMg/4(“g”表示重力加速度)，就會得到max(Ki)=RcMg/43.]]>如果考慮τ＝0.005(sec.)，Rc＝0.3(m)，以及M＝100(kg)的特定實施例，得到的max(Ki)＝245。與此相應，max(τRc2MΣj=14kj)≈0.054<<1]]>公式(7)可以近似地表示為kiτJ{ωi[k-1]-ωi[k-2]}+fi------(8)]]>＝-ωi[k]+2ωi[k-1]-ωi[k-2]其中的fi=kiτ2JRc2MΣj=14Tj-τ2JRc2MΣj=14kj(Ti-Tbi)]]>其結果是，公式(8)相對于未知的系數Ki和fi可以用線性的形式來表示。通過對公式(8)采用在線參數識別方法就可以估算出相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度Ki。
            
具體地說，通過重復以下的步驟1和2就可以根據檢測輪速的時序數據ωi[k]估算出與摩擦轉矩梯度有關的時序數據。步驟1Φi[K]=τ{ωi[K-1]-ωi[k-2]}/J1-----(9)]]>Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2](10)公式(9)的矩陣φi[k]的第一個元素表示與一個采樣周期中的車輪加速度有關的物理參數，而公式(10)表示與每個采樣周期中車輪加速度改變程度的每個采樣周期有關的物理參數。這意味著公式(8)是一個代表車輪運動(減速度)的運動公式。從公式(8)中可以看出摩擦轉矩梯度與代表車輪減速度的動態特性的特征根成正比。也就是說，對制動轉矩梯度的識別可以被認為是對車輪運動(減速度)的特征根的識別。步驟2 
            
Li[k]=pi[k-1]φi[k]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]------(11)]]>pi[k]=1λ[pi[k-1]-pi[k-1]φi[k]φi[k]Tpi[k-1]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]>θi是通過上述遞歸公式來計算的，并且提取出θi矩陣的第一元素作為估算的摩擦轉矩梯度。在公式(8)中，λ是一個遺忘系數(例如λ＝0.98)，表示以往被消掉的數據范圍，而“T”表示矩陣的移項。
            
公式(11)的左邊表示一個物理參數，它代表涉及車輪加速度的物理參數隨時間的變化和涉及與車輪加速度有關的變化的物理參數隨時間的變化。[按照本發明第一方面估算摩擦轉矩梯度的原理]公式(1)和(2)全部是采用摩擦轉矩fi(＝fi′·Rc)和轉換成角速度ωv＝v/Rc)的車速用下式來表示的。Jωi＝Fi(ωv-ωi)-Tbi(12)MRc2ωv=-Σj=14Fj(ωv-ωi)-----(13)]]>另外，按照公式(12)，第i個車輪的車輪減速度yi(＝-dωi/dt)可以表示成yi=-1JFi(ωv-ωi)+1JTbi-----(14)]]>如果用xi代替滑動速度(ωv-ωi)，公式(12)到(14)可以縮寫成以下公式。xi=-1MRc2Σj=14Fj(xi)-1J(xi)+1JTbi-----(15)]]>yi=-1JFi(xi)+1JTbi------(16)]]>根據第i個車輪的摩擦轉矩Fi是滑動速度的非線性函數的假設(參見圖5)，在某一滑動速度xi附近的制動轉矩F(xi)大致具有下式所表示的線性梯度。具體地說，此處采用了一個梯度模型，其中的摩擦轉矩F(xi)相對于滑動速度xi按照摩擦轉矩的梯度ki線性地變化。
            
Fi(xi)＝kixi+μi(17)對應第i個車輪(i＝1，2，3，4)來說，在此處假設關于滑動速度的時序數據是xi[j]，關于制動轉矩的時序數據是Tbi[j]，并且關于車輪減速度的時序數據是yi[j](j＝0，1，2，...)。此時按照預定的采樣間隔τ對每一項時序數據采樣。
            
將公式(17)代入公式(15)和(16)，從中獲得一個公式，并且采用采樣間隔為τ的上述時序數據將所獲的公式轉換成離散的公式。x[j+1]-x[j]τ=-1JA(Kx[j]+μ)+1JTb[j]----(18)]]>y[j]=-1J(kx[j]+μ)+1JTb[j]------(19)]]>其中的K=k10000k20000k30000k4,μ=μ1μ2μ3μ4,x[j]=x1[j]x2[j]x3[j]x4[j],Y[j]=y1[j]y2[j]y3[j]y4[4],Tb[j]=Tb1[j]Tb2[j]Tb3[j]Tb4[j]]]>A=JMRc2+1JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2+1JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2+1JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2]]>具體地說，x[j]，y[j]，Tb[j]分別表示由各個車輪的滑動速度，車輪減速度，以及制動轉矩構成的矢量。
            
按照公式(19)，在下一次采樣時刻獲得的車輪減速度y[j+1]可以表示成y[j+1]=-1J(Kx[j+1]+μ)+1JTb[j+1].-----(20)]]>根據公式(19)和(20)可以得到K·(x[j+1]-x[j])＝-J(y[j+1]-[j])+Tb[j+1]-Tb[j].  (21)假設φ＝(x[j+1]-x[j])(22)f＝-J(y[j+1]-[j])+Tb[j+1]-Tb[j]  (23)公式(21)可以縮寫成K·φ＝f (24)此處用φ表示相鄰采樣之間的滑動速度之差；也就是涉及滑動速度變化的物理參數。
            
把公式(18)和(19)組合在一起，消掉(Kx[j]+μ)這一項，公式(22)就變成了φ=τAy[j]+τJ(I-A)Tb[j]------(25)]]>假設關于摩擦轉矩的時序數據是F[j](這是一個矢量，其中包括關于第i個車輪摩擦轉矩的時序數據分量Fi[j])，公式(14)就可以轉換成離散的公式，并且被縮寫成F[j]＝-Jy[j]+Tb[j]  (26)將公式(26)代入公式(23)，就得到
            
f＝F[j+1]-F[j] (27)從公式(27)中可以看出，“f”代表相鄰采樣之間的摩擦轉矩之差；也就是涉及摩擦轉矩變化的物理參數。
            
現已證實，如果使用由公式(17)表示的梯度模型，由公式(12)到(14)表示的車輪運動狀態就能近似地用公式(18)和(19)來表示，并且這種近似的運動狀態可以被轉換成由公式(24)表示的關系。具體地說，車輪的運動狀態可以提供相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度與涉及滑動速度變化的物理參數之間的關系，前者是與摩擦轉矩的變化有關的物理參數，并且用(公式23，25表示的)制動轉矩和車輪的減速度來表示，而后者是由(公式25表示的)制動轉矩和車輪減速度表示的，它們都是有待識別的參數。
            
這樣就能把需要識別的參數集中在一起。與采用三個被識別參數的現有技術相比，本發明可以明顯地提高計算精度，并且能縮短計算時間。
            
對于第i個車輪來說，公式(24)給出Ki·φi＝fi  (28)在這種情況下，公式(24)中的“f”和“φ”被確定為f＝[f1，f2，f3，f4]Tφ＝[φ1，φ2，φ3，φ4]T在本發明中，fi和φi是根據關于第i個車輪減速度的時序數據yi[j]和關于第i個車輪制動轉矩的時序數據Tbi[j]用公式(23)和(25)來計算的。將所獲的fi和φi代入公式(28)就可以獲得數據，再對所獲的數據采用在線系統識別方法，就能從中估計和計算出關于第i個車輪的摩擦轉矩梯度ki。[本發明的防閉鎖制動控制原理]以上第一種防閉鎖制動控制方案是這樣實現的，也就是使由此估算出的相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度跟隨一個參考值(該值在車輪完全跟隨峰值摩擦系數μ的情況下為零)。盡管可以按照PID控制原理為每個車輪設計通過反饋來控制摩擦轉矩梯度的控制系統，也可以采用現代控制理論系統地設計出用于所有四個車輪的系統。在這種情況下，為了實現更精密的控制，控制系統的設計中需要考慮四個車輪之間的干擾。
            
ABS控制器的非線性特性會受到輪胎特性的強烈影響。因此，不能在這種系統中直接采用現代控制理論。在本發明中，這種非線性特性可以近似地表示成等量的豎直(p1ant)變化。允許這種豎直變化的控制系統是采用強度控制理論根據四個車輪之間的相互干擾來精密設計的，它也是現代控制理論中的一種。以下要詳細說明這一控制系統的結構。
            
在車輪發生閉鎖之前，如果通過按下制動踏板產生了對應加速力的制動轉矩Tbi′，這一制動轉矩(劑操作量)就會作用在車輪上，并且跟隨峰值摩擦系數μ，使車輪不會閉鎖，每個車輪的運動和車體的運動可以用下述公式(12)和(13)來表示。
            
Jωi＝Fi(ωv-ωi)-Tbi′+μbi′(29)MRc2ωv=-Σj=14Fj(ωv-ωi)------(30)]]>Ki＝Gi(ωv-ωi)   (31)公式(31)是一個輸出公式，它顯示出各個車輪的摩擦轉矩梯度Ki是滑動速度的函數。
            
如圖6A中所示，Fi表示滑動速度的一個非線性函數，并且在ω0處達到其峰值。反之，如圖6B所示，Gi表示滑動速度的一個非線性函數，并且在ω0處變為零。這些非線性函數可以通過實線20，23的組合來表示，并且具有在預定范圍內的變化。假如相對于ω0的滑動速度中的擾動是xi，Fi和Gi就可以表示成Fi＝(fi+WfiΔfi)xi+fi0   (32)Gi＝(gi+WgiΔgi)xi   (33)在公式(32)和(33)中，fi代表圖6A中線20的斜率，gi代表圖6B中線23的斜率。另外，Wfi和Wgi是用來使非線性變化標準化的加權系數。圖6A中的虛線21和22和圖6B中的虛線24及25表示非線性變化的上、下限度。也就是說，它們分別對應著Δfi和Δgi的±1限度范圍。
            
公式(32)表示一種線性模型，它代表各個車輪摩擦轉矩在平衡點ω0附近相對于擾動xi的非線性變化，出現變化的范圍包括圖6A中的線20，并且從虛線21延伸到虛線22。公式(33)表示一種線性模型，它代表各個車輪摩擦轉矩梯度在平衡點ω0附近相對于擾動xi的非線性變化，出現變化的范圍包括圖6B中的線23，并且從虛線24延伸到虛線25。
            
將公式(32)和(33)代入公式(29)，(30)和(31)，就得到以下表示平衡點ω0附近狀態的公式。
            
x＝Ax+B1Δc1x+B2 (34)y＝c2x+D21Δc1x  (35)其中的A=-1MRc2f1f2f3f4f1f2f3f3f1f2f3f3f1f2f3f3-1Jf10000f20000f30000f4,]]>B1=-1MRc2wf1wf2wf3wf40000wf1wf2wf3wf40000wf1wf2wf3wf40000wf1wf2wf3wf40000-1Jwf100000000wf200000000wf300000000wf40000]]>B2=1J1000010000100001,]]>c1=10000100001000011000010000100001,]]>c2=g10000g20000g30000g4,]]>另外，D21=0000wg100000000wg200000000wg300000000wg4,]]>Δ=Δf100000000Δf200000000Δf300000000Δf400000000Δg100000000Δg200000000Δg300000000Δg4-----(36)]]>x＝[X1X2X3X4]T，y＝[k1k2k3k4]T， 
            
和u＝[u1u2u3u4]T(37)其中的“x”是各個車輪的滑動速度在ω0附近出現的擾動，“y”是各個車輪在ω0附近的摩擦轉矩梯度，而u是各個車輪在ω0附近的操作量(對應公式(29)中的ubi)。
            
如果一個控制系統具有公式(36)所代表的結構，并且允許指定任意的Δ(-1≤Δfi，Δgi≤1)，就可以根據四個車輪之間的干擾來設計防閉鎖制動控制系統。采用μ-設計方法就能設計出這種防閉鎖制動控制系統，它也是強度控制方法中的一種。
            
具體地說，具有公式(36)所代表的結構，并且允許指定任意Δ(-1≤Δfi，Δgi≤1)的控制系統是采用μ-設計方法來設計的，從而獲得以下的控制器。
            
Xc＝AcXc+BcY (38)u＝CcXc+DcY  (39)其中的Xc代表控制器的狀態；Ac，Bc，Cc，和Dc代表這種控制器的系數矩陣；“y”代表這種控制系統的摩擦轉矩梯度。將控制器的狀態值代入公式(39)中的Xc，并且將估算的摩擦轉矩梯度值代入公式(39)，就可以獲得防閉鎖制動控制的操作量u。
            
參見圖12的模型，在其中參照車的旋轉軸來等效地模擬車輪的振動現象，所考慮的情況是在車體加權為Wv的車輛按速度ωv行駛時的車輪振動現象；也就是由車體，車輪以及路面構成的振動系統的振動現象。
            
在圖12所示的模型中，制動力通過與路面接觸的輪胎胎面C的表面作用到路面上。這種制動力實際上作用在車體上，與路面之間形成反作用力(或是摩擦力)。因此，用車體重量旋轉軸計算出的等效模型E通過設在輪胎胎面C與路面之間的摩擦部件D(路面的摩擦系數μ)連接到另一側的車輪A上。這就好象是用車輪下面的巨大慣量來模擬車體重量的情況；也就是與車輪相反一側的質量，比如說底盤測力計的情況。
            
在圖12中，假定包括輪胎和輪箍的車輪A的慣量是Jw，設在輪箍和胎面C之間的彈性部件的彈性常數是K，車輪半徑是R，胎面C的慣量是Jt，設在胎面C與路面之間的摩擦部件D的摩擦系數是μ，并且用車體重量Wv的旋轉軸計算出的等效模型E的慣量是Jv，根據車輪的運動公式，就能確定由車輪油缸壓力而產生的從制動轉矩Tb′到輪速ωw的傳動特性如下。ωω=μoJvKRWvs-{JtJv3s+α(Jt+Jv)R2Wv2s+JvKs+αKR2Wv}Tbs{JwJtJv3s+αJw(Jt+Jv)R2Wv2+(Jt+Jv)JvKs+α(Jw+Jt+Jv)KR2Wv}---(40)]]>其中的“s”是一個拉普拉斯變換算子。
            
假設在嚙合狀態下將胎面D和車體的等效模型E直接連接到一起，在車輪慣量A與車體和胎面D的等效模型E的總慣量之間就會產生振動。具體地說，這一振動系統可以被認為是包括車輪，車體和路面在內的一個車輪共振系統。從這一點來說，在由公式(40)表示的傳動特性中，車輪共振系統的共振頻率ω∞可以表示為ω∞＝{(Jw+Jt+Jv)K/Jw(Jt+Jv)}/2π.(41)這種狀態相當于圖17中峰值摩擦系數μ之前的范圍A1。
            
反之，如果輪胎的摩擦系數μ接近其峰值，輪胎表面的摩擦系數μ相對于滑差率就不再變化了，因此，胎面C的慣量中參與振動的成分不再對車體的等效模型E起作用。也就是說，胎面C與車體的等效模型E失去了等效性，這樣，胎面和車輪就會產生振動。此時可以認為車輪共振系統是由車輪和路面構成的。這種車輪共振系統的共振頻率ω∞′等于是將零代入公式(41)中的車體等效慣量Jv之后得到的解。也就是ω∞′＝{(Jw+Jt)K/JwJt)}/2π.(42)這種狀態相當于圖17中峰值摩擦系數μ附近的范圍A2。
            
根據公式(41)和(42)之間的比較結果，假設車體的等效慣量Jv大于車輪的慣量Jw和胎面的慣量Jt，用公式(42)表示的共振頻率ω∞′就會相對于公式(41)表示的共振頻率ω∞向高頻一側移動。這樣就能根據影響車輪共振系統共振頻率變化的物理參數來確定摩擦轉矩特性的限度。
            
因此，在本發明中引入了一個微量增益Gd作為影響共振頻率變化的物理參數，并且將這一微量增益Gd作為確定這種限度的量。
            
如果微量激勵裝置在車輪和車體構成的共振系統的共振頻率ω∞(公式41)處激勵一個很小量的制動壓力Pb，在平均輪速附近就會激勵很小量的輪速ωw。本發明的限度確定裝置按照下式來計算微量增益GdGd＝ωwv/Pv  .   (43)其中的Pv是制動壓力Pb在共振頻率ω∞處的小變化量的幅值，而ωwv是輪速在共振頻率ω∞處的小變化量的幅值。
            
微量增益Gd被認為是在共振頻率處輪速ωw與制動壓力Pb(ωw/Pb)之比的振動成分，并且可以表示成Gd＝((ωw/Pb)|s＝jω∞).   (44)如公式(44)所示，由于微量增益Gd是在共振頻率ω∞處的(ωw/Pb)之比的振動成分，由于共振頻率ω∞的移動，當車輪運動到摩擦轉矩特性的限度范圍A2中時，微量增益Gd就會急劇下降。因此，預先設定了一個參考增益Gs，將其作為范圍A2的限度值，并且與微量增益Gd相比較。根據比較結果，如果微量增益Gd小于參考增益Gs，就可以確定摩擦特性達到了限度。
            
以下要說明這樣一個事實，那就是微量增益Gd是一個與摩擦轉矩梯度等效的物理參數。
            
按照圖13所示的函數關系，其中的摩擦系數μ在一定滑動速度下達到其峰值，象圖17中所示的關系一樣，這是滑動速度Δω與車輪和路面的摩擦系數μ之間的函數關系。圖13所示的摩擦特性對應著圖5中所示的摩擦轉矩特性。
            
如果用微量激勵裝置激勵很小量的制動壓力，激勵的車輪速度也是很小的，后者在一定滑差率附近產生的滑差率也是很小的。摩擦系數μ相對于滑動速度Δω的這種變化是在具有圖13所示特性的路面上在一定滑差率附近激勵這樣的滑差率時產生的。
            
此時，路面的摩擦系數μ可以近似地表示為μ＝μ0+αRΔω.   (45)總之，由于小量振動所產生的滑動速度變化量是很小的，路面的摩擦系數μ可以近似成梯度αR的線。
            
如果將公式(45)代入輪胎與路面之間的摩擦系數μ造成的摩擦轉矩Tb＝μWR，Tb＝μWR＝μ。WR+αR2ΔωW.   (46)其中的W是車輪負載。如果用Δω對公式(46)兩側微分，就可以得到dTbdΔω=αR2W-----(47)]]>因此，用公式(47)可以證明摩擦轉矩梯度(dTb/Δω)等于αR2W。
            
反之，在共振頻率ω∞上，由于制動轉矩Tb′與制動壓力Pb成正比，微量增益Gd也會與輪速ωv和制動轉矩Tb′之比(即ωv/Tb′)的振動分量成正比。因此，微量增益Gd可以采用公式(40)代表的傳動特性來表示如下。Gd=ωωPb|s=jω∞∝ωωTb′|s=jω∞]]>=jJv(JBJt-JvJω)KJAJBJωK+αJB3JωKR2WJAJv2Jω2K2]]>＝jA+αB(j是一個虛數單位) (48)其中的JA＝Jt+Jv+Jω，JB＝Jt+Jv(49)A=Jv(JBJt-JvJω)KJAJBJωKJAJv2Jω2K2,B=JB3JωKR2WJAJv2Jω2K2---(50)]]>總之，從公式(50)得到|A|＝0.012＜＜|B|＝0.1.(51)dTbdΔω∝Gd.-----(52)]]>具體地說就是相對于滑動速度Δω的摩擦轉矩梯度Tb與微量增益Gd成正比。
            
這樣就顯示出微量增益Gd是一個與摩擦轉矩梯度等效的物理參數，并且知道可以根據微量增益Gd估算出摩擦轉矩梯度。這一微量增益Gd是一個相應地影響振動特性的參數，這種振動特性是根據車輪與路面之間的摩擦狀態而變化的。因此，可以非常精確地估算出摩擦轉矩梯度，與路面的條件無關。
            
為了實現與本發明第二方面有關的目的，本發明提供了一種控制起點的確定方法，該方法包括車輪速度檢測步驟，按照預定的采樣間隔來檢測車輪的速度；轉矩梯度估算步驟，根據在車輪速度檢測步驟中檢測到的關于車輪速度的時序數據估算出相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度；以及用于確定控制起始點的確定步驟，根據轉矩梯度估算步驟中估算出的摩擦轉矩梯度使車輪進入預定的運動狀態。特別是根據車輛行駛的路面上的摩擦系數μ可以明顯地區別摩擦系數μ達到其峰值時的滑差率和摩擦轉矩的量值。然而，摩擦轉矩梯度具有一直保持為零的特點，與路面無關。因此就可以穩定和精確地確定防閉鎖制動控制的起始點。
            
最好是從由此確定的值θi的矩陣中提取其第一元素作為估算的摩擦轉矩梯度，并且將這一估算的摩擦轉矩梯度與一個參考值相比較，從而確定防閉鎖制動控制的起始點。
            
按照本發明的第三方面所提供的防閉鎖制動裝置包括微量激勵裝置，它按照預定的頻率引起作用在兩個前參考車輪或是兩個后參考車輪上的很小量的制動力；振動特性檢測裝置，用于檢測兩個參考車輪各自的車輪速度的振動特性；制動力控制裝置，用于根據兩個參考車輪各自的振動特性中的變化來控制作用在兩個參考車輪上的制動力，使兩個參考車輪與路面之間的摩擦系數基本上達到峰值；以及車輪速度控制裝置，用于控制其余兩個參考車輪中的左側車輪和右側車輪的輪速，使其符合兩個參考車輪中左側車輪和右側車輪各自的輪速。
            
按照本發明的第三方面，微量激勵裝置按照預定的頻率引起作用在兩個前參考車輪或是兩個后參考車輪(也就是兩個參考車輪)上的很小量的制動力。例如，在輪胎處于嚙合狀態時，車輪振動系統的共振頻率被用作這種預定的頻率。振動特性檢測裝置檢測兩個車輪各自的車輪速度的振動特性。如果引發的制動力很小，可以將檢測到的輪速中共振頻率分量的幅值作為振動特性。隨著車輪與路面之間的摩擦系數μ逐漸接近其峰值，車輪振動系統的振動特性就會發生變化。因此，利用振動特性中的變化就能檢測出摩擦系數μ達到峰值摩擦系數μ的狀態。根據從兩個參考車輪各自的振動特性中檢測到的變化，制動力控制裝置分別控制作用在兩個參考車輪上的制動力，使兩個參考車輪與路面之間的摩擦系數基本上達到峰值。這樣就能防止用很小的量激勵的兩個參考車輪發生閉鎖。
            
