DE19854633A1

DE19854633A1 - Verfahren und Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugschräglaufwinkels

Info

Publication number: DE19854633A1
Application number: DE19854633A
Authority: DE
Inventors: Yoshimi Furukawa; Yasuji Shibahata; Masato Abe
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1997-11-27
Filing date: 1998-11-26
Publication date: 1999-06-17
Anticipated expiration: 2018-11-27
Also published as: US6233513B1; FR2771366B1; GB2336412A; DE19854633C2; GB2336412B; FR2771366A1; CA2254477C; CA2254477A1; GB9825406D0

Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglauf- bzw. Schlupfwinkels bei der Bewe gungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs zur Unterstützung des Fahr zeugfahrers, um das Ansprechverhalten und die Stabilität des Fahrzeugs zu verbessern.

Es gab eine Reihe von Vorschlägen zur Verbesserung des Kurvenfahr verhaltens eines Fahrzeugs durch Regelung der Bremskraft und/oder der Traktion durch individuelles Regeln der Bremskraft und/oder der Trak tionskraft der Vorder- und Hinterräder oder der rechten und linken Räder. Die meisten von diesen erreichen ein gewünschtes Fahrzeugverhalten durch Erfassen eines dynamischen Zustands der Fahrzeugkarosserie, wie etwa der Gierrate und durch rückkoppelnde Regelung. Da das Fahrzeug die Straßenoberfläche über die Reifen berührt, wird das Verhalten des Fahrzeugs durch die dynamischen Charakteristiken der Reifen beeinflußt. Insbesondere in einem Sättigungsbereich der Seitenführungskraft wird es außerordentlich schwierig, das Fahrzeug zum Erzielen einer gewünschten Kurvenfahreigenschaft lediglich auf der Basis des dynamischen Zustands der Fahrzeugkarosserie zu steuern.

Die Erfinder haben daher in der anhängigen europäischen Patentanmel dung Nr. EP 0812748 (eine Kopie der EP 0 812 748 A2 ist den Anmeldeunterlagen beigefügt) ein Verfahren und ein System zur Steuerung des Fahrzeugverhaltens vorgeschlagen, das ein günstiges Ansprechverhalten und eine gute Stabilität auch dann erreicht, wenn die dynamischen Charakteristiken außerhalb eines linearen Bereichs liegen. Der Offenba rungsgehalt dieser Anmeldung wird in die vorliegende Anmeldung mit aufgenommen. Diese Technik erzeugt ein gewisses Giermoment, das ein günstiges Ansprechverhalten bei eine Bremsung (oder Traktion) beinhal tendem Lenkmanöver auch im nicht-linearen Bereich der dynamischen Reifencharakteristiken begünstigt, durch Steuerung der Längskräfte der Reifen gemäß dem Gleitmodus-Steuerprozeß (siehe "Sliding Mode Control", veröffentlicht von der Corona Publishing Company). Im folgen den wird der dieser Steuer/Regelprozeß kurz erläutert.

Die Basis dieses Steuer/Regelprozesses besteht aus Grundgleichungen der Bewegung des Fahrzeugs auf einer zweidimensionalen Ebene, die das Giermoment um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie herum berück sichtigen, und diese Gleichungen sind im folgenden angegeben.

mV(dβ/dt+γ) = Y_F+Y_R (1)

I(dγ/dt) = L_FY_F-L_RY_R+M_Z (2)

wobei m: Fahrzeugmasse
V: Fahrzeuggeschwindigkeit
γ: Gierrate
Y_F: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Y_R: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
I Trägheits-Giermoment
L_F: Abstand zwischen Vorderachse und Schwerpunkt
L_R: Abstand zwischen Hinterachse und Schwerpunkt
M_Z: Giermoment durch Brems- oder Traktionskraft um den Schwerpunkt (Fig. 9).

Die Gleitfläche S, welche eine letztendlich zu erzielende gewünschte Antwort definiert, läßt sich mit der folgenden Gleichung ausdrücken:

S = dβ/dt+c{β+a[(Y_F+Y_R)/mV-γ]}
= 0 (3)

wobei c, a und k gewählte Konstanten sind. Die Qualität des Steuer prozesses ist von der Wahl dieser Konstanten abhängig.

Gleichung (3) bewirkt, daß sich der Fahrzeugkarosserieschlupfwinkel β null annähert. Die Gleitbedingung hierfür läßt sich mit der folgenden Gleichung angeben:

dS/dt = -kS (4)

Aus den Gleichungen (3) und (4) läßt sich folgende Beziehung ableiten:

d²β/dt²+c{dβ/dt+a[(dY_F/dt)/mV+(dY_R/dt)/mV-dγ/dt]}
+k(dβ/dt)+kc{β+a[(Y_F+Y_R)/mV-γ]} = 0 (5)

Wenn unter Verwendung der Gleichungen (1) und (2) in einer vernünfti gen und praktischen Form ein Giermoment M_Z erhalten werden kann, welches der Gleichung (5) genügt, läßt sich diese als Steuervorschrift verwenden. Aus Gleichung (1) kann man erhalten:

d²β/dt² = {(dY_F/dt)+(dY_R/dt)}/mV-dγ/dt (1-2)

