CN1184047A - 防闭锁制动系统,控制起点确定方法及车轮参数控制器 - Google Patents

Abstract

一种防闭锁制动系统,该系统包括一个摩擦转矩梯度估算装置,用来根据少数参数估算出相对于滑动速度的摩擦转矩梯度,并且根据摩擦转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度来控制作用在车轮上的制动力。摩擦转矩梯度估算装置可以采用多种估算方法,这其中包括仅仅根据与车轮速度有关的时序数据估算摩擦转矩梯度的方法等。另外还提供了一种根据估算的摩擦转矩梯度来确定在车轮与路面之间产生的摩擦转矩特性限度的方法。

Description

防闭锁制动系统，控制起点确定方法及车轮参数控制器

本发明涉及一种防闭锁制动系统(以下称为ABS)，该系统包括估算装置，用来相对于滑动速度根据少数参数估算出车轮从路面上接收到的摩擦转矩的梯度(以下称为摩擦转矩梯度)，并且根据摩擦转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度来控制作用在车轮上的制动力。

具体地说，摩擦转矩梯度估算装置可以采用多种估算方法，这其中包括仅仅根据与车轮速度有关的时序数据估算摩擦转矩梯度的方法；根据与车轮减速度有关的时序数据和与制动转矩有关的时序数据或是涉及制动转矩的物理参数来估算摩擦转矩梯度的方法；或是根据微量增益来估算摩擦转矩梯度的方法，这种增益是在由车体，车轮及路面构成的振动系统的共振频率下发出很小的制动压力时获得的，它可以体现出振动系统的特性。

另外还有一种方法，可以根据这种估算的摩擦转矩梯度来确定在车轮和路面之间产生的摩擦特性的限度。采用通过这种确定方法来确定限度的限度确定装置可以准确地获得防闭锁制动控制和其他伺服控制操作的起始点。

以摩擦转矩的估算梯度为依据的ABS控制方法被划分成两种：其一是伺服控制方法，用于控制车轮的状态参数或是与车轮的运动有关的物理参数，使其跟随一定的目标值；还有一种控制摩擦转矩估算梯度的方法，使其符合一个参考值。

在伺服控制方法中，如果用限度确定装置确定了摩擦转矩特性的限度，就执行计算操作，以便校正车轮状态参数的预置目标。这样就能在路面上保证稳定的防闭锁制动操作，使摩擦转矩的梯度在峰值摩擦系数(μ)附近急剧地变化。

按照控制摩擦转矩梯度使其符合参考值的防闭锁制动控制方法，使用少数的参数来估算摩擦转矩梯度，可以显著地改善估算精度，从而实现更精确的防闭锁制动控制。具体地说，如果对微量增益(摩擦转矩梯度的一种标志)进行控制，使其跟随一个参考值，只有参照的车轮会发出很小的制动压力。为了防止由于制动压力的微小振动在车轮之间产生的干扰，对其他车轮至少也需要采用车轮速度跟随伺服控制或是制动力跟随伺服控制。有关的现有技术：

在惯用的防闭锁制动系统中，车速信号，车辆的加速/减速信号，以及与模拟车轮速度的速度有关的信号是根据车轮速度传感器输出的信号产生的。将这些信号相互比较，从而实现防闭锁制动操作，并且根据这种比较结果来控制制动力。

日本专利申请公开61-196853号公开了一种防闭锁制动控制器，在其中通过在估算车速和根据车轮速度等等计算出的参考速度之间进行比较来确定车轮闭锁的风险。如果存在车轮闭锁的风险，就降低制动力。如图16所示，在这种防闭锁制动控制器中采用的方法是在给定的斜率处根据从车轮速度计算出的速度Vw的谷值来确定估算的车速Vv。在估算车速Vv和实际车速Vv*之间显然会存在差别。

在这种防闭锁制动控制器中，为了防止在恶劣路面上行驶时由于车轮与地面接触负荷的变化造成估算车速Vv大于实际车速Vv*，如果出现车轮速度值大于估算车速的情况，就需要抑制估算车速的增加速率。

如果对在某一速度下行驶的车辆实行制动，在车轮与路面之间就会发生滑动。已知在车轮与路面之间的摩擦系数μ相对于用以下公式表示的滑差率S而变化，其变化方式如图17所示。

S＝(Vv*-Vw)/Vv*    (1)其中的Vv*是实际车速，Vw是车轮速度。

按照这种μ-s特性，摩擦系数μ在某一滑差率(对应图17中的区域A2)下达到峰值。如果预先知道使摩擦系数μ达到峰值的滑差率，就可以根据车速和车轮速度确定滑差率，从而对滑差率进行控制。

出于这一原因，在日本专利申请公开1-249559号公开的防闭锁制动控制器中，滑差率是根据车速和轮速等等的近似值来计算的，并且根据计算的滑差率和预置的滑差率之间的比较来控制知道力。为了防止由于估算车速Vv与实际车速Vv*之间的差别使车辆长时间维持在没有制动的状态，可以利用防闭锁制动控制器来防止制动压力长时间维持在降低的压力。

如图18所示，惯用的防闭锁制动控制器包括一个车速估算部2，用于根据轮速ωw和车辆加速度dVv/dt估算出估算的车速Vv；以及一个制动力控制部3，用于根据轮速ωw和估算的车速Vv检测出车轮的闭锁状态，并且控制准备提供给车辆驱动系统1的制动力Pb。具体地说，制动力控制部3通过所谓的PID控制方式同时或是相互独立地控制提供给四个车轮的制动力。

然而，上述惯用的防闭锁制动控制器存在以下缺点：

具体地说，为了用车速估算部估算出车速，如图16所示，制动力必须被复原，直到根据轮速确定的车速Vw和实际车速Vv*变成彼此相符或是近似相等时为止。因此，提供给车轮的制动力必须按照较低的频率反复增加或是降低。另外，由于准备与参考速度相比较的车速是根据轮速或是车辆的加速度/减速度来确定的一种近似值，估算的车速有时候与实际车速有明显的差别。在某些情况下，车轮会长时间陷入闭锁状态，或是为了使车辆恢复解锁状态而急剧地降低制动力。这样，车辆的状态就会受到明显的影响，导致制动距离延长或是不应有的振动。

如果防闭锁制动控制器是按照滑差率来控制制动力的，很容易预测出在摩擦系数达到最大值时的滑差率随着车辆行驶的路面状态而发生的变化。因此就需要检测和估算出路面的状态，并且对应路面的状态准备多个参考的滑差率，或是根据路面的状态来改变参考的滑差率。

美国专利US4794538号(1988年12月27日)公开了一种方法，用来根据车轮油缸压力和轮速估算出车轮与路面之间的摩擦系数μ，并且按照所获的摩擦系数μ来控制作用在车轮上的制动力。在这种技术方案中普遍采用一种在线识别方法，按照车轮和车速的数学模型，通过车轮油缸压力的时序数据和车轮速度识别出三个参数(p2，p1，c1)。根据由此识别的参数p2计算出路面上的摩擦系数μ的梯度，并且根据梯度计算出摩擦系数μ。这种技术可以在无需估算车速的情况下针对各种路面获得摩擦系数μ或是摩擦系数μ的梯度。这样就能解决上述的某些问题。

总地来说，采用系统识别方法需要大量的计算，其计算量与被识别参数量的平方成正比。另外，识别精度随着参数量的增加而恶化。这种惯用的方法需要同时识别三个参数，并且包含大量的计算，存在着与识别精度有关的问题。

以上任何一种防闭锁制动控制系统都具有受到轮胎特性强烈影响的非线性特性。由于防闭锁制动控制装置是采用PID控制操作同时或是相互独立地控制着提供给四个车轮的制动力pb，没有考虑到四个车轮之间的相互干扰不可能实现最佳的防闭锁制动控制。

本发明的目的就是要解决背景技术中存在的上述缺陷。按照本发明的第一方面，本发明的目的是提供一种防闭锁制动控制器，它通过使用少量的参数相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度，并且具有很高的精度，而不是根据轮速和车速之间的比较或是根据滑差率之间的比较来检测车轮的闭锁状态；这种控制方式与路面的条件无关，能够按照摩擦转矩的梯度稳定和平稳地实现防闭锁制动操作。本发明第一方面的另一目的是提供一种防闭锁制动控制器，它能够针对四个车轮之间的相互干扰实现一种最佳的防闭锁制动控制操作。本发明的其他目的是提供一种摩擦转矩梯度估算装置，它能够通过使用少量的参数相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度，并且具有很高的精度。

关于这种防闭锁制动控制操作的惯用技术是确定防闭锁制动控制的起始点，以便使车轮进入预定的运动状态。在这种技术中，相对于时间对轮速微分，从而获得车轮的减速度dVR/dt。如果车轮的减速度dVR/dt小于一个给定值-a。(预置的车轮减速度)，就降低制动压力，以便防止车轮被闭锁(“Studies on an ABS of a Vehicle，“Japan ABS Co.，Ltd.，pp.47 to 51)。

然而，上述用于确定防闭锁制动控制起始点的方法有一个问题，如果缓慢地向在具有小摩擦系数μ的路面上行驶的驱动轮施加制动力，使得车轮的减速度不能达到给定值-a。，就不能确定防闭锁制动控制的起点，就会造成车轮闭锁。简单地说，如果车辆行驶的路面具有小的摩擦系数μ，产生的制动转矩就比较小，即使是缓慢地施加制动也会造成小范围的车轮闭锁。

不仅在ABS中会遇到这种问题，在控制车轮的技术中也会遇到这类问题，这样就能进入预定的运动状态，例如牵引控制(TRC)；例如那种在车轮闭锁之前将车轮保持在运动状态，以便跟随峰值摩擦系数μ的技术，或是将车轮维持在预定滑差率范围之内的技术。这种问题的主要原因是由于车轮运动的动态特性随着车辆行驶的路面上的摩擦系数μ而变化。

本发明的目的就是要解决上述问题。按照本发明的第二方面，本发明的目的是提供一种控制起动确定方法，它能够精确和稳定地确定控制的起始点，使车轮进入预定的运动状态，与路面的摩擦系数μ和制动的软/硬无关。

如上所述，按照滑差率控制制动力的防闭锁制动系统必须根据路面的条件来控制制动力。所以，有人提出了一种防闭锁制动控制器(日本专利申请7-220920号)。在这种控制器中，不需要通过滑差率的比较来检测车轮的闭锁状态，在车轮和路面构成的车轮振动系统(在车轮与路面保持接触的状态下)的共振频率f1下，仅仅向车轮施加很小的制动力。在轮速的共振频率分量由于振动系统共振频率的移动而出现急剧下降时，就认为车轮的状态处于车轮即将被闭锁的状态，并且需要降低制动力。

在仅仅施加很小制动力的防闭锁制动控制器中，为了防止所有车轮出现闭锁，作用在所有车轮上的制动力都是很小的。为此，每个车轮必须设有一个用于瞬间激发的调节器。

在用很小量的力同时激励左、右车轮，使其跟随峰值摩擦系数μ的情况下，在表面上具有不同摩擦系数μ的所谓裂缝道路上，由于左、右路面之间摩擦系数μ的差别，车轮从车轮运行方向和相反方向的左、右路面上接收到不同的摩擦力(也就是制动力)，给车辆造成不稳定性。

另外，如果用很小的力激励连接到驱动轴上的左、右驱动轮之一，具有激发频率的振动就会通过驱动轴传到另一个驱动轮上，造成左、右驱动轮之间的干扰。

本发明的目的就是要解决上述问题。按照本发明的第三方面，本发明的目的是提供一种用很小的量激励制动力的防闭锁制动控制器，在其中用很小的量激励尽量少数的车轮，并且防止车辆在左、右路面部位具有不同摩擦系数的裂缝道路上行驶时的不稳定，以及防止左、右驱动轮之间的干扰。

为了实现上述目的，按照本发明第一方面所提供的防闭锁制动控制器包括：轮速检测装置，用于按照给定的采样间隔检测车轮的速度；转矩梯度估算装置，用于相对于滑动速度根据与轮速检测装置检测到的车轮速度有关的时序数据估算出摩擦转矩的梯度；以及控制装置，用于控制作用在车轮上的制动力，使转矩梯度估算装置估算的摩擦转矩梯度落在包括一个参考值的预定范围之内。

具体地说，转矩梯度估算装置进一步包括第一计算装置，用于根据涉及车轮速度的时序数据来计算与车轮加速度有关的物理参数以及与车轮加速度的变化有关的物理参数；以及第二计算装置，用于按照第一计算装置计算出的与车轮加速度有关的物理参数以及与车轮加速度的变化有关的物理参数计算一个物理参数，它体现了与车轮加速度有关的物理参数随时间的变化和与车轮加速度的变化有关的物理参数随时间的变化，并且按照由此计算出的物理参数来估算摩擦转矩的梯度。

具体地说，第二计算装置采用梯度模型来估计车轮受到摩擦转矩和制动力时所获得的车轮运动状态，梯度模型中的摩擦转矩相对于滑动速度按照摩擦转矩的梯度线性地变化；预先把这样估计出的运动状态转换成相对于滑动速度的摩擦转矩梯度和与车轮加速度的变化有关的物理参数之间的关系，前者是一种有待识别的与车轮加速度有关的物理参数；并且对通过按顺序为上述关系提供与检测的轮速有关的时序数据而获得的数据采用线性系统识别方法，从而相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度。

具体地说，第一计算装置按照以下的公式来计算与车轮加速度有关的物理参数： ${\mathrm{\Φ}}_i\left[K\right]=\left[\begin{array}{c}\mathrm{\τ}\left\{{\mathrm{\ω}}_i\right[K-1]-{\mathrm{\ω}}_i[K-2\left]\right\}/J\\ 1\end{array}\right]$ 其中的ωi[K]表示与在时间K(K＝1，2，....)的采样点上检测到的第i个车轮的速度有关的时序数据，τ表示采样间隔，而J是车轮的惯量。

然后，第一计算装置还要按照以下公式计算与车轮加速度的变化有关的物理参数：

Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]

另外，第二计算装置还要根据以下递归公式估算出物理参数θi，它代表与车轮加速度有关的物理参数随时间的变化和与车轮加速度的变化有关的物理参数随时间的变化：

${\mathrm{Li}}^{\left[k\right]}=\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\φ}}_i\left[k\right]}{\mathrm{\λ}+{\mathrm{\φ}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\φ}}_i\right[k]}$ $p_i\left[k\right]=\frac{1}{\mathrm{\λ}}\left[p_i\right[k-1]-\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\φ}}_i\left[k\right]{\mathrm{\φ}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1]}{\mathrm{\λ}+{\mathrm{\φ}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\φ}}_i\right[k]}]$ 其中的λ是一个埋没(oblivion)系数，而“T”是矩阵的移项，并且

获得估算值θ_i矩阵的第一元素，将其作为相对于滑动速度的摩擦转矩梯度。

按照本发明第一方面所提供的防闭锁制动控制器包括车轮减速度检测装置，用于检测车轮的减速度；制动转矩检测装置，用于检测制动转矩；转矩梯度估算装置，它按照按给定采样间隔检测到的关于车轮减速度的时序数据以及按给定采样间隔检测到的制动转矩或是关于制动转矩的物理参数的有关时序数据相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度；以及用于控制作用在车轮上的制动力的控制装置，使转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度落在包括一个参考值的预定范围之内，在其中采用梯度模型来估计当摩擦转矩和制动转矩施加到车轮上时所获得的车轮运动状态，梯度模型中的摩擦转矩相对于滑动速度按照摩擦转矩的梯度线性变化；把由此估计出的运动状态预先转换成相对于滑动速度的摩擦转矩梯度和与滑动速度的变化有关的物理参数之间的关系，前者是一种有待识别的与摩擦转矩的变化有关的物理参数，这些参数可以用制动转矩和车轮减速度来表示，并且对通过按顺序为上述关系提供与检测的车轮减速度有关的时序数据和关于检测的制动转矩或是涉及制动转矩的物理参数的时序数据而获得的数据采用一种在线系统识别方法，从而相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度。

转矩梯度估算装置最好是按下述方式估算出每个车轮的摩擦转矩梯度。具体地说，如果用“Yi[j]”表示在时间“j”的采样点上与第i个车轮的车轮减速度有关的时序数据，用“Tbi[j]”表示关于制动转矩的时序数据，用“τ”表示给定的采样间隔，用“j”表示车轮的惯量，用“Rc”表示车轮半径，用“M”表示车的质量，用“Tb[j]”表示一个矢量，它包括涉及各个车轮的制动转矩的时序数据分量，用“Y[j]”表示一个矢量，它包括关于各个车轮的减速度的时序数据分量，“I”表示一个单位矩阵，而“A”代表一个矩阵，它的对角线元素是{(J/MRc²)+1}，非对角线元素是J/MRc²，这样就可以用下式来表示与摩擦转矩的变化有关的物理参数“f”和与滑动速度的变化有关的物理参数“φ”：

f＝-J(Y[j+1]-Y[j])+Tb[j+1]-Tb[j] $\mathrm{\φ}=\mathrm{\τ}\·A\·Y\left[j\right]+\frac{\mathrm{\τ}}{J}(I-A)\mathrm{Tb}\left[j\right].$

假设“K”是一个矩阵，它的对角线元素是各个车轮的摩擦转矩梯度(这是一个有待识别的参数)，而非对角线元素是0，预先把估计的运动状态转换成以下公式：

K·φ＝f.

按顺序为上述公式提供与检测的车轮减速度有关的时序数据Yi[j](j＝1，2，3，...)和与检测的制动转矩有关的时序数据Tbi[j](j＝1，2，3，...)，从而获得数据。对由此获得的数据采用在线系统识别方法，从中估算出各个车轮的摩擦转矩梯度。

控制装置需要计算各个车轮的制动力负荷量，并且按照计算出的制动力负荷量来控制作用在各个车轮上的制动力。具体地说，就是把各个车轮上产生的摩擦转矩达到最大值时的滑动速度当作一个平衡点。在摩擦转矩和车轮上的制动力负荷量处于平衡点附近时获得的各个车轮的运动状态被施加到各个车轮上，并且将在各个车轮中产生的摩擦转矩被施加到整个车上时所获得的车辆运动状态和第一及第二模型一起使用。在第一模型中，在平衡点附近，各个车轮的摩擦转矩中相对于各个车轮滑动速度中的扰动的非线性变量可以用一个线性变量来表示，这一线性变量相对于各个车轮滑动速度中的扰动在一个第一范围内变化。在第二模型中，在平衡点附近，各个车轮的摩擦转矩梯度中相对于各个车轮滑动速度中的扰动的非线性变化可以用一种线性变化来表示，这种线性变化相对于各个车轮滑动速度中的扰动在一个第二范围内变化。各个车轮上的上述制动力负荷量是这样确定的，也就是使第一和第二范围落入一个预定的允许范围之内，并且使由第二模型确定的摩擦转矩梯度与转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度相符，而第二模型是按照使第二范围落入预定的允许范围之内的条件来设计的。作用在各个车轮上的制动力是按照由此获得的制动力负荷量来控制的。

转矩梯度估算装置最好具备一个微量激励装置，用于在车体，车轮及路面构成的振动系统的共振频率下激励一个很小的制动压力；一个微量增益计算装置，用于计算一个微量增益，它是在用微量激励装置激励一个很小的制动压力时获得的制动压力的很小的幅值与车轮速度的共振频率分量的很小的幅值之间的比例；以及输出装置，它按照微量增益计算装置计算的微量增益来估算相对于滑动速度的摩擦转矩梯度，并且输出估算出的摩擦转矩梯度。[按照本发明第一方面的防闭锁制动控制器的原理]

制动力通过与路面相接触的轮胎外胎的表面作用在路面上。实际上，这种制动力通过路面和车轮之间产生的摩擦力的传递从路面作用到车体上，形成阻力(摩擦转矩)。如果在车辆按某一速度行驶时施加制动力，在车轮和路面之间就会出现滑动。在这种情况下，作为阻力由路面作用到车轮上的摩擦转矩相对于(转换成角速度的)滑动速度ωs按照图5所示的方式变化，可以用以下公式来表示：

ωs＝ωv-ωi其中的ωv是(用等效的角速度表示的)车速，ωi是转换成角速度的第i个车轮的轮速(“i”代表车轮的编号，i＝1，2，3，....)。

如图5中所示，最初，摩擦转矩随着滑动速度的增加而增加。在滑动速度ω0处，摩擦转矩达到最大值fi0，并且在滑动速度大于ω0时随着滑动速度的增加而下降。此处的滑动速度ω0相当于车轮和路面之间的摩擦系数μ处于最大值(与图17中的峰值摩擦系数μ相对应的峰值摩擦系数μ)时获得的滑动速度。

从图5中可见，当ωs＜ω0时，摩擦转矩梯度(以下成为摩擦转矩梯度)相对于滑动速度是正值(＞0)，在ωs＝ω0时是零，在ωs＞ω0时是负值(＜0)。如果摩擦转矩梯度是正值，车轮就处于制动状态。当摩擦转矩梯度为零时，摩擦系数μ达到峰值。如果摩擦转矩梯度是负值，车轮就会被闭锁。车轮运动的动态特性就是这样按照摩擦转矩的梯度来变化的，从中可以估算出车轮的运动状态。

按照本发明的第一方面，实时的摩擦转矩梯度是仅仅根据与轮速有关的时序数据来估算的，不需要估算车速。作用在车轮上的制动力受到控制，使得由此估算出的摩擦转矩梯度落在包括一个参考值的给定值范围之内。

换一种方式，实时的摩擦转矩梯度是根据与车轮减速度有关的时序数据和关于制动转矩的时序数据来估算的，不需要估算车速。作用在车轮上的制动力受到控制，使得由此估算出的摩擦转矩梯度落在包括一个参考值的给定值范围之内。与制动转矩相联系的一个物理参数，也就是车轮的油缸压力可以被用来代替制动转矩。

因此，在本发明中，车轮可以维持在与处于包括一个参考值的预定范围内的摩擦转矩梯度相对应的运动状态。只要把对应峰值摩擦系数μ的参考值设定为零，在摩擦系数μ达到其峰值时，即使由于车辆行驶路面的条件使滑动速度发生了变化，摩擦转矩梯度在峰值摩擦系数μ处必然会变成零。这样，只要将摩擦转矩梯度控制在零，就能始终跟随峰值摩擦系数μ。另外还可以省去车轮速度估算部，这样就能避免反复地增/减制动力。这样就可以实现稳定的驾驶。[按照本发明第一方面的摩擦转矩梯度估算原理]

各个车轮和车体的运动可以用以下公式来表示(在下文中假设车轮数量为四。然而，本发明并不仅限于这种特定实施例)：

Jωi＝RcFi′(V/Rc-ωi)-Tbi               (1)

$\mathrm{Mv}=-\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}F{j}^{\′}(V/\mathrm{Rc}-\mathrm{\ωj})-----\left(2\right)$ 其中的Fi′表示在第i个车轮上产生的制动力，“Tbi”是响应踩油门的力提供给第i个车轮的制动转矩，“M”是车的质量，“Rc”是车轮的有效半径，“J”是车轮的惯量，“v”是车速(见图11)。在上述公式中，符号·表示相对于时间的微分。在公式(1)和(2)中，Fi′用滑动速度(V/Rc-ωi)的函数来表示。

车速被等效地表示成角速度ωv，而摩擦转矩RcFi′用滑动速度的线性函数来表示(梯度是Ki，y轴上的截距是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)，并且用时序数据ωi[k]和ωv[k]来表示轮速ωi和车速ωv，它们是按照采样间隔τ采样的轮速ωi和车速ωv(其中的“k”是采样的时间点；k＝1，2，...，这些时间点彼此相距一个采样间隔τ)，这样就能获得以下公式。 $J\frac{{\mathrm{\ω}}_i\left[k\right]-{\mathrm{\ω}}_i[k-1]}{\mathrm{\τ}}$ ＝Ki(ωv[k-1]-ωi[k-1]+Ti-Tbi    (5) $R_c^{2}M\frac{{\mathrm{\ω}}_v\left[k\right]-{\mathrm{\ω}}_v[k-1]}{\mathrm{\τ}}$ $=-\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}{k}_j\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{\ν}}[k-1]+\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}\left(k_j{\mathrm{\ω}}_j\right[k-1\left]\right)-\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}{T}_j------\left(6\right)$ 将公式(5)和(6)组合在一起，消掉车速的等效角速度ωv，就得到 ${\mathrm{\ω}}_i\left[k\right]-(2-\frac{\mathrm{\τ}}{J}{k}_i-\frac{\mathrm{\τ}}{R_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}{k}_j){\mathrm{\ω}}_i[k-1]$ $+(1-\frac{\mathrm{\τ}}{R_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}{k}_j)(1-\frac{\mathrm{\τ}}{J}{k}_i){\mathrm{\ω}}_i[k-2]-k_i\frac{{\mathrm{\τ}}^2}{{\mathrm{JR}}_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}\left(k_j{\mathrm{\ω}}_j\right[k-2\left]\right)---\left(7\right)$ $=-k_i\frac{{\mathrm{\τ}}^2}{J{R}_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}{T}_j+\frac{{\mathrm{\τ}}^2}{J{R}_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\Σ}}}{k}_j(T_i-T_{\mathrm{bi}}).$

如果在滑动速度为3rad/s条件下出现最大摩擦转矩RcMg/4(“g”表示重力加速度)，就会得到 $\max \left(\mathrm{Ki}\right)=\frac{R_c{M}_g/4}{3}.$