另外，車輪速度控制裝置控制兩個參考車輪之外的其余左側車輪和右側車輪的輪速，使其符合受到防閉鎖控制的兩個參考車輪中右側車輪和左側車輪各自的輪速。由于可以認為左側或是右側的前、后車輪與路面之間的摩擦系數沒有明顯的區別，只要是非激勵車輪的輪速與受到防閉鎖控制的車輪的輪速相符，沒有受到小量激勵的那個車輪的摩擦系數就可以基本上跟隨這一峰值。因此就可以防止所有的車輪發生閉鎖。
            
如上所述，在本發明中采用很小的量來激勵兩個前輪或是兩個后輪，并且采用防閉鎖制動控制。另外，由于其余兩個車輪的輪速是受到控制的，使其能夠符合受到防閉鎖控制的兩個車輪的輪速，需要用很小的量激勵的車輪數量被減少到了兩個，這樣就能減少微量激勵裝置的數量。此外，便于對所有車輪實現穩定和精確的制動控制，與路面的條件無關。再有，如果防閉鎖制動控制器不是用來小量激勵兩個驅動輪的，就能夠防止通過驅動軸傳動的很小量的振動在右側和左側驅動輪之間產生的干擾。
            
在本發明中，直接使用兩個參考車輪的輪速對其余兩個車輪的輪速進行跟蹤控制。因此，與采用通過輪速計算出的滑差率對車輪進行跟蹤控制的情況相比，本發明可以節省時間以及供計算所需的存儲器，并且能夠防止由于計算誤差造成防閉鎖控制器的控制性能出現惡化。
            
按照本發明的第三方面，此處還提供了一種防閉鎖制動控制器，它包括確定裝置，用于確定左側路面部位和右側路面部位之間的摩擦系數μ的差值是否超過了一個參考值；微量激勵裝置，如果確定了差值已經超過了參考值，就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其僅僅作用在與低摩擦系數μ的路面部位相接觸的車輪上，如果確定了差值沒有超過參考值，就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其作用在兩側的車輪上；振動特性檢測裝置，用于檢測承受了很小量制動力的車輪上的輪速的振動特性，；制動力控制裝置，用于控制作用在受激車輪上的制動力，按照受激車輪的振動特性中的變化使受激車輪與路面之間的摩擦系數μ基本上達到其峰值；以及摩擦力控制裝置，用于控制作用在處于高μ路面上的車輪上的制動力，以便在差值超過參考值時使其與作用在處于低μ路面上的車輪上的制動力一致。
            
按照本發明的第三方面，用確定裝置來確定左側路面部位和右側路面部位之間摩擦系數的差值是否超過了參考值。為了確定這種差值，根據檢測到的某一側車輪的速度和估算的車速來計算某一側各個車輪的滑差率。根據滑差率與摩擦系數μ之間的預定關系來計算對應左、右路面部位滑差率的左右路面部位的摩擦系數μ。計算左、右路面部位之間的摩擦系數差值。左、右路面部位之間與摩擦系數有關的物理參數例如有滑差率，滑動速度，或是車輪減速度，它們的差值可以被用作摩擦系數的差值。
            
一旦確定差值已超過了參考值，微量激勵裝置就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其僅僅作用在低μ路面部位上的車輪上。反之，如果確定了差值沒有超過參考值，就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其作用在兩側的車輪上。
            
振動特性檢測裝置對受到預定頻率的很小量制動力激勵的車輪的速度變化特性進行檢測。根據受激車輪的振動特性中的變化對作用在受激車輪上的制動力進行控制，使受激車輪與路面之間的摩擦系數基本上達到其峰值。具體地說，如果確定差值已經超過了參考值，就對低μ路面部位上的受激車輪實行防閉鎖制動控制。反之，如果確定了差值沒有超過參考值，就激勵兩側的車輪，并且實行防閉鎖制動控制。
            
如果確定差值已經超過了參考值，摩擦力控制裝置就控制作用在高μ路面部位上的車輪上的摩擦力，使其與作用在低μ路面部位上的車輪上的制動力一致。此時，由于作用在低μ路面部位上的受激車輪上的制動力是受到控制的，其摩擦系數可基本上達到其峰值，而高μ路面部位上的車輪也受到控制，使其跟蹤作用在受激車輪上的制動力，由于高摩擦系數μ的作用，自然能夠防止其發生閉鎖。即使是在左、右側部位具有不同摩擦系數的裂縫路面上，作用在兩側車輪上的制動力仍是相互一致的，這樣，車輛就能穩定地行駛。
            
按照車輪的動態模型，作為摩擦阻力從路面作用到車輪上的摩擦力可以用以下方式獲得。
            
如圖44中所示，制動轉矩TB從與車輪旋轉方向相反的方向作用到車輪上，由摩擦力F產生的輪胎轉矩Tf作用在車輪上，在車輪旋轉方向上形成摩擦阻力。制動轉矩TB是由作用在車輪的盤形制動器上的制動力產生的，以便阻止車輪的轉動。假設車輪與路面之間的摩擦系數是μB，車輪的半徑是r，而施加到車輪上的負載是W，就可以用下式來表示摩擦力F和輪胎轉矩Tf。
            
F＝μBW(53)Tf＝F×r＝μBWr(54)由此確定的車輪運動公式是Idωdt=μBWr-TB=Fr-TB'-----(55)]]>其中的I是轉動慣量，而ω是車輪的轉速(也就是輪速)。
            
如果能檢測到車輪的加速度(dω/dt)，用公式(55)就能估算出摩擦力F，并且根據施加到制動盤上的制動力計算出制動轉矩TB。
            
如果制動力發生變化，車輪的滑差率也會發生變化，隨之使摩擦系數μB發生變化。這樣，通過控制制動力就能實現對摩擦力F(＝μBW)的控制。
            
按照本發明第三方面所提供的防閉鎖制動控制器包括確定裝置，用于確定左側路面部位和右側路面部位之間摩擦系數的差值是否超過了一個參考值；微量激勵裝置，如果確定差值已經超過了參考值，就按預定頻率激勵一個很小量的制動力，使這一制動力作用在具有低摩擦系數μ的路面上的作為參考車輪的一個車輪上，它是一對前輪或是一對后輪中間的一個，如果確定了差值沒有超過參考值，就按預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其作用在一對參考車輪上；振動特性檢測裝置，用于檢測按預定頻率受到很小量制動力激勵的一對參考車輪中間的至少一個車輪的速度變化特性；制動力控制裝置，用于控制作用在受激車輪上的制動力，按照受激車輪的振動特性的變化使受激車輪與路面之間的摩擦系數基本上達到其峰值；摩擦力控制裝置，用于控制作用在高μ路面上的車輪上的摩擦力，在差值超過參考值時使其與作用在低μ路面上的受激車輪上的摩擦力保持一致；以及車輪速度控制裝置，用于控制一對參考車輪之外的其余一對車輪的速度，使其與一對參考車輪中各自的速度保持一致。
            
按照本發明的第三方面，由確定裝置來確定左側路面部位和右側路面部位之間的摩擦系數差值是否超過了參考值。如果確定了該差值已經超過了參考值，微量激勵裝置就按預定頻率激勵一個很小量的制動力，使這一制動力作用在具有低摩擦系數μ的路面上的作為參考車輪的一個車輪上，它是一對前輪或是一對后輪中間的一個。反之，如果確定了差值沒有超過參考值，微量激勵裝置就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其作用在一對參考車輪上。
            
由振動特性檢測裝置檢測按預定頻率受到很小量制動力激勵的一對參考車輪中間的至少一個車輪的速度變化特性。根據受激車輪的振動特性中的變化，制動力控制裝置控制作用在受激車輪上的制動力，使受激車輪與路面之間的摩擦系數基本上達到其峰值。
            
反之，如果確定差值已經超過了參考值，摩擦力控制裝置就控制作用到高μ路面部位上的車輪上的摩擦力，使其與作用在低μ路面部位上的受激車輪上的摩擦力保持一致。另外，由輪速控制裝置控制參考車輪以外的剩余一對車輪的速度，使其與一對參考車輪中各自的速度保持一致。
            
因此，受到小量激勵的車輪數量可以減少到必要的最小數量，并且使車輛可以在左側和右側部位具有不同摩擦系數的裂縫路面上穩定行駛，而且能避免左、右驅動輪之間的干擾。
            
在上述的本發明第一方面中已經說明，如果能通過反饋使摩擦轉矩梯度保持為零，就能使制動力跟蹤峰值摩擦系數μ，從而實現最有效的制動作用。
            
總而言之，如果施加的制動力使摩擦系數明顯地超過了峰值摩擦系數μ，滑動速度就會立即移到圖49A中的區域A3，摩擦轉矩梯度在這一區域中變為負值，使輪胎發生閉鎖。由此可以知道，區域A2(就是滑動速度Sm附近的滑動速度區域)是摩擦轉矩特性的限度，并且施加的制動不能超過這一限度。
            
由于慣用的技術僅僅采用摩擦轉矩梯度的反饋，這種方式很難在路面上準確地控制制動，例如圖49B所示，摩擦轉矩梯度在摩擦轉矩達到最大時的滑動速度Sm附近急劇地變化。
            
具體地說，在圖49B所示的路面情況下，在滑動速度稍微低于滑動速度Sm時，摩擦轉矩梯度均勻地增大。反之，在高于滑動速度Sm的區域內，摩擦轉矩的特性就達到飽和了。如果繼續增加制動力，車輪減速度就會急劇增大，因而很難將制動控制在區域A2之內。如果出現這種情況，滑動速度就會移到區域A3，造成車輪閉鎖。
            
上述的問題在于，在摩擦轉矩梯度急劇變化的路面上，如果要對摩擦轉矩梯度進行跟蹤控制，或是用車輪狀態參數伺服控制系統來控制車輪的狀態參數，例如要控制車輪減速度或是滑動速度使其跟蹤一定的目標值，在使摩擦轉矩跟蹤其最大值的控制中就會出現困難。
            
因此，按照本發明的第四方面，本發明的目的是提供一種在上述低于方面中曾簡單地說過的車輪狀態參數伺服控制器，它可以執行對目標值的跟蹤控制，與路面是否會造成摩擦轉矩梯度急劇變化的條件無關；以及一種用于確定摩擦轉矩特性限度的限度確定裝置，用來保證車輪狀態參數伺服控制器準確地進行控制。
            
總之，按照本發明第四方面所提供的車輪狀態參數伺服控制器包括車輪狀態參數檢測裝置，用于檢測車輪的狀態參數，這是一種與車輪運動有關的物理參數；限度確定裝置，用于計算一個限度確定參數，它是代表相對于滑動速度的制動轉矩梯度的摩擦轉矩梯度，或是一個與車輪運動的摩擦轉矩梯度有關的物理參數，并且根據這一限度確定參數來確定車輪與路面之間摩擦轉矩特性的限度；目標狀態參數計算裝置，計算一個車輪狀態參數的目標值，用來按照限度確定裝置所確定的限度將限度確定參數控制在摩擦轉矩特性的限度之內；以及用于控制車輪運動的伺服控制裝置，使車輪狀態參數檢測裝置檢測到的車輪狀態參數跟蹤由目標狀態參數計算裝置計算出的車輪狀態參數的目標值。
            
車輪狀態參數代表了車輪減速度，滑動速度，或是滑差率。本發明的控制方式是要使車輪的狀態參數跟蹤其目標值。根據與車輪運動有關的物理參數，限度確定裝置要計算一個限度確定參數，它是相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度，或是與車輪運動的摩擦轉矩梯度有關的一個物理參數。與車輪運動的摩擦轉矩梯度(見圖49A和49B)有關的物理參數中包括與摩擦轉矩梯度等效的物理參數，以及各種通過車輪運動公式與摩擦轉矩梯度發生關系的物理參數。
            
限度確定裝置根據計算出的限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度。總而言之，限度確定裝置需要確定目前的運動狀態是否達到了摩擦轉矩特性的限度。如圖49A和49B所示，摩擦轉矩特性體現了發生在車輪與路面之間的摩擦轉矩相對與滑動速度的變化特性。摩擦轉矩特性的這種限度代表了摩擦轉矩在轉移到其他特性上之前的現有特性。例如，摩擦轉矩特性的限度是這樣一種限度(也就是摩擦轉矩基本上達到峰值的區域)，超出這一區域車輪就會發生閉鎖。因此，為了實現穩定的控制，摩擦轉矩特性出現飽和的飽和區域也被包括在這一限度之內。
            
在這一限度區域內，摩擦轉矩梯度在限度的前、后變化。因此，根據摩擦轉矩梯度或是與摩擦轉矩梯度有關的限度確定參數，在圖49A和49B所示的任何路面上都能以很高的精度來確定這種限度。
            
接著，根據限度確定裝置確定的限度，由目標狀態參數計算裝置計算一個車輪狀態參數的目標值，用來將限度確定參數控制在摩擦轉矩特性的限度之內。
            
按照本發明的第四方面，目標狀態參數計算裝置的計算可以按以下方式執行。如果確定了摩擦轉矩特性沒有達到限度，就根據主缸壓力計算出車輛狀態參數的一個正常目標值。或是為了控制的安全性而計算出使限度確定參數(也就是摩擦轉矩梯度)符合參考值(在摩擦轉矩跟蹤最大值時為零)的一個目標值。
            
反之，如果確定摩擦轉矩特性超過了限度，就執行改變正常目標值的計算，在此時需要使特性立即恢復到限度之內。例如，從正常目標值中減去限度確定參數與參考值之間的差就能計算出一個目標值。或是可以計算出一個車輪狀態參數的目標值，以便使限度確定參數符合限度附近的參考值(在摩擦轉矩跟蹤最大值時為零)。
            
用伺服控制裝置來控制車輪的運動，使車輪狀態參數檢測裝置檢測到的車輪狀態參數跟蹤目標狀態參數計算裝置計算出的車輪狀態參數目標值。例如控制車輪油缸中增壓或減壓的時間，由此來控制車輪狀態參數，使其跟蹤目標值，從而控制作用在車輪上的制動力。
            
如上所述，與僅僅使用摩擦轉矩梯度反饋的慣用技術相比，根據與摩擦轉矩梯度有關的限度確定參數就能準確地確定摩擦轉矩特性的限度，與路面的狀態無關。如果確定的特性超過了限度，就執行改變車輪狀態參數目標值的計算，從而防止其超過限度確定參數的限度。這樣就能在摩擦轉矩特性明顯偏離限度范圍的路面上實現穩定的控制，防止車輪發生閉鎖。
            
另外，按照本發明的第四方面，車輪狀態參數伺服控制器進一步包括用于檢測制動轉矩的制動轉矩檢測裝置，并且用車輪狀態參數檢測裝置來計算車輪的減速度，將其作為車輪的狀態參數。限度確定裝置根據檢測到的制動轉矩或是車輪減速度計算出一個限度確定參數，該參數可以是車輪減速度或是制動轉矩，在計算中假設在車輪處于平衡運動狀態時的滑動速度是恒定的。根據限度確定參數與實際檢測到的車輪減速度之間的比較，或是根據限度確定參數與實際檢測到的制動轉矩之間的比較，限度確定裝置就可以確定車輪與路面之間摩擦轉矩特性的限度。
            
關于限度確定裝置的工作原理，雖然按照本發明的第一方面已經說明了用于估算作為確定參數的摩擦轉矩梯度的裝置，以下還要詳細說明涉及限度確定問題的原理部分。在平衡狀態下，從公式(16)中實際獲得的第i個車輪的車輪減速度接近作為目標值的車輪減速度(即目標減速度)，第i個車輪的滑動速度基本上始終保持恒定。因此，這一減速度可以近似成Xi＝0(56)公式(56)是將公式(15)和(16)代入以下方程式后獲得的縮寫形式，方程式中的I是一個單位矩陣。
            
A·F0＝Tb0  (57)y0=1J(I-A-1)Tb0------(58)]]>Tb0＝J(I-A-1)-1y0(59)A=JMRc2+1JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2+1JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2+1JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2JMRc2+1,F0=F1(x10)F2(x20)F3(x30)F4(x40),Tb0=Tb10Tb20Tb30Tb40,y0y10y20y30y40;]]>xi0平衡狀態下第i個車輪的滑動速度；Fi(xi0)平衡狀態下第i個車輪的摩擦轉矩；Tbi0平衡狀態下第i個車輪的摩擦轉矩；以及yi0平衡狀態下第i個車輪的車輪減速度。
            
圖50表示車輪減速度伺服控制中的車輪減速度與摩擦轉矩之間的關系。圖49A和49B中摩擦轉矩達到最大值的的限度點在圖50中被表示成飽和點。在圖50中有一個余量，可以使車輪減速度區域中的摩擦轉矩特性小于飽和點上的車輪減速度。車輪減速度非常接近目標減速度，從而形成滑動速度恒定的平衡狀態。由此可以知道存在公式(58)所表示的關系，車輪減速度在這一區域內的靜態值相對于制動轉矩按恒定的速率(線L)增加。
            
在車輪減速度超過飽和點的區域內，摩擦轉矩特性達到飽和，公式(58)就不再成立了。與直線L相比，增加的速率下降了(線L′)。在這一區域內，如果制動轉矩稍有增加，車輪減速度就會急劇增加，從而導致車輪減速度的控制不穩定。這種情況下發生車輪閉鎖的危險很大。
            
本發明的限度確定裝置將實際檢測的制動轉矩Tb0代入公式(58)，在公式(58)中假設滑差率在車輪運動的平衡狀態下是恒定的，從中計算出車輪減速度y0，將其作為限度確定參數。然后，限度確定裝置就根據車輪減速度y0來確定摩擦轉矩特性是否達到了限度(也就是飽和點)。
            
例如可以通過將車輪減速度的靜態值y0與車輪減速度y相比較來確定實際檢測的車輪減速度y是否大于車輪減速度的靜態值y0。如果車輪減速度y大于車輪減速度的靜態值y0，公式(58)就不成立了，并且由此可以確定摩擦轉矩的特性超過了飽和點。反之，如果車輪減速度y小于其靜態值y0，公式(58)就有效，并且由此可以確定摩擦轉矩的特性沒有超過飽和點。
            
如上所述，按照本發明，根據限度確定參數可以準確地確定摩擦轉矩特性是否超過了限度(也就是飽和點)。
            
使用車輪減速度來確定公式(58)是否成立的方法可以改善伺服控制系統的響應，從而使車輪減速度跟蹤一個目標值。象公式(58)一樣，將實際檢測的車輪減速度y0代入公式(59)，在其中假設滑動速度在平衡狀態下是恒定的，從中計算出制動轉矩的靜態值Tb0，將其作為限度確定參數。在這種情況下將制動轉矩的靜態值Tb0與實際檢測的制動轉矩Tb相比較，并且根據對制動轉矩Tb是否大于制動轉矩靜態值Tb0的這種確定結果來確定制動轉矩的特性是否超過了飽和點。
            
以下要說明按照本發明的目標狀態參數計算裝置的計算原理。
            
如果限度確定裝置確定了四個車輪中至少有一個超過了限度(飽和點)，在作出決定時檢測到的車輪減速度和制動轉矩可以表示如下，其中的“T是矩陣的移項，Ysat＝[Ysat1 Ysat2 Ysat3 Ysat4]TTbsat＝[Tbsat1 Tbsat2 Tbsat3 Tbsat4]T此時的摩擦轉矩(Fsat＝[Fsat1 Fsat2 Fsat3 Fsat4]T)可以表示成
            
Fsat＝-J·Ysat+Tbsat.(60)為了保持滑動速度恒定的平衡狀態，目標狀態參數計算裝置要根據制動轉矩Fsat計算出目標狀態參數(在本發明中就是目標減速度)。
            
為了通過摩擦轉矩Fsa t來保持滑動速度恒定的平衡狀態，摩擦轉矩必須滿足來自公式(57)的下述方程式。
            
Tbopt＝A·Fsat   (61)用來滿足制動轉矩Tbopt的目標速度是通過將公式(11)中的制動轉矩代替公式(58)中的制動轉矩To來計算的。y0opt=1J(A-1)Fsat-----(62)]]>伺服控制裝置控制車輪的運動，使檢測的車輪減速度跟蹤目標狀態參數計算裝置根據公式(62)計算出的目標減速度y0opt。按照這種目標值跟蹤控制的結果，就可以保持摩擦轉矩Fsat。
            
這一摩擦轉矩Fsat是在確定了摩擦轉矩特性已經超過飽和點之后獲得的摩擦轉矩。如圖49A和49B所示，由于摩擦轉矩梯度在包括摩擦轉矩峰值點的限度范圍A2之內基本上保持為零，可以認為摩擦轉矩Fsat基本上處于峰值。因此，在本發明中可以控制摩擦轉矩，使其跟蹤峰值摩擦系數μ，以免車輪發生閉鎖。
            
限度確定裝置根據涉及摩擦轉矩的時序數據和涉及車輪減速度的時序數據來計算作為限度確定參數的摩擦轉矩梯度，并且根據限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度，以下要說明在這種情況下計算摩擦轉矩梯度的原理。
            
假設各個車輪的摩擦轉矩是滑動速度的非線性函數，在某一滑動速度X i附近的摩擦轉矩F(Xi)可以近似表示成以下的線性方程。
            
F(Xi)＝KiXi+μi  (63)式中涉及滑動速度的時序數據是Xi[j]，涉及制動轉矩的時序數據是Tb[j]，而涉及車輪減速度的時序數據是Y[j](j＝0，1，，...)。按照給定的采樣間隔τ對各個時序數據采樣。
            
按照采樣間隔τ對公式(15)和(16)進行離散運算，并且用時序數據的形式來表示。x[j+1]-x[j]τ=-1JA(Kx[j]+μ)+1JTb[j]----(18)]]>y[j]=-1J(kx[j]+μ)+1JTb[j]-----(19)]]>其中的公式(18)和(19)可以被縮寫成 
            
其中的f＝-J(y[j+1]-[j])+Tb[j+1]-Tb[j](23)φ=τAy[j]+τJ(I-A)Tb[j]-----(25)]]>其中的“f”表示一個與摩擦轉矩隨時間的變化有關的物理參數，而φ表示一個與滑動速度隨時間的變化有關的物理參數。
            