Wenn dies in Gleichung (5) eingesetzt wird, erhält man:

(1+ca)[(dY_F/dt)/mV+(dY_R/dt)/mV-dγ/dt]+kca[(Y_F+Y_R)/mV-γ]
+(k+c)dβ/dt+kcβ = 0 (6)

Gleichung (2) ergibt:

dγ/dt = (L_FY_F-L_RY_R+M_Z)/I (2-2)

Wenn dies in Gleichung (6) eingesetzt wird, erhält man:

{(dY_Fdt)+(dY_R/dt)}/mV-(L_FY_F-L_RY_R+M_Z)/I+[kca/(1+ca)]
.[(Y_F+Y_R)/mV-γ]+(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]+β[kc/(1+ca)]
= 0 (7)

Gleichung (7) erzeugt die folgende Gleichung, die als Basissteuervor schrift dienen kann.

M_Z = -(L_FY_F-L_RY_R)+(I/mV).{(dY_Fdt)+(dY_R/dt)}+kca/(1+ca)
.I.[(Y_F+Y_R)/mV-γ]+I(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]
+Iβ[kc/(1+ca)] (8)

Die obige Gleichung bedeutet, daß sich aus diesen Parametern, wie etwa den Seitenführungskräften Y_F und Y_R, der Gierrate γ, der Fahrzeugge schwindigkeit V und dem Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel β ein Gier moment erhalten läßt, welches eine günstige Reaktion ergibt. Da das Profil L_TR unveränderlich ist, können bei gegebenem Giermoment M_Z das rechte und linke Verhältnis der Längskräfte oder der Brems- (oder Trak tions-)kräfte für das letztendliche Steuer/Regelergebnis aus der folgenden Gleichung bestimmt werden.

M_Z = (X_R-X_L)L_TR (9)

Durch individuelle Steuerung der Längskräfte der rechten und linken Räder nach dem bekannten Verfahren (Bremskraftregelung: japanische Patent-Offenlegungsschrift Nr. 7-69190, Traktionskraftregelung: japa nische Patent-Offenlegungsschrift Nr. 7-17277) wird es möglich, die Reaktionsstabilität des Fahrzeugs unter Bedingungen zu verbessern, bei denen die dynamischen Eigenschaften der Reifen den linearen Bereich überschreiten.

In dem oben erwähnten Algorithmus wurde angenommen, daß zumindest der Reibkoeffizient µ zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und der Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β bekannt sind. Jedoch sind keine Sensoren zum direkten Erfassen des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und des Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkels verfügbar, die bei massenweise produzierten Fahr zeugen anwendbar wären. Daher war es bisher üblich, den ersteren aus der Drehzahldifferenz der Vorder- und Hinterräder zu schätzen, und den letzteren aus leicht erfaßbaren Fahrzeugzustandsvariablen, wie etwa der Gierrate und der Querbeschleunigung, zu schätzen. Anders gesagt war bei der herkömmlichen Technik die Steuer/Regelgenauigkeit durch die Genauigkeit der Werte stark beeinflußt, die nur indirekt geschätzt werden können.

Ein primäres Ziel der Erfindung ist es daher, ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei einer Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung vorzuschlagen, das für praktische Zwecke ausreichend genau ist, ohne direkt gemessene oder genaue geschätzte Werte des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu benötigen.

Ein zweites Ziel ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berech nung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeug bewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das eine stabile Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewegung auch dann gestattet, wenn die Daten für den Steuer/Regelprozeß beschränkt oder ungenau sind.

Ein drittes Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das so einfach ist, daß es problemlos bei minimalen Kosten in einen bordeigenen Computer implementiert werden kann.

Ein viertes Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das so einfach ist, daß es problemlos auf Echtzeitbasis betrieben werden kann.

Zumindest das erstgenannte Ziel wird erfindungsgemäß erreicht durch ein Verfahren zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung, umfassend die Schritte:
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels aus einer Gierrate, einer Fahr geschwindigkeit, einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel, der als ein Anfangswert oder als ein zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel; Berechnen einer Seitenführungskraft aus einem Reifen dynamikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräglauf winkels; und Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels aus der Seitenführungskraft, der Fahrgeschwindigkeit und der Gierrate; wobei der Reifenschräglaufwinkel durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels berechnet wird.

Somit ergibt sich der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel durch eine rekursive Berechnung in einem geschlossen-schleifigen System, und die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung wird infolgedessen auch ohne hochpräzise Feststellung des Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkels sichergestellt.

Wenn beispielsweise der Reibkoeffizient µ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche im Reifendynamikmodell auf einen Wert nahe 1,0 festgelegt wird, läßt sich eine besonders günstige Leistung des Steuer/Regelsystems erzielen. Obwohl jedoch die Erfassung des Reibko effizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche für eine stabile und zufriedenstellende Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewe gung im Prinzip nicht erforderlich ist, stellte sich heraus, daß eine genaue Information über den Reibkoeffizienten die Systemleistung dennoch verbessert.

Um dieses Ziel zu erreichen, kann das erfindungsgemäße Verfahren ferner den Schritt umfassen: Schätzen des Reibkoeffizienten zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendy namikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft, die aus der Gierrate und der Querbeschleunigung berechnet wird, und einem Reifenschräglaufwinkel, der aus einem Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkel berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate, der Querbe schleunigung und der Fahrgeschwindigkeit berechnet wird.