如果考虑τ＝0.005(sec.)，Rc＝0.3(m)，以及M＝100(kg)的特定实施例，得到的max(Ki)＝245。与此相应， $\max \left(\frac{\mathrm{\&tau;}}{R_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\&Sigma;}}}{k}_j\right)\&ap;0.054<<1$ 公式(7)可以近似地表示为： $k_i\frac{\mathrm{\&tau;}}{J}\left\{{\mathrm{\&omega;}}_i\right[k-1]-{\mathrm{\&omega;}}_i[k-2\left]\right\}+f_i------\left(8\right)$ ＝-ω_i[k]+2ω_i[k-1]-ω_i[k-2]其中的 $f_i=k_i\frac{{\mathrm{\&tau;}}^2}{J{R}_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\&Sigma;}}}{T}_j-\frac{{\mathrm{\&tau;}}^2}{J{R}_c^{2}M}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\&Sigma;}}}{k}_j(T_i-T_{\mathrm{bi}})$ 其结果是，公式(8)相对于未知的系数Ki和fi可以用线性的形式来表示。通过对公式(8)采用在线参数识别方法就可以估算出相对于滑动速度的摩擦转矩梯度Ki。

具体地说，通过重复以下的步骤1和2就可以根据检测轮速的时序数据ωi[k]估算出与摩擦转矩梯度有关的时序数据。步骤1

${\mathrm{\&Phi;}}_i\left[K\right]=\left[\begin{array}{c}\mathrm{\&tau;}\left\{{\mathrm{\&omega;}}_i\right[K-1]-{\mathrm{\&omega;}}_i[k-2\left]\right\}/J\\ 1\end{array}\right]-----\left(9\right)$

Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]    (10)

公式(9)的矩阵φi[k]的第一个元素表示与一个采样周期中的车轮加速度有关的物理参数，而公式(10)表示与每个采样周期中车轮加速度改变程度的每个采样周期有关的物理参数。这意味着公式(8)是一个代表车轮运动(减速度)的运动公式。从公式(8)中可以看出摩擦转矩梯度与代表车轮减速度的动态特性的特征根成正比。也就是说，对制动转矩梯度的识别可以被认为是对车轮运动(减速度)的特征根的识别。步骤2

$L_i\left[k\right]=\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k\right]}{\mathrm{\&lambda;}+{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\&phi;}}_i\right[k]}------\left(11\right)$

$p_i\left[k\right]=\frac{1}{\mathrm{\&lambda;}}\left[p_i\right[k-1]-\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k\right]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1]}{\mathrm{\&lambda;}+{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\&phi;}}_i\right[k]}$ θi是通过上述递归公式来计算的，并且提取出θi矩阵的第一元素作为估算的摩擦转矩梯度。在公式(8)中，λ是一个遗忘系数(例如λ＝0.98)，表示以往被消掉的数据范围，而“T”表示矩阵的移项。

公式(11)的左边表示一个物理参数，它代表涉及车轮加速度的物理参数随时间的变化和涉及与车轮加速度有关的变化的物理参数随时间的变化。[按照本发明第一方面估算摩擦转矩梯度的原理]

公式(1)和(2)全部是采用摩擦转矩fi(＝fi′·Rc)和转换成角速度ωv＝v/Rc)的车速用下式来表示的。Jω_i＝F_i(ω_v-ω_i)-T_bi    (12) $M{R}_c^2{\mathrm{\&omega;}}_v=-\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\&Sigma;}}}{F}_j({\mathrm{\&omega;}}_v-{\mathrm{\&omega;}}_i)-----\left(13\right)$ 另外，按照公式(12)，第i个车轮的车轮减速度yi(＝-dωi/dt)可以表示成 $y_i=-\frac{1}{J}{F}_i({\mathrm{\&omega;}}_v-{\mathrm{\&omega;}}_i)+\frac{1}{J}{T}_{\mathrm{bi}}-----\left(14\right)$ 如果用xi代替滑动速度(ωv-ωi)，公式(12)到(14)可以缩写成以下公式。 $x_i=-\frac{1}{M{R}_c^2}\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\&Sigma;}}}{F}_j\left(x_i\right)-\frac{1}{J}\left(x_i\right)+\frac{1}{J}{T}_{\mathrm{bi}}-----\left(15\right)$ $y_i=-\frac{1}{J}{F}_i\left(x_i\right)+\frac{1}{J}{T}_{\mathrm{bi}}------\left(16\right)$

根据第i个车轮的摩擦转矩Fi是滑动速度的非线性函数的假设(参见图5)，在某一滑动速度xi附近的制动转矩F(xi)大致具有下式所表示的线性梯度。具体地说，此处采用了一个梯度模型，其中的摩擦转矩F(xi)相对于滑动速度xi按照摩擦转矩的梯度ki线性地变化。

Fi(xi)＝kixi+μi    (17)

对应第i个车轮(i＝1，2，3，4)来说，在此处假设关于滑动速度的时序数据是xi[j]，关于制动转矩的时序数据是Tbi[j]，并且关于车轮减速度的时序数据是yi[j](j＝0，1，2，...)。此时按照预定的采样间隔τ对每一项时序数据采样。

将公式(17)代入公式(15)和(16)，从中获得一个公式，并且采用采样间隔为τ的上述时序数据将所获的公式转换成离散的公式。 $\frac{x[j+1]-x\left[j\right]}{\mathrm{\&tau;}}=-\frac{1}{J}A\left(\mathrm{Kx}\right[j]+\mathrm{\&mu;})+\frac{1}{J}{T}_b\left[j\right]----\left(18\right)$ $y\left[j\right]=-\frac{1}{J}\left(k_x\right[j]+\mathrm{\&mu;})+\frac{1}{J}{T}_b\left[j\right]------\left(19\right)$ 其中的 $K=\left[\begin{array}{cccc}{k}_1& 0& 0& 0\\ 0& k_2& 0& 0\\ 0& 0& k_3& 0\\ 0& 0& 0& k_4\end{array}\right],\mathrm{\&mu;}=\left[\begin{array}{c}{\mathrm{\&mu;}}_1\\ {\mathrm{\&mu;}}_2\\ {\mathrm{\&mu;}}_3\\ {\mathrm{\&mu;}}_4\end{array}\right],x\left[j\right]=\left[\begin{array}{c}{x}_1\left[j\right]\\ x_2\left[j\right]\\ x_3\left[j\right]\\ x_4\left[j\right]\end{array}\right],Y\left[j\right]=\left[\begin{array}{c}{y}_1\left[j\right]\\ y_2\left[j\right]\\ y_3\left[j\right]\\ y_4\left[4\right]\end{array}\right],T_b\left[j\right]=\left[\begin{array}{c}{T}_{b1}\left[j\right]\\ T_{b2}\left[j\right]\\ T_{b3}\left[j\right]\\ T_{b4}\left[j\right]\end{array}\right]$ $A=\left[\begin{array}{cccc}\frac{J}{M{R}_c^2}+1& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}\\ \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}+1& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}\\ \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}+1& \frac{J}{M{R}_c^2}\\ \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}\end{array}\right]$ 具体地说，x[j]，y[j]，Tb[j]分别表示由各个车轮的滑动速度，车轮减速度，以及制动转矩构成的矢量。

按照公式(19)，在下一次采样时刻获得的车轮减速度y[j+1]可以表示成 $y[j+1]=-\frac{1}{J}\left(\mathrm{Kx}\right[j+1]+\mathrm{\&mu;})+\frac{1}{J}{T}_b[j+1].-----\left(20\right)$

根据公式(19)和(20)可以得到K·(x[j+1]-x[j])＝-J(y[j+1]-[j])+Tb[j+1]-Tb[j].  (21)假设

φ＝(x[j+1]-x[j])                            (22)

f＝-J(y[j+1]-[j])+Tb[j+1]-Tb[j]              (23)公式(21)可以缩写成

K·φ＝f                                     (24)

此处用φ表示相邻采样之间的滑动速度之差；也就是涉及滑动速度变化的物理参数。

把公式(18)和(19)组合在一起，消掉(Kx[j]+μ)这一项，公式(22)就变成了 $\mathrm{\&phi;}=\mathrm{\&tau;Ay}\left[j\right]+\frac{\mathrm{\&tau;}}{J}(I-A)T_b\left[j\right]------\left(25\right)$

假设关于摩擦转矩的时序数据是F[j](这是一个矢量，其中包括关于第i个车轮摩擦转矩的时序数据分量Fi[j])，公式(14)就可以转换成离散的公式，并且被缩写成：

F[j]＝-Jy[j]+Tb[j]                          (26)

将公式(26)代入公式(23)，就得到

f＝F[j+1]-F[j]                         (27)

从公式(27)中可以看出，“f”代表相邻采样之间的摩擦转矩之差；也就是涉及摩擦转矩变化的物理参数。

现已证实，如果使用由公式(17)表示的梯度模型，由公式(12)到(14)表示的车轮运动状态就能近似地用公式(18)和(19)来表示，并且这种近似的运动状态可以被转换成由公式(24)表示的关系。具体地说，车轮的运动状态可以提供相对于滑动速度的摩擦转矩梯度与涉及滑动速度变化的物理参数之间的关系，前者是与摩擦转矩的变化有关的物理参数，并且用(公式23，25表示的)制动转矩和车轮的减速度来表示，而后者是由(公式25表示的)制动转矩和车轮减速度表示的，它们都是有待识别的参数。

这样就能把需要识别的参数集中在一起。与采用三个被识别参数的现有技术相比，本发明可以明显地提高计算精度，并且能缩短计算时间。

对于第i个车轮来说，公式(24)给出

Ki·φi＝fi                                  (28)在这种情况下，公式(24)中的“f”和“φ”被确定为

f＝[f₁，f₂，f₃，f₄]^T

φ＝[φ₁，φ₂，φ₃，φ₄]^T

在本发明中，fi和φi是根据关于第i个车轮减速度的时序数据yi[j]和关于第i个车轮制动转矩的时序数据Tbi[j]用公式(23)和(25)来计算的。将所获的fi和φi代入公式(28)就可以获得数据，再对所获的数据采用在线系统识别方法，就能从中估计和计算出关于第i个车轮的摩擦转矩梯度ki。[本发明的防闭锁制动控制原理]

以上第一种防闭锁制动控制方案是这样实现的，也就是使由此估算出的相对于滑动速度的摩擦转矩梯度跟随一个参考值(该值在车轮完全跟随峰值摩擦系数μ的情况下为零)。尽管可以按照PID控制原理为每个车轮设计通过反馈来控制摩擦转矩梯度的控制系统，也可以采用现代控制理论系统地设计出用于所有四个车轮的系统。在这种情况下，为了实现更精密的控制，控制系统的设计中需要考虑四个车轮之间的干扰。

ABS控制器的非线性特性会受到轮胎特性的强烈影响。因此，不能在这种系统中直接采用现代控制理论。在本发明中，这种非线性特性可以近似地表示成等量的竖直(p1ant)变化。允许这种竖直变化的控制系统是采用强度控制理论根据四个车轮之间的相互干扰来精密设计的，它也是现代控制理论中的一种。以下要详细说明这一控制系统的结构。

在车轮发生闭锁之前，如果通过按下制动踏板产生了对应加速力的制动转矩Tbi′，这一制动转矩(剂操作量)就会作用在车轮上，并且跟随峰值摩擦系数μ，使车轮不会闭锁，每个车轮的运动和车体的运动可以用下述公式(12)和(13)来表示。

Jωi＝Fi(ωv-ωi)-Tbi′+μbi′    (29) $M{R}_c^2{\mathrm{\&omega;}}_v=-\underset{j=1}{\overset{4}{\mathrm{\&Sigma;}}}{F}_j({\mathrm{\&omega;}}_v-{\mathrm{\&omega;}}_i)------\left(30\right)$

Ki＝Gi(ωv-ωi)                   (31)公式(31)是一个输出公式，它显示出各个车轮的摩擦转矩梯度Ki是滑动速度的函数。

如图6A中所示，Fi表示滑动速度的一个非线性函数，并且在ω0处达到其峰值。反之，如图6B所示，Gi表示滑动速度的一个非线性函数，并且在ω0处变为零。这些非线性函数可以通过实线20，23的组合来表示，并且具有在预定范围内的变化。假如相对于ω0的滑动速度中的扰动是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代表图6A中线20的斜率，gi代表图6B中线23的斜率。另外，Wfi和Wgi是用来使非线性变化标准化的加权系数。图6A中的虚线21和22和图6B中的虚线24及25表示非线性变化的上、下限度。也就是说，它们分别对应着Δfi和Δgi的±1限度范围。

公式(32)表示一种线性模型，它代表各个车轮摩擦转矩在平衡点ω0附近相对于扰动xi的非线性变化，出现变化的范围包括图6A中的线20，并且从虚线21延伸到虚线22。公式(33)表示一种线性模型，它代表各个车轮摩擦转矩梯度在平衡点ω0附近相对于扰动xi的非线性变化，出现变化的范围包括图6B中的线23，并且从虚线24延伸到虚线25。

将公式(32)和(33)代入公式(29)，(30)和(31)，就得到以下表示平衡点ω0附近状态的公式。

x＝Ax+B1Δc1x+B2     (34)

y＝c2x+D21Δc1x      (35)其中的 $A=-\frac{1}{M{R}_c^2}\left[\begin{array}{cccc}{f}_1& f_2& f_3& f_4\\ f_1& f_2& f_3& f_3\\ f_1& f_2& f_3& f_3\\ f_1& f_2& f_3& f_3\end{array}\right]-\frac{1}{J}\left[\begin{array}{cccc}{f}_1& 0& 0& 0\\ 0& f_2& 0& 0\\ 0& 0& f_3& 0\\ 0& 0& 0& f_4\end{array}\right],$ $B_1=-\frac{1}{M{R}_c^2}\left[\begin{array}{cccccccc}{w}_{f1}& w_{f2}& w_{f3}& w_{f4}& 0& 0& 0& 0\\ w_{f}1& w_{f2}& w_{f3}& w_{f4}& 0& 0& 0& 0\\ w_{f1}& w_{f2}& w_{f3}& w_{f4}& 0& 0& 0& 0\\ w_{f1}& w_{f2}& w_{f3}& w_{f4}& 0& 0& 0& 0\end{array}\right]-\frac{1}{J}\left[\begin{array}{cccccccc}{w}_{f1}& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& w_{f2}& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& w_{f3}& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& w_{f4}& 0& 0& 0& 0\end{array}\right]$ $B_2=\frac{1}{J}\left[\begin{array}{cccc}1& 0& 0& 0\\ 0& 1& 0& 0\\ 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& 1\end{array}\right],$ $c_1=\left[\begin{array}{cccc}1& 0& 0& 0\\ 0& 1& 0& 0\\ 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& 1\\ 1& 0& 0& 0\\ 0& 1& 0& 0\\ 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& 1\end{array}\right],$ $c_2=\left[\begin{array}{cccc}{g}_1& 0& 0& 0\\ 0& g_2& 0& 0\\ 0& 0& g_3& 0\\ 0& 0& 0& g_4\end{array}\right],$ 另外， $D_{21}=\left[\begin{array}{cccccccc}0& 0& 0& 0& w_{g1}& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& w_{g2}& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& w_{g3}& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& w_{g4}\end{array}\right],$ $\mathrm{\&Delta;}=\left[\begin{array}{cccccccc}{\mathrm{\&Delta;}}_{f1}& 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{f2}& 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{f3}& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{f4}& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{g1}& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{g2}& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{g3}& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0& 0& {\mathrm{\&Delta;}}_{g4}\end{array}\right]-----\left(36\right)$

x＝[X₁X₂X₃X₄]^T，y＝[k₁k₂k₃k₄]^T，

和u＝[u₁u₂u₃u₄]^T

                                           (37)其中的“x”是各个车轮的滑动速度在ω0附近出现的扰动，“y”是各个车轮在ω0附近的摩擦转矩梯度，而u是各个车轮在ω0附近的操作量(对应公式(29)中的ubi)。

如果一个控制系统具有公式(36)所代表的结构，并且允许指定任意的Δ(-1≤Δfi，Δgi≤1)，就可以根据四个车轮之间的干扰来设计防闭锁制动控制系统。采用μ-设计方法就能设计出这种防闭锁制动控制系统，它也是强度控制方法中的一种。

具体地说，具有公式(36)所代表的结构，并且允许指定任意Δ(-1≤Δfi，Δgi≤1)的控制系统是采用μ-设计方法来设计的，从而获得以下的控制器。

Xc＝AcXc+BcY                                 (38)

u＝CcXc+DcY                                  (39)其中的Xc代表控制器的状态；Ac，Bc，Cc，和Dc代表这种控制器的系数矩阵；“y”代表这种控制系统的摩擦转矩梯度。将控制器的状态值代入公式(39)中的Xc，并且将估算的摩擦转矩梯度值代入公式(39)，就可以获得防闭锁制动控制的操作量u。

参见图12的模型，在其中参照车的旋转轴来等效地模拟车轮的振动现象，所考虑的情况是在车体加权为Wv的车辆按速度ωv行驶时的车轮振动现象；也就是由车体，车轮以及路面构成的振动系统的振动现象。

在图12所示的模型中，制动力通过与路面接触的轮胎胎面C的表面作用到路面上。这种制动力实际上作用在车体上，与路面之间形成反作用力(或是摩擦力)。因此，用车体重量旋转轴计算出的等效模型E通过设在轮胎胎面C与路面之间的摩擦部件D(路面的摩擦系数μ)连接到另一侧的车轮A上。这就好象是用车轮下面的巨大惯量来模拟车体重量的情况；也就是与车轮相反一侧的质量，比如说底盘测力计的情况。

在图12中，假定包括轮胎和轮箍的车轮A的惯量是Jw，设在轮箍和胎面C之间的弹性部件的弹性常数是K，车轮半径是R，胎面C的惯量是Jt，设在胎面C与路面之间的摩擦部件D的摩擦系数是μ，并且用车体重量Wv的旋转轴计算出的等效模型E的惯量是Jv，根据车轮的运动公式，就能确定由车轮油缸压力而产生的从制动转矩Tb′到轮速ωw的传动特性如下。 ${\mathrm{\&omega;}}_{\mathrm{\&omega;}}=\frac{{\mathrm{\&mu;}}_o{J}_v\mathrm{KR}{W}_{v}s-\{J_t{J}_v^{3}s+\mathrm{\&alpha;}(J_t+J_v)R^2{W}_v^{2}s+J_v\mathrm{Ks}+\mathrm{\&alpha;K}{R}^2{W}_v\}{T}_b}{s\{J_w{J}_t{J}_v^{3}s+\mathrm{\&alpha;}{J}_w(J_t+J_v)R^2{W}_v^2+(J_t+J_v)J_v\mathrm{Ks}+\mathrm{\&alpha;}(J_w+J_t+J_v)K{R}^2{W}_v\}}---\left(40\right)$ 其中的“s”是一个拉普拉斯变换算子。

假设在啮合状态下将胎面D和车体的等效模型E直接连接到一起，在车轮惯量A与车体和胎面D的等效模型E的总惯量之间就会产生振动。具体地说，这一振动系统可以被认为是包括车轮，车体和路面在内的一个车轮共振系统。从这一点来说，在由公式(40)表示的传动特性中，车轮共振系统的共振频率ω^∞可以表示为

ω^∞＝{(J_w+J_t+J_v)K/J_w(J_t+J_v)}/2π.    (41)这种状态相当于图17中峰值摩擦系数μ之前的范围A1。

反之，如果轮胎的摩擦系数μ接近其峰值，轮胎表面的摩擦系数μ相对于滑差率就不再变化了，因此，胎面C的惯量中参与振动的成分不再对车体的等效模型E起作用。也就是说，胎面C与车体的等效模型E失去了等效性，这样，胎面和车轮就会产生振动。此时可以认为车轮共振系统是由车轮和路面构成的。这种车轮共振系统的共振频率ω^∞′等于是将零代入公式(41)中的车体等效惯量Jv之后得到的解。也就是

ω^∞′＝{(J_w+J_t)K/J_wJ_t)}/2π.    (42)这种状态相当于图17中峰值摩擦系数μ附近的范围A2。

根据公式(41)和(42)之间的比较结果，假设车体的等效惯量Jv大于车轮的惯量Jw和胎面的惯量Jt，用公式(42)表示的共振频率ω^∞′就会相对于公式(41)表示的共振频率ω^∞向高频一侧移动。这样就能根据影响车轮共振系统共振频率变化的物理参数来确定摩擦转矩特性的限度。

因此，在本发明中引入了一个微量增益Gd作为影响共振频率变化的物理参数，并且将这一微量增益Gd作为确定这种限度的量。

如果微量激励装置在车轮和车体构成的共振系统的共振频率ω^∞(公式41)处激励一个很小量的制动压力Pb，在平均轮速附近就会激励很小量的轮速ωw。本发明的限度确定装置按照下式来计算微量增益Gd：

Gd＝ωwv/Pv  .                                   (43)其中的Pv是制动压力Pb在共振频率ω^∞处的小变化量的幅值，而ωwv是轮速在共振频率ω^∞处的小变化量的幅值。

微量增益Gd被认为是在共振频率处轮速ωw与制动压力Pb(ωw/Pb)之比的振动成分，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是在共振频率ω^∞处的(ωw/Pb)之比的振动成分，由于共振频率ω^∞的移动，当车轮运动到摩擦转矩特性的限度范围A2中时，微量增益Gd就会急剧下降。因此，预先设定了一个参考增益Gs，将其作为范围A2的限度值，并且与微量增益Gd相比较。根据比较结果，如果微量增益Gd小于参考增益Gs，就可以确定摩擦特性达到了限度。

以下要说明这样一个事实，那就是微量增益Gd是一个与摩擦转矩梯度等效的物理参数。

按照图13所示的函数关系，其中的摩擦系数μ在一定滑动速度下达到其峰值，象图17中所示的关系一样，这是滑动速度Δω与车轮和路面的摩擦系数μ之间的函数关系。图13所示的摩擦特性对应着图5中所示的摩擦转矩特性。

如果用微量激励装置激励很小量的制动压力，激励的车轮速度也是很小的，后者在一定滑差率附近产生的滑差率也是很小的。摩擦系数μ相对于滑动速度Δω的这种变化是在具有图13所示特性的路面上在一定滑差率附近激励这样的滑差率时产生的。

此时，路面的摩擦系数μ可以近似地表示为

μ＝μ0+αRΔω.               (45)总之，由于小量振动所产生的滑动速度变化量是很小的，路面的摩擦系数μ可以近似成梯度αR的线。

如果将公式(45)代入轮胎与路面之间的摩擦系数μ造成的摩擦转矩Tb＝μWR，

Tb＝μWR＝μ。WR+αR²ΔωW.   (46)其中的W是车轮负载。如果用Δω对公式(46)两侧微分，就可以得到 $\frac{d{T}_b}{\mathrm{d\&Delta;\&omega;}}=\mathrm{\&alpha;}{R}^{2}W-----\left(47\right)$

因此，用公式(47)可以证明摩擦转矩梯度(dTb/Δω)等于αR²W。

反之，在共振频率ω^∞上，由于制动转矩Tb′与制动压力Pb成正比，微量增益Gd也会与轮速ωv和制动转矩Tb′之比(即ωv/Tb′)的振动分量成正比。因此，微量增益Gd可以采用公式(40)代表的传动特性来表示如下。 $G_d=\frac{{\mathrm{\&omega;}}_{\mathrm{\&omega;}}}{P_b}|s=j{\mathrm{\&omega;}}^{\&infin;}\&Proportional;\frac{{\mathrm{\&omega;}}_{\mathrm{\&omega;}}}{T_b^{\&prime;}}{|}_{s=j{\mathrm{\&omega;}}^{\&infin;}}$ $=\frac{j{J}_v(J_B{J}_t-J_v{J}_{\mathrm{\&omega;}})K\sqrt{J_A{J}_B{J}_{\mathrm{\&omega;}}K}+\mathrm{\&alpha;}{J}_B^3{J}_{\mathrm{\&omega;}}K{R}^{2}W}{J_A{J}_v^2{J}_{\mathrm{\&omega;}}^2{K}^2}$

                      ＝jA+αB(j是一个虚数单位)                 (48)其中的JA＝Jt+Jv+Jω，JB＝Jt+Jv    (49) $A=\frac{J_v(J_B{J}_t-J_v{J}_{\mathrm{\&omega;}})K\sqrt{J_A{J}_B{J}_{\mathrm{\&omega;K}}}}{J_A{J}_v^2{J}_{\mathrm{\&omega;}}^2{K}^2},B=\frac{J_B^3{J}_{\mathrm{\&omega;}}K{R}^{2}W}{J_A{J}_v^2{J}_{\mathrm{\&omega;}}^2{K}^2}---\left(50\right)$ 总之，从公式(50)得到

|A|＝0.012＜＜|B|＝0.1    .    (51) $\frac{d{T}_b}{\mathrm{d\&Delta;\&omega;}}\&Proportional;G_{\text{d}}\text{.-----}\left(52\right)$ 具体地说就是相对于滑动速度Δω的摩擦转矩梯度Tb与微量增益Gd成正比。

这样就显示出微量增益Gd是一个与摩擦转矩梯度等效的物理参数，并且知道可以根据微量增益Gd估算出摩擦转矩梯度。这一微量增益Gd是一个相应地影响振动特性的参数，这种振动特性是根据车轮与路面之间的摩擦状态而变化的。因此，可以非常精确地估算出摩擦转矩梯度，与路面的条件无关。