用于各個車輪的公式(24)可以表示成Ki·φi＝fi(28)其中的f＝[f1，f2，f3，f4]T。
            
φ＝[φ1，φ2，φ3，φ4]在本發明中，fi和φi是根據關于第i個車輪減速度的時序數據Yi[j]和關于第i個車輪制動轉矩的時序數據Tbi[j]來計算的。然后將由此獲得的fi和φi代入公式(28)，從中獲得數據，再對由此獲得的數據采用在線系統識別方法就可以估算和計算出關于第i個車輪的摩擦轉矩梯度Ki。
            
例如，根據由此估算和計算出的摩擦轉矩梯度，限度確定裝置就能按以下方式來確定摩擦轉矩特性的限度。具體地說，如果摩擦轉矩梯度小于某一參考值，就可以確定摩擦轉矩特性達到了限度。反之，如果摩擦轉矩梯度超過了參考值，就可以確定摩擦轉矩特性沒有達到限度。由于摩擦轉矩梯度在摩擦轉矩特性的限度附近會變小，本發明的限度確定方法有可能準確地確定這一限度。
            
如果限度確定裝置是根據涉及車輪速度的時序數據來計算作為限度確定參數的摩擦轉矩梯度，并且按照這一限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度，摩擦轉矩梯度的計算原理與第一方面中估算摩擦轉矩梯度的原理就是相同的，因此省略了這方面的解釋。
            
按照本發明的第四方面，限度確定裝置是由微量激勵裝置構成的，該裝置在車體，車輪及路面構成的振動系統的共振頻率下激勵一個很小量的制動壓力。由限度確定裝置計算一個微量增益，將其作為限度確定參數，它是由微量激勵裝置激勵的很小量的制動壓力所產生的很小量的制動壓力幅值與車輪速度中很小的共振頻率分量幅值之間的比值。限度確定裝置根據這一限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度。上文已經說明了微量增益的計算方法，因此省略了這方面的解釋。
            
圖1是一個框圖，表示按照本發明第一方面第一實施例的防閉鎖制動控制器和摩擦轉矩梯度估算裝置的結構；圖2是一個框圖，表示按照本發明第一方面第二實施例的防閉鎖制動控制器和摩擦轉矩梯度估算裝置的結構；圖3是一個框圖，表示按照本發明第一方面第二實施例的限度確定裝置的結構；圖4是一個框圖，表示按照本發明第一方面第三實施例的摩擦轉矩梯度估算裝置的結構；圖5是表示滑動速度，摩擦轉矩，以及摩擦轉矩梯度之間關系的曲線；圖6A和6B是摩擦轉矩Fi和摩擦轉矩梯度Gi隨滑動速度變化的曲線，其中圖6A表示摩擦轉矩Fi變化的上、下限度，而圖6B表示摩擦轉矩梯度Gi變化的上、下限度；圖7A和7B是用于解釋按照本發明第一方面的輪速檢測裝置結構的示意圖，其中的圖7A是輪速檢測裝置的示意圖，而圖7B是傳感線圈中產生的AC電壓隨時間變化的示意圖；圖8是一個框圖，表示按照本發明第一方面實施例的ABS控制閥的結構；圖9是一個框圖，表示按照本發明第一方面實施例中包括ABS控制閥在內的系統液壓線路結構；圖10是按照本發明第一方面第一實施例的ABS控制流程圖；圖11示意性地表示了一種車輛動態模型，在其中采用了按照本發明第一方面的ABS控制器；圖12是一個示意圖，表示由車輪，車體及路面構成的一個振動系統的等效模型；圖13是一個曲線圖，表示摩擦系數μ相對于滑動速度的變化特性，在其中用微量振動中心附近摩擦系數μ的變化可以線性近似的原理解釋了微量增益與摩擦轉矩梯度之間的等效關系；圖14是一個框圖，表示按照本發明第一方面第三實施例的微量增益計算部的輪速微量幅值檢測部的結構；圖15是在激勵很小量的摩擦壓力并且同時執行平均制動力控制時向控制電磁閥發出指令的定時圖；圖16是一個曲線圖，用于概括地說明在慣用的防閉鎖制動控制器中使用的車速估算方法；圖17是一個曲線圖，表示輪胎和路面之間的滑動速度與摩擦系數μ之間的關系特性；圖18是采用普通車速估算裝置的一種ABS控制器的框圖；圖19是一個框圖，表示按照本發明第二方面第一實施例的控制起始點確定裝置的結構；圖20示意性地表示了裝備有本發明第二方面第一實施例的控制起始點確定裝置的一輛車，在其中將控制起始點的確定結果用于防閉鎖制動控制和牽引控制；圖21是一個示意圖，表示在本發明第二方面第一實施例中使用的液壓制動線路的結構；圖22是一個曲線圖，表示摩擦轉矩相對于滑動速度的變化以及摩擦轉矩梯度的變化；圖23是第一種ABS控制的流程圖，其中ABS控制的起點是采用本發明第二方面第一實施例的控制起始點確定裝置來確定的；圖24是第二種ABS控制的流程圖，其中ABS控制的起點是采用本發明第二方面第一實施例的控制起始點確定裝置來確定的；圖25是TRC控制的流程圖，其中TRC控制的起點是采用本發明第二方面第一實施例的控制起始點確定裝置來確定的；
            
圖26是一輛車的框圖，其中在采用很小制動力激勵量的ABS中使用了用本發明第二方面第二實施例的控制起始點確定裝置所確定的控制起始點；圖27是一種ABS控制流程圖，在其中小量激勵制動力的起點是采用本發明第二方面第二實施例的控制起始點確定裝置來確定的；圖28是一個曲線圖，表示在本發明第二方面第二實施例的車中激勵很小量制動力的情況下發生在共振頻率與車輪速度增益之間的關系；圖29是一個示意圖，表示本發明第二方面第二實施例的車中的制動力降低指令計算部的結構；圖30A和30B是制動力隨時間變化的曲線圖，其中圖30A表示用本發明第二方面第二實施例的AABS激勵的很小量制動力隨時間的變化，圖30B表示由慣用的ABS激勵的很小量制動力隨時間的變化；圖31A到31C表示與車輪有關的物理參數隨時間的變化曲線，其中的車輪在不會閉鎖的范圍內被平穩地制動，圖31A表示了輪速和車速隨時間的變化，圖31B表示滑差率隨時間的變化，而圖31C表示摩擦轉矩梯度隨時間的變化；圖32A到32C表示與車輪有關的物理參數隨時間的變化曲線，其中的車輪在不會閉鎖的范圍內被快速制動，圖32A表示了輪速和車速隨時間的變化，圖32B表示滑差率隨時間的變化，而圖32C表示摩擦轉矩梯度隨時間的變化；圖33A到33C表示與車輪有關的物理參數隨時間的變化曲線，其中的車輪在發生閉鎖的范圍內被快速制動，圖33A表示了輪速和車速隨時間的變化，圖33B表示滑差率隨時間的變化，而圖33C表示摩擦轉矩梯度隨時間的變化；圖34A到34C表示與車輪有關的物理參數隨時間的變化曲線，其中的車輪在發生閉鎖的范圍內被逐步制動，圖34A表示了輪速和車速隨時間的變化，圖34B表示滑差率隨時間的變化，而圖34C表示摩擦轉矩梯度隨時間的變化；圖35A和35B是前輪的狀態曲線圖，其中逐步施加到低μ路面上的車輪上的制動轉矩是Tb＝400Nm，其中的圖35A表示輪速和車速隨時間的變化，而圖35B表示摩擦轉矩梯度和車輪減速度隨時間的變化；圖36A和36B是后輪的狀態曲線圖，其中逐步施加到低μ路面上的車輪上的制動轉矩是Tb＝400Nm，其中的圖36A表示輪速和車速隨時間的變化，而圖36B表示摩擦轉矩梯度和車輪減速度隨時間的變化；圖37A和37B是前輪的狀態曲線圖，其中逐步施加到中μ路面上的車輪上的制動轉矩是Tb＝700Nm，其中的圖37A表示輪速和車速隨時間的變化，而圖37B表示摩擦轉矩梯度和車輪減速度隨時間的變化；圖38是裝備了按照本發明第三方面一個實施例的ABS的車的示意圖；圖39是一個框圖，表示按照本發明第三方面一個實施例的ABS控制裝置的具體結構；圖40是一個框圖，表示按照本發明第三方面一個實施例的制動力伺服裝置的結構；圖41是一個框圖，表示按照本發明第三方面一個實施例的車輪速度伺服裝置的結構；圖42是一個流程圖，表示本發明第三方面的ABS實施例的主要程序流程；圖43是一輛車的示意圖，它在本發明第三方面實施例的ABS控制之下行駛在裂縫的路面上；圖44是表示車輪動態模型的示意圖；圖45是一個框圖，表示按照本發明第四方面第一實施例的車輪減速度伺服控制器的結構；圖46是一個框圖，表示按照本發明第四方面第二實施例的車輪狀態參數伺服控制器的結構；圖47是一個框圖，表示按照本發明第四方面第三實施例的車輪狀態參數伺服控制器的結構；圖48是一個框圖，表示按照本發明第四方面第四實施例的車輪狀態參數伺服控制器的結構；圖49A和49B是摩擦轉矩相對于滑動速度的變化特性(也就是摩擦轉矩特性)曲線圖，其中的圖49A表示一種路面的摩擦轉矩特性，其摩擦轉矩梯度在峰值摩擦系數μ附近是緩慢變化的，而圖49B所表示的路面的摩擦轉矩特性中的摩擦轉矩梯度在峰值摩擦系數μ附近是急劇變化的；圖50是在采用車輪減速度伺服控制的情況下出現在車輪減速度和制動轉矩之間的關系曲線；圖51A到51C表示了按照本發明第四方面第一實施例的車輪減速度伺服控制器模擬結果的曲線圖，在其中模擬了低μ路面上的快速制動；圖52A到52C表示了按照本發明第四方面第一實施例的車輪減速度伺服控制器模擬結果的曲線圖，在其中模擬了高μ路面上的快速制動；圖53A到53C表示了按照本發明第四方面第二實施例的車輪減速度伺服控制器模擬結果的曲線圖，在其中模擬了低μ路面上的快速制動；以及圖54A到54C表示了按照本發明第四方面第二實施例的車輪減速度伺服控制器模擬結果的曲線圖，在其中模擬了高μ路面上的快速制動。
            
以下要參照附圖詳細說明按照本發明第一方面最佳實施例的ABS控制器。[第一方面的第一實施例]圖1表示按照本發明第一方面第一實施例的一個ABS控制器的結構。
            
如圖1所示，第一實施例的ABS控制器包括輪速檢測裝置10，按照預定的采樣間隔τ檢測車輪速度；轉矩梯度估算裝置12，根據與輪速檢測裝置10檢測到的車輪速度有關的時序數據估算出摩擦轉矩梯度；ABS控制裝置14，按照用轉矩梯度估算裝置12估算的摩擦轉矩梯度來計算各個車輪的ABS控制操作信號；以及用于執行ABS控制的ABS控制閥16，按照ABS控制裝置14計算的操作信號為各個車輪激勵制動壓力。在這些組成部件中，輪速檢測裝置10和轉矩梯度估算裝置12構成一個摩擦轉矩梯度估算裝置8，它的輸出值與估算的摩擦轉矩梯度有關。
            
例如，圖1中的輪速檢測裝置10可以采用圖7A所示的結構。如圖7A所示，輪速檢測裝置10包括一個信號轉子30，在其上按等間隔設有預定數目的齒，并且和車輪一起轉動；固定在車體上的傳感線圈32；一個永磁體34，其磁通從線圈32內部穿過；以及一個頻率檢測器36，它連接到傳感線圈32上，并且按照采樣間隔τ檢測和輸出傳感線圈32中產生的AC電壓的頻率。
            
在信號轉子30和車輪一起轉動時，信號轉子30與傳感線圈32之間的氣隙是變化的，其變化周期對應著信號轉子30的轉速。因此，永磁體34穿過傳感線圈32的磁通也是變化的，這樣就會在傳感線圈32中產生AC電壓。圖7B表示了傳感線圈32中產生的AC電壓隨時間的變化。
            
如圖7B所示，當信號轉子30低速轉動時，傳感線圈32中產生的AC電壓具有較低的頻率，但在信號轉子30高速轉動時則具有較高的頻率。這一AC電壓的頻率與信號轉子30的轉速也就是車輪速度成正比。因此，按照采樣間隔τ從頻率檢測器36輸出的信號與車輪速度成正比。
            
圖7A中的車輪速度檢測裝置10被連接到第一至第四的每個車輪上。針對各個車輪，利用頻率檢測器36輸出的信號可以檢測出與第i個(i是車輪編號，i＝1，2，3，4)車輪的輪速有關的時序數據ωi[k](k是采樣的時間點；k＝1，2，...)。
            
以下參照圖8說明ABS控制閥16的結構。
            
如圖8所示，ABS控制閥16包括用于右前輪的控制電磁閥132(以下稱為閥門SFR)，用于左前輪的控制電磁閥134(以下稱為閥門SFL)，用于右后輪的控制電磁閥140(以下稱為閥門SRR)，以及用于左后輪的控制電磁閥142(以下稱為閥門SRL)。
            
閥門SFR132，SFL134，SRR140，SRL142分別具有增壓閥132a，134a，140a，142a和減壓閥132b，134b，140b，142b。閥門SFR，SFL，SRR，SRL分別被連接到前輪油缸144，146和后輪油缸148，150。
            
增壓閥132a，134a，140a，142a和減壓閥132b，134b，140b，142b分別被連接到控制這些閥門開、關動作的SFR控制器131，SRL控制器133，SRR控制器139，和SRL控制器141。
            
SFR控制器131，SRL控制器133，SRR控制器139或是SRL控制器141按照從ABS控制裝置14接收到的操作信號來控制各個車輪上相應的控制電磁閥的增壓閥和減壓閥的開關動作。
            
以下要參照圖9詳細說明包括aBS控制閥16的系統液壓線路結構。
            
如圖9所示，系統液壓線路中設有一個儲液器100，用于儲存供主缸系統和動力系統使用的制動液體。這一儲液器100具有一個液位報警開關102，用于檢測儲存在儲液器100中的制動液體液位的下降，以及一個溢流閥104，用于在動力系統中出現異常高壓的情況下使制動液體從儲液器100中溢出。
            
連接到儲液器100的溢流閥104上的線路設有一個泵106，用于從儲液器100中泵出制動液體，并且用高壓將其排出。另外，在泵106出口一側附近的線路中設有蓄能器108，用于存儲泵106產生的(供動力系統使用的)油壓，以及用于檢測蓄能器108中油壓的壓力傳感器110。壓力傳感器110根據蓄能器108中的壓力向泵106輸出一個控制信號，并且在蓄能器108的壓力下降時輸出一個報警信號(例如用于禁止ABS和TEC控制的信號)。
            
在連接到蓄能器108高壓側輸出口上的線路中設有一個壓力開關112。壓力開關112在蓄能器108的壓力降低時向泵106輸出一個控制信號和一個報警信號(例如用于禁止ABS和TEC控制的信號)。
            
從儲液器100中伸出的另一條線路被連接到主缸114，由主缸產生與踩在制動踏板118上的力相應的油壓。在主缸114和制動踏板118之間有一個制動調壓器116，通過從蓄能器108導入高壓制動液來產生對應腳踏力的液壓輔助力。
            
直接連接到儲液器100的線路和連接到蓄能器108高壓出口上的線路被連接到這一制動調壓器116。如果制動踏板118的運動量小于給定量，就從儲液器100向制動調壓器116導入正常壓力的液體。反之，如果運動量超過了給定量，就從儲能器108導入高壓液體。
            
前主壓力線路164和后主壓力線路166被連接到主缸114，以便向各個前、后輪提供主缸中的油壓(也就是主壓力)。一個P&B閥120被裝在前主壓力線路164和后主壓力線路166之間，用于調節提供給后輪系統的制動液的壓力，從而在前、后輪之間實現適當的制動力分配。在前輪系統出現故障時，這一P&B閥120就停止調節提供給后輪系統的制動油壓。
            
調壓器122被連接到從P&B閥上伸出的前主壓力線路164，以便在動力系統中出現壓力下降時通過增加前輪油缸的壓力來保證高的制動壓力。這一調壓器122被連接到調壓線路168上，線路168再連接到制動調壓器116的調壓器室。在調壓器122和調壓線路168之間設有一個限壓器124和一個差壓開關126。
            
如果限壓器124接收到的壓力大于制動調壓器116在正常條件下的輔助力限度，限壓器124就關閉連接到調壓器室的線路，阻止調壓器122和差壓開關126起動。用差壓開關126檢測主缸114和調壓器室之間的壓力差。
            
調壓線路168被連接到閥門SFR的增壓閥132a和閥門SFL的增壓閥134a。直接連接到儲液器100的低壓線路162被連接到閥門SFR的減壓閥132b和閥門SFL的減壓閥134b。
            
轉換電磁閥136(以下稱為閥門SA1)和轉換電磁閥138(以下稱為閥門SA2)被連接到閥門SFR和閥門SFL的壓力供應管道。閥門SA1和閥門SA2進一步連接到從調壓器122接收增加壓力的管道。閥門SA1的動力管道被連接到用于向左前輪制動盤152提供制動壓力的前輪油缸144。閥門SA2的動力管道被連接到用于向右前輪制動盤154提供制動壓力的前輪油缸146。
            
在正常的制動模式下，由閥門SA1和閥門SA2切換這些閥門，把來自調壓器122的壓力提供給各個前輪油缸144和146。在ABS控制模式下需要切換這些閥門，以便把來自閥門SFR和閥門SFL的壓力提供給各個前輪油缸144和146。總之，前輪可以在正常制動模式和ABS控制模式之間彼此獨立地切換。
            
右后控制電磁閥140(以下稱為閥門SRR)的增壓閥140a和左后控制電磁閥142(以下稱為閥門SRL)的增壓閥142a通過轉換電磁閥130(以下稱為SA3)連接到調壓線路168。閥門SRR的減壓閥140b和閥門SRL的減壓閥142b再連接到直接從儲液器100上伸出的低壓線路162。
            
閥門SRR的壓力供應管道被連接到用于向右后輪制動盤156提供制動壓力的后輪油缸148，而閥門SRL的壓力供應管道被連接到用于向左后輪制動盤158提供制動壓力的后輪油缸150。
            
在正常的制動模式下，由閥門SA3切換這個閥門，以便從后主壓力線路166向閥門SRL和閥門SRR提供主壓力。在ABS控制模式下需要切換這個閥門，從而把調壓線路168中的高壓提供給閥門SRL和閥門SRR。總之，左、右后輪可以在正常制動模式和ABS控制模式之間同時切換。
            
以下要概括地說明按照本發明第一方面的ABS控制器的工作原理。在ABS模式下，圖9中的閥門SA1和SA2關閉連接到調壓器122的閥門，同時打開連接到閥門SFR和SFL的閥門。另外，閥門SA3關閉連接到后主壓力線路166的閥門，同時打開連接到調壓線路168的閥門。
            
車輪速度傳感器10按照采樣間隔τ檢測第一至第四車輪各自的速度，并且輸出與檢測的車輪速度有關的時序數據ωi[k]。
            
轉矩梯度估算裝置12在步驟1中使用ωi[k]按上述公式(9)和(10)執行數學運算。在步驟2中通過公式(11)表示的遞歸公式來估算摩擦轉矩梯度，公式(11)是根據最小平方方法獲得的，它也是一種在線系統識別方法。按順序重復執行步驟1和2就可以獲得關于估算的摩擦轉矩梯度的時序數據。
            
ABS控制裝置14沿著圖10所示的流程執行程序。
            
如圖10所示，ABS控制裝置14使用轉矩梯度估算裝置12在各個時間采樣點上估算的摩擦轉矩梯度來計算各個車輪在各個采樣時間點上的操作量u(uii＝1，2，3，4)(步200)。
            
具體地說，公式(34)和(35)的狀態公式可以從公式(29)到(33)推導而來，并且采用所謂μ設計方法來設計一種控制系統，它可以在公式(34)和(35)給定的公式(36)中定義任意的Δ(-1≤Δfi，Δgi≤1)，從而獲得由公式(38)和(39)所限定的一種控制器。控制器的狀態值被代入供(39)的Xc，并且把一個代表轉矩梯度估算裝置12估算的摩擦轉矩梯度的值代入公式(39)中的“Y”這樣就能獲得ABS控制閥的操作量u。
            
將車輪號i設置在1(步202)，并且確定這第i個車輪的操作量ui是否大于一個正參考值+e(步204)。如果操作量ui大于這個正參考值+e(步204中是YES)，就將發送給第i個車輪ABS控制閥的操作信號設定成增壓信號(步206)。反之，如果操作量ui不大于正參考值+e(步204中是NO)，就要進一步確定操作量ui是否小于一個負參考值-e(步208)。如果操作量ui小于這個負參考值-e(步208中是YES)，就將發送給第i個車輪ABS控制閥的操作信號設定成減壓信號(步210)。反之，如果操作量ui不小于負參考值-e(步208中是NO)，也就是在操作量ui大于負參考值-e，但是小于正參考值+e時，就把發送給第i個車輪ABS控制閥的操作信號設定成保持信號(步212)。
            
在有關第一車輪的操作量ui被設定時，車輪號i僅僅被增加1(步214)。然后要確定“i”是否超過了四(步216)。如果“i”沒有超過四(步216中是NO)，程序就回到步204。同樣為增量的車輪號“i”的操作量ui設定操作信號。
            
如果車輪號“i”超過了四(步216中是YES)；也就是說如果發送給第一至第四號車輪的所有ABS控制閥的操作信號都被設定了，就把設定的操作信號發送給ABS控制閥16(步218)。上述操作信號的設定和操作信號的發送都是在各個采樣時間點上執行的。
            
根據發送給各個車輪的操作信號，圖8中所示的SFR控制器131，SFL控制器133，SRR控制器139，和SRL控制器141按照操作信號來控制ABS控制閥16內部的閥門SFR，閥門SFL，閥門SRR和閥門SRL的開/關動作。
            
具體地說，如果操作信號是增壓信號，就打開增壓閥，并且關閉減壓閥。這樣，圖9中調壓線路168上的高壓就被提供給對應的車輪油缸，從而使制動力增加。反之，如果操作信號是減壓信號，就關閉增壓閥，并且打開減壓閥。這樣，圖9中低壓線路162上的低壓就被提供給對應的車輪油缸，從而使制動力下降。另外，如果操作信號是保持信號，就同時關閉增壓閥和減壓閥。這樣就能保持提供給相應車輪油缸的壓力，以便保持制動力。
            