Bevorzugt umfaßt der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β_e aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y die Verwendung folgender Gleichung:

β_e = ∫{[(Y_F+Y_R)/mV]-γ}dt

wobei m: Fahrzeugmasse
Y_F: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad)
Y_R: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad).

Diese Gleichung gestattet die Berechnung des Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkels mit hoher Präzision, wenn die Längsgeschwindigkeit der Fahrzeugkarosserie genügend größer ist als der Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit V_x sind relativ klein. Unter extremen Bedingungen, bei denen eine solche Bezie hung nicht gilt, lassen sich folgende genauere Gleichungen verwenden:

V_y = ∫{(Y_F+Y_R)/m-γV_x}dt
β_e = tan^-1(V_y/V_x).

Typischerweise wird die Fahrgeschwindigkeit mit einem Radgeschwindig keitssensor gemessen, und die Ausgabe eines solchen Radgeschwindig keitssensors ergibt eine ausreichende Annäherung der Längsgeschwindig keit des Fahrzeugs.

Die Erfindung wird nun in Ausführungsbeispielen anhand der beigefügten Zeichnungen erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 ein Hauptflußdiagramm des die Erfindung enthaltenden Steuer/Regelprozesses;

Fig. 2 ein Blockdiagramm des Steuer/Regelsystems für ein Vier rad-gelenktes Fahrzeug zur Durchführung der Schritte in Fig. 1;

Fig. 3 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeug in einem ersten Beispiel einer ersten Ausführung;

Fig. 4 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeug in einem zweiten Beispiel der ersten Ausführung;

Fig. 5 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem dritten Beispiel der ersten Ausführung;

Fig. 6 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem ersten Beispiel der zweiten Ausführung;

Fig. 7 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem zweiten Beispiel der zweiten Ausführung;

Fig. 8 ein Blockdiagramm des Steuer/Regelsystems für ein Vier rad-gelenktes Fahrzeug einer zweiten Ausführung;

Fig. 9 in einem Diagramm eine flächige Bewegung des Fahrzeugs;

Fig. 10 in einer zu Fig. 2 ähnlichen Ansicht das Steuer/Regelsy stem für ein Vierrad-gelenktes Fahrzeug einer dritten Ausführung unter Verwendung genauerer Gleichungen zum Schätzen des Fahrzeugkarosse rie-Schräglaufwinkels;

Fig. 11 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem ersten Vergleichsbeispiel für die dritte Ausführung;

Fig. 12 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem ersten Beispiel der dritten Ausführung;

Fig. 13 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem zweiten Beispiel der dritten Ausführung;

Fig. 14 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem zweiten Vergleichsbeispiel für die dritte Ausführung;

Fig. 15 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem dritten Beispiel der dritten Ausführung;

Fig. 16 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem vierten Beispiel der dritten Ausführung;

Fig. 17 ein Hauptflußdiagramm des Steuerprozesses als einer vierten Ausführung;

Fig. 18 ein Blockdiagramm des Steuersystems für ein Vierrad gelenktes Fahrzeug zur Durchführung der in Fig. 17 gezeigten Schritte;

Fig. 19 ein internes Blockdiagramm der in Fig. 18 gezeigten µ-Schätz einheit;

Fig. 20 ein Flußdiagramm des Prozesses zur µ-Schätzung; und

Fig. 21 eine zu Fig. 18 ähnliche Ansicht mit Darstellung der fünften Ausführung, in der zum Schätzen des Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels genauere Schätzungen verwendet werden.

Im folgenden wird der Steueralgorithmus im näheren Detail anhand des Flußdiagramms von Fig. 1 und des Blockdiagramms von Fig. 2 erläu tert.

Zunächst wird der Lenkradwinkel θ_SW eines Lenkrads zu einer vorderen Lenkvorrichtung 1 und einer hinteren Lenkvorrichtung 2 übertragen, und erhöht hierdurch den Vorderradlenkwinkel δ_F bzw. den Hinterradlenkwin kel δ_R. Verschiedene Zustandsvariablen des Fahrzeugs (wie etwa die Gierrate y, die Fahrgeschwindigkeit V, Radlenkwinkel δ) werden ebenfalls zu dieser Zeit erfaßt (Schritt 1).

Dann werden die Reifenschräglaufwinkel α der Vorder- und Hinterräder aus den folgenden Gleichungen, die in den Reifenschräglaufwinkel- Berechnungseinheiten 3 und 4 enthalten sind, gemäß der Lenkwinkel information und der Fahrgeschwindigkeitsinformation erhalten (Schritt 2).

α_F = β_e+(L_F/V)γ-δ_F (Vorderräder) (10-1)
α_R = β_e-(L_R/V)γ-δ_R (Hinterräder) (10-2)

wobei α_F: Vorderradschräglaufwinkel,
α_R: Hinterradschräglaufwinkel,
β_e: hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel,
δ_F: Vorderradlenkwinkel, und
δ_R: Hinterradlenkwinkel.

Es wird angenommen, daß die Anfangswerte der Reifenschräglaufwinkel αund des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β_e auf den Wert null rückgesetzt sind, wenn die Lenkwinkel δ und die Gierrate y beide null sind.