为了实现与本发明第二方面有关的目的，本发明提供了一种控制起点的确定方法，该方法包括：车轮速度检测步骤，按照预定的采样间隔来检测车轮的速度；转矩梯度估算步骤，根据在车轮速度检测步骤中检测到的关于车轮速度的时序数据估算出相对于滑动速度的摩擦转矩梯度；以及用于确定控制起始点的确定步骤，根据转矩梯度估算步骤中估算出的摩擦转矩梯度使车轮进入预定的运动状态。特别是根据车辆行驶的路面上的摩擦系数μ可以明显地区别摩擦系数μ达到其峰值时的滑差率和摩擦转矩的量值。然而，摩擦转矩梯度具有一直保持为零的特点，与路面无关。因此就可以稳定和精确地确定防闭锁制动控制的起始点。

最好是从由此确定的值θ_i的矩阵中提取其第一元素作为估算的摩擦转矩梯度，并且将这一估算的摩擦转矩梯度与一个参考值相比较，从而确定防闭锁制动控制的起始点。

按照本发明的第三方面所提供的防闭锁制动装置包括：微量激励装置，它按照预定的频率引起作用在两个前参考车轮或是两个后参考车轮上的很小量的制动力；振动特性检测装置，用于检测两个参考车轮各自的车轮速度的振动特性；制动力控制装置，用于根据两个参考车轮各自的振动特性中的变化来控制作用在两个参考车轮上的制动力，使两个参考车轮与路面之间的摩擦系数基本上达到峰值；以及车轮速度控制装置，用于控制其余两个参考车轮中的左侧车轮和右侧车轮的轮速，使其符合两个参考车轮中左侧车轮和右侧车轮各自的轮速。

按照本发明的第三方面，微量激励装置按照预定的频率引起作用在两个前参考车轮或是两个后参考车轮(也就是两个参考车轮)上的很小量的制动力。例如，在轮胎处于啮合状态时，车轮振动系统的共振频率被用作这种预定的频率。振动特性检测装置检测两个车轮各自的车轮速度的振动特性。如果引发的制动力很小，可以将检测到的轮速中共振频率分量的幅值作为振动特性。随着车轮与路面之间的摩擦系数μ逐渐接近其峰值，车轮振动系统的振动特性就会发生变化。因此，利用振动特性中的变化就能检测出摩擦系数μ达到峰值摩擦系数μ的状态。根据从两个参考车轮各自的振动特性中检测到的变化，制动力控制装置分别控制作用在两个参考车轮上的制动力，使两个参考车轮与路面之间的摩擦系数基本上达到峰值。这样就能防止用很小的量激励的两个参考车轮发生闭锁。

另外，车轮速度控制装置控制两个参考车轮之外的其余左侧车轮和右侧车轮的轮速，使其符合受到防闭锁控制的两个参考车轮中右侧车轮和左侧车轮各自的轮速。由于可以认为左侧或是右侧的前、后车轮与路面之间的摩擦系数没有明显的区别，只要是非激励车轮的轮速与受到防闭锁控制的车轮的轮速相符，没有受到小量激励的那个车轮的摩擦系数就可以基本上跟随这一峰值。因此就可以防止所有的车轮发生闭锁。

如上所述，在本发明中采用很小的量来激励两个前轮或是两个后轮，并且采用防闭锁制动控制。另外，由于其余两个车轮的轮速是受到控制的，使其能够符合受到防闭锁控制的两个车轮的轮速，需要用很小的量激励的车轮数量被减少到了两个，这样就能减少微量激励装置的数量。此外，便于对所有车轮实现稳定和精确的制动控制，与路面的条件无关。再有，如果防闭锁制动控制器不是用来小量激励两个驱动轮的，就能够防止通过驱动轴传动的很小量的振动在右侧和左侧驱动轮之间产生的干扰。

在本发明中，直接使用两个参考车轮的轮速对其余两个车轮的轮速进行跟踪控制。因此，与采用通过轮速计算出的滑差率对车轮进行跟踪控制的情况相比，本发明可以节省时间以及供计算所需的存储器，并且能够防止由于计算误差造成防闭锁控制器的控制性能出现恶化。

按照本发明的第三方面，此处还提供了一种防闭锁制动控制器，它包括：确定装置，用于确定左侧路面部位和右侧路面部位之间的摩擦系数μ的差值是否超过了一个参考值；微量激励装置，如果确定了差值已经超过了参考值，就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其仅仅作用在与低摩擦系数μ的路面部位相接触的车轮上，如果确定了差值没有超过参考值，就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其作用在两侧的车轮上；振动特性检测装置，用于检测承受了很小量制动力的车轮上的轮速的振动特性，；制动力控制装置，用于控制作用在受激车轮上的制动力，按照受激车轮的振动特性中的变化使受激车轮与路面之间的摩擦系数μ基本上达到其峰值；以及摩擦力控制装置，用于控制作用在处于高μ路面上的车轮上的制动力，以便在差值超过参考值时使其与作用在处于低μ路面上的车轮上的制动力一致。

按照本发明的第三方面，用确定装置来确定左侧路面部位和右侧路面部位之间摩擦系数的差值是否超过了参考值。为了确定这种差值，根据检测到的某一侧车轮的速度和估算的车速来计算某一侧各个车轮的滑差率。根据滑差率与摩擦系数μ之间的预定关系来计算对应左、右路面部位滑差率的左右路面部位的摩擦系数μ。计算左、右路面部位之间的摩擦系数差值。左、右路面部位之间与摩擦系数有关的物理参数例如有滑差率，滑动速度，或是车轮减速度，它们的差值可以被用作摩擦系数的差值。

一旦确定差值已超过了参考值，微量激励装置就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其仅仅作用在低μ路面部位上的车轮上。反之，如果确定了差值没有超过参考值，就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其作用在两侧的车轮上。

振动特性检测装置对受到预定频率的很小量制动力激励的车轮的速度变化特性进行检测。根据受激车轮的振动特性中的变化对作用在受激车轮上的制动力进行控制，使受激车轮与路面之间的摩擦系数基本上达到其峰值。具体地说，如果确定差值已经超过了参考值，就对低μ路面部位上的受激车轮实行防闭锁制动控制。反之，如果确定了差值没有超过参考值，就激励两侧的车轮，并且实行防闭锁制动控制。

如果确定差值已经超过了参考值，摩擦力控制装置就控制作用在高μ路面部位上的车轮上的摩擦力，使其与作用在低μ路面部位上的车轮上的制动力一致。此时，由于作用在低μ路面部位上的受激车轮上的制动力是受到控制的，其摩擦系数可基本上达到其峰值，而高μ路面部位上的车轮也受到控制，使其跟踪作用在受激车轮上的制动力，由于高摩擦系数μ的作用，自然能够防止其发生闭锁。即使是在左、右侧部位具有不同摩擦系数的裂缝路面上，作用在两侧车轮上的制动力仍是相互一致的，这样，车辆就能稳定地行驶。

按照车轮的动态模型，作为摩擦阻力从路面作用到车轮上的摩擦力可以用以下方式获得。

如图44中所示，制动转矩TB从与车轮旋转方向相反的方向作用到车轮上，由摩擦力F产生的轮胎转矩Tf作用在车轮上，在车轮旋转方向上形成摩擦阻力。制动转矩TB是由作用在车轮的盘形制动器上的制动力产生的，以便阻止车轮的转动。假设车轮与路面之间的摩擦系数是μB，车轮的半径是r，而施加到车轮上的负载是W，就可以用下式来表示摩擦力F和轮胎转矩Tf。

F＝μBW            (53)

Tf＝F×r＝μBWr    (54)由此确定的车轮运动公式是 $I\frac{\mathrm{d\&omega;}}{\mathrm{dt}}={\mathrm{\&mu;}}_B\mathrm{Wr}-T_B=\mathrm{Fr}-T_{B^{\text{'}}}-----\left(55\right)$ 其中的I是转动惯量，而ω是车轮的转速(也就是轮速)。

如果能检测到车轮的加速度(dω/dt)，用公式(55)就能估算出摩擦力F，并且根据施加到制动盘上的制动力计算出制动转矩TB。

如果制动力发生变化，车轮的滑差率也会发生变化，随之使摩擦系数μB发生变化。这样，通过控制制动力就能实现对摩擦力F(＝μBW)的控制。

按照本发明第三方面所提供的防闭锁制动控制器包括：确定装置，用于确定左侧路面部位和右侧路面部位之间摩擦系数的差值是否超过了一个参考值；微量激励装置，如果确定差值已经超过了参考值，就按预定频率激励一个很小量的制动力，使这一制动力作用在具有低摩擦系数μ的路面上的作为参考车轮的一个车轮上，它是一对前轮或是一对后轮中间的一个，如果确定了差值没有超过参考值，就按预定频率激励一个很小量的制动力，使其作用在一对参考车轮上；振动特性检测装置，用于检测按预定频率受到很小量制动力激励的一对参考车轮中间的至少一个车轮的速度变化特性；制动力控制装置，用于控制作用在受激车轮上的制动力，按照受激车轮的振动特性的变化使受激车轮与路面之间的摩擦系数基本上达到其峰值；摩擦力控制装置，用于控制作用在高μ路面上的车轮上的摩擦力，在差值超过参考值时使其与作用在低μ路面上的受激车轮上的摩擦力保持一致；以及车轮速度控制装置，用于控制一对参考车轮之外的其余一对车轮的速度，使其与一对参考车轮中各自的速度保持一致。

按照本发明的第三方面，由确定装置来确定左侧路面部位和右侧路面部位之间的摩擦系数差值是否超过了参考值。如果确定了该差值已经超过了参考值，微量激励装置就按预定频率激励一个很小量的制动力，使这一制动力作用在具有低摩擦系数μ的路面上的作为参考车轮的一个车轮上，它是一对前轮或是一对后轮中间的一个。反之，如果确定了差值没有超过参考值，微量激励装置就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其作用在一对参考车轮上。

由振动特性检测装置检测按预定频率受到很小量制动力激励的一对参考车轮中间的至少一个车轮的速度变化特性。根据受激车轮的振动特性中的变化，制动力控制装置控制作用在受激车轮上的制动力，使受激车轮与路面之间的摩擦系数基本上达到其峰值。

反之，如果确定差值已经超过了参考值，摩擦力控制装置就控制作用到高μ路面部位上的车轮上的摩擦力，使其与作用在低μ路面部位上的受激车轮上的摩擦力保持一致。另外，由轮速控制装置控制参考车轮以外的剩余一对车轮的速度，使其与一对参考车轮中各自的速度保持一致。

因此，受到小量激励的车轮数量可以减少到必要的最小数量，并且使车辆可以在左侧和右侧部位具有不同摩擦系数的裂缝路面上稳定行驶，而且能避免左、右驱动轮之间的干扰。

在上述的本发明第一方面中已经说明，如果能通过反馈使摩擦转矩梯度保持为零，就能使制动力跟踪峰值摩擦系数μ，从而实现最有效的制动作用。

总而言之，如果施加的制动力使摩擦系数明显地超过了峰值摩擦系数μ，滑动速度就会立即移到图49A中的区域A3，摩擦转矩梯度在这一区域中变为负值，使轮胎发生闭锁。由此可以知道，区域A2(就是滑动速度Sm附近的滑动速度区域)是摩擦转矩特性的限度，并且施加的制动不能超过这一限度。

由于惯用的技术仅仅采用摩擦转矩梯度的反馈，这种方式很难在路面上准确地控制制动，例如图49B所示，摩擦转矩梯度在摩擦转矩达到最大时的滑动速度Sm附近急剧地变化。

具体地说，在图49B所示的路面情况下，在滑动速度稍微低于滑动速度Sm时，摩擦转矩梯度均匀地增大。反之，在高于滑动速度Sm的区域内，摩擦转矩的特性就达到饱和了。如果继续增加制动力，车轮减速度就会急剧增大，因而很难将制动控制在区域A2之内。如果出现这种情况，滑动速度就会移到区域A3，造成车轮闭锁。

上述的问题在于，在摩擦转矩梯度急剧变化的路面上，如果要对摩擦转矩梯度进行跟踪控制，或是用车轮状态参数伺服控制系统来控制车轮的状态参数，例如要控制车轮减速度或是滑动速度使其跟踪一定的目标值，在使摩擦转矩跟踪其最大值的控制中就会出现困难。

因此，按照本发明的第四方面，本发明的目的是提供一种在上述低于方面中曾简单地说过的车轮状态参数伺服控制器，它可以执行对目标值的跟踪控制，与路面是否会造成摩擦转矩梯度急剧变化的条件无关；以及一种用于确定摩擦转矩特性限度的限度确定装置，用来保证车轮状态参数伺服控制器准确地进行控制。

总之，按照本发明第四方面所提供的车轮状态参数伺服控制器包括：车轮状态参数检测装置，用于检测车轮的状态参数，这是一种与车轮运动有关的物理参数；限度确定装置，用于计算一个限度确定参数，它是代表相对于滑动速度的制动转矩梯度的摩擦转矩梯度，或是一个与车轮运动的摩擦转矩梯度有关的物理参数，并且根据这一限度确定参数来确定车轮与路面之间摩擦转矩特性的限度；目标状态参数计算装置，计算一个车轮状态参数的目标值，用来按照限度确定装置所确定的限度将限度确定参数控制在摩擦转矩特性的限度之内；以及用于控制车轮运动的伺服控制装置，使车轮状态参数检测装置检测到的车轮状态参数跟踪由目标状态参数计算装置计算出的车轮状态参数的目标值。

车轮状态参数代表了车轮减速度，滑动速度，或是滑差率。本发明的控制方式是要使车轮的状态参数跟踪其目标值。根据与车轮运动有关的物理参数，限度确定装置要计算一个限度确定参数，它是相对于滑动速度的摩擦转矩梯度，或是与车轮运动的摩擦转矩梯度有关的一个物理参数。与车轮运动的摩擦转矩梯度(见图49A和49B)有关的物理参数中包括与摩擦转矩梯度等效的物理参数，以及各种通过车轮运动公式与摩擦转矩梯度发生关系的物理参数。

限度确定装置根据计算出的限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度。总而言之，限度确定装置需要确定目前的运动状态是否达到了摩擦转矩特性的限度。如图49A和49B所示，摩擦转矩特性体现了发生在车轮与路面之间的摩擦转矩相对与滑动速度的变化特性。摩擦转矩特性的这种限度代表了摩擦转矩在转移到其他特性上之前的现有特性。例如，摩擦转矩特性的限度是这样一种限度(也就是摩擦转矩基本上达到峰值的区域)，超出这一区域车轮就会发生闭锁。因此，为了实现稳定的控制，摩擦转矩特性出现饱和的饱和区域也被包括在这一限度之内。

在这一限度区域内，摩擦转矩梯度在限度的前、后变化。因此，根据摩擦转矩梯度或是与摩擦转矩梯度有关的限度确定参数，在图49A和49B所示的任何路面上都能以很高的精度来确定这种限度。

接着，根据限度确定装置确定的限度，由目标状态参数计算装置计算一个车轮状态参数的目标值，用来将限度确定参数控制在摩擦转矩特性的限度之内。

按照本发明的第四方面，目标状态参数计算装置的计算可以按以下方式执行。如果确定了摩擦转矩特性没有达到限度，就根据主缸压力计算出车辆状态参数的一个正常目标值。或是为了控制的安全性而计算出使限度确定参数(也就是摩擦转矩梯度)符合参考值(在摩擦转矩跟踪最大值时为零)的一个目标值。

反之，如果确定摩擦转矩特性超过了限度，就执行改变正常目标值的计算，在此时需要使特性立即恢复到限度之内。例如，从正常目标值中减去限度确定参数与参考值之间的差就能计算出一个目标值。或是可以计算出一个车轮状态参数的目标值，以便使限度确定参数符合限度附近的参考值(在摩擦转矩跟踪最大值时为零)。

用伺服控制装置来控制车轮的运动，使车轮状态参数检测装置检测到的车轮状态参数跟踪目标状态参数计算装置计算出的车轮状态参数目标值。例如控制车轮油缸中增压或减压的时间，由此来控制车轮状态参数，使其跟踪目标值，从而控制作用在车轮上的制动力。

如上所述，与仅仅使用摩擦转矩梯度反馈的惯用技术相比，根据与摩擦转矩梯度有关的限度确定参数就能准确地确定摩擦转矩特性的限度，与路面的状态无关。如果确定的特性超过了限度，就执行改变车轮状态参数目标值的计算，从而防止其超过限度确定参数的限度。这样就能在摩擦转矩特性明显偏离限度范围的路面上实现稳定的控制，防止车轮发生闭锁。

另外，按照本发明的第四方面，车轮状态参数伺服控制器进一步包括用于检测制动转矩的制动转矩检测装置，并且用车轮状态参数检测装置来计算车轮的减速度，将其作为车轮的状态参数。限度确定装置根据检测到的制动转矩或是车轮减速度计算出一个限度确定参数，该参数可以是车轮减速度或是制动转矩，在计算中假设在车轮处于平衡运动状态时的滑动速度是恒定的。根据限度确定参数与实际检测到的车轮减速度之间的比较，或是根据限度确定参数与实际检测到的制动转矩之间的比较，限度确定装置就可以确定车轮与路面之间摩擦转矩特性的限度。

关于限度确定装置的工作原理，虽然按照本发明的第一方面已经说明了用于估算作为确定参数的摩擦转矩梯度的装置，以下还要详细说明涉及限度确定问题的原理部分。在平衡状态下，从公式(16)中实际获得的第i个车轮的车轮减速度接近作为目标值的车轮减速度(即目标减速度)，第i个车轮的滑动速度基本上始终保持恒定。因此，这一减速度可以近似成

Xi＝0                    (56)公式(56)是将公式(15)和(16)代入以下方程式后获得的缩写形式，方程式中的I是一个单位矩阵。

A·F0＝Tb0                  (57)

$y_0=\frac{1}{J}(I-A^{-1})T_{b0}------\left(58\right)$

T_b0＝J(I-A^-1)^-1y₀      (59)

$A=\left[\begin{array}{cccc}\frac{J}{M{R}_c^2}+1& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}\\ \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}+1& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}\\ \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}+1& \frac{J}{M{R}_c^2}\\ \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}& \frac{J}{M{R}_c^2}+1\end{array}\right],F_0=\left[\begin{array}{c}{F}_1\left(x_{10}\right)\\ F_2\left(x_{20}\right)\\ F_3\left(x_{30}\right)\\ F_4\left(x_{40}\right)\end{array}\right],T_{b0}=\left[\begin{array}{c}{T}_{b10}\\ T_{b20}\\ T_{b30}\\ T_{b40}\end{array}\right],y_0\left[\begin{array}{c}{y}_{10}\\ y_{20}\\ y_{30}\\ y_{40}\end{array}\right];$ xi0：平衡状态下第i个车轮的滑动速度；Fi(xi0)：平衡状态下第i个车轮的摩擦转矩；Tbi0：平衡状态下第i个车轮的摩擦转矩；以及yi0：平衡状态下第i个车轮的车轮减速度。

图50表示车轮减速度伺服控制中的车轮减速度与摩擦转矩之间的关系。图49A和49B中摩擦转矩达到最大值的的限度点在图50中被表示成饱和点。在图50中有一个余量，可以使车轮减速度区域中的摩擦转矩特性小于饱和点上的车轮减速度。车轮减速度非常接近目标减速度，从而形成滑动速度恒定的平衡状态。由此可以知道存在公式(58)所表示的关系，车轮减速度在这一区域内的静态值相对于制动转矩按恒定的速率(线L)增加。

在车轮减速度超过饱和点的区域内，摩擦转矩特性达到饱和，公式(58)就不再成立了。与直线L相比，增加的速率下降了(线L′)。在这一区域内，如果制动转矩稍有增加，车轮减速度就会急剧增加，从而导致车轮减速度的控制不稳定。这种情况下发生车轮闭锁的危险很大。

本发明的限度确定装置将实际检测的制动转矩Tb0代入公式(58)，在公式(58)中假设滑差率在车轮运动的平衡状态下是恒定的，从中计算出车轮减速度y0，将其作为限度确定参数。然后，限度确定装置就根据车轮减速度y0来确定摩擦转矩特性是否达到了限度(也就是饱和点)。

例如可以通过将车轮减速度的静态值y0与车轮减速度y相比较来确定实际检测的车轮减速度y是否大于车轮减速度的静态值y0。如果车轮减速度y大于车轮减速度的静态值y0，公式(58)就不成立了，并且由此可以确定摩擦转矩的特性超过了饱和点。反之，如果车轮减速度y小于其静态值y0，公式(58)就有效，并且由此可以确定摩擦转矩的特性没有超过饱和点。

如上所述，按照本发明，根据限度确定参数可以准确地确定摩擦转矩特性是否超过了限度(也就是饱和点)。

使用车轮减速度来确定公式(58)是否成立的方法可以改善伺服控制系统的响应，从而使车轮减速度跟踪一个目标值。象公式(58)一样，将实际检测的车轮减速度y0代入公式(59)，在其中假设滑动速度在平衡状态下是恒定的，从中计算出制动转矩的静态值Tb0，将其作为限度确定参数。在这种情况下将制动转矩的静态值Tb0与实际检测的制动转矩Tb相比较，并且根据对制动转矩Tb是否大于制动转矩静态值Tb0的这种确定结果来确定制动转矩的特性是否超过了饱和点。

以下要说明按照本发明的目标状态参数计算装置的计算原理。

如果限度确定装置确定了四个车轮中至少有一个超过了限度(饱和点)，在作出决定时检测到的车轮减速度和制动转矩可以表示如下，其中的“T是矩阵的移项，

Ysat＝[Ysat1 Ysat2 Ysat3 Ysat4]^T

Tbsat＝[Tbsat1 Tbsat2 Tbsat3 Tbsat4]^T此时的摩擦转矩(Fsat＝[Fsat1 Fsat2 Fsat3 Fsat4]^T)可以表示成

Fsat＝-J·Ysat+Tbsat    .    (60)

为了保持滑动速度恒定的平衡状态，目标状态参数计算装置要根据制动转矩Fsat计算出目标状态参数(在本发明中就是目标减速度)。

为了通过摩擦转矩Fsa t来保持滑动速度恒定的平衡状态，摩擦转矩必须满足来自公式(57)的下述方程式。

Tbopt＝A·Fsat               (61)用来满足制动转矩Tbopt的目标速度是通过将公式(11)中的制动转矩代替公式(58)中的制动转矩To来计算的。 $y_{0\mathrm{opt}}=\frac{1}{J}(A-1)F_{\mathrm{sat}}-----\left(62\right)$

伺服控制装置控制车轮的运动，使检测的车轮减速度跟踪目标状态参数计算装置根据公式(62)计算出的目标减速度y0opt。按照这种目标值跟踪控制的结果，就可以保持摩擦转矩Fsat。

这一摩擦转矩Fsat是在确定了摩擦转矩特性已经超过饱和点之后获得的摩擦转矩。如图49A和49B所示，由于摩擦转矩梯度在包括摩擦转矩峰值点的限度范围A2之内基本上保持为零，可以认为摩擦转矩Fsat基本上处于峰值。因此，在本发明中可以控制摩擦转矩，使其跟踪峰值摩擦系数μ，以免车轮发生闭锁。

限度确定装置根据涉及摩擦转矩的时序数据和涉及车轮减速度的时序数据来计算作为限度确定参数的摩擦转矩梯度，并且根据限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度，以下要说明在这种情况下计算摩擦转矩梯度的原理。

假设各个车轮的摩擦转矩是滑动速度的非线性函数，在某一滑动速度X i附近的摩擦转矩F(Xi)可以近似表示成以下的线性方程。

F(Xi)＝KiXi+μi                  (63)式中涉及滑动速度的时序数据是Xi[j]，涉及制动转矩的时序数据是Tb[j]，而涉及车轮减速度的时序数据是Y[j](j＝0，1，，...)。按照给定的采样间隔τ对各个时序数据采样。

按照采样间隔τ对公式(15)和(16)进行离散运算，并且用时序数据的形式来表示。 $\frac{x[j+1]-x\left[j\right]}{\mathrm{\&tau;}}=-\frac{1}{J}A\left(\mathrm{Kx}\right[j]+\mathrm{\&mu;})+\frac{1}{J}{T}_b\left[j\right]----\left(18\right)$ $y\left[j\right]=-\frac{1}{J}\left(k_x\right[j]+\mathrm{\&mu;})+\frac{1}{J}{T}_b\left[j\right]-----\left(19\right)$ 其中的公式(18)和(19)可以被缩写成其中的

f＝-J(y[j+1]-[j])+Tb[j+1]-Tb[j]    (23) $\mathrm{\&phi;}=\mathrm{\&tau;Ay}\left[j\right]+\frac{\mathrm{\&tau;}}{J}(I-A)T_b\left[j\right]-----\left(25\right)$ 其中的“f”表示一个与摩擦转矩随时间的变化有关的物理参数，而φ表示一个与滑动速度随时间的变化有关的物理参数。

用于各个车轮的公式(24)可以表示成

Ki·φi＝fi                        (28)其中的f＝[f₁，f₂，f₃，f₄]^T。

 φ＝[φ₁，φ₂，φ₃，φ₄]

在本发明中，fi和φi是根据关于第i个车轮减速度的时序数据Yi[j]和关于第i个车轮制动转矩的时序数据Tbi[j]来计算的。然后将由此获得的fi和φi代入公式(28)，从中获得数据，再对由此获得的数据采用在线系统识别方法就可以估算和计算出关于第i个车轮的摩擦转矩梯度Ki。

例如，根据由此估算和计算出的摩擦转矩梯度，限度确定装置就能按以下方式来确定摩擦转矩特性的限度。具体地说，如果摩擦转矩梯度小于某一参考值，就可以确定摩擦转矩特性达到了限度。反之，如果摩擦转矩梯度超过了参考值，就可以确定摩擦转矩特性没有达到限度。由于摩擦转矩梯度在摩擦转矩特性的限度附近会变小，本发明的限度确定方法有可能准确地确定这一限度。