如上所述，按照本實施例，摩擦轉矩梯度是僅僅根據關于車輪速度的時序數據來估算的，并且執行使摩擦轉矩梯度保持為零的ABS控制。因此，如果由于車輛行駛的路況使峰值摩擦系數μ達到其峰值條件下的滑動速度發生了變化，仍可以穩定地執行ABS控制。
            
另外，在本實施例中僅僅需要識別兩個參數也就是關于車輪加速度的物理參數隨時間的變化，以及關于車輪加速度變化的物理參數隨時間的變化。因此，與需要識別三個參數的慣用技術相比(例如US專利中所述)，本發明的ABS控制器可以縮短運算時間并且改善數學運算的精度。這樣就能實現高精度的防閉鎖制動控制。
            
除了車輪速度之外，慣用的技術還需要檢測車輪油缸的壓力。與此相反，在本實施例中僅僅需要檢測車輪速度，不需要使用昂貴的壓力傳感器。因此可以制成一種廉價和簡單的ABS控制器。
            
在本實施例中不需要估算車輪的速度。因此可以避免慣用技術中固有的問題；例如估算車輪速度的問題，制動力必須以較低的頻率增加和減少，直到根據車輪速度計算出的速度Vw等于或是接近實際的車速Vv*；以及在準備與參考速度比較的車速和實際車速之間出現明顯差別的情況下車輪被長時間閉鎖的問題或是為了恢復其解鎖狀態而使制動力急劇下降的問題。這樣就能實現一種舒適的ABS控制。
            
在本實施例中并不是直接對受到輪胎特性強烈影響的具有非線性特性的防閉鎖制動系統采用現代控制理論。由于非線性特性可以用等效的豎直變化來近似，采用增強控制理論就可以設計出允許這種豎直變化的ABS控制系統，因此可以根據四個車輪之間的相互干擾實現完善的ABS控制。
            
除了用于ABS控制系統之外，摩擦轉矩估算裝置8還可以用于例如一種報警裝置，它可以根據代表估算的摩擦轉矩梯度的數值向駕駛員提供關于制動的報警信號。另外，摩擦轉矩估算裝置8還可以用于驅動力控制器。在這種情況下用摩擦轉矩估算裝置8來估算驅動轉矩的梯度。[第一方面第二實施例]
            
以下要參照圖2說明本發明第一方面第二實施例的ABS控制器。其中與第一實施例相同的部件采用了相同的符號，并且為了簡明而省略了這方面的說明。
            
如圖2所示，按照第二實施例的ABS控制器包括制動轉矩檢測裝置51，用于按照預定的采樣間隔τ檢測制動轉矩Tb，車輪減速度檢測裝置52，用于按照預定的采樣間隔τ檢測車輪減速度“Y”，轉矩梯度估算裝置53，它根據檢測的時序數據Tb[j](j＝1，2，3，...)和時序數據Y[j](j＝1，2，3，...)來估算摩擦轉矩梯度，ABS控制裝置15，它根據估算的摩擦轉矩梯度計算出在各個車輪的ABS控制中使用的操作信號，以及一個ABS控制閥，它按照ABS控制裝置15計算的操作信號來激勵各個車輪的制動壓力，從而實現ABS控制。在這些部件中，制動轉矩檢測裝置51，車輪減速度檢測裝置52以及轉矩梯度估算裝置53構成了一個摩擦轉矩估算裝置50，它的輸出值代表了估算的摩擦轉矩梯度。
            
制動轉矩檢測裝置51是由用于檢測各個車輪油缸壓力的壓力傳感器和一個乘法器構成的，后者用一個預定的常數乘以壓力傳感器檢測到的車輪油缸壓力，從而計算和輸出各個車輪的制動轉矩。
            
車輪減速度檢測裝置52可以用一個濾波器來實現，用以下公式來處理由固定在各個車輪上的輪速傳感器(車輪速度檢測裝置)檢測到的第i個車輪的輪速信號ωi，從中獲得第i個車輪的車輪減速度Yi(i＝1，2，3，4)。yi=-s1-0.1sωi]]>其中的“s”是一個拉普拉斯變換算子。另外，車輪減速度檢測裝置52可以用直接檢測車輪減速度的車輪減速度傳感器構成，不需要檢測車輪速度。
            
轉矩梯度估算裝置53可以由一個計算器構成，用于根據關于第i個車輪減速度的時序數據Yi[j]和關于第i個車輪制動轉矩的時序數據Tbi[j]按公式(23)和(25)計算第i個車輪的fi和φi，并且將計算出的fi和φi代入公式(28)，再對由此獲得的數據采用在線系統識別方法估算和計算出第i個車輪的摩擦轉矩梯度ki。
            
以下要說明本發明第一方面第二實施例的ABS控制器的工作原理。
            
轉矩梯度估算裝置53根據關于第i個車輪上測得的制動轉矩的時序數據Tbi[j](j＝1，2，3，...)和關于第i個車輪上測得的減速度的時序數據Yi[j](j＝1，2，3，...)為各個車輪估算第i個車輪的摩擦轉矩梯度。
            
ABS控制裝置15為第i個車輪計算和輸出一個操作信號，從而避免第i個車輪的摩擦轉矩梯度小于一個參考值。然后由ABS控制閥16按照這一操作信號來控制各個車輪的制動壓力。
            
例如，在計算的摩擦轉矩梯度小于參考值的情況下，ABS控制裝置15就立即向ABS控制閥16輸出一個制動壓力降低指令信號。例如，如果參考值被設定為接近零的正值，在摩擦系數μ達到峰值的區域內的摩擦轉矩梯度就是零。因此，如果制動的作用超過了峰值摩擦系數μ，就立即降低制動壓力，從而可以防止輪胎發生閉鎖。
            
反之，如果計算的摩擦轉矩梯度大于參考值，ABS控制裝置15就立即向ABS控制閥16輸出一個制動壓力增加指令信號。象上述情況一樣，在參考值被設定為接近零的正值的情況下，如果摩擦轉矩梯度進入了摩擦系數μ小于峰值的區域，就立即增加制動力，使摩擦系數μ回到其峰值附近。這樣就能實現最有效的制動，并且可以縮短停車距離。
            
如上所述，按照這一第二實施例，ABS控制是按照根據車輪減速度和制動轉矩計算出的摩擦制動轉矩梯度來實現的。因此，象第一實施例的情況一樣，不需要估算車輪速度，并且可以實現穩定的防閉鎖制動控制，與路面的條件無關。
            
另外，在第二實施例中采用了僅需要直接識別一個參數即摩擦轉矩梯度的方法。因此，與需要識別三個參數的現有技術(例如US專利所述)相比，本發明的ABS控制器可以大大縮短運算時間，并且明顯地改善數學運算精度。這樣就能實現高精度的防閉鎖制動控制。
            
在第二實施例中也可以用第一實施例的ABS控制裝置14代替ABS控制裝置15。特別是可以執行圖10的流程所限定的程序，并且可以考慮到四個車輪之間的干擾。這樣就能實現完善的ABS控制。
            
除了ABS控制系統之外，摩擦轉矩梯度估算裝置50還可以用于例如一種報警裝置，它可以根據代表估算的摩擦轉矩梯度的數值向駕駛員發出關于制動的報警信號。
            
另外，如圖3所示，這種摩擦轉矩梯度估算裝置50還可以用作限度確定裝置55，用于確定摩擦轉矩特性的限度。這一限度確定裝置55包括圖2中的摩擦轉矩梯度估算裝置50和連接到摩擦轉矩梯度估算裝置50輸出端上的限度確定裝置54，并且根據代表摩擦轉矩梯度的計算值來確定摩擦轉矩特性的限度。
            
此處所說的摩擦轉矩特性代表了摩擦轉矩相對于滑動速度的變化特性(見圖5)。所說的摩擦轉矩特性限度代表一種邊界，越過這一邊界的摩擦轉矩變化特性會從某一狀態變化到另一狀態。圖5表示了一例這種邊界(也就是摩擦轉矩梯度接近于零的點)，如果越過這一邊界，摩擦轉矩的變化就會從滑動速度的一個區域(在此區域內的摩擦系數μ小于其峰值)移動到滑動速度的另一區域(在此區域內的摩擦系數μ接近于零)。為了檢測這一限度，限度確定裝置54預先存儲一個接近零的參考值。如果計算的摩擦轉矩梯度大于這一參考值，就確定梯度處于限度之內。反之，如果摩擦轉矩梯度小于參考值，就確定該梯度處于限度之外。這種限度確定結果作為一個電信號被輸出。
            
限度確定裝置55可以把限度確定裝置55的輸出信號輸入到圖2中的ABS控制裝置15。在這種情況下，如果確定摩擦轉矩特性達到了限度，就可以向ABS控制閥16輸出制動壓力降低指令信號，從而避免輪胎發生閉鎖。
            
如果車輛行駛的路面上的控制轉矩梯度在峰值摩擦系數μ附近急劇地變化，使制動動作跟蹤一定目標值的伺服控制就不一定能準確地工作。為了避免這一問題，可以用限度確定裝置55來確定這一限度，如果超過這一限度，摩擦轉矩梯度就會發生急劇變化，并且按照這種確定結果對控制系統的目標值加以控制。這樣就能獲得優越的控制性能。[第一方面的第三實施例]以下要參照圖4說明按照本發明第一方面第三實施例的摩擦轉矩梯度估算裝置。其中與第一和第二實施例中相同的部件采用了相同的符號，并且在此省略了對這些部件的說明。
            
參見圖4，按照第三實施例的摩擦轉矩梯度估算裝置57包括用于計算微量增益Gd的微量增益計算部22，還有用于執行數學運算的摩擦轉矩梯度計算部56，以便將計算出的微量增益Gd轉換成摩擦轉矩梯度。
            
微量增益計算部22包括一個輪速微量幅值檢測部40，用于檢測按照車體，車輪和路面構成的振動系統的共振頻率ω∞(公式41)在平均制動壓力附近激勵很小量制動壓力時獲得的輪速信號ωi的微小振動(也就是輪速的微量幅值ωwv)；制動壓力微量幅值檢測部42，用于檢測按共振頻率ω∞激勵的制動壓力的微量幅值Pv；以及一個模擬除法器44，它用檢測到的輪速微量幅值ωwv除以微量幅值Pv，輸出微量增益Gd。用于激勵很小量制動力的裝置將在下文中說明。
            
輪速微量增益檢測部40可以用圖14所示的一個計算部來實現，它可以執行濾波操作，以便提取共振頻率ω∞的振動分量。例如，假設振動系統的共振頻率ω∞大約是40Hz，考慮到控制的需要，將一個周期設定為24ms或是大約41.7Hz，將其作為帶通濾波器75的中心頻率。帶通濾波器75僅允許輪速信號ωi中41.7Hz附近的頻率分量通過。帶通濾波器75的輸出在全波整流器26經過全波整流，并且平滑成DC電壓。低通濾波器77僅允許平滑DC信號中的低頻分量通過，這樣輸出的就是輪速微量幅值ωwv。
            
另一方面也可以這樣來實現輪速微量增益檢測部40，即在對應上述周期整倍數的一個周期內連續獲得時序數據，也就是關于一個24ms周期的時序數據或是關于兩個48ms周期的時序數據，并且確定一個單位正弦波和41.7Hz的一個單位余弦波之間的關系。
            
如上所述，理想的制動力可以通過按照主缸中的壓力(也就是調壓器壓力)來控制各個控制電磁閥(即閥門SFR，閥門SFL，閥門SRR以及閥門SRL)中增壓和減壓的時間而實現。按照對應共振頻率的周期對控制電磁閥中壓力的增、減進行控制，同時增加或是降低控制電磁閥中用于獲得平均制動力的壓力，就可以激勵很小量的制動壓力。
            
具體地說，按圖15所示，在增壓模式和降壓模式之間的切換是按照微量激勵的每半個周期T/2(例如24ms)一次來執行的。在模式切換的瞬間，增壓指令信號在增壓時間周期ti期間被輸出到閥門，減壓指令信號在減壓時間周期tr期間被輸出到閥門。在其余的時間內輸出保持指令信號。平均制動壓力是根據對應主缸壓力(即調壓器壓力)的增壓時間ti和減壓時間tr之比來確定的。在增壓模式和降壓模式之間按照對應共振頻率的每半個周期T/2進行切換，從而在平均制動壓力附近獲得很小的振動。
            
制動壓力的微量幅值Pv是按照主缸中的壓力(即調壓器壓力)，圖15中所示的增壓時間ti長度以及減壓時間tr長度之間的預定關系來確定的。因此，圖4所示的制動壓力微量幅值檢測部42可以由一個表的形式來實現，在表中按照主缸中的壓力(即調壓器壓力)，增壓時間ti以及減壓時間tr來產生制動壓力微量幅值Pv。
            
正如上文所述，微量增益Gd和摩擦轉矩梯度之間基本上成正比。因此，圖4中的摩擦轉矩梯度計算部56可以用一個乘法器來實現，通過與計算的微量增益Gd相乘而產生適當的比例系數。微量增益Gd會隨著輪速的下降而增大。如果根據輪速來改變比例系數，就能始終準確地計算摩擦轉矩梯度，與輪速無關。
            
以下要說明按照本發明第一方面第三實施例的摩擦轉矩估算裝置的工作原理。
            
如果按共振頻率ω∞激勵很小量的制動力，微量增益計算部22計算微量增益Gd，而摩擦轉矩梯度計算部56可將微量增益Gd轉換成摩擦轉矩梯度，并且輸出這種制動轉矩梯度。
            
如上所述，在第三實施例中可以方便地計算出精確地代表車輪運動動態特性的摩擦轉矩梯度。因此，這種技術可以用于按照摩擦狀態執行各種控制的各種情況。
            
例如，如果在圖1的ABS控制裝置14或是圖2的ABS控制裝置15中采用轉矩梯度計算部56的計算結果，就可以獲得與第一和第二實施例的ABS控制器相同的效果。
            
除了ABS控制系統之外，摩擦轉矩梯度計算部56還可以用于例如一種報警裝置，它可以根據代表估算的摩擦轉矩梯度的數值向駕駛員發出關于制動的報警信號。
            
盡管本發明是按照解釋性實施例加以說明的，但是本發明并不僅限于這些實施例。在不脫離本發明原理的條件下還可以對這些實施例作出各種變更。
            
例如，盡管在上述實施例的ABS控制器中采用了峰值μ控制方式，從而使摩擦轉矩梯度等于或是接近于零，也可以執行一種使摩擦轉矩梯度變成一個非零參考值的控制方式。
            
在按照第一實施例的轉矩梯度估算裝置8或是第三實施例的轉矩梯度估算裝置57計算的摩擦轉矩梯度來確定限度時，也可以使用第二實施例的限度確定裝置55。
            
盡管微量激勵裝置是通過在控制電磁閥的增壓模式和減壓模式之間進行切換來實現的，如果采用一種按照激勵信號膨脹和收縮的壓電式激勵器，也可以直接向制動盤施加很小的激勵。
            
發明的第二方面以下要參照附圖詳細說明按照本發明第二方面的控制起始點確定裝置。[第二方面第一實施例]圖19表示按照本發明第二方面第一實施例的控制起始點確定裝置的結構。
            
如圖19所示，第一實施例的控制起始點確定裝置5包括輪速檢測裝置10′，它按照預定的采樣頻率τ檢測車輪速度；轉矩梯度估算裝置12′，它根據輪速檢測裝置10′檢測到的關于車輪速度的時序數據估算出摩擦轉矩梯度；以及確定裝置17，用于在估算的摩擦轉矩梯度和一個參考值之間進行比較，從而確定控制裝置14′(其中包括防閉鎖制動控制器和下文所述的牽引控制器)的控制起始點或是結束點。
            
轉矩梯度估算裝置12′在采樣時間的一個周期內采用公式(9)按照關于被測輪速的時序數據計算出關于車輪加速度的物理參數，并且按照發生在一個采樣時間周期內的車輪加速度根據公式(10)計算出關于發生在一個采樣時間周期內的變化的物理參數[步1]。進而，采用步驟1中計算的物理參數，可以用公式(11)計算出兩個物理參數，它們代表關于車輪加速度的物理參數隨時間的變化以及關于車輪加速度變化的物理參數隨時間的變化[步2]，根據這些物理參數就能估算出摩擦轉矩梯度。
            
圖20表示一輛車，在車上裝有具備上述結構的控制起始點確定裝置，在其中將控制起始點的確定結果用于防閉鎖制動控制或是牽引控制。
            
圖20中所示車體的第一至第四車輪上分別裝有制動盤152，154，158和156；前輪油缸144和146；后輪油缸148和150；以及作為輪速檢測裝置10′的輪速傳感器10a，10b，10c和10d。輪速傳感器10a，10b，10c或是10d可以檢測出固定在車體上的第i(i表示車輪號，i＝1，2，3，4)個車輪速度的時序數據ωi[k](k是采樣時間點；k＝1，2，...)。
            
用于提供制動力的制動液體管道被連接到前輪油缸144和146以及后輪油缸148和150，并且連接到液壓制動線路99。總之是由這些車輪油缸按照從液壓制動線路99接收到的油壓向各個制動盤提供制動壓力。
            
輪速傳感器10a，10b，10c和10d被連接到轉矩梯度估算裝置12′，后者被連接到確定裝置17。
            
用于輸出實現防閉鎖制動控制或是TRC(牽引)控制的控制信號的一個ABS/TRC控制器18被連接到確定裝置17。液壓制動線路99被連接到ABS/TRC控制器18。
            
液壓制動線路99向各個車輪油缸提供對應施加到制動踏板118上的腳踏力的壓力。在執行牽引控制或是防閉鎖制動控制時，液壓制動線路99切換液壓線路，以便按照從ABS/TRC控制器18接收的控制信號來控制提供給車輪油缸的壓力。
            
圖20中所示的車體發動機上裝有一個主節流閥32，用于和加速踏板36一起控制發動機的吸氣量。在主節流閥32上游設有一個副節流閥28。由連接到ABS/TRC控制器18的副節流閥驅動器26來控制這一副節流閥28打開或是關閉。
            
在非牽引控制時，用一個恢復彈簧(未示出)將副節流閥28置于滿負荷狀態。在牽引控制時按照從ABS/TRC控制器18接收到的控制信號來控制副節流閥28開/關動作的程度。
            
主節流閥32和副節流閥28各自設有主節流閥位置傳感器34和副節流閥位置傳感器30，用于檢測閥門打開或是關閉的位置。主節流閥位置傳感器34和副節流閥位置傳感器30被連接到用于控制發動機及其傳動的發動機傳動控制器24。發動機傳動控制器24和ABS/TRC控制器18被彼此雙向地連接到一起，并且由發動機傳動控制器24根據閥門開/關動作的程度通過ABS/TRC控制器18來控制車體的發動機。
            
以下要參照圖21詳細說明按照本發明第二方面的系統液壓線路結構。
            
這一線路與按照第一方面的對應線路的唯一區別在于設有從蓄能器上伸出的高壓線路STR 129。因此僅需要說明這種區別，省略了對線路其他部分的說明。
            
如圖21所示，按照本發明第二方面的系統液壓線路包括閥門STR 129，并且將連接到蓄能器108的高壓線路167連接到這一閥門STR 129上。在ABS模式下，用閥門STR 129來切換閥門，將調壓線路168中的高壓提供給閥門SA3。在TRC模式下，用閥門STR 129來切換閥門，將高壓提供給閥門SA3，此時與施加在高壓線路167上的腳踏板力無關。因此，在TRC模式下，即使駕駛員沒有踩下制動踏板118，高壓也可以被提供給各個后輪油缸。
            
在正常制動模式下，用閥門SA3切換閥門，把后主壓力線路166的主壓力提供給閥門SRL和閥門SRR。在ABS(或是TRC)模式下，用閥門SA3切換閥門，把通過閥門STR接收到的壓力(在ABS模式下是調壓線路168中的壓力，而在TRC模式下是高壓線路167中的壓力)提供給閥門SRL和閥門SRR。總而言之，編成一組的后輪是在正常制動模式和ABS(或是TRC)模式之間切換的。
            
轉換電磁閥SA1，SA2，SA3，STR以及控制電磁閥SRL，SRR，SFL，SFR都被連接到ABS控制器18。這些閥門的打開/關閉動作或是位置是按照從ABS/TRC控制器18接收的控制信號進行切換的。
            
以下要參照圖23所示的流程來解釋實行ABS控制的第一例控制方式，在其中使用了圖20所示的按照本發明第二方面的車體。在實行ABS控制的區域內，車輪加速度(ωi[k]-ωi[k-1]/τ)是負值，而這種邏輯是在車輪加速度為負值時執行的。
            
如圖23所示，由圖20中的確定裝置14確定轉矩梯度估算裝置12估算的摩擦轉矩梯度k是否小于一個參考值E(＞0)(步300)。在圖22所示制動作用跟隨峰值摩擦系數μ的ABS控制區域內，這一參考值E相當于代表相對于滑動速度下限值的摩擦轉矩梯度值。
            
如果確定的摩擦轉矩梯度k大于參考值E(步300中為NO)；也就是說，在制動作用跟隨峰值摩擦系數μ的區域中，如果摩擦轉矩梯度處在小于該區域下限值的滑動速度區域內，轉換閥門(圖21中的SA1，SA2，SA3)就被設定在非ABS模式(步302)。在這種情況下把對應主壓力的制動力提供給車輪油缸。
            
反之，如果確定的摩擦轉矩梯度k小于參考值E(步300中為YES)；也就是說，如果摩擦轉矩梯度處在制動作用跟隨峰值摩擦系數μ的滑動速度區域中，轉換閥門就被設定到ABS模式(步304)，并且降低制動力(步306)。當制動力被降低時，圖3中閥門SFL，SFR，SRL，SRR的增壓閥132a，134a，140a，142a就被關閉，而這些閥門的減壓閥132b，134b，140b，142b被打開。這樣，低壓線路162中的油壓就可以提供給各個車輪油缸，從而使制動轉矩下降。
            
在圖23所示的ABS模式下，如果摩擦轉矩梯度k大于參考值E，就認為摩擦系數偏離了峰值摩擦系數μ，因而不能啟動ABS。反之，如果摩擦轉矩梯度k小于參考值E，就認為制動力施加的程度使摩擦系數接近或是超過了峰值摩擦系數μ，此時就將模式切換到ABS模式。然后降低制動力。此后就能執行跟蹤峰值摩擦系數μ的制動作用，并且能防止輪胎發生閉鎖。
            