Die Reifenschräglaufwinkel α werden in die folgende Gleichung (Glei chung 11) für das Reifendynamikmodell eingesetzt, das in Seitenfüh rungskraft-Berechnungseinheiten 5 und 6 enthalten ist, um die Seiten führungskräfte Y der Vorder- und Hinterräder zu erzeugen (Schritt 3).

Y = -(µCα-µ²C²α²/4µW).{1-(X/µW)²}^1/2
wenn |α| < 2W/C
Y = -µW{1-(X/µ)²}^1/2
wenn |α| < 2W/C (11)

wobei µ: Reibkoeffizient zwischen der Straßenoberfläche und den Reifen,
C: Seitenführungskraft,
W: Straßenkontaktdruck, und
X: Längskräfte. µ kann einen Wert nahe 1 einnehmen, oder einen durch ein bekanntes Verfahren geschätz ten Wert.

C ist ein Wert, der aus einem vorbestimmten Kennfeld erhalten wird, die als mathematische Funktion von µ und W vorliegt. W ist ein Wert, der um die Längs- und Querbeschleunigungen kompensiert ist, oder ein Wert, der von einem in einem Radaufhängungssystem angebrachten Lastsensor erhalten wird. X besteht aus einem Wert, der aus einer Beschleunigung (Verzögerung) geschätzt ist, oder aus einem Bremsfluiddruck oder der Motorausgangsleistung erhalten ist. Die Seitenführungskraft Y kann aus der Gleichung des dynamischen Modells des Reifens (Gleichung 11) erhalten werden, während die Längskraft Z bei null gehalten wird, und der Straßenkontaktdruck W auf einem festen Wert gehalten wird. In diesem Fall kann die Schätzgenauigkeit des hypothetischen Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkels β_e abnehmen, wobei jedoch die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung nicht wesentlich beeinträchtigt wird.

Auf der Basis der Vorderrad-Seitenführungskraft Y_F und der Hinterrad- Seitenführungskraft Y_R erzeugt ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel-Berechnungseinhheit 7 einen hypothetischen Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkel β_e (Schritt 4). In diesem Fall erhält man den hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_e durch Differenzie ren des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels und dann Integrieren desselben gemäß folgender Gleichung:

dβ_e/dt = (Y_F+Y_R)/mV-γ (12)

β_e = ∫{[(Y_F+Y_R)/mV]-γ}dt (13)

Durch Rückkopplung dieses hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels β_e zu den Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 läßt sich ein praktisch ausreichender angenäherter Wert des Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkels erhalten. Dieser wird dann zu einer Gleitmo dus-Berechnungseinheit 8 weitergeleitet, die gekennzeichnet ist durch die vorgenannte Gleichung 8, um ein Giermoment M_Z zu erzeugen, das als die Basis zum Annähern des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu null dient (Schritt 5). Auf Basis dieses Werts werden die Längskräfte X_R und X_L der rechten und linken Reifen so ähnlich bestimmt wie in Ver bindung mit dem Stand der Technik erwähnt (Schritt 6), und das Fahr zeug 9 wird entsprechend gesteuert.

In diesem Steueralgorithmus ist der Reibkoeffizient µ zwischen der Straßenoberfläche und dem Reifen nicht als Variable, sondern als Fest wert, beispielsweise 1, definiert. Jedoch stellt dies die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung sicher. Die Ausführbarkeit dieses Punkts wird im folgenden diskutiert.

Ausführung #1 - Beispiel #1

Fig. 3 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β_e mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleunigung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenverzögerung. Anders gesagt, läßt sich unter extremen Bedingungen eine signifikante Verbesserung der Fahrzeugbewegung erzielen, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizient µ übereinstimmt.

Ausführung #1 - Beispiel #2

Fig. 4 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,2 G verzögert. In diesem Fall zeigt die Gierrate y eine adäquate Spurführung, während der tatsächliche Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_e abweicht, der die Tendenz hat, sich null anzunähern. Anders gesagt, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ größer als der tatsächliche Reibkoeffi zient µ ist, bleibt die Fahrzeugbewegung auch dann stabil, wenn es in der Querbeschleunigung YG zu einer gewissen Phasenverzögerung kommt.

Ausführung #1 - Beispiel #3

Fig. 5 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall ist der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β_e in der Phase dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β entgegengesetzt, und wahrscheinlich ist aus diesem Grund die Gierrate y relativ niedrig, während die Querbeschleunigung YG überschießt. Die Reaktion und die Stabilität sind jeweils stark beein trächtigt. Dies liegt wahrscheinlich daran, daß, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ kleiner ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, nur der Reifen mit der geringeren Leistung als der des internen Reifendynamikmo dells berücksichtigt wird.

Hieraus ist ersichtlich, daß das Setzen des angenommenen Reibkoeffi zienten µ auf einen höheren Wert als den tatsächlichen Reibkoeffizienten µkeinerlei signifikantes Problem für die Stabilität und die Reaktion des Fahrzeugs verursacht. Für praktische Zwecke kann er daher auf 1 festge legt werden, wobei es aber möglich ist, den angenommenen Reibkoeffi zienten µ durch mehrere Schritte zu ändern, beispielsweise in Abhängig keit von guten, regnerischen und verschneiten Bedingungen.