如果限度确定装置是根据涉及车轮速度的时序数据来计算作为限度确定参数的摩擦转矩梯度，并且按照这一限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度，摩擦转矩梯度的计算原理与第一方面中估算摩擦转矩梯度的原理就是相同的，因此省略了这方面的解释。

按照本发明的第四方面，限度确定装置是由微量激励装置构成的，该装置在车体，车轮及路面构成的振动系统的共振频率下激励一个很小量的制动压力。由限度确定装置计算一个微量增益，将其作为限度确定参数，它是由微量激励装置激励的很小量的制动压力所产生的很小量的制动压力幅值与车轮速度中很小的共振频率分量幅值之间的比值。限度确定装置根据这一限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度。上文已经说明了微量增益的计算方法，因此省略了这方面的解释。

图1是一个框图，表示按照本发明第一方面第一实施例的防闭锁制动控制器和摩擦转矩梯度估算装置的结构；

图2是一个框图，表示按照本发明第一方面第二实施例的防闭锁制动控制器和摩擦转矩梯度估算装置的结构；

图3是一个框图，表示按照本发明第一方面第二实施例的限度确定装置的结构；

图4是一个框图，表示按照本发明第一方面第三实施例的摩擦转矩梯度估算装置的结构；

图5是表示滑动速度，摩擦转矩，以及摩擦转矩梯度之间关系的曲线；

图6A和6B是摩擦转矩Fi和摩擦转矩梯度Gi随滑动速度变化的曲线，其中图6A表示摩擦转矩Fi变化的上、下限度，而图6B表示摩擦转矩梯度Gi变化的上、下限度；

图7A和7B是用于解释按照本发明第一方面的轮速检测装置结构的示意图，其中的图7A是轮速检测装置的示意图，而图7B是传感线圈中产生的AC电压随时间变化的示意图；

图8是一个框图，表示按照本发明第一方面实施例的ABS控制阀的结构；

图9是一个框图，表示按照本发明第一方面实施例中包括ABS控制阀在内的系统液压线路结构；

图10是按照本发明第一方面第一实施例的ABS控制流程图；

图11示意性地表示了一种车辆动态模型，在其中采用了按照本发明第一方面的ABS控制器；

图12是一个示意图，表示由车轮，车体及路面构成的一个振动系统的等效模型；

图13是一个曲线图，表示摩擦系数μ相对于滑动速度的变化特性，在其中用微量振动中心附近摩擦系数μ的变化可以线性近似的原理解释了微量增益与摩擦转矩梯度之间的等效关系；

图14是一个框图，表示按照本发明第一方面第三实施例的微量增益计算部的轮速微量幅值检测部的结构；

图15是在激励很小量的摩擦压力并且同时执行平均制动力控制时向控制电磁阀发出指令的定时图；

图16是一个曲线图，用于概括地说明在惯用的防闭锁制动控制器中使用的车速估算方法；

图17是一个曲线图，表示轮胎和路面之间的滑动速度与摩擦系数μ之间的关系特性；

图18是采用普通车速估算装置的一种ABS控制器的框图；

图19是一个框图，表示按照本发明第二方面第一实施例的控制起始点确定装置的结构；

图20示意性地表示了装备有本发明第二方面第一实施例的控制起始点确定装置的一辆车，在其中将控制起始点的确定结果用于防闭锁制动控制和牵引控制；

图21是一个示意图，表示在本发明第二方面第一实施例中使用的液压制动线路的结构；

图22是一个曲线图，表示摩擦转矩相对于滑动速度的变化以及摩擦转矩梯度的变化；

图23是第一种ABS控制的流程图，其中ABS控制的起点是采用本发明第二方面第一实施例的控制起始点确定装置来确定的；

图24是第二种ABS控制的流程图，其中ABS控制的起点是采用本发明第二方面第一实施例的控制起始点确定装置来确定的；

图25是TRC控制的流程图，其中TRC控制的起点是采用本发明第二方面第一实施例的控制起始点确定装置来确定的；

图26是一辆车的框图，其中在采用很小制动力激励量的ABS中使用了用本发明第二方面第二实施例的控制起始点确定装置所确定的控制起始点；

图27是一种ABS控制流程图，在其中小量激励制动力的起点是采用本发明第二方面第二实施例的控制起始点确定装置来确定的；

图28是一个曲线图，表示在本发明第二方面第二实施例的车中激励很小量制动力的情况下发生在共振频率与车轮速度增益之间的关系；

图29是一个示意图，表示本发明第二方面第二实施例的车中的制动力降低指令计算部的结构；

图30A和30B是制动力随时间变化的曲线图，其中图30A表示用本发明第二方面第二实施例的AABS激励的很小量制动力随时间的变化，图30B表示由惯用的ABS激励的很小量制动力随时间的变化；

图31A到31C表示与车轮有关的物理参数随时间的变化曲线，其中的车轮在不会闭锁的范围内被平稳地制动，图31A表示了轮速和车速随时间的变化，图31B表示滑差率随时间的变化，而图31C表示摩擦转矩梯度随时间的变化；

图32A到32C表示与车轮有关的物理参数随时间的变化曲线，其中的车轮在不会闭锁的范围内被快速制动，图32A表示了轮速和车速随时间的变化，图32B表示滑差率随时间的变化，而图32C表示摩擦转矩梯度随时间的变化；

图33A到33C表示与车轮有关的物理参数随时间的变化曲线，其中的车轮在发生闭锁的范围内被快速制动，图33A表示了轮速和车速随时间的变化，图33B表示滑差率随时间的变化，而图33C表示摩擦转矩梯度随时间的变化；

图34A到34C表示与车轮有关的物理参数随时间的变化曲线，其中的车轮在发生闭锁的范围内被逐步制动，图34A表示了轮速和车速随时间的变化，图34B表示滑差率随时间的变化，而图34C表示摩擦转矩梯度随时间的变化；

图35A和35B是前轮的状态曲线图，其中逐步施加到低μ路面上的车轮上的制动转矩是Tb＝400Nm，其中的图35A表示轮速和车速随时间的变化，而图35B表示摩擦转矩梯度和车轮减速度随时间的变化；

图36A和36B是后轮的状态曲线图，其中逐步施加到低μ路面上的车轮上的制动转矩是Tb＝400Nm，其中的图36A表示轮速和车速随时间的变化，而图36B表示摩擦转矩梯度和车轮减速度随时间的变化；

图37A和37B是前轮的状态曲线图，其中逐步施加到中μ路面上的车轮上的制动转矩是Tb＝700Nm，其中的图37A表示轮速和车速随时间的变化，而图37B表示摩擦转矩梯度和车轮减速度随时间的变化；

图38是装备了按照本发明第三方面一个实施例的ABS的车的示意图；

图39是一个框图，表示按照本发明第三方面一个实施例的ABS控制装置的具体结构；

图40是一个框图，表示按照本发明第三方面一个实施例的制动力伺服装置的结构；

图41是一个框图，表示按照本发明第三方面一个实施例的车轮速度伺服装置的结构；

图42是一个流程图，表示本发明第三方面的ABS实施例的主要程序流程；

图43是一辆车的示意图，它在本发明第三方面实施例的ABS控制之下行驶在裂缝的路面上；

图44是表示车轮动态模型的示意图；

图45是一个框图，表示按照本发明第四方面第一实施例的车轮减速度伺服控制器的结构；

图46是一个框图，表示按照本发明第四方面第二实施例的车轮状态参数伺服控制器的结构；

图47是一个框图，表示按照本发明第四方面第三实施例的车轮状态参数伺服控制器的结构；

图48是一个框图，表示按照本发明第四方面第四实施例的车轮状态参数伺服控制器的结构；

图49A和49B是摩擦转矩相对于滑动速度的变化特性(也就是摩擦转矩特性)曲线图，其中的图49A表示一种路面的摩擦转矩特性，其摩擦转矩梯度在峰值摩擦系数μ附近是缓慢变化的，而图49B所表示的路面的摩擦转矩特性中的摩擦转矩梯度在峰值摩擦系数μ附近是急剧变化的；

图50是在采用车轮减速度伺服控制的情况下出现在车轮减速度和制动转矩之间的关系曲线；

图51A到51C表示了按照本发明第四方面第一实施例的车轮减速度伺服控制器模拟结果的曲线图，在其中模拟了低μ路面上的快速制动；

图52A到52C表示了按照本发明第四方面第一实施例的车轮减速度伺服控制器模拟结果的曲线图，在其中模拟了高μ路面上的快速制动；

图53A到53C表示了按照本发明第四方面第二实施例的车轮减速度伺服控制器模拟结果的曲线图，在其中模拟了低μ路面上的快速制动；以及

图54A到54C表示了按照本发明第四方面第二实施例的车轮减速度伺服控制器模拟结果的曲线图，在其中模拟了高μ路面上的快速制动。

以下要参照附图详细说明按照本发明第一方面最佳实施例的ABS控制器。[第一方面的第一实施例]

图1表示按照本发明第一方面第一实施例的一个ABS控制器的结构。

如图1所示，第一实施例的ABS控制器包括轮速检测装置10，按照预定的采样间隔τ检测车轮速度；转矩梯度估算装置12，根据与轮速检测装置10检测到的车轮速度有关的时序数据估算出摩擦转矩梯度；ABS控制装置14，按照用转矩梯度估算装置12估算的摩擦转矩梯度来计算各个车轮的ABS控制操作信号；以及用于执行ABS控制的ABS控制阀16，按照ABS控制装置14计算的操作信号为各个车轮激励制动压力。在这些组成部件中，轮速检测装置10和转矩梯度估算装置12构成一个摩擦转矩梯度估算装置8，它的输出值与估算的摩擦转矩梯度有关。

例如，图1中的轮速检测装置10可以采用图7A所示的结构。如图7A所示，轮速检测装置10包括一个信号转子30，在其上按等间隔设有预定数目的齿，并且和车轮一起转动；固定在车体上的传感线圈32；一个永磁体34，其磁通从线圈32内部穿过；以及一个频率检测器36，它连接到传感线圈32上，并且按照采样间隔τ检测和输出传感线圈32中产生的AC电压的频率。

在信号转子30和车轮一起转动时，信号转子30与传感线圈32之间的气隙是变化的，其变化周期对应着信号转子30的转速。因此，永磁体34穿过传感线圈32的磁通也是变化的，这样就会在传感线圈32中产生AC电压。图7B表示了传感线圈32中产生的AC电压随时间的变化。

如图7B所示，当信号转子30低速转动时，传感线圈32中产生的AC电压具有较低的频率，但在信号转子30高速转动时则具有较高的频率。这一AC电压的频率与信号转子30的转速也就是车轮速度成正比。因此，按照采样间隔τ从频率检测器36输出的信号与车轮速度成正比。

图7A中的车轮速度检测装置10被连接到第一至第四的每个车轮上。针对各个车轮，利用频率检测器36输出的信号可以检测出与第i个(i是车轮编号，i＝1，2，3，4)车轮的轮速有关的时序数据ωi[k](k是采样的时间点；k＝1，2，...)。

以下参照图8说明ABS控制阀16的结构。

如图8所示，ABS控制阀16包括用于右前轮的控制电磁阀132(以下称为阀门SFR)，用于左前轮的控制电磁阀134(以下称为阀门SFL)，用于右后轮的控制电磁阀140(以下称为阀门SRR)，以及用于左后轮的控制电磁阀142(以下称为阀门SRL)。

阀门SFR132，SFL134，SRR140，SRL142分别具有增压阀132a，134a，140a，142a和减压阀132b，134b，140b，142b。阀门SFR，SFL，SRR，SRL分别被连接到前轮油缸144，146和后轮油缸148，150。

增压阀132a，134a，140a，142a和减压阀132b，134b，140b，142b分别被连接到控制这些阀门开、关动作的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按照从ABS控制装置14接收到的操作信号来控制各个车轮上相应的控制电磁阀的增压阀和减压阀的开关动作。

以下要参照图9详细说明包括aBS控制阀16的系统液压线路结构。

如图9所示，系统液压线路中设有一个储液器100，用于储存供主缸系统和动力系统使用的制动液体。这一储液器100具有一个液位报警开关102，用于检测储存在储液器100中的制动液体液位的下降，以及一个溢流阀104，用于在动力系统中出现异常高压的情况下使制动液体从储液器100中溢出。

连接到储液器100的溢流阀104上的线路设有一个泵106，用于从储液器100中泵出制动液体，并且用高压将其排出。另外，在泵106出口一侧附近的线路中设有蓄能器108，用于存储泵106产生的(供动力系统使用的)油压，以及用于检测蓄能器108中油压的压力传感器110。压力传感器110根据蓄能器108中的压力向泵106输出一个控制信号，并且在蓄能器108的压力下降时输出一个报警信号(例如用于禁止ABS和TEC控制的信号)。

在连接到蓄能器108高压侧输出口上的线路中设有一个压力开关112。压力开关112在蓄能器108的压力降低时向泵106输出一个控制信号和一个报警信号(例如用于禁止ABS和TEC控制的信号)。

从储液器100中伸出的另一条线路被连接到主缸114，由主缸产生与踩在制动踏板118上的力相应的油压。在主缸114和制动踏板118之间有一个制动调压器116，通过从蓄能器108导入高压制动液来产生对应脚踏力的液压辅助力。

直接连接到储液器100的线路和连接到蓄能器108高压出口上的线路被连接到这一制动调压器116。如果制动踏板118的运动量小于给定量，就从储液器100向制动调压器116导入正常压力的液体。反之，如果运动量超过了给定量，就从储能器108导入高压液体。

前主压力线路164和后主压力线路166被连接到主缸114，以便向各个前、后轮提供主缸中的油压(也就是主压力)。一个P&B阀120被装在前主压力线路164和后主压力线路166之间，用于调节提供给后轮系统的制动液的压力，从而在前、后轮之间实现适当的制动力分配。在前轮系统出现故障时，这一P&B阀120就停止调节提供给后轮系统的制动油压。

调压器122被连接到从P&B阀上伸出的前主压力线路164，以便在动力系统中出现压力下降时通过增加前轮油缸的压力来保证高的制动压力。这一调压器122被连接到调压线路168上，线路168再连接到制动调压器116的调压器室。在调压器122和调压线路168之间设有一个限压器124和一个差压开关126。

如果限压器124接收到的压力大于制动调压器116在正常条件下的辅助力限度，限压器124就关闭连接到调压器室的线路，阻止调压器122和差压开关126起动。用差压开关126检测主缸114和调压器室之间的压力差。

调压线路168被连接到阀门SFR的增压阀132a和阀门SFL的增压阀134a。直接连接到储液器100的低压线路162被连接到阀门SFR的减压阀132b和阀门SFL的减压阀134b。

转换电磁阀136(以下称为阀门SA1)和转换电磁阀138(以下称为阀门SA2)被连接到阀门SFR和阀门SFL的压力供应管道。阀门SA1和阀门SA2进一步连接到从调压器122接收增加压力的管道。阀门SA1的动力管道被连接到用于向左前轮制动盘152提供制动压力的前轮油缸144。阀门SA2的动力管道被连接到用于向右前轮制动盘154提供制动压力的前轮油缸146。

在正常的制动模式下，由阀门SA1和阀门SA2切换这些阀门，把来自调压器122的压力提供给各个前轮油缸144和146。在ABS控制模式下需要切换这些阀门，以便把来自阀门SFR和阀门SFL的压力提供给各个前轮油缸144和146。总之，前轮可以在正常制动模式和ABS控制模式之间彼此独立地切换。

右后控制电磁阀140(以下称为阀门SRR)的增压阀140a和左后控制电磁阀142(以下称为阀门SRL)的增压阀142a通过转换电磁阀130(以下称为SA3)连接到调压线路168。阀门SRR的减压阀140b和阀门SRL的减压阀142b再连接到直接从储液器100上伸出的低压线路162。

阀门SRR的压力供应管道被连接到用于向右后轮制动盘156提供制动压力的后轮油缸148，而阀门SRL的压力供应管道被连接到用于向左后轮制动盘158提供制动压力的后轮油缸150。

在正常的制动模式下，由阀门SA3切换这个阀门，以便从后主压力线路166向阀门SRL和阀门SRR提供主压力。在ABS控制模式下需要切换这个阀门，从而把调压线路168中的高压提供给阀门SRL和阀门SRR。总之，左、右后轮可以在正常制动模式和ABS控制模式之间同时切换。

以下要概括地说明按照本发明第一方面的ABS控制器的工作原理。在ABS模式下，图9中的阀门SA1和SA2关闭连接到调压器122的阀门，同时打开连接到阀门SFR和SFL的阀门。另外，阀门SA3关闭连接到后主压力线路166的阀门，同时打开连接到调压线路168的阀门。

车轮速度传感器10按照采样间隔τ检测第一至第四车轮各自的速度，并且输出与检测的车轮速度有关的时序数据ωi[k]。

转矩梯度估算装置12在步骤1中使用ωi[k]按上述公式(9)和(10)执行数学运算。在步骤2中通过公式(11)表示的递归公式来估算摩擦转矩梯度，公式(11)是根据最小平方方法获得的，它也是一种在线系统识别方法。按顺序重复执行步骤1和2就可以获得关于估算的摩擦转矩梯度的时序数据。

ABS控制装置14沿着图10所示的流程执行程序。

如图10所示，ABS控制装置14使用转矩梯度估算装置12在各个时间采样点上估算的摩擦转矩梯度来计算各个车轮在各个采样时间点上的操作量u(ui：i＝1，2，3，4)(步200)。

具体地说，公式(34)和(35)的状态公式可以从公式(29)到(33)推导而来，并且采用所谓μ设计方法来设计一种控制系统，它可以在公式(34)和(35)给定的公式(36)中定义任意的Δ(-1≤Δ_fi，Δ_gi≤1)，从而获得由公式(38)和(39)所限定的一种控制器。控制器的状态值被代入供(39)的Xc，并且把一个代表转矩梯度估算装置12估算的摩擦转矩梯度的值代入公式(39)中的“Y”这样就能获得ABS控制阀的操作量u。

将车轮号i设置在1(步202)，并且确定这第i个车轮的操作量ui是否大于一个正参考值+e(步204)。如果操作量ui大于这个正参考值+e(步204中是YES)，就将发送给第i个车轮ABS控制阀的操作信号设定成增压信号(步206)。反之，如果操作量ui不大于正参考值+e(步204中是NO)，就要进一步确定操作量ui是否小于一个负参考值-e(步208)。如果操作量ui小于这个负参考值-e(步208中是YES)，就将发送给第i个车轮ABS控制阀的操作信号设定成减压信号(步210)。反之，如果操作量ui不小于负参考值-e(步208中是NO)，也就是在操作量ui大于负参考值-e，但是小于正参考值+e时，就把发送给第i个车轮ABS控制阀的操作信号设定成保持信号(步212)。

在有关第一车轮的操作量ui被设定时，车轮号i仅仅被增加1(步214)。然后要确定“i”是否超过了四(步216)。如果“i”没有超过四(步216中是NO)，程序就回到步204。同样为增量的车轮号“i”的操作量ui设定操作信号。

如果车轮号“i”超过了四(步216中是YES)；也就是说如果发送给第一至第四号车轮的所有ABS控制阀的操作信号都被设定了，就把设定的操作信号发送给ABS控制阀16(步218)。上述操作信号的设定和操作信号的发送都是在各个采样时间点上执行的。

根据发送给各个车轮的操作信号，图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按照操作信号来控制ABS控制阀16内部的阀门SFR，阀门SFL，阀门SRR和阀门SRL的开/关动作。

具体地说，如果操作信号是增压信号，就打开增压阀，并且关闭减压阀。这样，图9中调压线路168上的高压就被提供给对应的车轮油缸，从而使制动力增加。反之，如果操作信号是减压信号，就关闭增压阀，并且打开减压阀。这样，图9中低压线路162上的低压就被提供给对应的车轮油缸，从而使制动力下降。另外，如果操作信号是保持信号，就同时关闭增压阀和减压阀。这样就能保持提供给相应车轮油缸的压力，以便保持制动力。

如上所述，按照本实施例，摩擦转矩梯度是仅仅根据关于车轮速度的时序数据来估算的，并且执行使摩擦转矩梯度保持为零的ABS控制。因此，如果由于车辆行驶的路况使峰值摩擦系数μ达到其峰值条件下的滑动速度发生了变化，仍可以稳定地执行ABS控制。

另外，在本实施例中仅仅需要识别两个参数：也就是关于车轮加速度的物理参数随时间的变化，以及关于车轮加速度变化的物理参数随时间的变化。因此，与需要识别三个参数的惯用技术相比(例如US专利中所述)，本发明的ABS控制器可以缩短运算时间并且改善数学运算的精度。这样就能实现高精度的防闭锁制动控制。

除了车轮速度之外，惯用的技术还需要检测车轮油缸的压力。与此相反，在本实施例中仅仅需要检测车轮速度，不需要使用昂贵的压力传感器。因此可以制成一种廉价和简单的ABS控制器。

在本实施例中不需要估算车轮的速度。因此可以避免惯用技术中固有的问题；例如估算车轮速度的问题，制动力必须以较低的频率增加和减少，直到根据车轮速度计算出的速度Vw等于或是接近实际的车速Vv*；以及在准备与参考速度比较的车速和实际车速之间出现明显差别的情况下车轮被长时间闭锁的问题或是为了恢复其解锁状态而使制动力急剧下降的问题。这样就能实现一种舒适的ABS控制。

在本实施例中并不是直接对受到轮胎特性强烈影响的具有非线性特性的防闭锁制动系统采用现代控制理论。由于非线性特性可以用等效的竖直变化来近似，采用增强控制理论就可以设计出允许这种竖直变化的ABS控制系统，因此可以根据四个车轮之间的相互干扰实现完善的ABS控制。

除了用于ABS控制系统之外，摩擦转矩估算装置8还可以用于例如一种报警装置，它可以根据代表估算的摩擦转矩梯度的数值向驾驶员提供关于制动的报警信号。另外，摩擦转矩估算装置8还可以用于驱动力控制器。在这种情况下用摩擦转矩估算装置8来估算驱动转矩的梯度。[第一方面第二实施例]

以下要参照图2说明本发明第一方面第二实施例的ABS控制器。其中与第一实施例相同的部件采用了相同的符号，并且为了简明而省略了这方面的说明。

如图2所示，按照第二实施例的ABS控制器包括制动转矩检测装置51，用于按照预定的采样间隔τ检测制动转矩Tb，车轮减速度检测装置52，用于按照预定的采样间隔τ检测车轮减速度“Y”，转矩梯度估算装置53，它根据检测的时序数据Tb[j](j＝1，2，3，...)和时序数据Y[j](j＝1，2，3，...)来估算摩擦转矩梯度，ABS控制装置15，它根据估算的摩擦转矩梯度计算出在各个车轮的ABS控制中使用的操作信号，以及一个ABS控制阀，它按照ABS控制装置15计算的操作信号来激励各个车轮的制动压力，从而实现ABS控制。在这些部件中，制动转矩检测装置51，车轮减速度检测装置52以及转矩梯度估算装置53构成了一个摩擦转矩估算装置50，它的输出值代表了估算的摩擦转矩梯度。

制动转矩检测装置51是由用于检测各个车轮油缸压力的压力传感器和一个乘法器构成的，后者用一个预定的常数乘以压力传感器检测到的车轮油缸压力，从而计算和输出各个车轮的制动转矩。

车轮减速度检测装置52可以用一个滤波器来实现，用以下公式来处理由固定在各个车轮上的轮速传感器(车轮速度检测装置)检测到的第i个车轮的轮速信号ωi，从中获得第i个车轮的车轮减速度Yi(i＝1，2，3，4)。 $y_i=-\frac{s}{1-0.1s}{\mathrm{\&omega;}}_i$ 其中的“s”是一个拉普拉斯变换算子。另外，车轮减速度检测装置52可以用直接检测车轮减速度的车轮减速度传感器构成，不需要检测车轮速度。

转矩梯度估算装置53可以由一个计算器构成，用于根据关于第i个车轮减速度的时序数据Yi[j]和关于第i个车轮制动转矩的时序数据Tbi[j]按公式(23)和(25)计算第i个车轮的fi和φi，并且将计算出的fi和φi代入公式(28)，再对由此获得的数据采用在线系统识别方法估算和计算出第i个车轮的摩擦转矩梯度ki。

以下要说明本发明第一方面第二实施例的ABS控制器的工作原理。

转矩梯度估算装置53根据关于第i个车轮上测得的制动转矩的时序数据Tbi[j](j＝1，2，3，...)和关于第i个车轮上测得的减速度的时序数据Yi[j](j＝1，2，3，...)为各个车轮估算第i个车轮的摩擦转矩梯度。

ABS控制装置15为第i个车轮计算和输出一个操作信号，从而避免第i个车轮的摩擦转矩梯度小于一个参考值。然后由ABS控制阀16按照这一操作信号来控制各个车轮的制动压力。

例如，在计算的摩擦转矩梯度小于参考值的情况下，ABS控制装置15就立即向ABS控制阀16输出一个制动压力降低指令信号。例如，如果参考值被设定为接近零的正值，在摩擦系数μ达到峰值的区域内的摩擦转矩梯度就是零。因此，如果制动的作用超过了峰值摩擦系数μ，就立即降低制动压力，从而可以防止轮胎发生闭锁。