以下要參照圖24的流程來解釋第二例控制方式，在其中使用圖20所示的車體來實行ABS控制。
            
如圖24所示，由圖20中的確定裝置17確定轉矩梯度估算裝置12估算的摩擦轉矩梯度k是否小于參考值E(＞0)(步310)。
            
如果確定的摩擦轉矩梯度k大于參考值E(步310中為NO)，轉換閥門(圖21中的SA1，SA2，SA3)就被設定在非ABS模式(步312)。在這種情況下把對應主壓力的制動力提供給車輪油缸。
            
反之，如果確定的摩擦轉矩梯度k小于參考值E(步310中為YES)；也就是說，如果摩擦轉矩梯度處在開始ABS控制的區域中，轉換閥門就被設定到ABS模式(步314)。進而要確定摩擦轉矩梯度k是否小于另一個參考值-e(＜0，e＜E)(步316)。
            
如果確定的摩擦轉矩梯度k小于參考值-e(步316中為YES)；也就是說，確定了制動力施加的程度使摩擦系數超過了峰值摩擦系數μ，就降低制動力(步318)。然后，程序回到步310，并且執行相同的程序。
            
反之，如果確定的摩擦轉矩梯度大于參考值-e(步316中為NO)，就要確定摩擦轉矩梯度是否超過了又一個參考值e(＞0)(步320)。
            
如果確定的摩擦轉矩梯度k大于參考值e(步320中為YES)；也就是確定了摩擦系數稍微偏離了峰值摩擦系數μ，就增加制動力(步322)。然后，程序回到步310，并且執行相同的程序。在制動力增加時，圖21中閥門SFL，SFR，SRL，SRR的減壓閥132b，134b，140b，142b就被關閉，而這些閥門的增壓閥132a，134a，140a，142a被打開。這樣，高壓調壓線路168中的油壓就可以提供給各個車輪油缸，從而使制動力增加。
            
如果確定的摩擦轉矩梯度k小于參考值e(步320中為NO)；也就是說，摩擦轉矩梯度處在包括零的峰值摩擦系數μ區域內(也就是從-e到e的范圍)，就保持目前的制動力(步324)。程序再次回到步210，并且執行相同的程序。在保持制動力時，圖21中閥門SFL，SFR，SRL，SRR的減壓閥132b，134b，140b，142b和增壓閥132a，134a，140a，142a被關閉。這樣就能保持提供給各個車輪油缸的油壓。
            
如上所述，圖24的ABS控制方式在摩擦轉矩梯度變成小于參考值E時開始ABS控制，并且還要確定ABS控制的起始點，以便降低，保持或是增加制動力，使摩擦轉矩梯度保持在包括零的峰值摩擦系數μ區域內。這樣就能實現比圖23所示的ABS控制方式更精確的制動作用，并且能夠跟蹤峰值摩擦系數μ，還可以在最小制動距離內實現穩定的制動操作。
            
以下要參照圖25所示的流程來解釋一例實行TRC控制的方式，在其中使用了圖20中按照本發明第二方面的車體。在實行TRC控制的區域內，車輪加速度是正值，而這種邏輯是在車輪加速度為正值時執行的。
            
如圖25所示，由圖20中的確定裝置17確定轉矩梯度估算裝置12估算的摩擦轉矩梯度k是否小于一個參考值F(＞0)(步330)。在實行TRC，并且將摩擦轉矩梯度維持在預定范圍(見圖22中的牽引控制區域)內的情況下，這一參考值F被確定為摩擦轉矩梯度上限值。
            
如果確定的摩擦轉矩梯度k大于參考值F(步330中為NO)；轉換閥(圖21中的SA1，SA2，SA3)就被設定在非TRC模式(步332)，并使圖20中的副節流閥28處于完全打開狀態(步334)。這樣，在非TRC模式下，車輛就會進入正常行駛狀態，在此時把對應主壓力的制動力提供給車輪油缸，并且僅僅靠圖20中的主節流閥32的打開/關閉程度來控制提供給發動機的氣流量。
            
反之，如果確定的摩擦轉矩梯度k小于參考值F(步330中為YES)；也就是說，如果摩擦轉矩梯度處在開始TRC控制的區域中，轉換閥門就被設定到TRC模式(步336)。
            
圖20中的ABS/TRC控制器18控制副節流閥28打開的程度，從而使估算的摩擦轉矩梯度符合參考值(步338)，并且通過對控制電磁閥的控制來調節制動力，使估算的摩擦轉矩梯度符合參考值(步340)。在這種情況下，即使駕駛員沒有踩下制動踏板118，仍可以根據需要提供制動力。
            
特別是在步338到340的控制操作中，用確定裝置17將摩擦轉矩梯度與參考值相比較，并且確定一個定時(也就是控制起始點)，ABS/TRC控制器18按照這一定時來增加/降低制動力，或是根據上述比較結果來調節副節流閥28打開的程度。
            
如上所述，圖7中的TRC是按照摩擦轉矩梯度來執行的，從而防止車輪的運動范圍超過峰值摩擦系數μ，因此可以維持穩定的車輛狀態。
            
按照上文所述本發明第二方面的第一實施例，摩擦轉矩梯度是僅僅根據關于車輪速度的時序數據來估算的。按照代表摩擦轉矩梯度的數值確定ABS或是TRC控制的起始點，并且以此為依據來確定增加/降低制動力或是調節副節流閥打開程度的起始點。因此，即使是摩擦系數μ達到最大值時的滑動速度由于車輛行駛的路面狀態而發生了變化，摩擦轉矩梯度在峰值摩擦系數μ處變為零的條件仍然是不變的。這樣就能實現穩定的ABS或是TRC控制。
            
另外，在本實施例中不需要估算車速。因此可以避免慣用技術中固有的以下問題；例如，在現有技術中，為了估算車速，制動力必須按較低的頻率增加和降低，直到根據輪速計算的速度Vw達到或是接近實際的車速Vv*；以及車輪被長時間閉鎖的問題，或是在準備與參考速度比較的車速明顯地偏離實際車速時為了恢復解鎖狀態而使制動力急劇降低的問題。這樣就能實現舒適的ABS控制。[第二方面的第二實施例]第二實施例的目的是將第一實施例的控制起始點確定裝置應用于控制制動力的ABS，從而在激勵制動力時按照輪速的振動特性跟蹤峰值摩擦系數μ。
            
圖26表示采用了第二實施例的控制起始點確定裝置5的ABS結構。其中與第一實施例中相同的部件采用了相同的符號，并且在此省略了對這些部件的說明。
            
參見圖26，按照第二實施例的車體包括微量制動力激勵指令計算部252，用于計算一個微量制動力激勵幅值指令信號Pv，用來傳遞由駕駛員給定的制動力，在輪胎有效嚙合時產生的微小振動具有與車輪速度的共振頻率f1相同的頻率，一個幅值檢測部254用于檢測被測輪速中共振頻率分量f1的幅值ωwv；以及一個制動力降低指令信號計算部250，用于根據檢測值ωd和微量制動力激勵幅值指令Pv計算出制動力降低指令信號Pr。
            
按照從制動力降低指令信號計算部250接收到的制動力降低指令信號Pr，由駕駛員的操作部256以及從微量制動力激勵指令計算部252接收到的微量制動力激勵幅值指令信號Pv來產生制動力Pd，制動力降低指令信號計算部250和微量制動力激勵指令計算部252產生一個制動力指令信號，它是受到控制的車輛運動系統258的一個輸入，并且被連接到一個制動閥驅動器260，以便將由此產生的制動力指令信號提供給車輛運動系統258。
            
微量制動力激勵指令計算部252被連接到控制起始點確定裝置5的確定裝置17，并且按照確定裝置17確定的控制起始點向制動閥驅動器260發出關于制動力激勵開始/停止的指令信號。
            
在第二實施例中，微量制動力激勵指令計算部252計算微量制動力激勵幅值指令信號Pv，用來傳遞由駕駛員給定的制動力，在輪胎嚙合時產生的微小振動具有與車輪速度的共振頻率f1相同的頻率，并且用來傳遞由駕駛員給定的制動力，在輪胎有效嚙合時產生的微小激勵具有與車輪速度的共振頻率f1相同的頻率。這樣就可以根據制動力的放大特性檢測出共振頻率f1的變化。
            
如圖28所示，對于車輪共振系統的頻率特性來說，當摩擦系數μ接近其峰值時，車輪速度在共振頻率處的增益峰值就會下降。進而，如果摩擦系數μ超過了峰值，共振頻率就會相對于輪胎嚙合時的共振頻率f1向高頻側移動。在輪胎嚙合時的共振頻率f1分量的情況下，當摩擦系數μ接近其峰值時共振頻率f1分量的幅值就會降低。因此，根據出現在車輪速度中的共振頻率f1的微小振動分量的增益就能檢測出摩擦系數μ接近其峰值的情況。
            
如圖14所示，幅值檢測部254包括一個帶通濾波器75，它的通頻帶被設定在一個預定的范圍，其中包括輪胎嚙合時的車輪速度的共振頻率f1，一個全波整流器76用于對帶通濾波器75的輸出整流，以及一個低通濾波器77，用于平滑全波整流器76的輸出，并且將AC信號轉換成DC信號。由于幅值檢測部254僅僅檢測輪胎嚙合時的車輪速度的共振頻率f1分量，并且用DC信號的形式輸出檢測到的車輪速度共振頻率f1分量，其檢測值ωwv相當于共振頻率f1分量的幅值。
            
如圖29所示，制動力降低指令信號計算部250包括一個計算部268，用于計算一個微量增益gd，它代表檢測值ωwv與微量制動力激勵幅值指令信號Pv的比例，一個PI控制器270，它采用微量增益gd與一個參考值gs之間的差gd-gs，比例增益Gpri以及GIri通過比例積分控制計算出一個降低的制動力，以及一個正值消除部272，它可以消去正值而僅僅采用負值，以便防止提供制動力的范圍使超過駕駛員給定的制動力Pd，并且用制動力降低指令信號Pr的形式輸出這些負值。
            
以下要參照圖27所示的流程說明本發明第二方面第二實施例的控制流程。
            
如圖27所示，用圖26中的確定裝置17來確定轉矩梯度估算裝置12估算的摩擦轉矩梯度是否小于一個參考值G(步350)。這一參考值G是根據代表相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度值來確定的，用這一參考值G來決定何時開始激勵制動力。
            
如果摩擦轉矩梯度小于參考值G(步350中為YES)，微量制動力激勵指令計算部252就發出激勵指令。制動閥驅動器260在接收到這一指令時就按照車輪速度的共振頻率f1激勵一個很小量的制動力(步352)。
            
如果微量增益gd大于參考值gs(步354中為YES)；也就是說，如果在微量制動力激勵幅值指令信號Pv激勵制動力時得到的檢測值ωd大于一個參考值gsPv(其中的ωd是轉速，其單位是[rad/s]，Pv是壓力或轉矩，其單位是[Pa]或是[Nm])，就按圖28中解釋的情況認為輪胎是嚙合的，并且保持一個平均制動力Pm(步358)。與此相反，如果微量增益gd小于參考值gs(步354中為NO)；也就是說，如果在微量制動力激勵幅值指令信號Pv激勵制動力時得到的檢測值ωd小于參考值gsPv，就意味著摩擦系數μ正在接近其峰值，此時就要降低平均制動力Pm(步356)。
            
在步350中，如果摩擦轉矩梯度被保持在小于參考值G的值，就執行使制動力跟蹤峰值摩擦系數μ的控制，同時維持制動力的微量激勵。然而，如果摩擦轉矩梯度超過了參考值G(步350中為NO)，就認為車輛處于嚙合狀態，而制動力已經偏離了峰值摩擦系數μ，在此時就停止激勵制動力(步360)。
            
如圖30A所示，在圖27所示的制動力控制操作期間提供的平均制動力Pm可以用下式來表示Pm＝Pd+Pr，Pr≤0.
            
由于制動力降低指令Pr一直是負值，這樣就不會提供平均制動力Pm，因此也就不會超過駕駛員給定的制動力Pd。在這種ABS控制操作中，在駕駛員給定的制動力與振動量很小的制動力之和被提供給車輪時，如果摩擦系數μ達到了它的峰值，就降低平均制動力。這樣就能阻止制動力進一步增加，從而避免輪胎發生閉鎖。
            
進而，在上述制動力控制的操作中，從圖30A中可以看出，當步350中為YES時，從微量激勵的起始點開始，很小的振動分量Pv已經被疊加在制動力Pb上了。
            
與此相反，從圖30B中采用普通微量激勵方法的ABS制動力隨時間的振動中可以看出，很小的激勵分量Pv是從響應駕駛員的制動動作向車輪提供制動力的時間點開始疊加到制動力Pb上的。如果象慣用的ABS中那樣在制動動作之后馬上激勵很小量的制動力，所需的制動力激勵時間就要比第二實施例長。如果在踩下制動踏板時不需要ABS控制，微量激勵的制動力就沒有用了。
            
在第二實施例中，由于是從確定裝置17根據摩擦轉矩梯度確定的控制起始點上開始激勵很小量的制動力，在短時間內可以激勵很小量的制動力，而不會降低峰值摩擦系數μ的檢測精度。
            
本發明并不僅限于以上這些實施例。盡管在上述說明中是將本發明用于ABS和TRC，本發明仍可以用于除ABS和TRC之外的其他領域，用來控制車輪的運動，使其進入預定的預定狀態。
            
盡管在本發明中對通過調節副節流閥的打開程度和調節制動力來實現TRC的技術采用了本發明的控制起始點確定裝置，本發明還可以用于另一種實現TRC的技術，在其中可以調節副節流閥的打開程度或是調節制動力。
            
此外，上述實施例還可以用于火車等等車輛。關于第二方面的試驗圖31A到34C表示采用上述實施例的控制起始點確定裝置相對于確定的控制起始點執行的緩慢制動，快速制動以及逐步制動的試驗結果，假設初始的車輪速度是50rad/s。在這種試驗中，摩擦轉矩梯度k的參考值被設定為50。也就是說，將k＜50的時間點確定為開始ABS控制的時間點，從此時開始降低制動力。由于試驗的目的僅僅是要確定這種時間點，并沒有執行實際的ABS控制。
            
圖31A到31C表示緩慢施加制動力時的輪速，車速，滑差率，以及摩擦轉矩梯度隨時間的振動，在此時沒有發生車輪閉鎖。在這種情況下，經過兩秒之后，即使滑差率由于施加制動力的結果而出現增加的趨勢，摩擦轉矩梯度在施加制動力的時間點附近仍至少能達到150的值，而不會出現小于參考值50的值。因此，在這種情況下不能確定ABS控制的開始。
            
圖32A到32C表示在車輪不至于閉鎖的情況下施加快速制動時的輪速，車速，滑差率，以及制動轉矩梯度隨時間的變化。在這種情況下，經過兩秒之后，即使滑差率由于施加了比圖31A到31C更強的制動力的結果而出現增加的趨勢，摩擦轉矩梯度在施加制動力的時間點附近仍至少能達到110的值，而不會出現小于參考值50的值。因此，在這種情況下不能確定ABS控制的開始。
            
圖33A到33C表示在車輪發生閉鎖的情況下施加快速制動時的輪速，車速，滑差率，以及制動轉矩梯度隨時間的變化。在這種情況下，輪速和車速之間的差在施加快速制動的2.2秒時出現增加，而滑差率在此時急劇會增加。從滑差率急劇增加的那一時間點開始，摩擦轉矩梯度急劇下降，并且從時間t1起降到小于參考值50的值。從圖33A到33C中可以看出，實際上只要從時間t1開始降低制動力，即使是在車輪發生閉鎖的滑差率區域內仍可以防止車輪閉鎖。
            
圖34A到34C表示在車輪發生閉鎖的情況下逐步施加制動時的輪速，車速，滑差率，以及制動轉矩梯度隨時間的變化。在這種情況下，滑差率在施加制動力的2.5秒以后緩慢地增加，并且滑差率在經過3.2秒以后急劇地增加。摩擦轉矩梯度從滑差率急劇增加的時間點開始急劇下降，并且從時間t2開始降到小于參考值50的值。從圖34A到34C中可以看出，實際上只要從時間t2開始降低制動力，即使是在車輪發生閉鎖的滑差率區域內仍可以防止車輪閉鎖。
            
從圖31A到34C的試驗結果中可以看出，本發明的控制起始點確定裝置5可以通過適當地設定摩擦轉矩梯度的參考值而精確地確定車輪是否發生閉鎖，并且在車輪發生閉鎖之前準確地確定ABS控制的起始點。
            
圖35A到37B表示在低摩擦系數μ的路面和中等摩擦系數μ的路面上針對本實施例的控制起始點確定裝置的控制起始點確定方法和慣用的車輪減速度方法中使用的控制起始點確定方法之間的比較所執行的試驗。
            
圖35A和35B表示在低摩擦系數μ的路面上逐步施加Tb＝400Nm的制動轉矩時前輪所處的狀態。圖35A表示輪速和車速隨時間的變化，圖35B表示摩擦轉矩梯度和車輪減速度隨時間的變化。
            
如圖35A所示，輪速和車速之間的差別(也就是滑動速度)在經過1秒之后急劇地增加。在此時之后，車輪就會移到可能發生閉鎖的滑動速度范圍內。隨著滑動速度的增加，圖35B中所示的摩擦轉矩梯度和車輪減速度出現下降。從圖35B中可見，摩擦轉矩梯度在時間T1時降到小于參考值(50)的值，這一時間處在車輪減速度降到小于參考值的值的時間S1之后。在本實施例中，ABS控制從時間T1開始。在現有技術中，ABS控制從時間S1開始。
            
從圖35A和35B中可見，ABS控制的起始點在本實施例和現有技術中都是在車輪發生閉鎖之前確定的。但是，從慣用的方法中可以看出，制動力的減速起始點被確定在一個不必要的早期時間點上。
            
圖36A和36B表示在低摩擦系數μ的路面上逐步施加Tb＝200Nm的制動轉矩時后輪所處的狀態。圖36A表示輪速和車速隨時間的變化，圖36B表示摩擦轉矩梯度和車輪減速度隨時間的變化。
            
如圖36A所示，輪速和車速之間的差別(也就是滑動速度)在經過1秒之后逐漸增加，并且這種差別從2.2秒附近急劇地增加。也就是說，在2.2秒之后，車輪就會移到可能發生閉鎖的滑動速度范圍內。摩擦轉矩梯度在車輪移到該滑動速度區域的時間T2時降到小于參考值(50)的值，但是車輪減速度并沒有降到小于參考值的值。在圖36A和36B的條件下可以看出，本實施例可以在車輪閉鎖之前精確地確定控制起始點，而現有技術的方法卻不能精確地確定控制起始點。
            
圖37A和37B表示在中等摩擦系數μ的路面上逐步施加Tb＝700Nm的制動轉矩時前輪所處的狀態。圖37A表示輪速和車速隨時間的變化，圖37B表示摩擦轉矩梯度和車輪減速度隨時間的變化。
            
如圖37A所示，經過1秒之后，輪速和車速之間就出現了差別。此后，這一差別(也就是滑動速度)逐漸降低。也就是說，在這種情況下車輪不會發生閉鎖。
            
從圖37B中可見，摩擦轉矩梯度在輪速和車速之間出現差別的時間點上仍然保持大于參考值(50)。然而，經過1秒之后，車輪減速度在輪速和車速之間出現差別的時間點上變成了小于參考值。也就是說，在圖37A和37B的情況下車輪不會發生閉鎖。然而，盡管在本實施例中可以準確地確定車輪不會發生閉鎖，但是慣用的方法已經確定了控制的起始點。
            
從這些試驗的結果可以顯示出在本實施例中能夠準確和穩定地確定控制的起始點，與根據車輪減速度的慣用確定方法相比，本實施例與路面摩擦系數μ的狀態或是制動作用的程度無關。很顯然，即使是將其用于激勵很小量制動力的TRC或是ABS控制，本實施例的確定方法仍具有與普通ABS控制相同的優異效果。
            
本發明的第三方面以下要參照附圖詳細說明按照本發明第三方面的防閉鎖制動控制器的一個實施例。
            
圖38示意性地表示了一輛車，在車上裝有按照本發明第三方面的防閉鎖制動控制器。如圖38所示，本實施例的車包括裝有制動踏板118的液壓制動線路99，分別固定在左前輪(FL)，右前輪(FR)，左后輪(RL)，和右后輪(RR)上的輪速傳感器10a，10b，10c，10d，用于檢測車輪的轉速(也就是輪速)。連接到液壓制動線路99的制動液體線路分別連接到為各自的制動盤152，154，156，158提供制動壓力的各個車輪油缸144，146，156和158。
            
輪速傳感器10a到10d根據脈沖編碼器或是脈沖發生器構成的位置傳感器檢測到的車輪旋轉位置檢測出對應輪速或是車速的物理參數(例如一種脈沖信號)。也可以用一種所謂瞬時速度觀測方法來代替上述慣用的方法。在瞬時速度觀測方法中按照一定時間間隔讀出位置傳感器的值，通過當前讀出值和前一讀出值之間的差獲得車輪的速度。
            
按照公開文獻中記載的細節(“Instantaneous-speed Observer withHigh-order Disturbance Compensation Capability，”Imano and Hori，Institute of Electrical Engineers，proceedingsD，Vol.6，pg.112，1994)，觀測器(也就是狀態監視設備)被裝在一個旋轉體的動態模型上。根據通過脈沖傳感器的脈沖之間的間隔時間估算出瞬時速度。即使沒有從位置傳感器接收到脈沖，利用這種瞬時速度觀測器仍然可以測量速度。在慣用的方法中，具有連續參數特點的旋轉位置是采用位置傳感器的分辨力所決定的離散值的形式來檢測的，因此，在檢測速度或是量化噪聲時存在時間上的滯后。而上述瞬時速度觀測器可以避免這類問題。
            
本實施例的ABS進一步包括ABS控制裝置300，它通過控制液壓制動線路99來實現防閉鎖制動控制；左前(FL)輪制動力指令部314和右前(FR)輪制動力指令部315，用于估算提供給FR和FL輪的制動力，并且用指令信號的形式輸出對應這種估算制動力的值；左前(FL)輪制動力伺服部312和右前(FR)輪制動力伺服指令部313，用于輸出控制信號，使提供給一個前輪的制動力跟隨另一個前輪的制動力指令部指定的指定力；以及左后(RL)輪速度伺服部321和右后(RR)輪速度伺服指令部322，用于輸出控制信號，使RL和RR輪的輪速跟隨FL和FR輪各自的輪速。
            