Die obige Diskussion der Erfindung zielt auf ein Vierrad-gelenktes Fahr zeug, wobei die Erfindung aber gleichermaßen auch bei Fahrzeugen anwendbar ist, bei denen nur die Vorderräder gelenkt sind (zweite Ausführung). In diesem Fall fehlen die Ausdrücke für den Hinterradlenk winkel, wie in Fig. 8 dargestellt. Anders gesagt, kann der gleiche Vorgang einfach dadurch ausgeführt werden, indem man Hinterradlenk winkel auf null setzt (δ_R = 0).

Ausführung #2 - Beispiel #1

Fig. 6 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β_e mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkel β überein, und sowohl die Stabilität als auch die Reaktion sind verbessert.

Ausführung #2 - Beispiel #2

Fig. 7 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,2 G verzögert. In diesem Fall ist der allgemeine Trend identisch mit dem des Vierrad-gelenkten Fahrzeugs. Anders gesagt, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ größer ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, bleibt die Fahrzeugbewegung auch dann stabil, wenn es in der Querbeschleuni gung YG zu einer gewissen Phasenverzögerung kommt.

Die obigen Gleichungen (12) und (13) können den Fahrzeugschräglauf winkel mit hoher Präzision angeben, wenn die Längsgeschwindigkeit V_x der Fahrzeugkarosserie ausreichend größer ist als der Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel V_y, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit V_x relativ klein sind, wobei aber unter extremen Bedingungen, wenn eine solche Relation nicht gilt, die folgenden präziseren Gleichungen ver wendet werden können.

dV_y/dt = (Y_F+Y_R)/m-γV_x (14)

V_y = ∫{(Y_F+Y_R)/m-γV_x}dt (15)

β_e = tan^-1(V_y/V_x) (16)

Da in diesem Fall die Fahrzeuggeschwindigkeit typischerweise durch einen Fahrgeschwindigkeitssensor zum Erfassen der Drehgeschwindigkeit des Rads gemessen wird, kann die Ausgabe eines solchen Fahrgeschwin digkeitssensors als die Längsgeschwindigkeit V_x der Fahrzeugkarosserie verwendet werden. Eine höhere Präzision läßt sich erzielen, wenn die Fahrgeschwindigkeit V in den Gleichungen (12) und (13) durch die Längsgeschwindigkeit V_x der Fahrzeugkarosserie ersetzt wird.

Fig. 10 ist ein Blockdiagramm eines Steuer/Regelsystems für ein Vier rad-gelenktes Fahrzeug als dritte Ausführung, die diese Gleichungen zum genaueren Schätzen des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels ver wendet. Anzumerken ist hier, daß sich die hypothetische Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7' ein wenig von der hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7 der ersten Ausführung gemäß Fig. 2 unterscheidet. Die Eigenschaften der Fahrzeugbewegungssteuerung der dritten Ausführung werden mit jenen verglichen, die sich ergeben, wenn ein solcher Steuerprozeß durch Simulation ersetzt wird.

Vergleichsbeispiel #1 für Ausführung #3

Fig. 11 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert, ohne Durchführung des obigen Steuerprozesses. In diesem Fall begann die Fahrzeugkarosserie zu schleu dern, und das Fahrzeugverhalten war in hohem Maße unstabil.

Ausführung #3 - Beispiel #1

Fig. 12 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahr zeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkel β_e mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleuni gung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenver zögerung. Anders gesagt, läßt sich eine signifikante Verbesserung der Fahrzeugbewegung unter extremen Bedingungen erzielen, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizienten µ übereinstimmt.

Ausführung #3 - Beispiel #2

Fig. 13 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. Obwohl in diesem Fall der angenommene Reibkoeffizient µ geringer ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, wird die Stabilität der Fahrzeugbewegung nicht beeinflußt, abgesehen von einer geringen Abweichung des tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_e.

Vergleichsbeispiel #2 für Ausführung #3

Fig. 14 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/g mit einer Rate von -0,1 G verzögert, ohne Durchführung des obigen Steuerprozesses. Auch in diesem Fall begann die Fahrzeugkarosserie zu Schleudern, und das Fahrzeugverhalten war höchst unstabil.

Ausführung #3 - Beispiel #3

Fig. 1 5 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,1 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β_e mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleunigung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenverzögerung. Anders gesagt, läßt sich eine signifikante Verbesserung bei der Fahrzeug bewegung unter extremen Bedingungen erzielen, wenn der angenom mene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizienten µ überein stimmt.

Ausführung #3 - Beispiel #4

Fig. 16 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad in jede Richtung um 60 Grad gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,1 G verzögert. Da in diesem Fall - im Gegensatz zum Fall der Ausführung #2-2 - der angenommene Reibkoeffizient µ höher ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, ist die Abweichung des tatsächlichen Fahrzeugkarosse rie-Schräglaufwinkels β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β_e noch kleiner, und es läßt sich ein ziemlich hoher Stabilitätswert erhalten.