反之，如果计算的摩擦转矩梯度大于参考值，ABS控制装置15就立即向ABS控制阀16输出一个制动压力增加指令信号。象上述情况一样，在参考值被设定为接近零的正值的情况下，如果摩擦转矩梯度进入了摩擦系数μ小于峰值的区域，就立即增加制动力，使摩擦系数μ回到其峰值附近。这样就能实现最有效的制动，并且可以缩短停车距离。

如上所述，按照这一第二实施例，ABS控制是按照根据车轮减速度和制动转矩计算出的摩擦制动转矩梯度来实现的。因此，象第一实施例的情况一样，不需要估算车轮速度，并且可以实现稳定的防闭锁制动控制，与路面的条件无关。

另外，在第二实施例中采用了仅需要直接识别一个参数即摩擦转矩梯度的方法。因此，与需要识别三个参数的现有技术(例如US专利所述)相比，本发明的ABS控制器可以大大缩短运算时间，并且明显地改善数学运算精度。这样就能实现高精度的防闭锁制动控制。

在第二实施例中也可以用第一实施例的ABS控制装置14代替ABS控制装置15。特别是可以执行图10的流程所限定的程序，并且可以考虑到四个车轮之间的干扰。这样就能实现完善的ABS控制。

除了ABS控制系统之外，摩擦转矩梯度估算装置50还可以用于例如一种报警装置，它可以根据代表估算的摩擦转矩梯度的数值向驾驶员发出关于制动的报警信号。

另外，如图3所示，这种摩擦转矩梯度估算装置50还可以用作限度确定装置55，用于确定摩擦转矩特性的限度。这一限度确定装置55包括图2中的摩擦转矩梯度估算装置50和连接到摩擦转矩梯度估算装置50输出端上的限度确定装置54，并且根据代表摩擦转矩梯度的计算值来确定摩擦转矩特性的限度。

此处所说的摩擦转矩特性代表了摩擦转矩相对于滑动速度的变化特性(见图5)。所说的摩擦转矩特性限度代表一种边界，越过这一边界的摩擦转矩变化特性会从某一状态变化到另一状态。图5表示了一例这种边界(也就是摩擦转矩梯度接近于零的点)，如果越过这一边界，摩擦转矩的变化就会从滑动速度的一个区域(在此区域内的摩擦系数μ小于其峰值)移动到滑动速度的另一区域(在此区域内的摩擦系数μ接近于零)。为了检测这一限度，限度确定装置54预先存储一个接近零的参考值。如果计算的摩擦转矩梯度大于这一参考值，就确定梯度处于限度之内。反之，如果摩擦转矩梯度小于参考值，就确定该梯度处于限度之外。这种限度确定结果作为一个电信号被输出。

限度确定装置55可以把限度确定装置55的输出信号输入到图2中的ABS控制装置15。在这种情况下，如果确定摩擦转矩特性达到了限度，就可以向ABS控制阀16输出制动压力降低指令信号，从而避免轮胎发生闭锁。

如果车辆行驶的路面上的控制转矩梯度在峰值摩擦系数μ附近急剧地变化，使制动动作跟踪一定目标值的伺服控制就不一定能准确地工作。为了避免这一问题，可以用限度确定装置55来确定这一限度，如果超过这一限度，摩擦转矩梯度就会发生急剧变化，并且按照这种确定结果对控制系统的目标值加以控制。这样就能获得优越的控制性能。[第一方面的第三实施例]

以下要参照图4说明按照本发明第一方面第三实施例的摩擦转矩梯度估算装置。其中与第一和第二实施例中相同的部件采用了相同的符号，并且在此省略了对这些部件的说明。

参见图4，按照第三实施例的摩擦转矩梯度估算装置57包括用于计算微量增益Gd的微量增益计算部22，还有用于执行数学运算的摩擦转矩梯度计算部56，以便将计算出的微量增益Gd转换成摩擦转矩梯度。

微量增益计算部22包括一个轮速微量幅值检测部40，用于检测按照车体，车轮和路面构成的振动系统的共振频率ω^∞(公式41)在平均制动压力附近激励很小量制动压力时获得的轮速信号ωi的微小振动(也就是轮速的微量幅值ωwv)；制动压力微量幅值检测部42，用于检测按共振频率ω^∞激励的制动压力的微量幅值Pv；以及一个模拟除法器44，它用检测到的轮速微量幅值ωwv除以微量幅值Pv，输出微量增益Gd。用于激励很小量制动力的装置将在下文中说明。

轮速微量增益检测部40可以用图14所示的一个计算部来实现，它可以执行滤波操作，以便提取共振频率ω^∞的振动分量。例如，假设振动系统的共振频率ω^∞大约是40Hz，考虑到控制的需要，将一个周期设定为24ms或是大约41.7Hz，将其作为带通滤波器75的中心频率。带通滤波器75仅允许轮速信号ωi中41.7Hz附近的频率分量通过。带通滤波器75的输出在全波整流器26经过全波整流，并且平滑成DC电压。低通滤波器77仅允许平滑DC信号中的低频分量通过，这样输出的就是轮速微量幅值ωwv。

另一方面也可以这样来实现轮速微量增益检测部40，即在对应上述周期整倍数的一个周期内连续获得时序数据，也就是关于一个24ms周期的时序数据或是关于两个48ms周期的时序数据，并且确定一个单位正弦波和41.7Hz的一个单位余弦波之间的关系。

如上所述，理想的制动力可以通过按照主缸中的压力(也就是调压器压力)来控制各个控制电磁阀(即阀门SFR，阀门SFL，阀门SRR以及阀门SRL)中增压和减压的时间而实现。按照对应共振频率的周期对控制电磁阀中压力的增、减进行控制，同时增加或是降低控制电磁阀中用于获得平均制动力的压力，就可以激励很小量的制动压力。

具体地说，按图15所示，在增压模式和降压模式之间的切换是按照微量激励的每半个周期T/2(例如24ms)一次来执行的。在模式切换的瞬间，增压指令信号在增压时间周期ti期间被输出到阀门，减压指令信号在减压时间周期tr期间被输出到阀门。在其余的时间内输出保持指令信号。平均制动压力是根据对应主缸压力(即调压器压力)的增压时间ti和减压时间tr之比来确定的。在增压模式和降压模式之间按照对应共振频率的每半个周期T/2进行切换，从而在平均制动压力附近获得很小的振动。

制动压力的微量幅值Pv是按照主缸中的压力(即调压器压力)，图15中所示的增压时间ti长度以及减压时间tr长度之间的预定关系来确定的。因此，图4所示的制动压力微量幅值检测部42可以由一个表的形式来实现，在表中按照主缸中的压力(即调压器压力)，增压时间ti以及减压时间tr来产生制动压力微量幅值Pv。

正如上文所述，微量增益Gd和摩擦转矩梯度之间基本上成正比。因此，图4中的摩擦转矩梯度计算部56可以用一个乘法器来实现，通过与计算的微量增益Gd相乘而产生适当的比例系数。微量增益Gd会随着轮速的下降而增大。如果根据轮速来改变比例系数，就能始终准确地计算摩擦转矩梯度，与轮速无关。

以下要说明按照本发明第一方面第三实施例的摩擦转矩估算装置的工作原理。

如果按共振频率ω^∞激励很小量的制动力，微量增益计算部22计算微量增益Gd，而摩擦转矩梯度计算部56可将微量增益Gd转换成摩擦转矩梯度，并且输出这种制动转矩梯度。

如上所述，在第三实施例中可以方便地计算出精确地代表车轮运动动态特性的摩擦转矩梯度。因此，这种技术可以用于按照摩擦状态执行各种控制的各种情况。

例如，如果在图1的ABS控制装置14或是图2的ABS控制装置15中采用转矩梯度计算部56的计算结果，就可以获得与第一和第二实施例的ABS控制器相同的效果。

除了ABS控制系统之外，摩擦转矩梯度计算部56还可以用于例如一种报警装置，它可以根据代表估算的摩擦转矩梯度的数值向驾驶员发出关于制动的报警信号。

尽管本发明是按照解释性实施例加以说明的，但是本发明并不仅限于这些实施例。在不脱离本发明原理的条件下还可以对这些实施例作出各种变更。

例如，尽管在上述实施例的ABS控制器中采用了峰值μ控制方式，从而使摩擦转矩梯度等于或是接近于零，也可以执行一种使摩擦转矩梯度变成一个非零参考值的控制方式。

在按照第一实施例的转矩梯度估算装置8或是第三实施例的转矩梯度估算装置57计算的摩擦转矩梯度来确定限度时，也可以使用第二实施例的限度确定装置55。

尽管微量激励装置是通过在控制电磁阀的增压模式和减压模式之间进行切换来实现的，如果采用一种按照激励信号膨胀和收缩的压电式激励器，也可以直接向制动盘施加很小的激励。

发明的第二方面

以下要参照附图详细说明按照本发明第二方面的控制起始点确定装置。[第二方面第一实施例]

图19表示按照本发明第二方面第一实施例的控制起始点确定装置的结构。

如图19所示，第一实施例的控制起始点确定装置5包括轮速检测装置10′，它按照预定的采样频率τ检测车轮速度；转矩梯度估算装置12′，它根据轮速检测装置10′检测到的关于车轮速度的时序数据估算出摩擦转矩梯度；以及确定装置17，用于在估算的摩擦转矩梯度和一个参考值之间进行比较，从而确定控制装置14′(其中包括防闭锁制动控制器和下文所述的牵引控制器)的控制起始点或是结束点。

转矩梯度估算装置12′在采样时间的一个周期内采用公式(9)按照关于被测轮速的时序数据计算出关于车轮加速度的物理参数，并且按照发生在一个采样时间周期内的车轮加速度根据公式(10)计算出关于发生在一个采样时间周期内的变化的物理参数[步1]。进而，采用步骤1中计算的物理参数，可以用公式(11)计算出两个物理参数，它们代表关于车轮加速度的物理参数随时间的变化以及关于车轮加速度变化的物理参数随时间的变化[步2]，根据这些物理参数就能估算出摩擦转矩梯度。

图20表示一辆车，在车上装有具备上述结构的控制起始点确定装置，在其中将控制起始点的确定结果用于防闭锁制动控制或是牵引控制。

图20中所示车体的第一至第四车轮上分别装有制动盘152，154，158和156；前轮油缸144和146；后轮油缸148和150；以及作为轮速检测装置10′的轮速传感器10a，10b，10c和10d。轮速传感器10a，10b，10c或是10d可以检测出固定在车体上的第i(i表示车轮号，i＝1，2，3，4)个车轮速度的时序数据ωi[k](k是采样时间点；k＝1，2，...)。

用于提供制动力的制动液体管道被连接到前轮油缸144和146以及后轮油缸148和150，并且连接到液压制动线路99。总之是由这些车轮油缸按照从液压制动线路99接收到的油压向各个制动盘提供制动压力。

轮速传感器10a，10b，10c和10d被连接到转矩梯度估算装置12′，后者被连接到确定装置17。

用于输出实现防闭锁制动控制或是TRC(牵引)控制的控制信号的一个ABS/TRC控制器18被连接到确定装置17。液压制动线路99被连接到ABS/TRC控制器18。

液压制动线路99向各个车轮油缸提供对应施加到制动踏板118上的脚踏力的压力。在执行牵引控制或是防闭锁制动控制时，液压制动线路99切换液压线路，以便按照从ABS/TRC控制器18接收的控制信号来控制提供给车轮油缸的压力。

图20中所示的车体发动机上装有一个主节流阀32，用于和加速踏板36一起控制发动机的吸气量。在主节流阀32上游设有一个副节流阀28。由连接到ABS/TRC控制器18的副节流阀驱动器26来控制这一副节流阀28打开或是关闭。

在非牵引控制时，用一个恢复弹簧(未示出)将副节流阀28置于满负荷状态。在牵引控制时按照从ABS/TRC控制器18接收到的控制信号来控制副节流阀28开/关动作的程度。

主节流阀32和副节流阀28各自设有主节流阀位置传感器34和副节流阀位置传感器30，用于检测阀门打开或是关闭的位置。主节流阀位置传感器34和副节流阀位置传感器30被连接到用于控制发动机及其传动的发动机传动控制器24。发动机传动控制器24和ABS/TRC控制器18被彼此双向地连接到一起，并且由发动机传动控制器24根据阀门开/关动作的程度通过ABS/TRC控制器18来控制车体的发动机。

以下要参照图21详细说明按照本发明第二方面的系统液压线路结构。

这一线路与按照第一方面的对应线路的唯一区别在于设有从蓄能器上伸出的高压线路STR 129。因此仅需要说明这种区别，省略了对线路其他部分的说明。

如图21所示，按照本发明第二方面的系统液压线路包括阀门STR 129，并且将连接到蓄能器108的高压线路167连接到这一阀门STR 129上。在ABS模式下，用阀门STR 129来切换阀门，将调压线路168中的高压提供给阀门SA3。在TRC模式下，用阀门STR 129来切换阀门，将高压提供给阀门SA3，此时与施加在高压线路167上的脚踏板力无关。因此，在TRC模式下，即使驾驶员没有踩下制动踏板118，高压也可以被提供给各个后轮油缸。

在正常制动模式下，用阀门SA3切换阀门，把后主压力线路166的主压力提供给阀门SRL和阀门SRR。在ABS(或是TRC)模式下，用阀门SA3切换阀门，把通过阀门STR接收到的压力(在ABS模式下是调压线路168中的压力，而在TRC模式下是高压线路167中的压力)提供给阀门SRL和阀门SRR。总而言之，编成一组的后轮是在正常制动模式和ABS(或是TRC)模式之间切换的。

转换电磁阀SA1，SA2，SA3，STR以及控制电磁阀SRL，SRR，SFL，SFR都被连接到ABS控制器18。这些阀门的打开/关闭动作或是位置是按照从ABS/TRC控制器18接收的控制信号进行切换的。

以下要参照图23所示的流程来解释实行ABS控制的第一例控制方式，在其中使用了图20所示的按照本发明第二方面的车体。在实行ABS控制的区域内，车轮加速度(ωi[k]-ωi[k-1]/τ)是负值，而这种逻辑是在车轮加速度为负值时执行的。

如图23所示，由图20中的确定装置14确定转矩梯度估算装置12估算的摩擦转矩梯度k是否小于一个参考值E(＞0)(步300)。在图22所示制动作用跟随峰值摩擦系数μ的ABS控制区域内，这一参考值E相当于代表相对于滑动速度下限值的摩擦转矩梯度值。

如果确定的摩擦转矩梯度k大于参考值E(步300中为NO)；也就是说，在制动作用跟随峰值摩擦系数μ的区域中，如果摩擦转矩梯度处在小于该区域下限值的滑动速度区域内，转换阀门(图21中的SA1，SA2，SA3)就被设定在非ABS模式(步302)。在这种情况下把对应主压力的制动力提供给车轮油缸。

反之，如果确定的摩擦转矩梯度k小于参考值E(步300中为YES)；也就是说，如果摩擦转矩梯度处在制动作用跟随峰值摩擦系数μ的滑动速度区域中，转换阀门就被设定到ABS模式(步304)，并且降低制动力(步306)。当制动力被降低时，图3中阀门SFL，SFR，SRL，SRR的增压阀132a，134a，140a，142a就被关闭，而这些阀门的减压阀132b，134b，140b，142b被打开。这样，低压线路162中的油压就可以提供给各个车轮油缸，从而使制动转矩下降。

在图23所示的ABS模式下，如果摩擦转矩梯度k大于参考值E，就认为摩擦系数偏离了峰值摩擦系数μ，因而不能启动ABS。反之，如果摩擦转矩梯度k小于参考值E，就认为制动力施加的程度使摩擦系数接近或是超过了峰值摩擦系数μ，此时就将模式切换到ABS模式。然后降低制动力。此后就能执行跟踪峰值摩擦系数μ的制动作用，并且能防止轮胎发生闭锁。

以下要参照图24的流程来解释第二例控制方式，在其中使用图20所示的车体来实行ABS控制。

如图24所示，由图20中的确定装置17确定转矩梯度估算装置12估算的摩擦转矩梯度k是否小于参考值E(＞0)(步310)。

如果确定的摩擦转矩梯度k大于参考值E(步310中为NO)，转换阀门(图21中的SA1，SA2，SA3)就被设定在非ABS模式(步312)。在这种情况下把对应主压力的制动力提供给车轮油缸。

反之，如果确定的摩擦转矩梯度k小于参考值E(步310中为YES)；也就是说，如果摩擦转矩梯度处在开始ABS控制的区域中，转换阀门就被设定到ABS模式(步314)。进而要确定摩擦转矩梯度k是否小于另一个参考值-e(＜0，e＜E)(步316)。

如果确定的摩擦转矩梯度k小于参考值-e(步316中为YES)；也就是说，确定了制动力施加的程度使摩擦系数超过了峰值摩擦系数μ，就降低制动力(步318)。然后，程序回到步310，并且执行相同的程序。

反之，如果确定的摩擦转矩梯度大于参考值-e(步316中为NO)，就要确定摩擦转矩梯度是否超过了又一个参考值e(＞0)(步320)。

如果确定的摩擦转矩梯度k大于参考值e(步320中为YES)；也就是确定了摩擦系数稍微偏离了峰值摩擦系数μ，就增加制动力(步322)。然后，程序回到步310，并且执行相同的程序。在制动力增加时，图21中阀门SFL，SFR，SRL，SRR的减压阀132b，134b，140b，142b就被关闭，而这些阀门的增压阀132a，134a，140a，142a被打开。这样，高压调压线路168中的油压就可以提供给各个车轮油缸，从而使制动力增加。

如果确定的摩擦转矩梯度k小于参考值e(步320中为NO)；也就是说，摩擦转矩梯度处在包括零的峰值摩擦系数μ区域内(也就是从-e到e的范围)，就保持目前的制动力(步324)。程序再次回到步210，并且执行相同的程序。在保持制动力时，图21中阀门SFL，SFR，SRL，SRR的减压阀132b，134b，140b，142b和增压阀132a，134a，140a，142a被关闭。这样就能保持提供给各个车轮油缸的油压。

如上所述，图24的ABS控制方式在摩擦转矩梯度变成小于参考值E时开始ABS控制，并且还要确定ABS控制的起始点，以便降低，保持或是增加制动力，使摩擦转矩梯度保持在包括零的峰值摩擦系数μ区域内。这样就能实现比图23所示的ABS控制方式更精确的制动作用，并且能够跟踪峰值摩擦系数μ，还可以在最小制动距离内实现稳定的制动操作。

以下要参照图25所示的流程来解释一例实行TRC控制的方式，在其中使用了图20中按照本发明第二方面的车体。在实行TRC控制的区域内，车轮加速度是正值，而这种逻辑是在车轮加速度为正值时执行的。

如图25所示，由图20中的确定装置17确定转矩梯度估算装置12估算的摩擦转矩梯度k是否小于一个参考值F(＞0)(步330)。在实行TRC，并且将摩擦转矩梯度维持在预定范围(见图22中的牵引控制区域)内的情况下，这一参考值F被确定为摩擦转矩梯度上限值。

如果确定的摩擦转矩梯度k大于参考值F(步330中为NO)；转换阀(图21中的SA1，SA2，SA3)就被设定在非TRC模式(步332)，并使图20中的副节流阀28处于完全打开状态(步334)。这样，在非TRC模式下，车辆就会进入正常行驶状态，在此时把对应主压力的制动力提供给车轮油缸，并且仅仅靠图20中的主节流阀32的打开/关闭程度来控制提供给发动机的气流量。

反之，如果确定的摩擦转矩梯度k小于参考值F(步330中为YES)；也就是说，如果摩擦转矩梯度处在开始TRC控制的区域中，转换阀门就被设定到TRC模式(步336)。

图20中的ABS/TRC控制器18控制副节流阀28打开的程度，从而使估算的摩擦转矩梯度符合参考值(步338)，并且通过对控制电磁阀的控制来调节制动力，使估算的摩擦转矩梯度符合参考值(步340)。在这种情况下，即使驾驶员没有踩下制动踏板118，仍可以根据需要提供制动力。

特别是在步338到340的控制操作中，用确定装置17将摩擦转矩梯度与参考值相比较，并且确定一个定时(也就是控制起始点)，ABS/TRC控制器18按照这一定时来增加/降低制动力，或是根据上述比较结果来调节副节流阀28打开的程度。

如上所述，图7中的TRC是按照摩擦转矩梯度来执行的，从而防止车轮的运动范围超过峰值摩擦系数μ，因此可以维持稳定的车辆状态。

按照上文所述本发明第二方面的第一实施例，摩擦转矩梯度是仅仅根据关于车轮速度的时序数据来估算的。按照代表摩擦转矩梯度的数值确定ABS或是TRC控制的起始点，并且以此为依据来确定增加/降低制动力或是调节副节流阀打开程度的起始点。因此，即使是摩擦系数μ达到最大值时的滑动速度由于车辆行驶的路面状态而发生了变化，摩擦转矩梯度在峰值摩擦系数μ处变为零的条件仍然是不变的。这样就能实现稳定的ABS或是TRC控制。

另外，在本实施例中不需要估算车速。因此可以避免惯用技术中固有的以下问题；例如，在现有技术中，为了估算车速，制动力必须按较低的频率增加和降低，直到根据轮速计算的速度Vw达到或是接近实际的车速Vv*；以及车轮被长时间闭锁的问题，或是在准备与参考速度比较的车速明显地偏离实际车速时为了恢复解锁状态而使制动力急剧降低的问题。这样就能实现舒适的ABS控制。[第二方面的第二实施例]

第二实施例的目的是将第一实施例的控制起始点确定装置应用于控制制动力的ABS，从而在激励制动力时按照轮速的振动特性跟踪峰值摩擦系数μ。

图26表示采用了第二实施例的控制起始点确定装置5的ABS结构。其中与第一实施例中相同的部件采用了相同的符号，并且在此省略了对这些部件的说明。

参见图26，按照第二实施例的车体包括：微量制动力激励指令计算部252，用于计算一个微量制动力激励幅值指令信号Pv，用来传递由驾驶员给定的制动力，在轮胎有效啮合时产生的微小振动具有与车轮速度的共振频率f1相同的频率，一个幅值检测部254用于检测被测轮速中共振频率分量f1的幅值ωwv；以及一个制动力降低指令信号计算部250，用于根据检测值ωd和微量制动力激励幅值指令Pv计算出制动力降低指令信号Pr。

按照从制动力降低指令信号计算部250接收到的制动力降低指令信号Pr，由驾驶员的操作部256以及从微量制动力激励指令计算部252接收到的微量制动力激励幅值指令信号Pv来产生制动力Pd，制动力降低指令信号计算部250和微量制动力激励指令计算部252产生一个制动力指令信号，它是受到控制的车辆运动系统258的一个输入，并且被连接到一个制动阀驱动器260，以便将由此产生的制动力指令信号提供给车辆运动系统258。

微量制动力激励指令计算部252被连接到控制起始点确定装置5的确定装置17，并且按照确定装置17确定的控制起始点向制动阀驱动器260发出关于制动力激励开始/停止的指令信号。

在第二实施例中，微量制动力激励指令计算部252计算微量制动力激励幅值指令信号Pv，用来传递由驾驶员给定的制动力，在轮胎啮合时产生的微小振动具有与车轮速度的共振频率f1相同的频率，并且用来传递由驾驶员给定的制动力，在轮胎有效啮合时产生的微小激励具有与车轮速度的共振频率f1相同的频率。这样就可以根据制动力的放大特性检测出共振频率f1的变化。

如图28所示，对于车轮共振系统的频率特性来说，当摩擦系数μ接近其峰值时，车轮速度在共振频率处的增益峰值就会下降。进而，如果摩擦系数μ超过了峰值，共振频率就会相对于轮胎啮合时的共振频率f1向高频侧移动。在轮胎啮合时的共振频率f1分量的情况下，当摩擦系数μ接近其峰值时共振频率f1分量的幅值就会降低。因此，根据出现在车轮速度中的共振频率f1的微小振动分量的增益就能检测出摩擦系数μ接近其峰值的情况。

如图14所示，幅值检测部254包括一个带通滤波器75，它的通频带被设定在一个预定的范围，其中包括轮胎啮合时的车轮速度的共振频率f1，一个全波整流器76用于对带通滤波器75的输出整流，以及一个低通滤波器77，用于平滑全波整流器76的输出，并且将AC信号转换成DC信号。由于幅值检测部254仅仅检测轮胎啮合时的车轮速度的共振频率f1分量，并且用DC信号的形式输出检测到的车轮速度共振频率f1分量，其检测值ωwv相当于共振频率f1分量的幅值。

如图29所示，制动力降低指令信号计算部250包括一个计算部268，用于计算一个微量增益gd，它代表检测值ωwv与微量制动力激励幅值指令信号Pv的比例，一个PI控制器270，它采用微量增益gd与一个参考值gs之间的差gd-gs，比例增益Gpri以及GIri通过比例积分控制计算出一个降低的制动力，以及一个正值消除部272，它可以消去正值而仅仅采用负值，以便防止提供制动力的范围使超过驾驶员给定的制动力Pd，并且用制动力降低指令信号Pr的形式输出这些负值。

以下要参照图27所示的流程说明本发明第二方面第二实施例的控制流程。

如图27所示，用图26中的确定装置17来确定转矩梯度估算装置12估算的摩擦转矩梯度是否小于一个参考值G(步350)。这一参考值G是根据代表相对于滑动速度的摩擦转矩梯度值来确定的，用这一参考值G来决定何时开始激励制动力。

如果摩擦转矩梯度小于参考值G(步350中为YES)，微量制动力激励指令计算部252就发出激励指令。制动阀驱动器260在接收到这一指令时就按照车轮速度的共振频率f1激励一个很小量的制动力(步352)。

如果微量增益gd大于参考值gs(步354中为YES)；也就是说，如果在微量制动力激励幅值指令信号Pv激励制动力时得到的检测值ωd大于一个参考值gsPv(其中的ωd是转速，其单位是[rad/s]，Pv是压力或转矩，其单位是[Pa]或是[Nm])，就按图28中解释的情况认为轮胎是啮合的，并且保持一个平均制动力Pm(步358)。与此相反，如果微量增益gd小于参考值gs(步354中为NO)；也就是说，如果在微量制动力激励幅值指令信号Pv激励制动力时得到的检测值ωd小于参考值gsPv，就意味着摩擦系数μ正在接近其峰值，此时就要降低平均制动力Pm(步356)。

在步350中，如果摩擦转矩梯度被保持在小于参考值G的值，就执行使制动力跟踪峰值摩擦系数μ的控制，同时维持制动力的微量激励。然而，如果摩擦转矩梯度超过了参考值G(步350中为NO)，就认为车辆处于啮合状态，而制动力已经偏离了峰值摩擦系数μ，在此时就停止激励制动力(步360)。

如图30A所示，在图27所示的制动力控制操作期间提供的平均制动力Pm可以用下式来表示：

Pm＝Pd+Pr，Pr≤0    .