如圖40所示，指定力伺服裝置312和313各自包括一個差分計算器60，用于計算兩個輸入信號之間的差，一個補償器61用于計算準備輸出到ABS控制裝置300的轉矩指令信號Pt(Pt1，Pt2，其中的t1代表左前輪，而t2代表右前輪)，從而將計算的差值降到零，以及一個制動力估算裝置62，用于估算作用在前輪(即左前輪或是右前輪)上與路面形成反作用力的制動力Pf′(Pf1′和Pf2′)。
            
制動力指令部315和314被連接到前輪制動力伺服裝置312和313的差分計算器60的輸入端，從而將一個前輪的制動力伺服裝置連接到另一前輪的制動力指令部。進而將制動力估算裝置62的輸出端也連接到差分計算器60的輸入端。具體地說，就是用各個差分計算部60計算出相對的前輪的制動力指令部315，314估算的制動力Pf(Pf2，Pf1)與制動力估算裝置62估算的制動力之間的差Pf-Pf′(即為Pf2-Pf1′，Pf1-Pf2′)。
            
補償器61的輸出端被連接到ABS控制裝置300和制動力估算裝置62。制動力估算裝置62的輸入端被連接到FL輪的輪速傳感器10a或是FR輪的輪速傳感器10b。具體地說，用制動力估算裝置62按照公式55所表示的動態模型根據作用在各個前輪上的轉矩值Pt和各個前輪的輪速ωw估算出作用在各個前輪上的制動力。
            
借助于圖40的結構，各個前輪的制動力伺服裝置312和313可以執行一種反饋控制(也就是制動力跟蹤控制)，從而使一個前輪和另一前輪之間存在的制動力差變為零。
            
如圖41所示，輪速伺服裝置321和322各自包括一個差分計算器63，用于計算兩個輸入信號之差，一個補償器64用于計算準備輸出到ABS控制裝置10的轉矩指令信號Pt(Pt3，Pt4，其中的t3代表左后輪，而t4代表右后輪)，從而將計算的差值降到零，以及一個制動力估算裝置65，用于估算作用在后輪(即左后輪或是右后車)上與路面形成反作用力的制動力Pf″(Pf3″和Pf4″)。
            
輪速伺服裝置321，322的差分計算部63的輸入端被連接到各個后輪的后輪傳感器10c，10d和同一側的對應前輪的前輪傳感器10a，10b。具體地說，輪速伺服裝置321和322的差分計算部63分別計算出左前輪的輪速ωw1與左后輪的輪速ωw3之間的差(ωw1-ωw3)和右前輪的輪速ωw2與右后輪的輪速ωw4之間的差(ωw2-ωw4)。
            
補償器64的輸出端被連接到ABS控制裝置300和制動力估算裝置65。制動力估算裝置65的輸入端被連接到補償器64。用這一制動力估算裝置65按照車輪的動態模型根據作用在各個后輪上的轉矩值Pt和輸入的各個后輪的瞬時輪速ωw估算出作用在各個后輪上的制動力。然后將由此估算出的制動力輸入到補償器64。補償器64根據制動力估算裝置65估算的制動力計算出轉矩指令值，從而把后輪之間的輪速差降到零。
            
借助于圖41的結構，各個后輪的輪速伺服裝置321和322可以執行一種反饋控制(也就是制動力跟蹤控制)，從而使一個前輪和對應的后輪之間存在的制動力差變為零。
            
如果在圖39到41所示的ABS中采用用于估算制動力的估算裝置(例如制動力估算裝置和制動力指令部)根據反映輪速的離散脈沖信號來估算制動力，就需要使用上述的瞬時速度觀測器，以便在沒有脈沖信號輸入的時間期間使用車輪的動態模型估算出瞬時的制動力。這樣就能防止由于量化誤差造成控制性能的惡化。
            
以下要參照圖39說明ABS控制裝置300的具體結構。
            
如圖39所示，ABS控制裝置300包括制動力指令部346和351，用于將從制動力伺服裝置312和313接收的轉矩指令信號Pt1和Pt2轉換成準備發送給控制電磁閥134和132的指令信號，用來控制各個車輪的制動力。具體地說，從制動力伺服裝置發出的轉矩指令信號被轉換成增壓或減壓時間指令信號，在下文所述的控制電磁閥被連接到高壓或低壓源時使用。FL輪和FR輪的制動力指令部346和351分別被連接到指令轉換部349和354。
            
ABS控制裝置300還包括制動力指令部355和356，用于將從前輪的輪速伺服裝置321和322接收到的轉矩指令信號Pt3和Pt4轉換成準備發送給控制電磁閥142和140的指令信號，用來控制提供給與相應的前輪處在同一側的后輪的制動力。也就是說，制動力伺服裝置發出的轉矩指令信號被轉換成增壓或減壓時間指令信號，在下文所述的控制電磁閥被連接到高壓或低壓源時使用。
            
ABS控制裝置300還包括微量激勵指令部348和353。如果達到了滿足開始ABS控制(即ABS起始條件)的條件，微量激勵指令部348和353就向左、右前輪的控制電磁閥134和132發出微量激勵指令Pv1和Pv2，按照路面和車輪構成的振動系統的共振頻率f1產生很小的激勵。ABS控制裝置300進一步設有FL輪幅值檢測部345和FR輪幅值檢測部350，用于檢測由很小量激勵的制動力產生的包括在輪速中的很小的共振頻率f1激勵分量的幅值ωd1和ωd2；以及FL輪制動力降低指令部347和FR輪制動力降低指令部352，用于輸出制動力降低指令Pr1和Pr2，以便在基于幅值ωd1和ωd2的微量增益變成小于預定值時降低制動力。
            
幅值檢測部345和350具有圖14所示的元件和功能。幅值檢測部345和350僅僅在輪胎嚙合時檢測輪速的共振頻率f1分量，并且將檢測的分量轉換成用于輸出的DC信號。因此，幅值檢測部345和350檢測的ωd1和ωd2是右前輪速度的共振頻率f1的幅值。
            
制動力降低指令部347和352各自包括計算微量增益gd(gd1，gd2)的計算部269，也就是幅值檢測部345和350檢測的值ωd(ωd1，ωd2)與微量制動力激勵幅值指令Pv(Pv1，Pv2)之比，與圖29中所示的制動力降低指令計算部250的作用相同；PI控制器270，它利用微量增益gd和一個參考值gs之間的差gd-gs以及一個比例增益Gprl和一個積分增益Gir1，采用比例-積分控制計算出降低的制動力；以及正值消除部272，它可以消除正值，僅采用負值，以便防止提供制動力的范圍超過駕駛員給定的制動力Pd，并且用制動力降低指令信號Pr(Pr1，Pr2)的形式輸出這種負值。制動力降低指令部347和352所構成的電路可以增加或是降低制動力，以便跟蹤峰值摩擦系數μ。按照上述的電路結構，指令信號Pr中可以包括制動力增加指令。
            
如圖39所示，制動力降低指令部347和352分別被連接到指令轉換部349和354。由制動力降低指令Pr1和微量激勵指令Pv1之和構成的指令信號Pb1和制動力降低指令Pr1和微量激勵指令Pv2之和構成的指令信號Pb2通過這些指令轉換部349和354分別被輸入到控制電磁閥134和132。
            
如果微量增益gd大于一個參考值gs；也就是說，如果在由微量制動力激勵幅值指令信號Pv激勵制動力時檢測到的值ωd大于一個參考值gsPv(其中的ωd是轉速，其單位是[rad/s]，Pv是壓力或轉矩，其單位是[pa]或是[Nm])，制動力降低指令部347和352就認為輪胎處于嚙合狀態，并且保持平均制動力Pm。與此相反，如果微量增益gd小于參考值gs；也就是說，如果在由微量制動力激勵幅值指令信號Pv激勵制動力時檢測到的值ωd小于參考值gsPv，就說明摩擦系數μ已經移到了峰值前面的位置，這時就要降低平均制動力Pm(采用很小量激勵的ABS控制)。如果制動力已經偏離了峰值摩擦系數μ，ABS就可以增加制動力，以便接近峰值摩擦系數μ，與駕駛員施加的力無關，這樣就能在最小制動距離內實現穩定的制動。
            
圖39中的指令轉換部349和354向控制電磁閥134和132輸出制動力指令部346和351的指令信號或是附加指令信號Pb1和Pb2。具體地說，在ABS模式下，左前輪和右前輪被切換到制動力伺服裝置312和313的控制，使一個前輪的制動力跟蹤另一前輪的制動力，或是被切換到前述的ABS控制方式，也就是激勵很小量的制動力。在此處禁止兩個前輪同時進入制動力跟蹤控制模式。
            
ABS控制裝置300的各個組成部件被連接到一個主控制部11，以便控制和管理整個ABS系統。這一主控制部11被連接到液壓制動線路99的轉換電磁閥。根據ABS起始的條件，主控制部11在ABS模式或非ABS模式之間切換液壓制動線路99。盡管在圖中沒有表示，主控制部11還被連接到輪速傳感器10a，10b，10c，10d，并且能夠根據輸入的輪速檢測到各個車輪的車輪減速度或是滑差率。
            
制動力降低指令部347和352的制動力降低指令Pr1和Pr2被輸入到制動力指令部314和315。制動力指令部314和315按照接收的制動力降低指令信號來檢測作用在各個車輪上的制動轉矩。按照車輪的動態模型(公式55)，制動力指令部314和315根據檢測到的制動轉矩和輪速估算出各個前輪的制動力。由此估算出的制動力以指令信號的形式被輸出到前輪上，用指令信號的形式將一個前輪的估算制動力發送給另一個前輪。
            
圖9表示了一例液壓制動線路99的結構。
            
按照這種結構，閥門SFL，SFR，SRL，SRR按照來自ABS控制裝置300的指令信號調節增壓閥釋放時間和減壓閥釋放時間的比例。這樣就能控制提供給各個車輪油缸的制動力。在保持制動力時需要控制各個電磁閥，以便同時關閉增壓閥和減壓閥。如果按照與共振頻率f1相同的頻率在增壓，減壓以及壓力保持之間執行切換操作，就可以激勵很小量的制動力。
            
以下參照圖42的流程說明按照本發明第三方面的ABS程序。
            
按照圖42的流程，首先需要確定是否滿足ABS的起始條件(步400)。如果踩下制動踏板118，并且車輪減速度小于一個預定的負值(-a)，就確定滿足了ABS起始條件。
            
如果滿足了ABS起始條件(步400中為YES)，就把轉換電磁閥切換到ABS模式(步402)。總之，就是關閉連接到主壓力線路的閥門SA1和SA2的端口，從而打開同樣連接到閥門SFL和SFR的端口。進而打開連接到主壓力線路166的閥門SA3的端口，從而打開同樣連接到調壓線路168上的端口。
            
此時需要確定車輪轉動方向上的左側路面部位的摩擦系數μ與右側路面部位的摩擦系數μ之間的差別(步404)。在本實施例中，用|Δμ|(|μ1-μ2|；||表示絕對值)代表左側路面部位與右側路面部位之間的摩擦系數μ的差別。為了獲得右側路面部位和左側路面部位各自的摩擦系數μ，摩擦系數μ的值對應著根據滑差率和圖12所示的摩擦系數μ之間的關系計算出的滑差率。另一方面，左側路面部位和右側路面部位之間的差可以根據與摩擦系數μ值有關的物理參數(例如車輪減速度，滑差率，或是滑動速度)來獲得。
            
接著要確定左側路面部位和右側路面部位之間的摩擦系數μ是否有差別；也就是|Δμ|，或是與摩擦系數μ有關的物理參數之間的差是否大于參考值G(G＞0)(步406)。參考值G是預先獲得的，將其作為確定|Δμ|的參考值，用來區別左、右路面部位的運動特性。如果使用與摩擦系數μ有關的物理參數，就需要確定各個物理參數的參考值G。
            
如果|Δμ|大于參考值G(步406為YES)，就通過激勵制動力來實行ABS控制，對具有低摩擦系數μ的路面(即低μ路面)上的前輪施加制動力(步408)。例如圖43所示，如果裂縫路面是由低摩擦系數μ的左側路面和高摩擦系數μ的右側路面構成的(也就是μ1＜μ2)，在實行ABS控制時就激勵一個很小量的制動力，將其提供給左前輪。同時，圖39中的微量激勵指令部348輸出一個微量激勵指令信號，圖39中的指令轉換部349將線路切換到一條線路，指令Pb1通過這條線路傳送到閥門SFL。當左前輪進入閉鎖狀態時，幅值檢測部345檢測到的值ωd就會下降。這時，降低制動力指令部347就輸出降低制動力指令信號，從而使制動力降低，以免左前輪發生閉鎖。
            
如上所述，ABS控制對具有低摩擦系數μ的路面上的前輪激勵很小的量，并且對作用在具有高摩擦系數μ的路面上的前輪上的制動力進行控制，使其跟隨作用在具有低摩擦系數μ的路面上的前輪上的制動力(步410)。在圖43所示的例子中，作用在右前輪上的制動力受到控制，使其跟隨作用在左前輪上的制動力。同時，圖39中的指令轉換部354切換來自制動力伺服裝置313的轉矩指令信號，將其輸出到閥門SFR，制動力指令部314據此來估算作用在左前輪上的制動力。估算的制動力以制動力指令的形式被傳送到右前輪的制動力伺服裝置313。右前輪的制動力伺服裝置313執行反饋控制，從而使作用在左前輪上的制動力與從右前輪接收到的制動力指令之間的差變為零。
            
按照這種方式來控制作用在高摩擦系數μ的路面上的車輪上的制動力，使其跟隨作用在低摩擦系數μ的路面上的車輪上的制動力，就可以可靠地防止車輪發生閉鎖，不需要微量激勵的ABS控制。另外，即使車輛行駛在左、右路面部位具有不同摩擦系數μ的裂縫路面上，作用在前輪上的制動力仍是彼此相符的，這樣就能防止車輛的不穩定。
            
接著要控制后輪的輪速，使其跟隨前輪的輪速(步412)。在這種情況下，由前輪的輪速傳感器10a和10b檢測到的輪速被傳送到輪速伺服裝置321和322作為輪速指令。輪速伺服裝置321和322執行反饋控制，將后輪的輪速傳感器10c和10d檢測到的后輪速度與來自前輪的輪速指令之間的差降到零。
            
如上所述，左后輪的速度與左前輪的速度一致，而右后輪的速度與右前輪的速度一致。因此，同一側的前、后輪被控制在具有相同的滑差率，這樣就能防止前輪和后輪發生閉鎖。在這種情況下，后輪完全沒有受到激勵。因此，在后輪是驅動輪的情況下，就可以避免通過驅動軸在后輪之間傳送的很小激勵分量造成的干擾。
            
反之，如果|Δμ|，也就是左側路面部位和右側路面部位之間的摩擦系數μ中的差或是與步404中獲得的摩擦系數μ有關的物理參數小于參考值G(步406為NO)，就通過對前輪激勵很小量的制動力來實行ABS控制(步414)。象步412的情況一樣來控制后輪速度，使其跟隨前輪的速度(步416)。如果左側路面部位和右側路面部位之間的摩擦系數μ沒有差別，兩個前輪都受到很小量的激勵，并且不再控制作用在一個前輪上的制動力，而是使其跟隨作用在另一前輪上的制動力。即使在這種情況下，仍可以防止車輪發生閉鎖，并且能避免左、右后輪之間的干擾。
            
在各個車輪的上述控制過程中需要確定是否滿足ABS起始條件(步418)。如果條件滿足(步418中為YES)，程序就轉到步404，并且重復相同的程序。反之，如果不滿足ABS起始條件(步418中為NO)，轉換電磁閥就被切換到非ABS模式，以便在正常的主壓力下執行制動。程序隨之轉到步400，并且使ABS控制器保持在備用狀態，直到ABS起始條件被滿足為止。
            
另外還可以采用后輪與前輪的滑差率作為輪速跟隨控制的參考值，用來代替本實施例中使用的輪速(也就是滑差率跟隨控制)。然而，這種方法與本實施例的輪速跟隨控制方式相比存在以下問題。①滑差率的計算需要計算時間和存儲器。②計算的精度隨著輪速的降低而出現惡化，因此，其控制性能在低速時出現惡化。
            
具體地說，后輪的輪速VR與前輪的輪速VF的滑差率SP可以表示為SP＝(VR-VF)/VF＝(VR/VF-1)。輪速通常是用有限的字長來計算的。因此，由于輪速傳感器的分辨能力，輪速的計算結果中包括量化誤差和觀測誤差。如果用ΔVF表示前輪速度的誤差總和，用ΔVR表示后輪速度的誤差總和，實際的滑差率SP可以表示為SP=VR+ΔVRVF+ΔVF-1]]>假設ΔVF比VF小得多，滑差率可以近似地表示為SP=VR+ΔVRVF·(1-ΔVFVF)-1=VR+ΔVRVF-ΔVF(VR+ΔVR)VF·VF-1]]>因此，滑差率的計算結果包括的誤差就是ΔSP=ΔVRVF-ΔVF(VR+ΔVR)VF·VF]]>根據這一公式，隨著車輪速度的降低，ΔSP的分母變小，最終使ΔSP增大。具體地說，就是滑差率的計算精度在低速時會出現惡化。
            
反之，如果按照本實施例的輪速跟隨控制來直接控制輪速，就可以避免滑差率跟隨控制中遇到的上述問題，在低速時實現良好的ABS控制。
            
以上說明了按照本發明第三方面的ABS實施例，然而，本發明并非僅限于上述實施例。例如，在本實施例中說明的微量激勵ABS控制并不僅限于上述的控制例。本發明可以應用于所有其他類型的ABS控制，用來控制制動力，通過檢測受到很小量激勵的車輪的速度振動特性中的變化而使其跟隨峰值摩擦系數μ。
            
在上述實施例中，ABS控制是通過兩個前輪中至少一個的很小量振動來實現的，并且對后輪進行控制，使后輪的速度跟隨前輪的速度。然而，ABS控制也可以通過對后輪的很小量激勵來實現，并且控制前輪，使前輪的速度跟隨后輪的速度。
            
在圖42中，在步404中執行的確定左側和右側路面部位各自的摩擦系數μ的方法并不僅限于上述實施例。也可以按照預定的周期用很小的量激勵左、右車輪，并且根據輪速共振特性意義上的左、右輪之間的差別來計算左側和右側部位之間摩擦系數μ的差別，或是與這種摩擦系數μ有關的物理參數的差別。
            
本實施例的制動力跟隨控制和輪速跟隨控制可以獨立地執行。具體地說，如果左側部位和右側部位之間摩擦系數μ的差別超過了參考值，就執行ABS控制，用很小的量激勵低摩擦系數μ的路面部位上的兩個車輪，而對另一對的兩個車輪執行制動力跟隨控制。另外也可以這樣來執行ABS控制，即激勵前輪或后輪中的兩個參考車輪，而對另兩個車輪執行制動力跟隨控制。
            
發明的第四方面以下要參照附圖詳細說明按照本發明第四方面的車輪狀態參數伺服控制系統的實施例。這種車輪狀態參數伺服控制系統被用在車上，用于控制車輛的狀態參數，使其跟蹤一個目標值，從而構成一個使摩擦轉矩跟蹤一個最大值的伺服控制器。
            
圖45是一個車輪減速度伺服控制器的結構框圖，在其中采用了本發明的車輪狀態參數伺服控制器。
            
如圖所示，車輪減速度伺服控制器的第一實施例包括一個減速檢測部52′，用于根據車輪速度(以下簡稱為輪速)檢測出車輪減速度，一個制動轉矩檢測部51′，用于檢測作用在車輪上的制動轉矩，一個限度確定裝置410a用于按照檢測到的車輪減速度和制動轉矩來確定車輪和路面之間的摩擦轉矩特性的限度，一個目標減速度計算部416，用于設定車輪減速度的一個正常目標值(也就是目標減速度)，并且改變這一目標減速度，以便在限度點被確定時使摩擦轉矩跟蹤其最大值，一個差別計算裝置418用于從計算的目標減速度中減去檢測的車輪減速度，從中計算出差別，一個減速度伺服計算部420，用于計算采用的操作量(也就是ABS控制操作量)，以便將計算出的差別降低到零，以及用于驅動控制閥423的一個ABS驅動器422，從而獲得減速度伺服計算步420計算出的ABS控制操作量。在每個控制步驟中由一個未示出的控制部分按照給定的間隔來控制這些部件。
            
在這些部件中，構成ABS驅動器422的各個車輪的控制閥423通過一個增壓閥425被連接到主缸427，并且通過一個減壓閥426連接到作為低壓源的一個儲液器428。各個車輪的車輪油缸424被連接到控制閥423，用于向各個車輪的制動盤提供通過控制閥接收到的制動壓力。ABS驅動器422根據ABS操作的量來打開或是關閉增壓閥425和減壓閥426。
            
在控制閥423被控制在僅僅打開增壓閥425時，車輪油缸424中的油壓(也就是車輪油缸中的壓力)被增加到與主缸427中的油壓(也就是主缸中的壓力)相等的水平，這一油壓與駕駛員通過踩下踏板給定的壓力成正比。反之，如果控制閥423被控制在僅僅打開減壓閥426時，車輪油缸中的壓力就被降低到與儲液器428中大約處于大氣壓力的壓力(也就是儲液器壓力)同等的水平。如果控制閥423被控制在關閉兩個閥門425和426的狀態，就保持車輪油缸中的壓力。
            
由車輪油缸424提供給制動盤的平均制動力(對應車輪油缸中的壓力)是通過以下三方面來確定的即增壓時間，減壓時間以及保持時間之間的比例，在增壓時間內從主缸427提供高油壓，在減壓時間內從儲液器428提供低油壓，而在保持時間內保持提供的油壓；由壓力傳感器檢測到的主缸中的壓力；以及儲液器428中的壓力值。
            
因此，ABS驅動器422可以按照主缸中的壓力來控制控制閥423的增壓時間或是減壓時間，從而產生對應ABS操作量的制動轉矩(也就是車輪油缸中的壓力)。
            
車輪減速度檢測部52′可以用一個濾波器來實現，將連接到各個車輪的輪速傳感器430檢測到的第i個車輪的輪速信號ωi用公式進行處理，從中獲得第i個車輪(i＝1，2，3，4...)的車輪減速度。然而，這一點在本發明的第一方面中已經解釋過了，因此無需進一步說明。
            