Wie oben beschrieben kann erfindungsgemäß ein Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel genau und schnell zur Fahrzeugbewegungssteuerung bestimmt werden. Obwohl der Reibkoeffizient zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche ein wesentlicher Datenwert für das Reifenmodell der Fahrzeugbewegungssteuerung ist, stellte sich heraus, daß ein will kürlich angenommener Reibkoeffizient für praktische Zwecke ausreichend ist. Insbesondere, wenn der angenommene Reibkoeffizient höher als der tatsächliche Reibkoeffizient ist, ergaben sich günstige Ergebnisse. Es stellte sich jedoch heraus, daß die Kenntnis des tatsächlichen Reibkoeffi zienten für noch präzisere und stabilere Steuerergebnisse besonders günstig ist.

Fig. 17 und 18 zeigen eine auf dieser Überlegung beruhende Steuer/Regelanordnung, und das Steuer/Regelsystem ist mit Mitteln zum Schätzen des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßen oberfläche versehen. Im folgenden wird der Steueralgorithmus dieses Aspekts der Erfindung im Detail anhand des Flußdiagramms von Fig. 17 und des Blockdiagramms von Fig. 18 beschrieben.

Zunächst wird der Lenkradwinkel θ_SW des Lenkrads zu der vorderen Lenkvorrichtung 1 und der hinteren Lenkvorrichtung 2 übertragen, wodurch der Vorderradlenkwinkel δ_F bzw. der Hinterradlenkwinkel δ_R erhöht werden. Zu dieser Zeit werden auch verschiedene Zustands variablen des Fahrzeugs (wie etwa die Gierrate y, die Fahrgeschwindig keit V, die Radlenkwinkel δ und die Querbeschleunigung G_Y) erfaßt (Schritt 1).

Dann werden die Reifenschräglaufwinkel α der Vorder- und Hinterräder aus den zuvor erwähnten Gleichungen (10-1) und (10-2) erhalten und in die Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 gemäß der Lenkwinkelinformation δ und der Fahrgeschwindigkeitsinformation V eingegeben (Schritt 2), ähnlich wie in der ersten Ausführung.

Die Reifenschräglaufwinkel α werden in Gleichung (11) für das Reifendy namikmodell eingesetzt, die in den Seitenführungskraft-Berechnungsein heiten 5 und 6 enthalten ist, um Seitenführungskräfte Y der Vorder- und Hinterräder zu erzeugen (Schritt 3).

Auf Basis der Vorderrad-Seitenführungskraft Y_F und der Hinterrad-Seiten führungskraft Y_R erzeugt ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkel-Berechnungseinheit 7 einen hypothetischen Fahrzeugkarosse rie-Schräglaufwinkel β_e (Schritt 4). In diesem Fall erhält man den hypo thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_e durch Differenzieren des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels, und dann durch Integrieren desselben gemäß den obigen Gleichungen (12) und (13).

Durch Rückkopplung dieses hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels β_e zu den Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 läßt sich im Ergebnis ein praktisch adäquater angenäherter Wert des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels erreichen. Dieser wird dann zu einer Gleitmodus-Berechnungseinheit 8 weitergeleitet, die durch die oben in Verbindung mit dem Stand der Technik erwähnte Gleichung (1) ge kennzeichnet ist, um ein Giermoment M_Z zu erzeugen, das als Basis zum Annähern des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu null dient (Schritt 5). Auf Basis dieses Werts werden die Längskräfte XR und XL der rechten und linken Reifen bestimmt (Schritt 6) und das Fahrzeug 9 wird ent sprechend gesteuert/geregelt.

Zwar würde die Steuerstabilität für praktische Zwecke auch dann nicht beeinträchtigt, wenn der Reibkoeffizient µ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche, der in dem Reifendynamikmodell (Gleichung 11) in den Seitenführungskraftberechnungseinheiten 5 und 6 verwendet wird, auf einen geeigneten Festwert nahe 1 gesetzt wird. Es bestätigte sich aber, daß eine höhere Präzision des µ-Werts dazu beiträgt, die Reaktion zu verbessern. Daher wird gemäß diesem Aspekt der Erfindung der µ-Wert aus der Querbeschleunigung G_Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y geschätzt, die relativ leicht zu erfassen sind, und dieser µ-Wert wird für den Prozeß von Schritt 3 verwendet. Im folgenden wird der Betrieb einer µ-Schätzeinheit 10 zum Schätzen des µ-Werts anhand der Fig. 3 und 5 erläutert.

Die Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin kels β_e unter Verwendung der aus dem Reifendynamikmodell (Gleichung 11) berechneten Seitenführungskräfte Y wird fortlaufend im Prozeß von Schritt 4 durchgeführt. Der Zeitpunkt, zu dem der Absolutwert von β_e unter einen bestimmten Wert nahe null fällt, wird bestimmt (Schritt 11). Wenn der Absolutwert von β_e unter diesen Wert nahe null fällt, werden die erfaßten Werte der Querbeschleunigung G_Y, der Gierrate y und der Fahrgeschwindigkeit einem Integrator 11 zugeführt, und ein geschätzter Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_D wird aus der folgenden Glei chung erhalten (Schritt 12)

β_D = ∫{(G_Y/V)-γ}dt, T = ∫dt (17)

Wenn der Absolutwert von β_e unter diesen Wert nahe null fällt, wird der berechnete Wert des geschätzten Fahrzeugkarosserie-Schrägwinkels β_D rückgesetzt, und die Integration wird derart gestartet, daß die Berech nung von β_D nur für eine vorbestimmte Zeitperiode (wie etwa T = 2-3 Sekunden) stattfindet, wenn der Absolutwert der Änderungsrate des Lenkwinkels unter einem vorbestimmten Wert liegt. Durch Wiederholung hiervon lassen sich akkumulierende Integrationsfehler vermeiden.