由于制动力降低指令Pr一直是负值，这样就不会提供平均制动力Pm，因此也就不会超过驾驶员给定的制动力Pd。在这种ABS控制操作中，在驾驶员给定的制动力与振动量很小的制动力之和被提供给车轮时，如果摩擦系数μ达到了它的峰值，就降低平均制动力。这样就能阻止制动力进一步增加，从而避免轮胎发生闭锁。

进而，在上述制动力控制的操作中，从图30A中可以看出，当步350中为YES时，从微量激励的起始点开始，很小的振动分量Pv已经被叠加在制动力Pb上了。

与此相反，从图30B中采用普通微量激励方法的ABS制动力随时间的振动中可以看出，很小的激励分量Pv是从响应驾驶员的制动动作向车轮提供制动力的时间点开始叠加到制动力Pb上的。如果象惯用的ABS中那样在制动动作之后马上激励很小量的制动力，所需的制动力激励时间就要比第二实施例长。如果在踩下制动踏板时不需要ABS控制，微量激励的制动力就没有用了。

在第二实施例中，由于是从确定装置17根据摩擦转矩梯度确定的控制起始点上开始激励很小量的制动力，在短时间内可以激励很小量的制动力，而不会降低峰值摩擦系数μ的检测精度。

本发明并不仅限于以上这些实施例。尽管在上述说明中是将本发明用于ABS和TRC，本发明仍可以用于除ABS和TRC之外的其他领域，用来控制车轮的运动，使其进入预定的预定状态。

尽管在本发明中对通过调节副节流阀的打开程度和调节制动力来实现TRC的技术采用了本发明的控制起始点确定装置，本发明还可以用于另一种实现TRC的技术，在其中可以调节副节流阀的打开程度或是调节制动力。

此外，上述实施例还可以用于火车等等车辆。关于第二方面的试验：

图31A到34C表示采用上述实施例的控制起始点确定装置相对于确定的控制起始点执行的缓慢制动，快速制动以及逐步制动的试验结果，假设初始的车轮速度是50rad/s。在这种试验中，摩擦转矩梯度k的参考值被设定为50。也就是说，将k＜50的时间点确定为开始ABS控制的时间点，从此时开始降低制动力。由于试验的目的仅仅是要确定这种时间点，并没有执行实际的ABS控制。

图31A到31C表示缓慢施加制动力时的轮速，车速，滑差率，以及摩擦转矩梯度随时间的振动，在此时没有发生车轮闭锁。在这种情况下，经过两秒之后，即使滑差率由于施加制动力的结果而出现增加的趋势，摩擦转矩梯度在施加制动力的时间点附近仍至少能达到150的值，而不会出现小于参考值50的值。因此，在这种情况下不能确定ABS控制的开始。

图32A到32C表示在车轮不至于闭锁的情况下施加快速制动时的轮速，车速，滑差率，以及制动转矩梯度随时间的变化。在这种情况下，经过两秒之后，即使滑差率由于施加了比图31A到31C更强的制动力的结果而出现增加的趋势，摩擦转矩梯度在施加制动力的时间点附近仍至少能达到110的值，而不会出现小于参考值50的值。因此，在这种情况下不能确定ABS控制的开始。

图33A到33C表示在车轮发生闭锁的情况下施加快速制动时的轮速，车速，滑差率，以及制动转矩梯度随时间的变化。在这种情况下，轮速和车速之间的差在施加快速制动的2.2秒时出现增加，而滑差率在此时急剧会增加。从滑差率急剧增加的那一时间点开始，摩擦转矩梯度急剧下降，并且从时间t1起降到小于参考值50的值。从图33A到33C中可以看出，实际上只要从时间t1开始降低制动力，即使是在车轮发生闭锁的滑差率区域内仍可以防止车轮闭锁。

图34A到34C表示在车轮发生闭锁的情况下逐步施加制动时的轮速，车速，滑差率，以及制动转矩梯度随时间的变化。在这种情况下，滑差率在施加制动力的2.5秒以后缓慢地增加，并且滑差率在经过3.2秒以后急剧地增加。摩擦转矩梯度从滑差率急剧增加的时间点开始急剧下降，并且从时间t2开始降到小于参考值50的值。从图34A到34C中可以看出，实际上只要从时间t2开始降低制动力，即使是在车轮发生闭锁的滑差率区域内仍可以防止车轮闭锁。

从图31A到34C的试验结果中可以看出，本发明的控制起始点确定装置5可以通过适当地设定摩擦转矩梯度的参考值而精确地确定车轮是否发生闭锁，并且在车轮发生闭锁之前准确地确定ABS控制的起始点。

图35A到37B表示在低摩擦系数μ的路面和中等摩擦系数μ的路面上针对本实施例的控制起始点确定装置的控制起始点确定方法和惯用的车轮减速度方法中使用的控制起始点确定方法之间的比较所执行的试验。

图35A和35B表示在低摩擦系数μ的路面上逐步施加Tb＝400Nm的制动转矩时前轮所处的状态。图35A表示轮速和车速随时间的变化，图35B表示摩擦转矩梯度和车轮减速度随时间的变化。

如图35A所示，轮速和车速之间的差别(也就是滑动速度)在经过1秒之后急剧地增加。在此时之后，车轮就会移到可能发生闭锁的滑动速度范围内。随着滑动速度的增加，图35B中所示的摩擦转矩梯度和车轮减速度出现下降。从图35B中可见，摩擦转矩梯度在时间T1时降到小于参考值(50)的值，这一时间处在车轮减速度降到小于参考值的值的时间S1之后。在本实施例中，ABS控制从时间T1开始。在现有技术中，ABS控制从时间S1开始。

从图35A和35B中可见，ABS控制的起始点在本实施例和现有技术中都是在车轮发生闭锁之前确定的。但是，从惯用的方法中可以看出，制动力的减速起始点被确定在一个不必要的早期时间点上。

图36A和36B表示在低摩擦系数μ的路面上逐步施加Tb＝200Nm的制动转矩时后轮所处的状态。图36A表示轮速和车速随时间的变化，图36B表示摩擦转矩梯度和车轮减速度随时间的变化。

如图36A所示，轮速和车速之间的差别(也就是滑动速度)在经过1秒之后逐渐增加，并且这种差别从2.2秒附近急剧地增加。也就是说，在2.2秒之后，车轮就会移到可能发生闭锁的滑动速度范围内。摩擦转矩梯度在车轮移到该滑动速度区域的时间T2时降到小于参考值(50)的值，但是车轮减速度并没有降到小于参考值的值。在图36A和36B的条件下可以看出，本实施例可以在车轮闭锁之前精确地确定控制起始点，而现有技术的方法却不能精确地确定控制起始点。

图37A和37B表示在中等摩擦系数μ的路面上逐步施加Tb＝700Nm的制动转矩时前轮所处的状态。图37A表示轮速和车速随时间的变化，图37B表示摩擦转矩梯度和车轮减速度随时间的变化。

如图37A所示，经过1秒之后，轮速和车速之间就出现了差别。此后，这一差别(也就是滑动速度)逐渐降低。也就是说，在这种情况下车轮不会发生闭锁。

从图37B中可见，摩擦转矩梯度在轮速和车速之间出现差别的时间点上仍然保持大于参考值(50)。然而，经过1秒之后，车轮减速度在轮速和车速之间出现差别的时间点上变成了小于参考值。也就是说，在图37A和37B的情况下车轮不会发生闭锁。然而，尽管在本实施例中可以准确地确定车轮不会发生闭锁，但是惯用的方法已经确定了控制的起始点。

从这些试验的结果可以显示出在本实施例中能够准确和稳定地确定控制的起始点，与根据车轮减速度的惯用确定方法相比，本实施例与路面摩擦系数μ的状态或是制动作用的程度无关。很显然，即使是将其用于激励很小量制动力的TRC或是ABS控制，本实施例的确定方法仍具有与普通ABS控制相同的优异效果。

本发明的第三方面：

以下要参照附图详细说明按照本发明第三方面的防闭锁制动控制器的一个实施例。

图38示意性地表示了一辆车，在车上装有按照本发明第三方面的防闭锁制动控制器。如图38所示，本实施例的车包括装有制动踏板118的液压制动线路99，分别固定在左前轮(FL)，右前轮(FR)，左后轮(RL)，和右后轮(RR)上的轮速传感器10a，10b，10c，10d，用于检测车轮的转速(也就是轮速)。连接到液压制动线路99的制动液体线路分别连接到为各自的制动盘152，154，156，158提供制动压力的各个车轮油缸144，146，156和158。

轮速传感器10a到10d根据脉冲编码器或是脉冲发生器构成的位置传感器检测到的车轮旋转位置检测出对应轮速或是车速的物理参数(例如一种脉冲信号)。也可以用一种所谓瞬时速度观测方法来代替上述惯用的方法。在瞬时速度观测方法中按照一定时间间隔读出位置传感器的值，通过当前读出值和前一读出值之间的差获得车轮的速度。

按照公开文献中记载的细节(“Instantaneous-speed Observer withHigh-order Disturbance Compensation Capability，”Imano and Hori，Institute of Electrical Engineers，proceedingsD，Vol.6，pg.112，1994)，观测器(也就是状态监视设备)被装在一个旋转体的动态模型上。根据通过脉冲传感器的脉冲之间的间隔时间估算出瞬时速度。即使没有从位置传感器接收到脉冲，利用这种瞬时速度观测器仍然可以测量速度。在惯用的方法中，具有连续参数特点的旋转位置是采用位置传感器的分辨力所决定的离散值的形式来检测的，因此，在检测速度或是量化噪声时存在时间上的滞后。而上述瞬时速度观测器可以避免这类问题。

本实施例的ABS进一步包括ABS控制装置300，它通过控制液压制动线路99来实现防闭锁制动控制；左前(FL)轮制动力指令部314和右前(FR)轮制动力指令部315，用于估算提供给FR和FL轮的制动力，并且用指令信号的形式输出对应这种估算制动力的值；左前(FL)轮制动力伺服部312和右前(FR)轮制动力伺服指令部313，用于输出控制信号，使提供给一个前轮的制动力跟随另一个前轮的制动力指令部指定的指定力；以及左后(RL)轮速度伺服部321和右后(RR)轮速度伺服指令部322，用于输出控制信号，使RL和RR轮的轮速跟随FL和FR轮各自的轮速。

如图40所示，指定力伺服装置312和313各自包括一个差分计算器60，用于计算两个输入信号之间的差，一个补偿器61用于计算准备输出到ABS控制装置300的转矩指令信号Pt(Pt1，Pt2，其中的t1代表左前轮，而t2代表右前轮)，从而将计算的差值降到零，以及一个制动力估算装置62，用于估算作用在前轮(即左前轮或是右前轮)上与路面形成反作用力的制动力Pf′(Pf1′和Pf2′)。

制动力指令部315和314被连接到前轮制动力伺服装置312和313的差分计算器60的输入端，从而将一个前轮的制动力伺服装置连接到另一前轮的制动力指令部。进而将制动力估算装置62的输出端也连接到差分计算器60的输入端。具体地说，就是用各个差分计算部60计算出相对的前轮的制动力指令部315，314估算的制动力Pf(Pf2，Pf1)与制动力估算装置62估算的制动力之间的差Pf-Pf′(即为Pf2-Pf1′，Pf1-Pf2′)。

补偿器61的输出端被连接到ABS控制装置300和制动力估算装置62。制动力估算装置62的输入端被连接到FL轮的轮速传感器10a或是FR轮的轮速传感器10b。具体地说，用制动力估算装置62按照公式55所表示的动态模型根据作用在各个前轮上的转矩值Pt和各个前轮的轮速ωw估算出作用在各个前轮上的制动力。

借助于图40的结构，各个前轮的制动力伺服装置312和313可以执行一种反馈控制(也就是制动力跟踪控制)，从而使一个前轮和另一前轮之间存在的制动力差变为零。

如图41所示，轮速伺服装置321和322各自包括一个差分计算器63，用于计算两个输入信号之差，一个补偿器64用于计算准备输出到ABS控制装置10的转矩指令信号Pt(Pt3，Pt4，其中的t3代表左后轮，而t4代表右后轮)，从而将计算的差值降到零，以及一个制动力估算装置65，用于估算作用在后轮(即左后轮或是右后车)上与路面形成反作用力的制动力Pf″(Pf3″和Pf4″)。

轮速伺服装置321，322的差分计算部63的输入端被连接到各个后轮的后轮传感器10c，10d和同一侧的对应前轮的前轮传感器10a，10b。具体地说，轮速伺服装置321和322的差分计算部63分别计算出左前轮的轮速ωw1与左后轮的轮速ωw3之间的差(ωw1-ωw3)和右前轮的轮速ωw2与右后轮的轮速ωw4之间的差(ωw2-ωw4)。

补偿器64的输出端被连接到ABS控制装置300和制动力估算装置65。制动力估算装置65的输入端被连接到补偿器64。用这一制动力估算装置65按照车轮的动态模型根据作用在各个后轮上的转矩值Pt和输入的各个后轮的瞬时轮速ωw估算出作用在各个后轮上的制动力。然后将由此估算出的制动力输入到补偿器64。补偿器64根据制动力估算装置65估算的制动力计算出转矩指令值，从而把后轮之间的轮速差降到零。

借助于图41的结构，各个后轮的轮速伺服装置321和322可以执行一种反馈控制(也就是制动力跟踪控制)，从而使一个前轮和对应的后轮之间存在的制动力差变为零。

如果在图39到41所示的ABS中采用用于估算制动力的估算装置(例如制动力估算装置和制动力指令部)根据反映轮速的离散脉冲信号来估算制动力，就需要使用上述的瞬时速度观测器，以便在没有脉冲信号输入的时间期间使用车轮的动态模型估算出瞬时的制动力。这样就能防止由于量化误差造成控制性能的恶化。

以下要参照图39说明ABS控制装置300的具体结构。

如图39所示，ABS控制装置300包括制动力指令部346和351，用于将从制动力伺服装置312和313接收的转矩指令信号Pt1和Pt2转换成准备发送给控制电磁阀134和132的指令信号，用来控制各个车轮的制动力。具体地说，从制动力伺服装置发出的转矩指令信号被转换成增压或减压时间指令信号，在下文所述的控制电磁阀被连接到高压或低压源时使用。FL轮和FR轮的制动力指令部346和351分别被连接到指令转换部349和354。

ABS控制装置300还包括制动力指令部355和356，用于将从前轮的轮速伺服装置321和322接收到的转矩指令信号Pt3和Pt4转换成准备发送给控制电磁阀142和140的指令信号，用来控制提供给与相应的前轮处在同一侧的后轮的制动力。也就是说，制动力伺服装置发出的转矩指令信号被转换成增压或减压时间指令信号，在下文所述的控制电磁阀被连接到高压或低压源时使用。

ABS控制装置300还包括微量激励指令部348和353。如果达到了满足开始ABS控制(即ABS起始条件)的条件，微量激励指令部348和353就向左、右前轮的控制电磁阀134和132发出微量激励指令Pv1和Pv2，按照路面和车轮构成的振动系统的共振频率f1产生很小的激励。ABS控制装置300进一步设有FL轮幅值检测部345和FR轮幅值检测部350，用于检测由很小量激励的制动力产生的包括在轮速中的很小的共振频率f1激励分量的幅值ωd1和ωd2；以及FL轮制动力降低指令部347和FR轮制动力降低指令部352，用于输出制动力降低指令Pr1和Pr2，以便在基于幅值ωd1和ωd2的微量增益变成小于预定值时降低制动力。

幅值检测部345和350具有图14所示的元件和功能。幅值检测部345和350仅仅在轮胎啮合时检测轮速的共振频率f1分量，并且将检测的分量转换成用于输出的DC信号。因此，幅值检测部345和350检测的ωd1和ωd2是右前轮速度的共振频率f1的幅值。

制动力降低指令部347和352各自包括：计算微量增益gd(gd1，gd2)的计算部269，也就是幅值检测部345和350检测的值ωd(ωd1，ωd2)与微量制动力激励幅值指令Pv(Pv1，Pv2)之比，与图29中所示的制动力降低指令计算部250的作用相同；PI控制器270，它利用微量增益gd和一个参考值gs之间的差gd-gs以及一个比例增益Gprl和一个积分增益Gir1，采用比例-积分控制计算出降低的制动力；以及正值消除部272，它可以消除正值，仅采用负值，以便防止提供制动力的范围超过驾驶员给定的制动力Pd，并且用制动力降低指令信号Pr(Pr1，Pr2)的形式输出这种负值。制动力降低指令部347和352所构成的电路可以增加或是降低制动力，以便跟踪峰值摩擦系数μ。按照上述的电路结构，指令信号Pr中可以包括制动力增加指令。

如图39所示，制动力降低指令部347和352分别被连接到指令转换部349和354。由制动力降低指令Pr1和微量激励指令Pv1之和构成的指令信号Pb1和制动力降低指令Pr1和微量激励指令Pv2之和构成的指令信号Pb2通过这些指令转换部349和354分别被输入到控制电磁阀134和132。

如果微量增益gd大于一个参考值gs；也就是说，如果在由微量制动力激励幅值指令信号Pv激励制动力时检测到的值ωd大于一个参考值gsPv(其中的ωd是转速，其单位是[rad/s]，Pv是压力或转矩，其单位是[pa]或是[Nm])，制动力降低指令部347和352就认为轮胎处于啮合状态，并且保持平均制动力Pm。与此相反，如果微量增益gd小于参考值gs；也就是说，如果在由微量制动力激励幅值指令信号Pv激励制动力时检测到的值ωd小于参考值gsPv，就说明摩擦系数μ已经移到了峰值前面的位置，这时就要降低平均制动力Pm(采用很小量激励的ABS控制)。如果制动力已经偏离了峰值摩擦系数μ，ABS就可以增加制动力，以便接近峰值摩擦系数μ，与驾驶员施加的力无关，这样就能在最小制动距离内实现稳定的制动。

图39中的指令转换部349和354向控制电磁阀134和132输出制动力指令部346和351的指令信号或是附加指令信号Pb1和Pb2。具体地说，在ABS模式下，左前轮和右前轮被切换到制动力伺服装置312和313的控制，使一个前轮的制动力跟踪另一前轮的制动力，或是被切换到前述的ABS控制方式，也就是激励很小量的制动力。在此处禁止两个前轮同时进入制动力跟踪控制模式。

ABS控制装置300的各个组成部件被连接到一个主控制部11，以便控制和管理整个ABS系统。这一主控制部11被连接到液压制动线路99的转换电磁阀。根据ABS起始的条件，主控制部11在ABS模式或非ABS模式之间切换液压制动线路99。尽管在图中没有表示，主控制部11还被连接到轮速传感器10a，10b，10c，10d，并且能够根据输入的轮速检测到各个车轮的车轮减速度或是滑差率。

制动力降低指令部347和352的制动力降低指令Pr1和Pr2被输入到制动力指令部314和315。制动力指令部314和315按照接收的制动力降低指令信号来检测作用在各个车轮上的制动转矩。按照车轮的动态模型(公式55)，制动力指令部314和315根据检测到的制动转矩和轮速估算出各个前轮的制动力。由此估算出的制动力以指令信号的形式被输出到前轮上，用指令信号的形式将一个前轮的估算制动力发送给另一个前轮。

图9表示了一例液压制动线路99的结构。

按照这种结构，阀门SFL，SFR，SRL，SRR按照来自ABS控制装置300的指令信号调节增压阀释放时间和减压阀释放时间的比例。这样就能控制提供给各个车轮油缸的制动力。在保持制动力时需要控制各个电磁阀，以便同时关闭增压阀和减压阀。如果按照与共振频率f1相同的频率在增压，减压以及压力保持之间执行切换操作，就可以激励很小量的制动力。

以下参照图42的流程说明按照本发明第三方面的ABS程序。

按照图42的流程，首先需要确定是否满足ABS的起始条件(步400)。如果踩下制动踏板118，并且车轮减速度小于一个预定的负值(-a)，就确定满足了ABS起始条件。

如果满足了ABS起始条件(步400中为YES)，就把转换电磁阀切换到ABS模式(步402)。总之，就是关闭连接到主压力线路的阀门SA1和SA2的端口，从而打开同样连接到阀门SFL和SFR的端口。进而打开连接到主压力线路166的阀门SA3的端口，从而打开同样连接到调压线路168上的端口。

此时需要确定车轮转动方向上的左侧路面部位的摩擦系数μ与右侧路面部位的摩擦系数μ之间的差别(步404)。在本实施例中，用|Δμ|(|μ1-μ2|；||表示绝对值)代表左侧路面部位与右侧路面部位之间的摩擦系数μ的差别。为了获得右侧路面部位和左侧路面部位各自的摩擦系数μ，摩擦系数μ的值对应着根据滑差率和图12所示的摩擦系数μ之间的关系计算出的滑差率。另一方面，左侧路面部位和右侧路面部位之间的差可以根据与摩擦系数μ值有关的物理参数(例如车轮减速度，滑差率，或是滑动速度)来获得。

接着要确定左侧路面部位和右侧路面部位之间的摩擦系数μ是否有差别；也就是|Δμ|，或是与摩擦系数μ有关的物理参数之间的差是否大于参考值G(G＞0)(步406)。参考值G是预先获得的，将其作为确定|Δμ|的参考值，用来区别左、右路面部位的运动特性。如果使用与摩擦系数μ有关的物理参数，就需要确定各个物理参数的参考值G。

如果|Δμ|大于参考值G(步406为YES)，就通过激励制动力来实行ABS控制，对具有低摩擦系数μ的路面(即低μ路面)上的前轮施加制动力(步408)。例如图43所示，如果裂缝路面是由低摩擦系数μ的左侧路面和高摩擦系数μ的右侧路面构成的(也就是μ1＜μ2)，在实行ABS控制时就激励一个很小量的制动力，将其提供给左前轮。同时，图39中的微量激励指令部348输出一个微量激励指令信号，图39中的指令转换部349将线路切换到一条线路，指令Pb1通过这条线路传送到阀门SFL。当左前轮进入闭锁状态时，幅值检测部345检测到的值ωd就会下降。这时，降低制动力指令部347就输出降低制动力指令信号，从而使制动力降低，以免左前轮发生闭锁。

如上所述，ABS控制对具有低摩擦系数μ的路面上的前轮激励很小的量，并且对作用在具有高摩擦系数μ的路面上的前轮上的制动力进行控制，使其跟随作用在具有低摩擦系数μ的路面上的前轮上的制动力(步410)。在图43所示的例子中，作用在右前轮上的制动力受到控制，使其跟随作用在左前轮上的制动力。同时，图39中的指令转换部354切换来自制动力伺服装置313的转矩指令信号，将其输出到阀门SFR，制动力指令部314据此来估算作用在左前轮上的制动力。估算的制动力以制动力指令的形式被传送到右前轮的制动力伺服装置313。右前轮的制动力伺服装置313执行反馈控制，从而使作用在左前轮上的制动力与从右前轮接收到的制动力指令之间的差变为零。

按照这种方式来控制作用在高摩擦系数μ的路面上的车轮上的制动力，使其跟随作用在低摩擦系数μ的路面上的车轮上的制动力，就可以可靠地防止车轮发生闭锁，不需要微量激励的ABS控制。另外，即使车辆行驶在左、右路面部位具有不同摩擦系数μ的裂缝路面上，作用在前轮上的制动力仍是彼此相符的，这样就能防止车辆的不稳定。

接着要控制后轮的轮速，使其跟随前轮的轮速(步412)。在这种情况下，由前轮的轮速传感器10a和10b检测到的轮速被传送到轮速伺服装置321和322作为轮速指令。轮速伺服装置321和322执行反馈控制，将后轮的轮速传感器10c和10d检测到的后轮速度与来自前轮的轮速指令之间的差降到零。

如上所述，左后轮的速度与左前轮的速度一致，而右后轮的速度与右前轮的速度一致。因此，同一侧的前、后轮被控制在具有相同的滑差率，这样就能防止前轮和后轮发生闭锁。在这种情况下，后轮完全没有受到激励。因此，在后轮是驱动轮的情况下，就可以避免通过驱动轴在后轮之间传送的很小激励分量造成的干扰。