制動轉矩檢測部51′檢測各個車輪油缸中的壓力，并且用一個給定的常數乘以檢測的車輪油缸壓力，以便計算和輸出各個車輪的制動轉矩。
            
減速度伺服計算部420可以用所謂的PI控制器來實現，用于計算和輸出ABS操作量，用來將計算的目標減速度與檢測的車輪減速度之間的差降低到零；也就是計算和輸出各個車輪的ABS操作量，使車輪減速度跟蹤其目標減速度。
            
以下要說明本發明第四方面第一實施例的車輪減速度伺服控制器的工作方式。
            
假設裝有本實施例的車輪減速度伺服控制器的車輛行駛在具有圖50中所示摩擦轉矩特性的路面上。
            
如果用車輪減速度檢測部52′檢測到的車輪減速度超過了參考值(即40 
            
)，就用限度確定裝置410a來確定各個車輪是否滿足以下公式。
            
Y＞Yo  (63)其中的“Y”表示由車輪減速度檢測部52′在這一時間點上檢測到的車輪減速度，而Yo表示將制動轉矩檢測部51′檢測到的制動轉矩Tb0代入公式(58)后獲得的車輪減速度，在此處假設平衡狀態下的滑動速度是一個常數，并且車輪減速度接近其目標值。
            
在滿足公式(63)的情況下；也就是不滿足公式(58)，摩擦轉矩特性達到了圖50中的飽和范圍，并且由此而確定制動轉矩特性達到了限度。反之，在不滿足公式(63)的情況下；也就是滿足公式(58)，就確定摩擦轉矩特性沒有達到限度(沒有超過圖50中的飽和點)。針對各個車輪的限度確定結果被輸出到目標減速度計算部416。
            
即使在圖49A和49B所示的摩擦轉矩特性條件下，在圖50的飽和點前、后的摩擦轉矩特征中的變化仍可以保持。這樣就能用公式(63)高度精確地確定制動轉矩特性的限度，與路面的條件無關。
            
如果用限度確定裝置410a確定了某些車輪的摩擦轉矩特性沒有飽和，目標減速度計算部416就計算一個對應主缸壓力的正常目標減速度，而主缸壓力又對應著駕駛員的操作量(也就是踩下制動踏板的量)。這種計算結果作為目標減速度被輸出。例如，這種目標減速度可以被當作基本上與主缸壓力成正比的車輪減速度。
            
減速度伺服計算部420計算制動轉矩，用來將檢測的車輪減速度與目標減速度之間的差降低到零。ABS驅動器422對控制閥423的增壓時間或減壓時間進行控制，以便獲得上述制動轉矩。由于這一目標跟蹤控制的結果，減速度受到了控制，使其響應主缸中的壓力而變化，而主缸壓力則對應著駕駛員的操作量，這樣就能使減速度控制符合駕駛員的動作。
            
反之，如果限度確定裝置410a確定了至少一個車輪(以下稱為第i個車輪)的摩擦轉矩特性是飽和的，目標減速度計算部416就按照下述方式來計算目標減速度。
            
假設用Tbsati來表示在確定了摩擦轉矩特性已達到限度的時間點上實際檢測到的第i個車輪的摩擦轉矩，用Ysati表示檢測到的第i個車輪的減速度，在圖50中就可以用點A來表示在此實際點上的制動轉矩特性。從圖中可見，點A上的減速度Ysati大于制動轉矩Tbsati被代入公式(58)后獲得的車輪減速度Ymi(線L的虛線部分)，因此而滿足公式(63)。
            
目標減速度計算部416使用公式(60)來計算第i個車輪在時間點A上的摩擦轉矩Fsati如下。
            
Fsati＝-J·Ysati+Tbsati(64)為了用計算的摩擦轉矩Fsati將滑動速度維持在平衡狀態(dxi/dt＝0)，采用公式(12)將第i個車輪的目標減速度Y0opti設定如下。Y0opti=1J(A-I)Fsati-----(65)]]>此時可以用以下公式來表示第i個車輪的制動轉矩Tbopti。
            
Tbopti＝A·Fsati  (66)例如，在設定目標減速度Y0opti時，目標減速度計算部416可以按照每個控制步驟的給定間隔來降低目標減速度，從對應主缸中此時壓力的正常目標減速度中減去一個值，這個值對應著檢測的制動轉矩Tbsati與從公式(66)獲得的Tbopti之間的差，直至使制動轉矩符合Tbopti。這樣就能最終設定一個目標減速度Y0opti，從而使第i個車輪的減速度跟蹤這一Y0opti。如果確定了車輪沒有超過飽和點，車輪的減速度就跟蹤正常的目標減速度。
            
盡管圖50中的點A稍稍超過了飽和點，即使在轉矩稍稍超過了圖49A和49B中的制動轉矩特性的飽和點(此點處于圖49A和49B中的區域A2內)時，摩擦轉矩仍然基本上維持不變。因此，基本上可以將公式(64)表示的此點A上的摩擦轉矩Fsati當作摩擦轉矩的最大值。如圖50所示，飽和點上的減速度可以被當作由公式(65)限定的Y0opti，而飽和點上的制動轉矩可以被當作由公式(66)限定的Tbopti，這樣就能使第i個車輪的摩擦轉矩跟蹤其最大值。
            
在本實施例中可以用很高的精度準確地確定摩擦轉矩特性的限度，與路面的條件無關，并且對摩擦轉矩進行控制，如果確定的摩擦轉矩超過了限度，就使其跟蹤最大值。這樣，即使是在飽和點上的摩擦轉矩特性具有明顯變化的路面上，仍可以實現穩定的控制，這樣就能有效地避免車輪發生閉鎖。[第四方面第二實施例]以下要參照圖46來說明按照本發明第四方面第二實施例的車輪狀態參數伺服控制器的結構。其中與第一實施例中相同的部件采用了相同的標號。
            
如圖46所示，第二實施例的車輪狀態參數伺服控制器包括用于檢測各個車輪狀態參數的狀態參數檢測部432；制動轉矩梯度計算部440，它按照與制動轉矩檢測部51′檢測到的制動轉矩有關的時序數據和減速度檢測部52′檢測到的車輪減速度的有關時序數據估算和計算出制動轉矩梯度；一個決定部442，用于根據摩擦轉矩梯度來確定摩擦轉矩特性的限度點；一個目標狀態參數計算部434用于計算關于車輛狀態參數的正常目標值(也就是目標狀態參數)，并且計算出一個目標狀態參數，用來在決定部442確定了限度點時使計算的摩擦轉矩梯度跟蹤其目標值；一個狀態參數伺服計算部436，用于計算ABS操作量，以便將計算的目標狀態參數與檢測的車輪狀態參數之間的差減少到零；以及一個用于激勵控制閥(圖45中的23)的ABS激勵器422，從而獲得由狀態參數伺服計算部436計算出的ABS操作量。這些部件在每個控制步驟中是按照給定的間隔來控制的。
            
除了在第一實施例中用于減速之外，車輪狀態參數檢測部432還可以采用滑差率和滑動速度作為車輪的狀態參數。滑差率和滑動速度是按照移向方式來計算的。ki=ωv-ωiωv-----(67)]]>Δωi＝ωv-ωi (68)其中的ki第i個車輪的滑差率；Δωi第i個車輪的滑動速度；ωv(對應角速度的)車速；以及ωi第i個車輪的速度。
            
限度確定裝置410b是由摩擦轉矩梯度計算部440和決定部442構成的。如果用車輪狀態參數檢測部432來檢測作為車輪狀態參數的車輪減速度，車輪狀態參數檢測部432和車輪減速度檢測部52′就合成一體。
            
以下要說明本發明第四方面第二實施例的工作方式。
            
第二實施例的摩擦轉矩梯度計算部440向公式(17)提供按照預定間隔τ采樣的關于制動轉矩的時序數據Tb[j]以及同樣按照預定間隔τ采樣的關于減速度的時序數據Y[j](j＝1，2，3，...)。第i個車輪的摩擦轉矩梯度ki是通過對從公式(17)獲得的各項數據采用在線系統識別方法來估算和計算的。由此計算出的數據被輸出到決定部442。
            
決定部442在第i個車輪的估算的摩擦轉矩梯度ki和預置的參考摩擦轉矩梯度(即100Nms/m)之間進行比較，從中確定摩擦轉矩特性的限度。例如，如果摩擦轉矩梯度ki大于參考摩擦轉矩梯度，決定部442就確定摩擦轉矩的特性沒有達到限度。反之，如果摩擦轉矩梯度ki小于參考摩擦轉矩梯度，決定部442就確定摩擦轉矩的特性達到了限度。
            
如圖49B所示，當摩擦轉矩特性超過限度點時，在摩擦轉矩梯度具有明顯變化的路面條件下，限度點附近的摩擦轉矩梯度ki急劇地下降到參考摩擦轉矩梯度以下。這樣就能以很高的精度來確定這一限度點。另外，如圖49A所示，如果路面具有一般的摩擦轉矩特性，摩擦轉矩的梯度ki在限度點附近變小。因此就能以很高的精度來確定限度點。
            
如果第i個車輪的摩擦轉矩梯度被確定為達到了限度，目標狀態參數計算部434就計算關于第i個車輪的車輪狀態參數的目標狀態參數，從而使第i個車輪的估算的摩擦轉矩梯度ki跟蹤一個目標值(當摩擦轉矩跟蹤最大值時就是零)。具體地說，如果摩擦轉矩梯度變為負值，就需要立即使摩擦轉矩梯度回到正值的區域。為此，在每個控制步驟中，需要用每個控制步驟中對應著摩擦轉矩梯度和參考摩擦轉矩梯度之差的一個比較大的值從當前的值中減去設定的目標減速度。如果摩擦轉矩梯度處在正值區域內，為了PI控制器的控制安全性，需要計算出使摩擦轉矩梯度符合參考值的目標減速度。
            
狀態參數伺服計算部436計算ABS的操作量，以便將計算的目標狀態量與檢測的車輪狀態量之間的差減少到零。用ABS激勵器激勵控制閥，從而獲得計算的ABS操作量，這樣就能控制摩擦轉矩，使摩擦轉矩跟蹤其峰值。
            
反之，如果確定的摩擦轉矩特性沒有達到限度，目標狀態參數計算部434就計算出對應主缸壓力的正常目標狀態參數，這是駕駛員的一個操作參數。這樣就能控制摩擦轉矩，使其響應駕駛員的動作，跟蹤上述目標值。
            
在本實施例中可以高度精確地確定摩擦轉矩特性的限度，與路面的條件無關，并且能夠控制摩擦轉矩，在摩擦轉矩特性被確定為超過了限度時使其跟蹤最大值。因此，即使是在飽和點上的摩擦轉矩特性出現明顯變化的路面上，仍可以實現穩定的控制，這樣就能可靠地防止車輪發生閉鎖。[第四方面的第三實施例]以下參照圖47來說明按照本發明第四方面第三實施例的車輪狀態參數伺服控制器的結構。其中與第一和第二實施例中相同的部件采用了相同的標號。
            
如圖47所示，在車輪狀態參數伺服控制器中，各個車輪的輪速傳感器430被連接到限度確定裝置410c的摩擦轉矩梯度計算部441。這一摩擦轉矩梯度計算部441根據輪速傳感器430按照預定的采樣間隔τ檢測到的關于各個車輪速度的時序數據來估算摩擦轉矩梯度。決定部442被連接到摩擦轉矩梯度計算部441，并且按照估算的摩擦轉矩梯度來確定摩擦轉矩特性的限度。這一車輪狀態參數伺服控制器在其他方面與第二實施例相同。
            
以下要說明本發明第四方面第三實施例的車輪狀態參數伺服控制器的工作方式。
            
第三實施例的摩擦轉矩梯度計算部441采用按照采樣間隔τ檢測的關于輪速的時序數據ωi[j](j＝0，1，2，...)重復地執行公式(9)到(11)的步驟1和2所限定的運算，從而估算和計算出關于第i個車輪的摩擦轉矩梯度ki的時序數據。
            
決定部442在估算的第i個車輪的摩擦轉矩梯度ki和預置的參考摩擦轉矩梯度(即100Nms/m)之間進行比較，從中確定摩擦轉矩特性的限度。這一步驟的執行順序與第二實施例中相同，因而在此省略了這方面的說明。
            
在本實施例中，摩擦轉矩梯度是估算的，并且仍然可以根據摩擦轉矩梯度高度精確地確定摩擦轉矩特性的限度。因此，本實施例可以獲得與第二實施例中相同的效果。[第四方面的第四實施例]以下要參照圖48來說明按照本發明第四方面第四實施例的車輪狀態參數伺服控制器的結構。其中與第一到第三實施例中相同的部件采用了相同的標號。
            
如圖48所示，第四實施例的車輪狀態參數伺服控制器的ABS激勵器422被連接到一個用于發送微制動力激勵指令的微量激勵指令部458。如果踩下了制動踏板，并且在車輪減速度超過了某一參考值時，這一微量激勵指令部458就向ABS激勵器422發送一個指令，從而在車體，車輪和路面構成的振動系統的共振頻率ω∞(見公式30)上向平均制動力(也就是車輪油缸中的壓力)傳遞很小的放大量Pv。
            
按照對應共振頻率的周期來增加或是降低壓力，同時對控制閥23中的壓力的增加/降低進行控制，這樣就能激勵很小量的制動力，從而產生平均制動力。具體地說，如圖15所示，在增壓模式和減壓模式之間的切換是按照每個T/2來執行的，它是微量激勵的半個周期(例如24ms)。從模式切換的瞬間開始，增壓指令信號在增壓時間ti的周期中被輸出到閥門，而減壓指令信號在減壓時間tr的周期中被輸出到閥門。在剩余的時間周期中輸出一個保持指令信號。平均制動力是由對應主缸壓力的增壓時間ti與減壓時間tr的比例來確定的。按照對應共振頻率的每半個周期T/2在增壓模式和減壓模式之間進行切換，由此產生的平均制動力中的振動是很小的。
            
第四實施例的車輪狀態參數伺服控制器中設有輪速微量幅值檢測部50，用于檢測由制動力中很小的共振造成的車輪微小振動的幅值ωwv，以及一個制動壓力微量放大檢測部52，用于檢測制動壓力中的微小幅值Pv。
            
關于車輪微量激勵幅值部50的微量幅值Pv和制動力的問題，可以參見本發明第一方面的第三實施例(見圖4)。
            
限度確定裝置410d包括微量增益計算部454，它根據檢測的輪速微量幅值ωwv和制動壓力微量幅值Pv計算出微量增益Gd；以及一個決定部456，用于將計算的微量增益Gd和一個參考增益Gs進行比較，從而確定摩擦轉矩特性的限度。在這些部件中，微量增益計算部454可以由一個除法器構成，用來執行公式(32)的運算。
            
第三實施例的目標狀態參數計算部435計算出車輪狀態參數的一個目標值(目標狀態參數)，以便使微量增益Gd跟蹤一個目標值。
            
以下要說明本發明第四方面第四實施例的目標狀態參數伺服控制器的工作方式。
            
在微量增益計算部454計算微量增益Gd時，決定部456將這一微量增益Gd和參考增益Gs進行比較，從而確定摩擦轉矩特性的限度。例如，若是微量增益Gd大于參考增益Gs，就可以確定摩擦轉矩的特性沒有達到限度。反之，如果微量增益Gd小于參考增益Gs，就可以確定摩擦轉矩的特性達到了限度。
            
如圖49B所示，當摩擦轉矩特性超過限度點時，在摩擦轉矩梯度具有明顯變化的路面條件下，限度點附近的微量增益Gd急劇地下降到參考摩擦轉矩梯度以下。這樣就能以很高的精度來確定這一限度點。另外，如圖49A所示，如果路面具有一般的摩擦轉矩特性，微量增益Gd就會在限度點附近變小。因此就能以很高的精度來確定限度點。
            
如果第i個車輪的摩擦轉矩特性被確定為達到了限度，目標狀態參數計算部434就計算關于第i個車輪的車輪狀態參數的目標狀態參數，從而使第i個車輪的微量增益Gd跟蹤一個目標值(當摩擦轉矩跟蹤最大值時就是零)。例如，在每個控制步驟中用對應微量增益Gd與參考增益Gs之差的一個比較大的值從當前的值中減去設定的目標減速度。
            
狀態參數伺服計算部436計算ABS的操作量，以便將計算的目標狀態量與檢測的車輪狀態量之間的差減少到零。用ABS激勵器422激勵控制閥，從而獲得計算的ABS操作量，這樣就能控制摩擦轉矩，使摩擦轉矩跟蹤其峰值。
            
反之，如果確定的摩擦轉矩特性沒有達到限度，目標狀態參數計算部434就計算出對應主缸壓力的正常目標狀態參數，這是駕駛員的一個操作參數。這樣就能控制摩擦轉矩，使其響應駕駛員的動作，跟蹤上述目標值。
            
在本實施例中可以高度精確地確定摩擦轉矩特性的限度，與路面的條件無關，并且能夠控制摩擦轉矩，在摩擦轉矩特性被確定為超過了限度時使其跟蹤最大值。因此，即使是在飽和點上的摩擦轉矩特性出現明顯變化的路面上，仍可以實現穩定的控制，這樣就能可靠地防止車輪發生閉鎖。
            
第四實施例的特點是使用了在摩擦轉矩特性的限度范圍內急劇下降的微量增益Gd，這樣就能以很高的精度來確定摩擦轉矩特性的限度。
            
盡管已經說明了本發明的這些實施例，本發明仍然不僅限于這些實施例。在不脫離本發明原理的條件下仍可以實現各種變更。
            
例如在第一實施例中，公式(63)所采用的飽和點可以用以下關系來確定Tb＜Tb0(69)其中的Tb是圖1的制動轉矩檢測部14在此時間點上獲得的制動轉矩，而Tb0是將車輪減速度部12檢測的車輪減速度Y0代入公式(9)后獲得的制動轉矩，在公式(9)中假設滑差率在平衡狀態下是一個常數，并且車輪減速度接近其目標值。
            
在第四實施例中，盡管用于激勵很小量制動壓力的裝置是通過調節在控制閥中增壓或是減壓所需的時間來實現的，本發明并非僅限于這種實施例。制動力也可以通過一個壓電驅動器直接傳遞到制動盤上，這種壓電驅動器對應著微量激勵指令信號而膨脹和收縮。第四方面的試驗例以下要說明幾個試驗例，其中按照本發明第四方面的第一和第二實施例的車輪減速度伺服控制器是在特定的條件下工作的。[第一例]以下參照圖51A到51C來說明一種模擬結果，在其中用第一實施例的車輪減速度伺服控制器來控制車輪的減速度，在具有低摩擦系數μ的路面上施加快速制動時使其跟蹤目標車輪減速度。
            
圖51A表示輪速(用實線表示)和車速(用虛線表示)隨時間的變化。如圖中所示，在開始施加制動的時刻1s之后，輪速與車速存在差別。然而，除了剛剛施加制動動作之后的時刻之外，輪速與車速之間的差別(也就是滑動速度)是保持恒定的，直到輪速變為零。從圖中可以看出有一個滑動速度保持恒定的平衡狀態；也就是說，車輪減速度大致符合其目標減速度。
            
圖51B表示檢測的車輪減速度(用實線表示)和目標車輪減速度(用虛線表示)隨時間的變化。如圖中所示，在制動起始時間(1s)之后的1s到1.4s期間，在車輪減速度和目標減速度之間是稍有差別的。然而，這種差別是可以忽略的，并且車輪減速度具有跟蹤目標減速度的趨勢。因此可以肯定地說，車輪減速度基本上符合目標減速度。在1.4s之后可以看到，車輪減速度基本上與目標減速度保持一致，并且能響應施加的快速制動而正確地執行目標跟蹤控制。
            
圖51C表示檢測的制動轉矩Tb(用實線表示)和利用檢測的車輪減速度通過公式(58)計算的制動轉矩Tb0(用虛線表示)隨時間的變化。如圖中所示，在制動起始時間(1s)開始經過大約1.6s的時間期間，Tb會變得小于Tb0。這就表明其滿足公式(63)(或是公式69)。圖45中的限度確定裝置410a在這一時間周期中確定摩擦轉矩特性是飽和的。目標減速度計算部16在每個控制步驟中降低Tb0，直到Tb基本上符合Tb0。根據Tb0用公式(58)計算出目標減速度Y0。
            
按照以上參照圖51B所述，即使是在制動轉矩特性達到飽和的時間周期期間，車輪減速度仍然基本上符合目標減速度。這樣就能知道摩擦轉矩特性沒有超過限度，并且可以準確地執行目標跟蹤控制。如圖51C中所示，在1.6s之后，Tb基本上符合Tb0。這就意味著制動力得到了準確的控制，如圖50所示，在飽和點處可以跟蹤摩擦系數μ的峰值，車輪不會發生閉鎖。
            
以下參照圖52A到52C給出一種模擬結果，在其中用第一實施例的車輪減速度伺服控制器來控制車輪的減速度，在具有高摩擦系數μ的路面上施加快速制動時使其跟蹤目標車輪減速度。
            
從圖52A到52C中可以看出，即使是在具有高摩擦系數μ的路面上仍可以象圖51A到51C中所示的在低摩擦系數μ的路面上一樣準確地執行目標跟蹤控制。由于路面具有高摩擦系數μ，使車輪停止的時間周期被縮短了。另外，如圖52c中所示，與圖51A到51C中相比，制動轉矩特性被確定為飽和的時間周期(1s到1.5s)也被縮短了。
            
從上述模擬結果中可以看出，本發明第一實施例的車輪減速度伺服控制器能夠跟隨一個穩定的目標值，無論是在高、低摩擦系數μ的路面上都可以防止車輪發生閉鎖。(第二例)以下參照圖53A到53C給出一種模擬結果，在其中用第二實施例的車輪減速度伺服控制器來控制車輪的減速度，在具有低摩擦系數μ的路面上施加快速制動時使其跟蹤目標車輪減速度。
            
圖53A表示輪速(用實線表示)和車速(用虛線表示)隨時間的變化。如圖中所示，在開始施加制動的時刻1s之后，輪速與車速存在差別。然而，除了剛剛施加制動動作之后的時刻之外，輪速與車速之間的差別(也就是滑動速度)只是稍有差別，直到車停下來。也就是說，車輪不會發生閉鎖。
            