Der somit erhaltene geschätzte Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_D wird einer geschätzten Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berech nungseinheit 12 zugeführt, und der geschätzte Reifenschräglaufwinkel α_e wird für jedes der Vorder- und Hinterräder aus den folgenden Gleichun gen erhalten (Schritt 13).

α_eF = β_D+(L_F/V)γ-δ_F (18-1)
α_eR = β_D+(L_R/V)γ-δ_R (18-2)

Nur wenn der geschätzte Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_D be rechnet wird, werden die Querbeschleunigung G_Y und die Gierrate y, die dieser Zeitperiode entsprechen, einer geschätzten Seitenführungskraft- Berechnungseinheit 1 3 zugeführt, und die geschätzte Seitenführungskraft Y_ewird aus den Bewegungsgleichungen als Rückwärtsberechnung für jede der Vorder- und Hinterräder erhalten (Schritt 14).

Y_eF = 1/2L{m.L_R.G_Y+I(dγ/dt)}≈m_F.G_YF (19-1)
Y_eR = 1/2L{m.L_F.G_Y+I(dγ/dt)}≈m_R.G_YR (19-2)

wobei m_F: Masse der Vorderachse
m_R Masse der Hinterachse
G_YF: Querbeschleunigung an der Vorderachse
G_YR: Querbeschleunigung an der Hinterachse
L: Rad stand (L_R+L_L)

Die somit erhaltenen geschätzten Seitenführungskräfte Y_eF und Y_eR und die geschätzten Reifenschräglaufwinkel α_eF und α_eR werden einer µ-Be rechnungseinheit 16 zugeführt. Es werden Daten über die Beziehung zwischen den geschätzten Seitenführungskräften Y_e und den geschätzten Reifenschräglaufwinkeln α_e aufgebaut (Schritt 15). Wenn gewertet wird, daß eine ausreichende Datenmenge aufgebaut worden ist (beispielsweise die Daten, die den Fall von Schräglaufwinkeln von fünf Grad oder mehr beinhalten) werden die geschätzten Reifenschräglaufwinkel α_e einem Reifeneigenschaftsmodell 14 des Fahrzeugs zugeführt, in dem die experi mentell erhaltene Beziehung zwischen dem Reifenschräglaufwinkel α, der Seitenführungskraft Y und dem Reibkoeffizienten µ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche vorab in Form eines Kennfelds gespeichert ist. Die hypothetische Seitenführungskraft Y_d wird dann von jedem der rechten und linken Räder erhalten, während sich µ von 0 zu 1,2 ändert (Schritt 16).

Die aus den Daten zu dieser Beziehung erhaltenen hypothetischen Seitenführungskräfte Y_dF und Y_dR, sowie die geschätzten Seitenführungs kräfte Y_eF und Y_eR werden einem Komparator 15 zugeführt, um den Wert von µ zu erhalten, der die durchschnittliche Standardabweichung mini miert (Schritt 17), und die Berechnung von Schritt 3 wird unter Ver wendung dieses optimierten Werts von µ durchgeführt (Schritt 18).

Dieser Bearbeitungsprozeß wird sequentiell (mit einer geeigneten Fre quenz) durchgeführt, wenn das Fahrzeug ohne jede Beschleunigung oder Verzögerung fährt, so daß die Fahrzeugbewegungssteuerung auf Echt zeitbasis unter Berücksichtigung der laufenden Änderungen des Zustands der Straßenoberfläche durchgeführt werden kann.

Die obigen Gleichungen (6) und (7) erzeugen den Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel mit hoher Präzision, wenn die Längsgeschwindigkeit V_x der Fahrzeugkarosserie ausreichend größer ist als der Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel V_y, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit V_x relativ gering sind, wobei jedoch unter extremen Bedingungen, wenn eine solche Beziehung nicht gilt, anstelle der Gleichungen (12) und (13) die Gleichungen (14) und (16) verwendet werden können.

Fig. 21 ist ein Blockdiagramm eines Steuer/Regelsystems für ein Vier rad-gelenktes Fahrzeug einer fünften Ausführung, das diese Gleichungen zur genaueren Schätzung des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels verwendet. Anzumerken ist, daß sich in diesem Fall die hypothetische Fahrzeuggeschwindigkeit-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7' von der hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungs einheit 7 der in Fig. 18 dargestellten vierten Ausführung unterscheidet.

Die obige Diskussion war auf die Anwendung der Erfindung bei einem Vierrad-gelenkten Fahrzeug gerichtet, wobei jedoch die Erfindung glei chermaßen auch bei Fahrzeugen anwendbar ist, bei denen nur die Vor derräder gelenkt werden, wie sich leicht aus dem Vergleich der ersten und zweiten Ausführungen entnehmen läßt.