反之，如果|Δμ|，也就是左侧路面部位和右侧路面部位之间的摩擦系数μ中的差或是与步404中获得的摩擦系数μ有关的物理参数小于参考值G(步406为NO)，就通过对前轮激励很小量的制动力来实行ABS控制(步414)。象步412的情况一样来控制后轮速度，使其跟随前轮的速度(步416)。如果左侧路面部位和右侧路面部位之间的摩擦系数μ没有差别，两个前轮都受到很小量的激励，并且不再控制作用在一个前轮上的制动力，而是使其跟随作用在另一前轮上的制动力。即使在这种情况下，仍可以防止车轮发生闭锁，并且能避免左、右后轮之间的干扰。

在各个车轮的上述控制过程中需要确定是否满足ABS起始条件(步418)。如果条件满足(步418中为YES)，程序就转到步404，并且重复相同的程序。反之，如果不满足ABS起始条件(步418中为NO)，转换电磁阀就被切换到非ABS模式，以便在正常的主压力下执行制动。程序随之转到步400，并且使ABS控制器保持在备用状态，直到ABS起始条件被满足为止。

另外还可以采用后轮与前轮的滑差率作为轮速跟随控制的参考值，用来代替本实施例中使用的轮速(也就是滑差率跟随控制)。然而，这种方法与本实施例的轮速跟随控制方式相比存在以下问题。①滑差率的计算需要计算时间和存储器。②计算的精度随着轮速的降低而出现恶化，因此，其控制性能在低速时出现恶化。

具体地说，后轮的轮速VR与前轮的轮速VF的滑差率SP可以表示为

SP＝(VR-VF)/VF＝(VR/VF-1)。轮速通常是用有限的字长来计算的。因此，由于轮速传感器的分辨能力，轮速的计算结果中包括量化误差和观测误差。如果用ΔVF表示前轮速度的误差总和，用ΔVR表示后轮速度的误差总和，实际的滑差率SP可以表示为 $\mathrm{SP}=\frac{\mathrm{VR}+\mathrm{\&Delta;VR}}{\mathrm{VF}+\mathrm{\&Delta;VF}}-1$ 假设ΔVF比VF小得多，滑差率可以近似地表示为 $\mathrm{SP}=\frac{\mathrm{VR}+\mathrm{\&Delta;VR}}{\mathrm{VF}}\&CenterDot;(1-\frac{\mathrm{\&Delta;VF}}{\mathrm{VF}})-1=\frac{\mathrm{VR}+\mathrm{\&Delta;VR}}{\mathrm{VF}}-\frac{\mathrm{\&Delta;VF}(\mathrm{VR}+\mathrm{\&Delta;VR})}{\mathrm{VF}\&CenterDot;\mathrm{VF}}-1$ 因此，滑差率的计算结果包括的误差就是 $\mathrm{\&Delta;SP}=\frac{\mathrm{\&Delta;VR}}{\mathrm{VF}}-\frac{\mathrm{\&Delta;VF}(\mathrm{VR}+\mathrm{\&Delta;VR})}{\mathrm{VF}\&CenterDot;\mathrm{VF}}$ 根据这一公式，随着车轮速度的降低，ΔSP的分母变小，最终使ΔSP增大。具体地说，就是滑差率的计算精度在低速时会出现恶化。

反之，如果按照本实施例的轮速跟随控制来直接控制轮速，就可以避免滑差率跟随控制中遇到的上述问题，在低速时实现良好的ABS控制。

以上说明了按照本发明第三方面的ABS实施例，然而，本发明并非仅限于上述实施例。例如，在本实施例中说明的微量激励ABS控制并不仅限于上述的控制例。本发明可以应用于所有其他类型的ABS控制，用来控制制动力，通过检测受到很小量激励的车轮的速度振动特性中的变化而使其跟随峰值摩擦系数μ。

在上述实施例中，ABS控制是通过两个前轮中至少一个的很小量振动来实现的，并且对后轮进行控制，使后轮的速度跟随前轮的速度。然而，ABS控制也可以通过对后轮的很小量激励来实现，并且控制前轮，使前轮的速度跟随后轮的速度。

在图42中，在步404中执行的确定左侧和右侧路面部位各自的摩擦系数μ的方法并不仅限于上述实施例。也可以按照预定的周期用很小的量激励左、右车轮，并且根据轮速共振特性意义上的左、右轮之间的差别来计算左侧和右侧部位之间摩擦系数μ的差别，或是与这种摩擦系数μ有关的物理参数的差别。

本实施例的制动力跟随控制和轮速跟随控制可以独立地执行。具体地说，如果左侧部位和右侧部位之间摩擦系数μ的差别超过了参考值，就执行ABS控制，用很小的量激励低摩擦系数μ的路面部位上的两个车轮，而对另一对的两个车轮执行制动力跟随控制。另外也可以这样来执行ABS控制，即激励前轮或后轮中的两个参考车轮，而对另两个车轮执行制动力跟随控制。

发明的第四方面：

以下要参照附图详细说明按照本发明第四方面的车轮状态参数伺服控制系统的实施例。这种车轮状态参数伺服控制系统被用在车上，用于控制车辆的状态参数，使其跟踪一个目标值，从而构成一个使摩擦转矩跟踪一个最大值的伺服控制器。

图45是一个车轮减速度伺服控制器的结构框图，在其中采用了本发明的车轮状态参数伺服控制器。

如图所示，车轮减速度伺服控制器的第一实施例包括一个减速检测部52′，用于根据车轮速度(以下简称为轮速)检测出车轮减速度，一个制动转矩检测部51′，用于检测作用在车轮上的制动转矩，一个限度确定装置410a用于按照检测到的车轮减速度和制动转矩来确定车轮和路面之间的摩擦转矩特性的限度，一个目标减速度计算部416，用于设定车轮减速度的一个正常目标值(也就是目标减速度)，并且改变这一目标减速度，以便在限度点被确定时使摩擦转矩跟踪其最大值，一个差别计算装置418用于从计算的目标减速度中减去检测的车轮减速度，从中计算出差别，一个减速度伺服计算部420，用于计算采用的操作量(也就是ABS控制操作量)，以便将计算出的差别降低到零，以及用于驱动控制阀423的一个ABS驱动器422，从而获得减速度伺服计算步420计算出的ABS控制操作量。在每个控制步骤中由一个未示出的控制部分按照给定的间隔来控制这些部件。

在这些部件中，构成ABS驱动器422的各个车轮的控制阀423通过一个增压阀425被连接到主缸427，并且通过一个减压阀426连接到作为低压源的一个储液器428。各个车轮的车轮油缸424被连接到控制阀423，用于向各个车轮的制动盘提供通过控制阀接收到的制动压力。ABS驱动器422根据ABS操作的量来打开或是关闭增压阀425和减压阀426。

在控制阀423被控制在仅仅打开增压阀425时，车轮油缸424中的油压(也就是车轮油缸中的压力)被增加到与主缸427中的油压(也就是主缸中的压力)相等的水平，这一油压与驾驶员通过踩下踏板给定的压力成正比。反之，如果控制阀423被控制在仅仅打开减压阀426时，车轮油缸中的压力就被降低到与储液器428中大约处于大气压力的压力(也就是储液器压力)同等的水平。如果控制阀423被控制在关闭两个阀门425和426的状态，就保持车轮油缸中的压力。

由车轮油缸424提供给制动盘的平均制动力(对应车轮油缸中的压力)是通过以下三方面来确定的：即增压时间，减压时间以及保持时间之间的比例，在增压时间内从主缸427提供高油压，在减压时间内从储液器428提供低油压，而在保持时间内保持提供的油压；由压力传感器检测到的主缸中的压力；以及储液器428中的压力值。

因此，ABS驱动器422可以按照主缸中的压力来控制控制阀423的增压时间或是减压时间，从而产生对应ABS操作量的制动转矩(也就是车轮油缸中的压力)。

车轮减速度检测部52′可以用一个滤波器来实现，将连接到各个车轮的轮速传感器430检测到的第i个车轮的轮速信号ωi用公式进行处理，从中获得第i个车轮(i＝1，2，3，4...)的车轮减速度。然而，这一点在本发明的第一方面中已经解释过了，因此无需进一步说明。

制动转矩检测部51′检测各个车轮油缸中的压力，并且用一个给定的常数乘以检测的车轮油缸压力，以便计算和输出各个车轮的制动转矩。

减速度伺服计算部420可以用所谓的PI控制器来实现，用于计算和输出ABS操作量，用来将计算的目标减速度与检测的车轮减速度之间的差降低到零；也就是计算和输出各个车轮的ABS操作量，使车轮减速度跟踪其目标减速度。

以下要说明本发明第四方面第一实施例的车轮减速度伺服控制器的工作方式。

假设装有本实施例的车轮减速度伺服控制器的车辆行驶在具有图50中所示摩擦转矩特性的路面上。

如果用车轮减速度检测部52′检测到的车轮减速度超过了参考值(即40

)，就用限度确定装置410a来确定各个车轮是否满足以下公式。

Y＞Yo                      (63)其中的“Y”表示由车轮减速度检测部52′在这一时间点上检测到的车轮减速度，而Yo表示将制动转矩检测部51′检测到的制动转矩Tb0代入公式(58)后获得的车轮减速度，在此处假设平衡状态下的滑动速度是一个常数，并且车轮减速度接近其目标值。

在满足公式(63)的情况下；也就是不满足公式(58)，摩擦转矩特性达到了图50中的饱和范围，并且由此而确定制动转矩特性达到了限度。反之，在不满足公式(63)的情况下；也就是满足公式(58)，就确定摩擦转矩特性没有达到限度(没有超过图50中的饱和点)。针对各个车轮的限度确定结果被输出到目标减速度计算部416。

即使在图49A和49B所示的摩擦转矩特性条件下，在图50的饱和点前、后的摩擦转矩特征中的变化仍可以保持。这样就能用公式(63)高度精确地确定制动转矩特性的限度，与路面的条件无关。

如果用限度确定装置410a确定了某些车轮的摩擦转矩特性没有饱和，目标减速度计算部416就计算一个对应主缸压力的正常目标减速度，而主缸压力又对应着驾驶员的操作量(也就是踩下制动踏板的量)。这种计算结果作为目标减速度被输出。例如，这种目标减速度可以被当作基本上与主缸压力成正比的车轮减速度。

减速度伺服计算部420计算制动转矩，用来将检测的车轮减速度与目标减速度之间的差降低到零。ABS驱动器422对控制阀423的增压时间或减压时间进行控制，以便获得上述制动转矩。由于这一目标跟踪控制的结果，减速度受到了控制，使其响应主缸中的压力而变化，而主缸压力则对应着驾驶员的操作量，这样就能使减速度控制符合驾驶员的动作。

反之，如果限度确定装置410a确定了至少一个车轮(以下称为第i个车轮)的摩擦转矩特性是饱和的，目标减速度计算部416就按照下述方式来计算目标减速度。

假设用Tbsati来表示在确定了摩擦转矩特性已达到限度的时间点上实际检测到的第i个车轮的摩擦转矩，用Ysati表示检测到的第i个车轮的减速度，在图50中就可以用点A来表示在此实际点上的制动转矩特性。从图中可见，点A上的减速度Ysati大于制动转矩Tbsati被代入公式(58)后获得的车轮减速度Ymi(线L的虚线部分)，因此而满足公式(63)。

目标减速度计算部416使用公式(60)来计算第i个车轮在时间点A上的摩擦转矩Fsati如下。

Fsati＝-J·Ysati+Tbsati    (64)

为了用计算的摩擦转矩Fsati将滑动速度维持在平衡状态(dxi/dt＝0)，采用公式(12)将第i个车轮的目标减速度Y0opti设定如下。 $Y_{0\mathrm{opti}}=\frac{1}{J}(A-I)F_{\mathrm{sati}}-----\left(65\right)$ 此时可以用以下公式来表示第i个车轮的制动转矩Tbopti。

Tbopti＝A·Fsati          (66)

例如，在设定目标减速度Y0opti时，目标减速度计算部416可以按照每个控制步骤的给定间隔来降低目标减速度，从对应主缸中此时压力的正常目标减速度中减去一个值，这个值对应着检测的制动转矩Tbsati与从公式(66)获得的Tbopti之间的差，直至使制动转矩符合Tbopti。这样就能最终设定一个目标减速度Y0opti，从而使第i个车轮的减速度跟踪这一Y0opti。如果确定了车轮没有超过饱和点，车轮的减速度就跟踪正常的目标减速度。

尽管图50中的点A稍稍超过了饱和点，即使在转矩稍稍超过了图49A和49B中的制动转矩特性的饱和点(此点处于图49A和49B中的区域A2内)时，摩擦转矩仍然基本上维持不变。因此，基本上可以将公式(64)表示的此点A上的摩擦转矩Fsati当作摩擦转矩的最大值。如图50所示，饱和点上的减速度可以被当作由公式(65)限定的Y0opti，而饱和点上的制动转矩可以被当作由公式(66)限定的Tbopti，这样就能使第i个车轮的摩擦转矩跟踪其最大值。

在本实施例中可以用很高的精度准确地确定摩擦转矩特性的限度，与路面的条件无关，并且对摩擦转矩进行控制，如果确定的摩擦转矩超过了限度，就使其跟踪最大值。这样，即使是在饱和点上的摩擦转矩特性具有明显变化的路面上，仍可以实现稳定的控制，这样就能有效地避免车轮发生闭锁。[第四方面第二实施例]

以下要参照图46来说明按照本发明第四方面第二实施例的车轮状态参数伺服控制器的结构。其中与第一实施例中相同的部件采用了相同的标号。

如图46所示，第二实施例的车轮状态参数伺服控制器包括用于检测各个车轮状态参数的状态参数检测部432；制动转矩梯度计算部440，它按照与制动转矩检测部51′检测到的制动转矩有关的时序数据和减速度检测部52′检测到的车轮减速度的有关时序数据估算和计算出制动转矩梯度；一个决定部442，用于根据摩擦转矩梯度来确定摩擦转矩特性的限度点；一个目标状态参数计算部434用于计算关于车辆状态参数的正常目标值(也就是目标状态参数)，并且计算出一个目标状态参数，用来在决定部442确定了限度点时使计算的摩擦转矩梯度跟踪其目标值；一个状态参数伺服计算部436，用于计算ABS操作量，以便将计算的目标状态参数与检测的车轮状态参数之间的差减少到零；以及一个用于激励控制阀(图45中的23)的ABS激励器422，从而获得由状态参数伺服计算部436计算出的ABS操作量。这些部件在每个控制步骤中是按照给定的间隔来控制的。

除了在第一实施例中用于减速之外，车轮状态参数检测部432还可以采用滑差率和滑动速度作为车轮的状态参数。滑差率和滑动速度是按照移向方式来计算的。 $k_i=\frac{{\mathrm{\&omega;}}_v-{\mathrm{\&omega;}}_i}{{\mathrm{\&omega;}}_v}-----\left(67\right)$ Δωi＝ωv-ωi                         (68)其中的

ki：第i个车轮的滑差率；

Δωi：第i个车轮的滑动速度；

ωv：(对应角速度的)车速；以及

ωi：第i个车轮的速度。

限度确定装置410b是由摩擦转矩梯度计算部440和决定部442构成的。如果用车轮状态参数检测部432来检测作为车轮状态参数的车轮减速度，车轮状态参数检测部432和车轮减速度检测部52′就合成一体。

以下要说明本发明第四方面第二实施例的工作方式。

第二实施例的摩擦转矩梯度计算部440向公式(17)提供按照预定间隔τ采样的关于制动转矩的时序数据Tb[j]以及同样按照预定间隔τ采样的关于减速度的时序数据Y[j](j＝1，2，3，...)。第i个车轮的摩擦转矩梯度ki是通过对从公式(17)获得的各项数据采用在线系统识别方法来估算和计算的。由此计算出的数据被输出到决定部442。

决定部442在第i个车轮的估算的摩擦转矩梯度ki和预置的参考摩擦转矩梯度(即100Nms/m)之间进行比较，从中确定摩擦转矩特性的限度。例如，如果摩擦转矩梯度ki大于参考摩擦转矩梯度，决定部442就确定摩擦转矩的特性没有达到限度。反之，如果摩擦转矩梯度ki小于参考摩擦转矩梯度，决定部442就确定摩擦转矩的特性达到了限度。

如图49B所示，当摩擦转矩特性超过限度点时，在摩擦转矩梯度具有明显变化的路面条件下，限度点附近的摩擦转矩梯度ki急剧地下降到参考摩擦转矩梯度以下。这样就能以很高的精度来确定这一限度点。另外，如图49A所示，如果路面具有一般的摩擦转矩特性，摩擦转矩的梯度ki在限度点附近变小。因此就能以很高的精度来确定限度点。

如果第i个车轮的摩擦转矩梯度被确定为达到了限度，目标状态参数计算部434就计算关于第i个车轮的车轮状态参数的目标状态参数，从而使第i个车轮的估算的摩擦转矩梯度ki跟踪一个目标值(当摩擦转矩跟踪最大值时就是零)。具体地说，如果摩擦转矩梯度变为负值，就需要立即使摩擦转矩梯度回到正值的区域。为此，在每个控制步骤中，需要用每个控制步骤中对应着摩擦转矩梯度和参考摩擦转矩梯度之差的一个比较大的值从当前的值中减去设定的目标减速度。如果摩擦转矩梯度处在正值区域内，为了PI控制器的控制安全性，需要计算出使摩擦转矩梯度符合参考值的目标减速度。

状态参数伺服计算部436计算ABS的操作量，以便将计算的目标状态量与检测的车轮状态量之间的差减少到零。用ABS激励器激励控制阀，从而获得计算的ABS操作量，这样就能控制摩擦转矩，使摩擦转矩跟踪其峰值。

反之，如果确定的摩擦转矩特性没有达到限度，目标状态参数计算部434就计算出对应主缸压力的正常目标状态参数，这是驾驶员的一个操作参数。这样就能控制摩擦转矩，使其响应驾驶员的动作，跟踪上述目标值。

在本实施例中可以高度精确地确定摩擦转矩特性的限度，与路面的条件无关，并且能够控制摩擦转矩，在摩擦转矩特性被确定为超过了限度时使其跟踪最大值。因此，即使是在饱和点上的摩擦转矩特性出现明显变化的路面上，仍可以实现稳定的控制，这样就能可靠地防止车轮发生闭锁。[第四方面的第三实施例]

以下参照图47来说明按照本发明第四方面第三实施例的车轮状态参数伺服控制器的结构。其中与第一和第二实施例中相同的部件采用了相同的标号。

如图47所示，在车轮状态参数伺服控制器中，各个车轮的轮速传感器430被连接到限度确定装置410c的摩擦转矩梯度计算部441。这一摩擦转矩梯度计算部441根据轮速传感器430按照预定的采样间隔τ检测到的关于各个车轮速度的时序数据来估算摩擦转矩梯度。决定部442被连接到摩擦转矩梯度计算部441，并且按照估算的摩擦转矩梯度来确定摩擦转矩特性的限度。这一车轮状态参数伺服控制器在其他方面与第二实施例相同。

以下要说明本发明第四方面第三实施例的车轮状态参数伺服控制器的工作方式。

第三实施例的摩擦转矩梯度计算部441采用按照采样间隔τ检测的关于轮速的时序数据ωi[j](j＝0，1，2，...)重复地执行公式(9)到(11)的步骤1和2所限定的运算，从而估算和计算出关于第i个车轮的摩擦转矩梯度ki的时序数据。

决定部442在估算的第i个车轮的摩擦转矩梯度ki和预置的参考摩擦转矩梯度(即100Nms/m)之间进行比较，从中确定摩擦转矩特性的限度。这一步骤的执行顺序与第二实施例中相同，因而在此省略了这方面的说明。

在本实施例中，摩擦转矩梯度是估算的，并且仍然可以根据摩擦转矩梯度高度精确地确定摩擦转矩特性的限度。因此，本实施例可以获得与第二实施例中相同的效果。[第四方面的第四实施例]

以下要参照图48来说明按照本发明第四方面第四实施例的车轮状态参数伺服控制器的结构。其中与第一到第三实施例中相同的部件采用了相同的标号。

如图48所示，第四实施例的车轮状态参数伺服控制器的ABS激励器422被连接到一个用于发送微制动力激励指令的微量激励指令部458。如果踩下了制动踏板，并且在车轮减速度超过了某一参考值时，这一微量激励指令部458就向ABS激励器422发送一个指令，从而在车体，车轮和路面构成的振动系统的共振频率ω^∞(见公式30)上向平均制动力(也就是车轮油缸中的压力)传递很小的放大量Pv。

按照对应共振频率的周期来增加或是降低压力，同时对控制阀23中的压力的增加/降低进行控制，这样就能激励很小量的制动力，从而产生平均制动力。具体地说，如图15所示，在增压模式和减压模式之间的切换是按照每个T/2来执行的，它是微量激励的半个周期(例如24ms)。从模式切换的瞬间开始，增压指令信号在增压时间ti的周期中被输出到阀门，而减压指令信号在减压时间tr的周期中被输出到阀门。在剩余的时间周期中输出一个保持指令信号。平均制动力是由对应主缸压力的增压时间ti与减压时间tr的比例来确定的。按照对应共振频率的每半个周期T/2在增压模式和减压模式之间进行切换，由此产生的平均制动力中的振动是很小的。

第四实施例的车轮状态参数伺服控制器中设有轮速微量幅值检测部50，用于检测由制动力中很小的共振造成的车轮微小振动的幅值ωwv，以及一个制动压力微量放大检测部52，用于检测制动压力中的微小幅值Pv。

关于车轮微量激励幅值部50的微量幅值Pv和制动力的问题，可以参见本发明第一方面的第三实施例(见图4)。

限度确定装置410d包括微量增益计算部454，它根据检测的轮速微量幅值ωwv和制动压力微量幅值Pv计算出微量增益Gd；以及一个决定部456，用于将计算的微量增益Gd和一个参考增益Gs进行比较，从而确定摩擦转矩特性的限度。在这些部件中，微量增益计算部454可以由一个除法器构成，用来执行公式(32)的运算。

第三实施例的目标状态参数计算部435计算出车轮状态参数的一个目标值(目标状态参数)，以便使微量增益Gd跟踪一个目标值。

以下要说明本发明第四方面第四实施例的目标状态参数伺服控制器的工作方式。

在微量增益计算部454计算微量增益Gd时，决定部456将这一微量增益Gd和参考增益Gs进行比较，从而确定摩擦转矩特性的限度。例如，若是微量增益Gd大于参考增益Gs，就可以确定摩擦转矩的特性没有达到限度。反之，如果微量增益Gd小于参考增益Gs，就可以确定摩擦转矩的特性达到了限度。

如图49B所示，当摩擦转矩特性超过限度点时，在摩擦转矩梯度具有明显变化的路面条件下，限度点附近的微量增益Gd急剧地下降到参考摩擦转矩梯度以下。这样就能以很高的精度来确定这一限度点。另外，如图49A所示，如果路面具有一般的摩擦转矩特性，微量增益Gd就会在限度点附近变小。因此就能以很高的精度来确定限度点。

如果第i个车轮的摩擦转矩特性被确定为达到了限度，目标状态参数计算部434就计算关于第i个车轮的车轮状态参数的目标状态参数，从而使第i个车轮的微量增益Gd跟踪一个目标值(当摩擦转矩跟踪最大值时就是零)。例如，在每个控制步骤中用对应微量增益Gd与参考增益Gs之差的一个比较大的值从当前的值中减去设定的目标减速度。

状态参数伺服计算部436计算ABS的操作量，以便将计算的目标状态量与检测的车轮状态量之间的差减少到零。用ABS激励器422激励控制阀，从而获得计算的ABS操作量，这样就能控制摩擦转矩，使摩擦转矩跟踪其峰值。

反之，如果确定的摩擦转矩特性没有达到限度，目标状态参数计算部434就计算出对应主缸压力的正常目标状态参数，这是驾驶员的一个操作参数。这样就能控制摩擦转矩，使其响应驾驶员的动作，跟踪上述目标值。

在本实施例中可以高度精确地确定摩擦转矩特性的限度，与路面的条件无关，并且能够控制摩擦转矩，在摩擦转矩特性被确定为超过了限度时使其跟踪最大值。因此，即使是在饱和点上的摩擦转矩特性出现明显变化的路面上，仍可以实现稳定的控制，这样就能可靠地防止车轮发生闭锁。

第四实施例的特点是使用了在摩擦转矩特性的限度范围内急剧下降的微量增益Gd，这样就能以很高的精度来确定摩擦转矩特性的限度。

尽管已经说明了本发明的这些实施例，本发明仍然不仅限于这些实施例。在不脱离本发明原理的条件下仍可以实现各种变更。

例如在第一实施例中，公式(63)所采用的饱和点可以用以下关系来确定：

Tb＜Tb0                        (69)其中的Tb是图1的制动转矩检测部14在此时间点上获得的制动转矩，而Tb0是将车轮减速度部12检测的车轮减速度Y0代入公式(9)后获得的制动转矩，在公式(9)中假设滑差率在平衡状态下是一个常数，并且车轮减速度接近其目标值。

在第四实施例中，尽管用于激励很小量制动压力的装置是通过调节在控制阀中增压或是减压所需的时间来实现的，本发明并非仅限于这种实施例。制动力也可以通过一个压电驱动器直接传递到制动盘上，这种压电驱动器对应着微量激励指令信号而膨胀和收缩。第四方面的试验例：

以下要说明几个试验例，其中按照本发明第四方面的第一和第二实施例的车轮减速度伺服控制器是在特定的条件下工作的。[第一例]

以下参照图51A到51C来说明一种模拟结果，在其中用第一实施例的车轮减速度伺服控制器来控制车轮的减速度，在具有低摩擦系数μ的路面上施加快速制动时使其跟踪目标车轮减速度。