圖53B表示檢測的車輪減速度(用實線表示)和目標車輪減速度(用虛線表示)隨時間的變化。如圖中所示，在制動起始時間(1s)之后的1s到1.2s的時間周期期間，在車輪減速度和目標減速度之間是稍有差別的。然而，這種差別是可以忽略的，并且車輪減速度具有跟蹤目標減速度的趨勢。因此可以肯定地說，車輪減速度基本上符合目標減速度。在1.2s之后可以看到，車輪減速度基本上與目標減速度保持一致，并且能響應施加的快速制動而正確地執行目標跟蹤控制。
            
圖53C表示計算和估算的摩擦轉矩梯度隨時間的變化。如圖中所示，摩擦轉矩梯度在開始制動動作的1s之后發生急劇下降。一個小于給定值的值一直被保持到車停下來。總而言之，從圖中可以看出，在峰值摩擦系數μ附近維持一個較小的值，并且目標跟隨控制可以準確地工作，車輪不會發生閉鎖。
            
以下參照圖54A到54C給出一種模擬結果，在其中用第二實施例的車輪減速度伺服控制器來控制車輪的減速度，在具有高摩擦系數μ的路面上施加快速制動時使其跟蹤目標車輪減速度。
            
從圖54A到54C中可以看出，即使是在具有高摩擦系數μ的路面上仍可以象圖53A到53C中所示的在低摩擦系數μ的路面上一樣準確地執行目標跟蹤控制。
            
從上述模擬結果中可以看出，本發明第二實施例的車輪減速度伺服控制器能夠跟隨一個穩定的目標值，無論路面的狀態如何，都可以防止車輪發生閉鎖。
            
如上所述，按照本發明的第一方面，車輪的閉鎖狀態是根據關于輪速的時序數據估算出的摩擦轉矩梯度來檢測的，并且按照摩擦轉矩梯度來控制制動力，而不是在輪速和車速之間進行比較，或是在滑差率之間進行比較。這樣就能按很高的精度實現穩定和舒適的防閉鎖制動控制，與路面的狀態無關。
            
另外，按照本發明的第一方面，只有少量的矩陣元素被作為需要識別的參數，例如代表關于輪速的物理參數隨時間的變化以及關于車輪加速度變化的物理參數隨時間的變化的物理參數。這樣就改進了計算精度，并且縮短了計算時間。由于本發明僅僅需要檢測輪速，這樣就能簡化防閉鎖制動系統。
            
不僅如此，按照本發明的第一方面，車輪的閉鎖狀態是根據關于輪速的時序數據估算出的摩擦轉矩梯度來檢測的，并且按照摩擦轉矩梯度來控制制動力，而不是在輪速和車速之間進行比較，或是在滑差率之間進行比較。這樣就能按很高的精度實現穩定和舒適的防閉鎖制動控制，與路面的狀態無關。
            
另外，按照本發明的第一方面，用梯度模型來模擬的運動狀態被轉換成作為待識別參數的摩擦轉矩梯度，關于摩擦轉矩變化的物理參數，以及關于滑動速度變化的物理參數之間的關系，并且對這種關系采用在線系統識別方法。這樣就能估算出摩擦轉矩梯度，并且將待識別的參數減少成一個。這樣就能明顯地改善計算精度，并且大大縮短計算時間。
            
另外，按照本發明的第一方面(如權利要求7中所述)，在第一和第二模型中同時使用了各個車輪的運動狀態和車的運動狀態。在第一模型中，在平衡點附近，各個車輪的摩擦轉矩中相對于各個車輪滑動速度中的干擾的非線性變化被表示成第一范圍內的非線性變化。在第二模型中，在平衡點附近，各個車輪的摩擦轉矩梯度相對于各個車輪滑動速度中的干擾的非線性變化被表示成第二范圍內的非線性變化。施加到各個車輪上的制動力的上述量是這樣確定的，也就是使第一和第二范圍處于預定的允許范圍之內，并且用第二范圍處于預定的允許范圍之內的第二模型來確定摩擦轉矩梯度，使這一摩擦轉矩梯度符合用轉矩梯度估算裝置估算的摩擦轉矩梯度。作用在各個車輪上的制動力是按照由此獲得的制動力施加量來控制的。這樣就能根據四個車輪之間的干擾來實現精密的防閉鎖制動控制。
            
在本發明中，根據能夠反映車輪共振系統振動特性變化的微量增益就可以估算出與微量增益等效的摩擦轉矩梯度。這樣就能獲得一個具有很高精度的估算值。
            
按照本發明的第二方面，控制的起始點是按照摩擦轉矩梯度來確定的，它可以準確和穩定地反映出車輪的運動狀態。這樣就能穩定和準確地確定控制的起始點，不需要考慮車輛行駛的路面上的摩擦系數μ或是制動作用的速度。
            
按照本發明的第三方面，兩個前輪或是兩個后輪受到很小量的激勵，并且受到防閉鎖的制動控制。另外，由于通過控制可以使其余兩個車輪的輪速與受到防閉鎖控制的兩個車輪的輪速保持一致，需要受到微量激勵的車輪數量被減少到兩個，這樣就能減少微量激勵裝置的數量。另外，便于對所有車輪實現穩定和準確的控制，與路面的狀態無關。進而，如果防閉鎖制動控制器的結構不是用很小的量來激勵兩個驅動輪，由于在驅動軸上傳遞的很小量的振動在右側和左側驅動輪之間產生的干擾是可以避免的。這樣就能防止左、右驅動輪之間的干擾。
            
按照本發明的這一方面，兩個參考車輪的速度通過跟蹤控制直接被用來控制另外兩個車輪的速度。與采用根據輪速計算的滑差率進行的跟蹤控制方式相比，計算時間和計算所需的存儲器可以被省略。另外，還可以避免因計算誤差造成的控制性能惡化。
            
按照本發明的第三方面(如權利要求10所述)，如果確定了左側和右側路面部位之間的摩擦系數差別超過了參考值，在具有低摩擦系數的路面上就用很小的量來激勵作用車輪上的制動力，從而使摩擦系數達到其峰值。對作用在其他車輪上的制動力進行控制，使其與受激勵車輪上的制動力保持一致，從而實現準確和穩定的制動。即使是在左、右路面具有不同摩擦系數的裂縫路面上，作用在兩側車輪上的相同的制動力仍可以使車輛穩定地行駛。
            
按照本發明的第三方面，如果確定了左側和右側路面部位之間的摩擦系數差別超過了參考值，僅僅對兩個參考車輪中處在低摩擦系數路面上的一個車輪激勵很小量的制動力，從而使摩擦系數基本上達到其峰值。對作用在兩個參考車輪中另一車輪上的制動力進行控制，使其與作用在受激勵車輪上的制動力保持一致。另外還要控制除兩個參考車輪之外的兩個車輪的速度，使其與兩個參考車輪的速度保持一致。這樣就便于實現準確和穩定的制動控制，并且可以將需要微量激勵的車輪數量減少到最小的必要數量。另外，即使是在左、右路面具有不同摩擦系數的裂縫路面上，車輛仍可以穩定地行駛，并且可以避免左、右驅動輪之間的干擾。
            
另外，按照本發明的第四方面，相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度或是關于車輪運動的摩擦轉矩梯度的物理參數是作為限度確定參數來計算的。按照基于限度確定參數的摩擦轉矩特性的限度確定結果，此處計算了需要控制的車輪狀態參數的目標值，從而使摩擦轉矩的特性不會超過限度。因此，與僅僅反饋一個物理參數而獲得目標值的情況相比，無論路面是否會造成摩擦轉矩梯度的急劇變化，都可以更加準確地執行目標跟蹤控制。
            
權利要求
            
1.一種防閉鎖制動控制器包括輪速檢測裝置，用于按照給定的采樣間隔檢測輪速；轉矩梯度估算裝置，它按照上述輪速檢測裝置檢測的關于輪速的時序數據估算出相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度；以及用于控制作用在車輪上的制動力的控制裝置，使得上述轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度落入包括一個參考值的預定范圍之內。
            
2.按照權利要求1的防閉鎖制動控制器，其特征是上述轉矩梯度估算裝置包括第一計算裝置，用于按照關于輪速的時序數據計算出關于車輪加速度的物理參數以及關于車輪加速度變化的物理參數；以及第二計算裝置，用于按照上述第一計算裝置計算的關于車輪加速度的物理參數以及關于車輪加速度變化的物理參數計算出一個物理參數，用來代表關于車輪加速度的物理參數隨時間的變化以及關于車輪加速度變化的物理參數隨時間的變化，并且根據由此計算出的這一物理參數來估算摩擦轉矩的梯度。
            
3.按照權利要求2的防閉鎖制動控制器，其特征是上述第二計算裝置采用一個梯度模型來模擬摩擦轉矩和制動力被施加到車輪上時獲得的運動狀態，梯度模型中的摩擦轉矩按照相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度線性地變化；預先將這種模擬的運動狀態轉換成作為待識別參數的相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度，關于車輪加速度的物理參數以及關于車輪加速度變化的物理參數之間的關系；以及按順序為上述關系提供關于輪速的時序數據，對由此獲得的數據采用在線系統識別方法，從中估算出相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度。
            
4.按照權利要求3的防閉鎖制動控制器，其特征是上述第一計算裝置按照以下公式來計算關于車輪加速度的物理參數Φi[K]=τ{ωi[K-1]-ωi[K-2]}/J1]]>其中的ωi[K]表示與在時間K(K＝1，2.....)的采樣點上檢測到的第i個車輪的速度有關的時序數據，τ表示采樣間隔，而J是車輪的慣量。按照以下公式計算與車輪加速度的變化有關的物理參數Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]另外，上述第二計算裝置根據以下遞歸公式估算出物理參數θi，它代表與車輪加速度有關的物理參數隨時間的變化和與車輪加速度的變化有關的物理參數隨時間的變化
            
Li[k]=pi[k-1]φi[k]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]>pi[k]=1λ[pi[k-1]-pi[k-1]φi[k]φi[k]Tpi[k-1]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]]>其中的λ是一個遺忘系數，而“T”是矩陣的移項，并且獲得估算值θi矩陣的第一元素，將其作為相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度。
            
5.一種防閉鎖制動控制器包括車輪減速度檢測裝置，用于計算車輪的減速度；制動轉矩檢測裝置，用于檢測制動轉矩；轉矩梯度估算裝置，它按照按給定采樣間隔檢測到的關于車輪減速度的時序數據以及按給定采樣間隔檢測到的制動轉矩或是關于制動轉矩的物理參數的有關時序數據相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度；以及用于控制作用在車輪上的制動力的控制裝置，使上述轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度落在包括一個參考值的預定范圍之內，其中的上述轉矩梯度估算裝置采用一個梯度模型來模擬當摩擦轉矩和制動轉矩施加到車輪上時所獲得的車輪運動狀態，梯度模型中的摩擦轉矩相對于滑動速度按照摩擦轉矩的梯度線性變化；把如此模擬的運動狀態預先轉換成相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度和與滑動速度的變化有關的物理參數之間的關系，前者是一種有待識別的與摩擦轉矩的變化有關的物理參數，這些參數可以用制動轉矩和車輪減速度來表示；并且對通過按順序為上述關系提供與檢測的車輪減速度有關的時序數據和關于檢測的制動轉矩或是涉及制動轉矩的物理參數的時序數據而獲得的數據采用一種在線系統識別方法，從而相對于滑動速度估算出摩擦轉矩的梯度。
            
6.按照權利要求5的防閉鎖制動控制器，其特征是上述轉矩梯度估算裝置按以下方式估算出各個車輪的摩擦轉矩梯度，如果用“Yi[j]”表示在時間“j”的采樣點上與第i個車輪的車輪減速度有關的時序數據，用“Tbi[j]”表示關于制動轉矩的時序數據，用“τ”表示給定的采樣間隔，用“J”表示車輪的慣量，用“Rc”表示車輪半徑，用“M”表示車的質量，用“Tb[j]”表示一個矢量，它包括涉及各個車輪的制動轉矩的時序數據分量，用“Y[j]”表示一個矢量，它包括關于各個車輪的減速度的時序數據分量，“I”表示一個單位矩陣，而“A”代表一個矩陣，它的對角線元素是{(J/MRc2)+1}，非對角線元素是J/MRc2，這樣就可以用下式來表示與摩擦轉矩的變化有關的物理參數“f”和與滑動速度的變化有關的物理參數“φ”f＝-J(Y[j+1]-Y[j])+Tb[j+1]-Tb[j]φ=τ·A·Y[j]+τJ(I-A)Tb[j].]]>假設“K”是一個矩陣，它的對角線元素是各個車輪的摩擦轉矩梯度，這是一個有待識別的參數，而非對角線元素是0，預先把模擬的運動狀態轉換成以下公式K·φ＝f；按順序為上述公式提供與檢測的車輪減速度有關的時序數據Yi[j](j＝1，2，3，...)和與檢測的制動轉矩有關的時序數據Tbi[j](j＝1，2，3，...)，從而獲得數據；并且對由此獲得的數據采用在線系統識別方法，從中估算出各個車輪的摩擦轉矩梯度。
            
7.按照權利要求1的防閉鎖制動控制器，其特征是上述控制裝置使用在摩擦轉矩和作用在車輪上的制動力負荷量在平衡點附近被施加到各個車輪上時獲得的各個車輪的運動狀態；在各個車輪中產生的摩擦轉矩被施加到整個車上時所獲得的車輛運動狀態；第一模型，在平衡點附近，各個車輪的摩擦轉矩中相對于各個車輪滑動速度中的擾動的非線性變量可以用一個線性變量來表示，這一線性變量相對于各個車輪滑動速度中的擾動在一個第一范圍內變化；以及第二模型，在平衡點附近，各個車輪的摩擦轉矩梯度中相對于各個車輪滑動速度中的擾動的非線性變化可以用一種線性變化來表示，這種線性變化相對于各個車輪滑動速度中的擾動在一個第二范圍內變化；各個車輪上的上述制動力負荷量是這樣確定的，也就是使第一和第二范圍落入一個預定的允許范圍之內，并且使由第二模型確定的摩擦轉矩梯度與轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度相符，而第二模型是按照使第二范圍落入預定的允許范圍之內的條件來設計的；并且作用在各個車輪上的制動力是按照由此獲得的制動力負荷量來控制的。
            
8.具有轉矩梯度估算裝置的一種防閉鎖制動裝置包括一個微量激勵裝置，用于在車體，車輪及路面構成的振動系統的共振頻率下激勵一個很小的制動壓力；一個微量增益計算裝置，用于計算一個微量增益，它是在用上述微量激勵裝置激勵一個很小的制動壓力時獲得的制動壓力的很小的幅值與車輪速度的共振頻率分量的很小的幅值之間的比例；以及輸出裝置，它按照上述微量增益計算裝置計算的微量增益來估算相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度，并且輸出估算出的摩擦轉矩梯度。
            
9.一種防閉鎖制動控制器包括微量激勵裝置，它按照預定的頻率引起作用在作為參考輪的兩個前輪或是兩個后輪上的很小量的制動力；振動特性檢測裝置，用于檢測兩個參考車輪各自的車輪速度的振動特性；制動力控制裝置，用于根據兩個參考車輪各自的振動特性中的變化來控制作用在兩個參考車輪上的制動力，使兩個參考車輪與路面之間的摩擦系數基本上達到峰值；以及車輪速度控制裝置，用于控制其余兩個參考車輪中的左側車輪和右側車輪的輪速，使其符合兩個參考車輪中左側車輪和右側車輪各自的輪速。
            
10.一種防閉鎖制動控制器包括確定裝置，用于確定左側路面部位和右側路面部位之間的摩擦系數μ的差值是否超過了一個參考值；微量激勵裝置，如果確定了差值已經超過了參考值，就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其僅僅作用在與低摩擦系數μ的路面部位相接觸的車輪上，如果確定了差值沒有超過參考值，就按照預定頻率激勵一個很小量的制動力，使其作用在兩側的車輪上；振動特性檢測裝置，用于檢測承受了很小量制動力的車輪上的輪速的振動特性；制動力控制裝置，用于控制作用在受激車輪上的制動力，按照受激車輪的振動特性中的變化使受激車輪與路面之間的摩擦系數μ基本上達到其峰值；以及摩擦力控制裝置，用于控制作用在處于高μ路面上的車輪上的制動力，以便在差值超過參考值時使其與作用在處于低μ路面上的車輪上的制動力一致。
            
11.按照權利要求9的防閉鎖制動控制器，其特征是上述微量激勵裝置將兩個前輪或是兩個后輪作為兩個參考輪，上述微量激勵裝置按照預定頻率激勵很小量的制動力，如果已經確定的差別超過了參考值，就使其僅僅作用在接觸低摩擦系數μ路面部位的那個車輪上，如果已經確定的差別沒有超過參考值，就按照預定頻率激勵很小量的制動力，并使其作用在兩個參考輪上；并且進一步設有一個輪速控制裝置，用來控制兩個參考輪之外的左側車輪和右側車輪的輪速，使其與兩個參考輪中的左側車輪和右側車輪各自的輪速保持一致。
            
12.一種控制起始點確定方法包括輪速檢測步驟，按照預定的采樣間隔檢測車輪的速度；轉矩梯度估算步驟，根據輪速檢測步驟中檢測的輪速的有關時序數據估算出相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度；以及確定步驟，按照轉矩梯度估算步驟中估算的摩擦轉矩梯度來確定控制的起始點，從而使車輪進入預定的運動狀態。
            
13.按照權利要求12的控制起始點確定方法，其特征是上述轉矩梯度估算步驟包括第一計算步驟，根據與輪速有關的時序數據計算出關于車輪加速度的一個物理參數和關于車輪加速度變化的一個物理參數；以及第二計算步驟，按照上述第一計算裝置計算的關于車輪加速度的物理參數以及關于車輪加速度變化的物理參數計算出一個物理參數，用來代表關于車輪加速度的物理參數隨時間的變化以及關于車輪加速度變化的物理參數隨時間的變化，并且根據由此計算出的這一物理參數來估算摩擦轉矩的梯度。
            
14.按照權利要求13的控制起始點確定方法，其特征是上述第一計算步驟按照以下公式來計算關于車輪加速度的物理參數Φi[K]=τ{ωi[K-1]-ωi[K-2]}/J1]]>其中的ωi[K]表示與在時間K(K＝1，2，....)的采樣點上檢測到的第i個車輪的速度有關的時序數據，τ表示采樣間隔，而J是車輪的慣量。按照以下公式計算與車輪加速度的變化有關的物理參數Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]另外，上述第二計算步驟根據以下遞歸公式估算出物理參數θi，它代表與車輪加速度有關的物理參數隨時間的變化和與車輪加速度的變化有關的物理參數隨時間的變化
            
Li[k]=pi[k-1]φi[k]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]>pi[k]=1λ[pi[k-1]-pi[k-1]φi[k]φi[k]Tpi[k-1]λ+φi[k]Tpi[k-1]φi[k]]]>其中的λ是一個遺忘系數，而“T”是矩陣的移項，并且獲得估算值θi矩陣的第一元素，將其作為相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度。
            
15.一種車輪狀態參數伺服控制器包括車輪狀態參數檢測裝置，用于檢測車輪的狀態參數，這是一種與車輪運動有關的物理參數；限度確定裝置，用于計算一個限度確定參數，它是代表相對于滑動速度的制動轉矩梯度的摩擦轉矩梯度，或是一個與車輪運動的摩擦轉矩梯度有關的物理參數，并且根據這一限度確定參數來確定車輪與路面之間摩擦轉矩特性的限度；目標狀態參數計算裝置，計算一個車輪狀態參數的目標值，用來按照限度確定裝置所確定的限度將限度確定參數控制在摩擦轉矩特性的限度之內；以及用于控制車輪運動的伺服控制裝置，使車輪狀態參數檢測裝置檢測到的車輪狀態參數跟蹤由目標狀態參數計算裝置計算出的車輪狀態參數的目標值。
            
16.按照權利要求15的車輪狀態參數伺服控制器，進一步包括用于檢測制動轉矩的制動轉矩檢測裝置，其特征是上述車輪狀態參數檢測裝置計算一個車輪的減速度，將其作為車輪的狀態參數；并且上述限度確定裝置根據檢測的制動轉矩和檢測的車輪減速度計算出一個限度確定參數，該參數可以是車輪減速度或是制動轉矩，在計算中假設在車輪處于平衡運動狀態時的滑動速度是恒定的，并且根據限度確定參數與實際檢測到的車輪減速度之間的比較，或是根據限度確定參數與實際檢測到的制動轉矩之間的比較，上述限度確定裝置就可以確定車輪與路面之間摩擦轉矩特性的限度。
            
17.按照權利要求15的車輪狀態參數伺服控制器，其特征是上述限度確定裝置根據制動轉矩的時序數據和車輪減速度的時序數據計算出一個制動轉矩梯度，將其作為限度確定參數，并且根據這一限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度。
            
18.按照權利要求15的車輪狀態參數伺服控制器，其特征是上述限度確定裝置根據車輪減速度的時序數據計算出一個摩擦轉矩梯度，將其作為限度確定參數，并且根據這一限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度。
            
19.按照權利要求15的車輪狀態參數伺服控制器，其特征是還包括微量激勵裝置，該裝置在車體，車輪及路面構成的振動系統的共振頻率下激勵一個很小量的制動壓力，在其中由上述限度確定裝置計算一個微量增益，將其作為限度確定參數，它是在由微量激勵裝置激勵很小量的制動壓力時獲得的很小量的制動壓力幅值與車輪速度中很小的共振頻率分量幅值之間的比值，并且根據這一限度確定參數來確定摩擦轉矩特性的限度。
            
全文摘要
            
一種防閉鎖制動系統,該系統包括一個摩擦轉矩梯度估算裝置,用來根據少數參數估算出相對于滑動速度的摩擦轉矩梯度,并且根據摩擦轉矩梯度估算裝置估算出的摩擦轉矩梯度來控制作用在車輪上的制動力。摩擦轉矩梯度估算裝置可以采用多種估算方法,這其中包括僅僅根據與車輪速度有關的時序數據估算摩擦轉矩梯度的方法等。另外還提供了一種根據估算的摩擦轉矩梯度來確定在車輪與路面之間產生的摩擦轉矩特性限度的方法。
            
文檔編號B60T8/48GK1184047SQ9712144
            
公開日1998年6月10日 申請日期1997年8月20日 優先權日1996年8月20日
            
發明者小野英一, 淺野勝宏, 梅野孝治, 山口裕之, 菅井賢 申請人:株式會社豐田中央研究所
            
                        
            
                        
            
                        
            
                            
                        
            

                        
                            
                    
            
                    
                    


                     
                        
                        
                    

                
            

                
                
            
                    
            
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