Somit kann die Fahrzeugbewegung mit für praktische Zwecke ausrei chender Reaktion und Stabilität gesteuert/geregelt werden, und zwar ohne genaue Bestimmung des Reibkoeffizienten zwischen der Straßen oberfläche und den Reifen, wobei die Kenntnis des Reibkoeffizienten auf der Basis einer Schätzung aus dem dynamischen Verhalten des Fahr zeugs die Leistung des Steuer/Regelprozesses noch weiter verbessern kann. Daher kann die Gesamtstruktur des Systems vereinfacht werden, und die Herstellungskosten können reduziert werden. Daher läßt sich bei einem hochleistungsfähigen Fahrzeugbetriebs-Unterstützungssystem ein signifikanter Fortschritt erzielen.

Es wird ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahr zeugkarosserie-Schräglaufwinkels β vorgeschlagen, um eine Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewegung mit für praktische Zwecke ausreichender Reaktion und Stabilität zu gestatten, auch ohne direkte Erfassung oder genaue Schätzung des Reibkoeffizienten µ zwischen der Straßenoberfläche und dem Reifen. Ein Reifenschräglaufwinkel α wird aus der Gierrate y, der Fahrgeschwindigkeit V, dem Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β und dem Lenkwinkel δ berechnet. Eine Seitenfüh rungskraft y wird aus einem Reifendynamikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräglaufwinkels α berechnet. Ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β_e wird aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y berechnet. Der Reifen schräglaufwinkel α wird durch rekursive Rückkopplung des hypotheti schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β_e berechnet.

Claims

1. Verfahren zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin kels bei der Bewegungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs, umfassend die Schritte:
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindigkeit (V), einem Fahrzeugkaros serie-Schräglaufwinkel (β), der als ein Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
Berechnen einer Seitenführungskraft (Y) aus einem Reifendy namikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräg laufwinkels (α); und
Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg laufwinkels (β_e) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwin digkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der Reifenschräglaufwinkel (α) durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (β_e) berechnet wird.

2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibkoeffizient (µ) zwischen dem Reifen und der Straßen oberfläche in dem Reifendynamikmodell auf einen Wert in der Nähe von 1,0 festgelegt wird.

3. Verfahren nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch den Schritt:
Schätzen des Reibkoeffizienten (µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft (Y_e), die aus der Gierrate (y) und der Querbeschleunigung (G_Y) berechnet wird, und einem Reifenschräglaufwinkel (α_e), der aus einem Fahr zeugkarosserie-Schräglaufwinkel (β_D) berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate (y), der Querbeschleunigung (G_Y) und der Fahrgeschwindigkeit (V) berechnet wird.

4. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β_e aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die Verwendung folgender Gleichung umfaßt:
β_e = ∫{[(Y_F+Y_R)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
Y_F: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Y_R: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad).

5. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeug karosserie-Schräglaufwinkels β_e aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die Verwendung der folgenden Gleichungen umfaßt:
V_y = ∫{(Y_F+Y_R)/m-γV_x}dt
β_e = tan^-1(V_y/V_x)
wobei m: Fahrzeugmasse
Y_F: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Y_R: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
V_x: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.

6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Längsgeschwindigkeit (V_x) des Fahrzeugs aus einer Radge schwindigkeit des Fahrzeugs ermittelt wird.

7. Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglauf winkels bei der Bewegungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs, umfassend:
eine Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen eines Reifen schräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindig keit (V), einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel (β), der als Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
eine Berechnungseinheit (5, 6) zum Berechnen einer Seiten führungskraft (Y) aus einem Reifendynamikmodell unter Berück sichtigung zumindest des Reifenschräglaufwinkels (α); und
eine Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypo thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (β_e) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwindigkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin kel (β_e) zur Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen des Reifen schräglaufwinkels (α) rückgekoppelt wird.

8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß ein Reibkoeffizient (µ) zwischen dem Reifen und der Straßen oberfläche in dem Reifendynamikmodell auf einen Wert in der Nähe von 1,0 festgelegt ist.

9. Vorrichtung nach Anspruch 7, ferner gekennzeichnet durch eine Berechnungseinheit (10) zum Schätzen des Reibkoeffizienten (µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwen dung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwi schen der Seitenführungskraft (Y_e), die aus der Gierrate (y) und der Querbeschleunigung (G_Y) berechnet ist, sowie dem Reifenschräg laufwinkel (α_e), der aus einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin kels (β_D) berechnet ist, der wiederum aus der Gierrate (y), der Querbeschleunigung (G_Y) und der Fahrgeschwindigkeit (V) be rechnet ist.

10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypotheti schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (β_e) aus der Seiten führungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y die folgende Gleichung verwendet:
β_e = ∫{[(Y_F+Y_R)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
Y_F: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Y_R: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad) ist.

11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Berechnungseinheit (7) zur Berechnung eines hypotheti schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β_e aus der Seiten führungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die folgenden Gleichungen verwendet:
V_y = ∫{(Y_F+Y_R)/m-γV_x}dt
β_e = tan^-1(V_y/V_x)
wobei m: Fahrzeugmasse
Y_F: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Y_R: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
V_x: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.

12. Vorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Längsgeschwindigkeit (V_x) des Fahrzeugs aus einer Radge schwindigkeit des Fahrzeugs ermittelt wird.