图51A表示轮速(用实线表示)和车速(用虚线表示)随时间的变化。如图中所示，在开始施加制动的时刻1s之后，轮速与车速存在差别。然而，除了刚刚施加制动动作之后的时刻之外，轮速与车速之间的差别(也就是滑动速度)是保持恒定的，直到轮速变为零。从图中可以看出有一个滑动速度保持恒定的平衡状态；也就是说，车轮减速度大致符合其目标减速度。

图51B表示检测的车轮减速度(用实线表示)和目标车轮减速度(用虚线表示)随时间的变化。如图中所示，在制动起始时间(1s)之后的1s到1.4s期间，在车轮减速度和目标减速度之间是稍有差别的。然而，这种差别是可以忽略的，并且车轮减速度具有跟踪目标减速度的趋势。因此可以肯定地说，车轮减速度基本上符合目标减速度。在1.4s之后可以看到，车轮减速度基本上与目标减速度保持一致，并且能响应施加的快速制动而正确地执行目标跟踪控制。

图51C表示检测的制动转矩Tb(用实线表示)和利用检测的车轮减速度通过公式(58)计算的制动转矩Tb0(用虚线表示)随时间的变化。如图中所示，在制动起始时间(1s)开始经过大约1.6s的时间期间，Tb会变得小于Tb0。这就表明其满足公式(63)(或是公式69)。图45中的限度确定装置410a在这一时间周期中确定摩擦转矩特性是饱和的。目标减速度计算部16在每个控制步骤中降低Tb0，直到Tb基本上符合Tb0。根据Tb0用公式(58)计算出目标减速度Y0。

按照以上参照图51B所述，即使是在制动转矩特性达到饱和的时间周期期间，车轮减速度仍然基本上符合目标减速度。这样就能知道摩擦转矩特性没有超过限度，并且可以准确地执行目标跟踪控制。如图51C中所示，在1.6s之后，Tb基本上符合Tb0。这就意味着制动力得到了准确的控制，如图50所示，在饱和点处可以跟踪摩擦系数μ的峰值，车轮不会发生闭锁。

以下参照图52A到52C给出一种模拟结果，在其中用第一实施例的车轮减速度伺服控制器来控制车轮的减速度，在具有高摩擦系数μ的路面上施加快速制动时使其跟踪目标车轮减速度。

从图52A到52C中可以看出，即使是在具有高摩擦系数μ的路面上仍可以象图51A到51C中所示的在低摩擦系数μ的路面上一样准确地执行目标跟踪控制。由于路面具有高摩擦系数μ，使车轮停止的时间周期被缩短了。另外，如图52c中所示，与图51A到51C中相比，制动转矩特性被确定为饱和的时间周期(1s到1.5s)也被缩短了。

从上述模拟结果中可以看出，本发明第一实施例的车轮减速度伺服控制器能够跟随一个稳定的目标值，无论是在高、低摩擦系数μ的路面上都可以防止车轮发生闭锁。(第二例)

以下参照图53A到53C给出一种模拟结果，在其中用第二实施例的车轮减速度伺服控制器来控制车轮的减速度，在具有低摩擦系数μ的路面上施加快速制动时使其跟踪目标车轮减速度。

图53A表示轮速(用实线表示)和车速(用虚线表示)随时间的变化。如图中所示，在开始施加制动的时刻1s之后，轮速与车速存在差别。然而，除了刚刚施加制动动作之后的时刻之外，轮速与车速之间的差别(也就是滑动速度)只是稍有差别，直到车停下来。也就是说，车轮不会发生闭锁。

图53B表示检测的车轮减速度(用实线表示)和目标车轮减速度(用虚线表示)随时间的变化。如图中所示，在制动起始时间(1s)之后的1s到1.2s的时间周期期间，在车轮减速度和目标减速度之间是稍有差别的。然而，这种差别是可以忽略的，并且车轮减速度具有跟踪目标减速度的趋势。因此可以肯定地说，车轮减速度基本上符合目标减速度。在1.2s之后可以看到，车轮减速度基本上与目标减速度保持一致，并且能响应施加的快速制动而正确地执行目标跟踪控制。

图53C表示计算和估算的摩擦转矩梯度随时间的变化。如图中所示，摩擦转矩梯度在开始制动动作的1s之后发生急剧下降。一个小于给定值的值一直被保持到车停下来。总而言之，从图中可以看出，在峰值摩擦系数μ附近维持一个较小的值，并且目标跟随控制可以准确地工作，车轮不会发生闭锁。

以下参照图54A到54C给出一种模拟结果，在其中用第二实施例的车轮减速度伺服控制器来控制车轮的减速度，在具有高摩擦系数μ的路面上施加快速制动时使其跟踪目标车轮减速度。

从图54A到54C中可以看出，即使是在具有高摩擦系数μ的路面上仍可以象图53A到53C中所示的在低摩擦系数μ的路面上一样准确地执行目标跟踪控制。

从上述模拟结果中可以看出，本发明第二实施例的车轮减速度伺服控制器能够跟随一个稳定的目标值，无论路面的状态如何，都可以防止车轮发生闭锁。

如上所述，按照本发明的第一方面，车轮的闭锁状态是根据关于轮速的时序数据估算出的摩擦转矩梯度来检测的，并且按照摩擦转矩梯度来控制制动力，而不是在轮速和车速之间进行比较，或是在滑差率之间进行比较。这样就能按很高的精度实现稳定和舒适的防闭锁制动控制，与路面的状态无关。

另外，按照本发明的第一方面，只有少量的矩阵元素被作为需要识别的参数，例如代表关于轮速的物理参数随时间的变化以及关于车轮加速度变化的物理参数随时间的变化的物理参数。这样就改进了计算精度，并且缩短了计算时间。由于本发明仅仅需要检测轮速，这样就能简化防闭锁制动系统。

不仅如此，按照本发明的第一方面，车轮的闭锁状态是根据关于轮速的时序数据估算出的摩擦转矩梯度来检测的，并且按照摩擦转矩梯度来控制制动力，而不是在轮速和车速之间进行比较，或是在滑差率之间进行比较。这样就能按很高的精度实现稳定和舒适的防闭锁制动控制，与路面的状态无关。

另外，按照本发明的第一方面，用梯度模型来模拟的运动状态被转换成作为待识别参数的摩擦转矩梯度，关于摩擦转矩变化的物理参数，以及关于滑动速度变化的物理参数之间的关系，并且对这种关系采用在线系统识别方法。这样就能估算出摩擦转矩梯度，并且将待识别的参数减少成一个。这样就能明显地改善计算精度，并且大大缩短计算时间。

另外，按照本发明的第一方面(如权利要求7中所述)，在第一和第二模型中同时使用了各个车轮的运动状态和车的运动状态。在第一模型中，在平衡点附近，各个车轮的摩擦转矩中相对于各个车轮滑动速度中的干扰的非线性变化被表示成第一范围内的非线性变化。在第二模型中，在平衡点附近，各个车轮的摩擦转矩梯度相对于各个车轮滑动速度中的干扰的非线性变化被表示成第二范围内的非线性变化。施加到各个车轮上的制动力的上述量是这样确定的，也就是使第一和第二范围处于预定的允许范围之内，并且用第二范围处于预定的允许范围之内的第二模型来确定摩擦转矩梯度，使这一摩擦转矩梯度符合用转矩梯度估算装置估算的摩擦转矩梯度。作用在各个车轮上的制动力是按照由此获得的制动力施加量来控制的。这样就能根据四个车轮之间的干扰来实现精密的防闭锁制动控制。

在本发明中，根据能够反映车轮共振系统振动特性变化的微量增益就可以估算出与微量增益等效的摩擦转矩梯度。这样就能获得一个具有很高精度的估算值。

按照本发明的第二方面，控制的起始点是按照摩擦转矩梯度来确定的，它可以准确和稳定地反映出车轮的运动状态。这样就能稳定和准确地确定控制的起始点，不需要考虑车辆行驶的路面上的摩擦系数μ或是制动作用的速度。

按照本发明的第三方面，两个前轮或是两个后轮受到很小量的激励，并且受到防闭锁的制动控制。另外，由于通过控制可以使其余两个车轮的轮速与受到防闭锁控制的两个车轮的轮速保持一致，需要受到微量激励的车轮数量被减少到两个，这样就能减少微量激励装置的数量。另外，便于对所有车轮实现稳定和准确的控制，与路面的状态无关。进而，如果防闭锁制动控制器的结构不是用很小的量来激励两个驱动轮，由于在驱动轴上传递的很小量的振动在右侧和左侧驱动轮之间产生的干扰是可以避免的。这样就能防止左、右驱动轮之间的干扰。

按照本发明的这一方面，两个参考车轮的速度通过跟踪控制直接被用来控制另外两个车轮的速度。与采用根据轮速计算的滑差率进行的跟踪控制方式相比，计算时间和计算所需的存储器可以被省略。另外，还可以避免因计算误差造成的控制性能恶化。

按照本发明的第三方面(如权利要求10所述)，如果确定了左侧和右侧路面部位之间的摩擦系数差别超过了参考值，在具有低摩擦系数的路面上就用很小的量来激励作用车轮上的制动力，从而使摩擦系数达到其峰值。对作用在其他车轮上的制动力进行控制，使其与受激励车轮上的制动力保持一致，从而实现准确和稳定的制动。即使是在左、右路面具有不同摩擦系数的裂缝路面上，作用在两侧车轮上的相同的制动力仍可以使车辆稳定地行驶。

按照本发明的第三方面，如果确定了左侧和右侧路面部位之间的摩擦系数差别超过了参考值，仅仅对两个参考车轮中处在低摩擦系数路面上的一个车轮激励很小量的制动力，从而使摩擦系数基本上达到其峰值。对作用在两个参考车轮中另一车轮上的制动力进行控制，使其与作用在受激励车轮上的制动力保持一致。另外还要控制除两个参考车轮之外的两个车轮的速度，使其与两个参考车轮的速度保持一致。这样就便于实现准确和稳定的制动控制，并且可以将需要微量激励的车轮数量减少到最小的必要数量。另外，即使是在左、右路面具有不同摩擦系数的裂缝路面上，车辆仍可以稳定地行驶，并且可以避免左、右驱动轮之间的干扰。

另外，按照本发明的第四方面，相对于滑动速度的摩擦转矩梯度或是关于车轮运动的摩擦转矩梯度的物理参数是作为限度确定参数来计算的。按照基于限度确定参数的摩擦转矩特性的限度确定结果，此处计算了需要控制的车轮状态参数的目标值，从而使摩擦转矩的特性不会超过限度。因此，与仅仅反馈一个物理参数而获得目标值的情况相比，无论路面是否会造成摩擦转矩梯度的急剧变化，都可以更加准确地执行目标跟踪控制。

Claims (19)

1.一种防闭锁制动控制器包括：

轮速检测装置，用于按照给定的采样间隔检测轮速；

转矩梯度估算装置，它按照上述轮速检测装置检测的关于轮速的时序数据估算出相对于滑动速度的摩擦转矩梯度；以及

用于控制作用在车轮上的制动力的控制装置，使得上述转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度落入包括一个参考值的预定范围之内。

2.按照权利要求1的防闭锁制动控制器，其特征是上述转矩梯度估算装置包括：

第一计算装置，用于按照关于轮速的时序数据计算出关于车轮加速度的物理参数以及关于车轮加速度变化的物理参数；以及

第二计算装置，用于按照上述第一计算装置计算的关于车轮加速度的物理参数以及关于车轮加速度变化的物理参数计算出一个物理参数，用来代表关于车轮加速度的物理参数随时间的变化以及关于车轮加速度变化的物理参数随时间的变化，并且根据由此计算出的这一物理参数来估算摩擦转矩的梯度。

3.按照权利要求2的防闭锁制动控制器，其特征是上述第二计算装置采用一个梯度模型来模拟摩擦转矩和制动力被施加到车轮上时获得的运动状态，梯度模型中的摩擦转矩按照相对于滑动速度的摩擦转矩梯度线性地变化；

预先将这种模拟的运动状态转换成作为待识别参数的相对于滑动速度的摩擦转矩梯度，关于车轮加速度的物理参数以及关于车轮加速度变化的物理参数之间的关系；以及

按顺序为上述关系提供关于轮速的时序数据，对由此获得的数据采用在线系统识别方法，从中估算出相对于滑动速度的摩擦转矩梯度。

4.按照权利要求3的防闭锁制动控制器，其特征是上述第一计算装置按照以下公式来计算关于车轮加速度的物理参数： ${\mathrm{\&Phi;}}_i\left[K\right]=\left[\begin{array}{c}\mathrm{\&tau;}\left\{{\mathrm{\&omega;}}_i\right[K-1]-{\mathrm{\&omega;}}_i[K-2\left]\right\}/J\\ 1\end{array}\right]$ 其中的ωi[K]表示与在时间K(K＝1，2.....)的采样点上检测到的第i个车轮的速度有关的时序数据，τ表示采样间隔，而J是车轮的惯量。

按照以下公式计算与车轮加速度的变化有关的物理参数：

Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]另外，上述第二计算装置根据以下递归公式估算出物理参数θi，它代表与车轮加速度有关的物理参数随时间的变化和与车轮加速度的变化有关的物理参数随时间的变化：

$L_i\left[k\right]=\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k\right]}{\mathrm{\&lambda;}+{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\&phi;}}_i\right[k]}$ $p_i\left[k\right]=\frac{1}{\mathrm{\&lambda;}}\left[p_i\right[k-1]-\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k\right]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1]}{\mathrm{\&lambda;}+{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\&phi;}}_i\right[k]}]$ 其中的λ是一个遗忘系数，而“T”是矩阵的移项，并且

获得估算值θ_i矩阵的第一元素，将其作为相对于滑动速度的摩擦转矩梯度。

5.一种防闭锁制动控制器包括：

车轮减速度检测装置，用于计算车轮的减速度；

制动转矩检测装置，用于检测制动转矩；

转矩梯度估算装置，它按照按给定采样间隔检测到的关于车轮减速度的时序数据以及按给定采样间隔检测到的制动转矩或是关于制动转矩的物理参数的有关时序数据相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度；以及

用于控制作用在车轮上的制动力的控制装置，使上述转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度落在包括一个参考值的预定范围之内，

其中的上述转矩梯度估算装置采用一个梯度模型来模拟当摩擦转矩和制动转矩施加到车轮上时所获得的车轮运动状态，梯度模型中的摩擦转矩相对于滑动速度按照摩擦转矩的梯度线性变化；

把如此模拟的运动状态预先转换成相对于滑动速度的摩擦转矩梯度和与滑动速度的变化有关的物理参数之间的关系，前者是一种有待识别的与摩擦转矩的变化有关的物理参数，这些参数可以用制动转矩和车轮减速度来表示；并且

对通过按顺序为上述关系提供与检测的车轮减速度有关的时序数据和关于检测的制动转矩或是涉及制动转矩的物理参数的时序数据而获得的数据采用一种在线系统识别方法，从而相对于滑动速度估算出摩擦转矩的梯度。

6.按照权利要求5的防闭锁制动控制器，其特征是上述转矩梯度估算装置按以下方式估算出各个车轮的摩擦转矩梯度，如果用“Yi[j]”表示在时间“j”的采样点上与第i个车轮的车轮减速度有关的时序数据，用“Tbi[j]”表示关于制动转矩的时序数据，用“τ”表示给定的采样间隔，用“J”表示车轮的惯量，用“Rc”表示车轮半径，用“M”表示车的质量，用“Tb[j]”表示一个矢量，它包括涉及各个车轮的制动转矩的时序数据分量，用“Y[j]”表示一个矢量，它包括关于各个车轮的减速度的时序数据分量，“I”表示一个单位矩阵，而“A”代表一个矩阵，它的对角线元素是{(J/MRc²)+1}，非对角线元素是J/MRc²，这样就可以用下式来表示与摩擦转矩的变化有关的物理参数“f”和与滑动速度的变化有关的物理参数“φ”：

f＝-J(Y[j+1]-Y[j])+Tb[j+1]-Tb[j] $\mathrm{\&phi;}=\mathrm{\&tau;}\&CenterDot;A\&CenterDot;Y\left[j\right]+\frac{\mathrm{\&tau;}}{J}(I-A)\mathrm{Tb}\left[j\right].$

假设“K”是一个矩阵，它的对角线元素是各个车轮的摩擦转矩梯度，这是一个有待识别的参数，而非对角线元素是0，预先把模拟的运动状态转换成以下公式：

K·φ＝f；

按顺序为上述公式提供与检测的车轮减速度有关的时序数据Yi[j](j＝1，2，3，...)和与检测的制动转矩有关的时序数据Tbi[j](j＝1，2，3，...)，从而获得数据；并且

对由此获得的数据采用在线系统识别方法，从中估算出各个车轮的摩擦转矩梯度。

7.按照权利要求1的防闭锁制动控制器，其特征是上述控制装置使用：

在摩擦转矩和作用在车轮上的制动力负荷量在平衡点附近被施加到各个车轮上时获得的各个车轮的运动状态；

在各个车轮中产生的摩擦转矩被施加到整个车上时所获得的车辆运动状态；

第一模型，在平衡点附近，各个车轮的摩擦转矩中相对于各个车轮滑动速度中的扰动的非线性变量可以用一个线性变量来表示，这一线性变量相对于各个车轮滑动速度中的扰动在一个第一范围内变化；以及

第二模型，在平衡点附近，各个车轮的摩擦转矩梯度中相对于各个车轮滑动速度中的扰动的非线性变化可以用一种线性变化来表示，这种线性变化相对于各个车轮滑动速度中的扰动在一个第二范围内变化；

各个车轮上的上述制动力负荷量是这样确定的，也就是使第一和第二范围落入一个预定的允许范围之内，并且使由第二模型确定的摩擦转矩梯度与转矩梯度估算装置估算出的摩擦转矩梯度相符，而第二模型是按照使第二范围落入预定的允许范围之内的条件来设计的；并且

作用在各个车轮上的制动力是按照由此获得的制动力负荷量来控制的。

8.具有转矩梯度估算装置的一种防闭锁制动装置包括：

一个微量激励装置，用于在车体，车轮及路面构成的振动系统的共振频率下激励一个很小的制动压力；

一个微量增益计算装置，用于计算一个微量增益，它是在用上述微量激励装置激励一个很小的制动压力时获得的制动压力的很小的幅值与车轮速度的共振频率分量的很小的幅值之间的比例；以及

输出装置，它按照上述微量增益计算装置计算的微量增益来估算相对于滑动速度的摩擦转矩梯度，并且输出估算出的摩擦转矩梯度。

9.一种防闭锁制动控制器包括：

微量激励装置，它按照预定的频率引起作用在作为参考轮的两个前轮或是两个后轮上的很小量的制动力；

振动特性检测装置，用于检测两个参考车轮各自的车轮速度的振动特性；

制动力控制装置，用于根据两个参考车轮各自的振动特性中的变化来控制作用在两个参考车轮上的制动力，使两个参考车轮与路面之间的摩擦系数基本上达到峰值；以及

车轮速度控制装置，用于控制其余两个参考车轮中的左侧车轮和右侧车轮的轮速，使其符合两个参考车轮中左侧车轮和右侧车轮各自的轮速。

10.一种防闭锁制动控制器包括：

确定装置，用于确定左侧路面部位和右侧路面部位之间的摩擦系数μ的差值是否超过了一个参考值；

微量激励装置，如果确定了差值已经超过了参考值，就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其仅仅作用在与低摩擦系数μ的路面部位相接触的车轮上，如果确定了差值没有超过参考值，就按照预定频率激励一个很小量的制动力，使其作用在两侧的车轮上；

振动特性检测装置，用于检测承受了很小量制动力的车轮上的轮速的振动特性；

制动力控制装置，用于控制作用在受激车轮上的制动力，按照受激车轮的振动特性中的变化使受激车轮与路面之间的摩擦系数μ基本上达到其峰值；以及

摩擦力控制装置，用于控制作用在处于高μ路面上的车轮上的制动力，以便在差值超过参考值时使其与作用在处于低μ路面上的车轮上的制动力一致。

11.按照权利要求9的防闭锁制动控制器，其特征是上述微量激励装置将两个前轮或是两个后轮作为两个参考轮，上述微量激励装置按照预定频率激励很小量的制动力，如果已经确定的差别超过了参考值，就使其仅仅作用在接触低摩擦系数μ路面部位的那个车轮上，如果已经确定的差别没有超过参考值，就按照预定频率激励很小量的制动力，并使其作用在两个参考轮上；并且

进一步设有一个轮速控制装置，用来控制两个参考轮之外的左侧车轮和右侧车轮的轮速，使其与两个参考轮中的左侧车轮和右侧车轮各自的轮速保持一致。

12.一种控制起始点确定方法包括：

轮速检测步骤，按照预定的采样间隔检测车轮的速度；

转矩梯度估算步骤，根据轮速检测步骤中检测的轮速的有关时序数据估算出相对于滑动速度的摩擦转矩梯度；以及

确定步骤，按照转矩梯度估算步骤中估算的摩擦转矩梯度来确定控制的起始点，从而使车轮进入预定的运动状态。

13.按照权利要求12的控制起始点确定方法，其特征是上述转矩梯度估算步骤包括：

第一计算步骤，根据与轮速有关的时序数据计算出关于车轮加速度的一个物理参数和关于车轮加速度变化的一个物理参数；以及

第二计算步骤，按照上述第一计算装置计算的关于车轮加速度的物理参数以及关于车轮加速度变化的物理参数计算出一个物理参数，用来代表关于车轮加速度的物理参数随时间的变化以及关于车轮加速度变化的物理参数随时间的变化，并且根据由此计算出的这一物理参数来估算摩擦转矩的梯度。

14.按照权利要求13的控制起始点确定方法，其特征是上述第一计算步骤按照以下公式来计算关于车轮加速度的物理参数： ${\mathrm{\&Phi;}}_i\left[K\right]=\left[\begin{array}{c}\mathrm{\&tau;}\left\{{\mathrm{\&omega;}}_i\right[K-1]-{\mathrm{\&omega;}}_i[K-2\left]\right\}/J\\ 1\end{array}\right]$ 其中的ωi[K]表示与在时间K(K＝1，2，....)的采样点上检测到的第i个车轮的速度有关的时序数据，τ表示采样间隔，而J是车轮的惯量。

按照以下公式计算与车轮加速度的变化有关的物理参数：

Yi[K]＝-ωi[K]+2ωi[K-1]-ωi[K-2]另外，上述第二计算步骤根据以下递归公式估算出物理参数θi，它代表与车轮加速度有关的物理参数随时间的变化和与车轮加速度的变化有关的物理参数随时间的变化： $L_i\left[k\right]=\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k\right]}{\mathrm{\&lambda;}+{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\&phi;}}_i\right[k]}$ $p_i\left[k\right]=\frac{1}{\mathrm{\&lambda;}}\left[p_i\right[k-1]-\frac{p_i[k-1]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k\right]{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{\text{p}}_i\right[k-1]}{\mathrm{\&lambda;}+{\mathrm{\&phi;}}_i\left[k{]}^T{p}_i\right[k-1\left]{\mathrm{\&phi;}}_i\right[k]}$ 其中的λ是一个遗忘系数，而“T”是矩阵的移项，并且

获得估算值θ_i矩阵的第一元素，将其作为相对于滑动速度的摩擦转矩梯度。

15.一种车轮状态参数伺服控制器包括：

车轮状态参数检测装置，用于检测车轮的状态参数，这是一种与车轮运动有关的物理参数；

限度确定装置，用于计算一个限度确定参数，它是代表相对于滑动速度的制动转矩梯度的摩擦转矩梯度，或是一个与车轮运动的摩擦转矩梯度有关的物理参数，并且根据这一限度确定参数来确定车轮与路面之间摩擦转矩特性的限度；

目标状态参数计算装置，计算一个车轮状态参数的目标值，用来按照限度确定装置所确定的限度将限度确定参数控制在摩擦转矩特性的限度之内；以及

用于控制车轮运动的伺服控制装置，使车轮状态参数检测装置检测到的车轮状态参数跟踪由目标状态参数计算装置计算出的车轮状态参数的目标值。

16.按照权利要求15的车轮状态参数伺服控制器，进一步包括用于检测制动转矩的制动转矩检测装置，其特征是

上述车轮状态参数检测装置计算一个车轮的减速度，将其作为车轮的状态参数；并且

上述限度确定装置根据检测的制动转矩和检测的车轮减速度计算出一个限度确定参数，该参数可以是车轮减速度或是制动转矩，在计算中假设在车轮处于平衡运动状态时的滑动速度是恒定的，并且根据限度确定参数与实际检测到的车轮减速度之间的比较，或是根据限度确定参数与实际检测到的制动转矩之间的比较，上述限度确定装置就可以确定车轮与路面之间摩擦转矩特性的限度。

17.按照权利要求15的车轮状态参数伺服控制器，其特征是

上述限度确定装置根据制动转矩的时序数据和车轮减速度的时序数据计算出一个制动转矩梯度，将其作为限度确定参数，并且根据这一限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度。

18.按照权利要求15的车轮状态参数伺服控制器，其特征是

上述限度确定装置根据车轮减速度的时序数据计算出一个摩擦转矩梯度，将其作为限度确定参数，并且根据这一限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度。

19.按照权利要求15的车轮状态参数伺服控制器，其特征是还包括微量激励装置，该装置在车体，车轮及路面构成的振动系统的共振频率下激励一个很小量的制动压力，在其中由上述限度确定装置计算一个微量增益，将其作为限度确定参数，它是在由微量激励装置激励很小量的制动压力时获得的很小量的制动压力幅值与车轮速度中很小的共振频率分量幅值之间的比值，并且根据这一限度确定参数来确定摩擦转矩特性的限度。

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