Brevet FR2771366A1 — publié le 19990528

Procédé et dispositif de calcul d'angle de dérapage de caisse dans un système de contrôle de mouvement de véhicule La présente invention concerne un procédé et un dispositif pour calculer un angle de dérapage de caisse de véhicule dans un système de contrôle de mouvement d'un véhicule, destiné à assister le conducteur du véhicule afin d'améliorer la sensibilité et la stabilité de ce dernier. De nombreux systèmes ont été proposés pour améliorer la tenue en virage d'un véhicule en contrôlant la force de freinage et/ou la force de traction individuellement pour les roues avant et arrière ou pour les roues droites et gauches. La plupart de ces systèmes sont conçus pour permettre des manoeuvres souhaitées en détectant un état dynamique de la caisse du véhicule, tel qu'une vitesse de lacet, en vue d'un contrôle par rétroaction. Cependant, tant que le véhicule est en contact avec la surface de la route par l'intermédiaire des pneumatiques, sa conduite est dictée par les caractéristiques dynamiques des pneumatiques. En particulier, dans la zone où la force de guidage latéral sature, il devient extrêmement difficile de contrôler le véhicule pour obtenir une tenue en virage souhaitée, uniquement sur la base de l'état dynamique de la caisse du véhicule. Les inventeurs ont par conséquent proposé antérieurement, dans la demande de brevet américain concomitante n" 08/848 498 déposée le 8 mai 1997, un procédé et un dispositif pour contrôler la conduite d'un véhicule qui permettent d'obtenir une sensibilité et une stabilité favorables même lorsque les caractéristiques dynamiques se situent en dehors d'une zone linéaire. Le contenu de cette demande de brevet concomitante est introduit dans la présente demande à titre de référence. Cette technologie crée un certain couple de lacet qui permet une réponse favorable à des manoeuvres de direction comportant un freinage (ou une traction) même dans la zone non linéaire des caractéristiques dynamiques des pneumatiques en contrôlant les forces longitudinales des pneumatiques conformément au processus de contrôle de mode de dérapage (se reporter à l'ouvrage intitulé "Contrôle de Mode de Dérapage" et publié par Corona Publishing Company). Les grandes lignes de ce processus de contrôle sont décrites succinctement ci-après. Ce processus de contrôle repose sur des équations fondamentales de mouvement du véhicule dans un plan bidimensionnel qui prennent en compte le couple de lacet autour du centre de gravité de la caisse du véhicule, et ces équations sont les suivantes: mV(dp/dt + Y) = YF + or ... (1) I(dy/dt) = LFYF - LRYR + Mz dans lesquelles m: masse du véhicule V: vitesse du véhicule y: vitesse de lacet Y: force de guidage latéral des roues avant (somme correspondant aux roues droite et gauche) YR: force de guidage latéral des roues arrière (somme correspondant aux roues droite et gauche) I: moment d'inertie du lacet LF: distance entre l'essieu avant et le centre de gravité LR: distance entre l'essieu arrière et le centre de gravité Mz: couple de lacet dû à la force de freinage ou de traction, autour du centre de gravité (voir figure 9). La surface de dérapage S définissant une réponse voulue que l'on souhaite en fin de compte obtenir peut être exprimée par l'équation suivante: S = dp/dt + cCp + a[(YF + Y,)/mV dans laquelle c, a et k sont des constantes sélectionnées de manière appropriée. La qualité du processus de contrôle dépend de la sélection de ces constantes. L'Equation (3) contraint l'angle de dérapage p de la caisse du véhicule à converger vers zéro. L'état de dérapage pour atteindre cette condition peut être donné par l'équation suivante: dS/dt = - kS .. (4) Des Equations (3) et (4), on peut tirer la relation suivante: d2ss/dt2 + c{dss/dt + a[ (dYF/dt) /mV + (dYR/dt)/mV - d&gamma;/dt]} + k(d ss/dt) + kc{ss + a[(YF + YR)/mV - &gamma;]} =0 ...(5) Si un couple de lacet Mz satisfaisant l'Equation (5) peut être obtenu sous une forme à la fois raisonnable et pratique à l'aide des Equations (1) et (2), il peut être utilisé comme règle de contrôle. A partir de l'Equation (1), on peut obtenir d2p/dt2 = ((dYF/dt) + (dYR/dt)}/mV - dy/dt .. (1-2) En substituant ceci dans l'Equation (5), on peut obtenir: (1 + ca) [(dYF/dt) /mV + (dYR/dt)mV - dy/dt] + kca[ (YF + YR)/mV - &gamma;] +(k+c)dt3/dt+kct3=O ... (6) L'Equation (2) donne: dy/dt = (LFYF - LRYR + MZ)/I . . (2-2) Lorsque l'on substitue ceci dans l'Equation (6), on peut obtenir: {(dYF/dt) + (dYR/dt)}/mV - (LFYF - LRYR + Mz)/I + [kca/(1 + ca)] I (YF + YR)/mV - Y] + (dp/dt)[(k + c)/(l + ca)] + ss [kc/(l + ca)] =0 (7) L'Equation (7) fournit l'équation suivante qui peut servir de règle de contrôle de base: Mz = (LFYF - LRYR) + (I/mV) {(dYF/dt) + (dYR/dt)} + kca/(1 + ca) I # [(YF + YR)/mV - y] + I(dss/dt) [(k + c)/(l + ca)] + Iss [kc/(l + ca)] ... (8) L'équation ci-dessus signifie qu'un couple de lacet fournissant une réponse favorable peut être obtenu à partir de paramètres tels que les forces de guidage latéral YF et R, la vitesse de lacet y, la vitesse V du véhicule, et l'angle de dérapage p de la caisse du véhicule. Etant donné que la bande de roulement LTR est fixe, une fois le couple de lacet Mzdonné, le rapport droite gauche des forces longitudinales ou des forces de freinage (ou de traction) pour le résultat de contrôle final peut être déterminé à partir de l'équation suivante: MZ = (XR - XL)LTR En contrôlant les forces longitudinales individuellement pour les roues droites et gauches conformément à une méthode connue (contrôle de force de freinage: demande de brevet japonais publiée avant examen sous le n 7-69190, contrôle de force de traction: demande de brevet japonais publiée avant examen sous le n 7-17277), il devient possible d'améliorer la sensibilité et la stabilité du véhicule dans des conditions dans lesquelles les propriétés dynamiques des pneumatiques excèdent la plage linéaire. Dans l'algorithme mentionné ci-dessus, on suppose préalablement qu'au moins le coefficient de friction 8 entre les pneumatiques et la surface de la route, et l'angle de dérapage p de la caisse du véhicule sont connus. Toutefois, il existe pas de forme de détecteurs permettant de détecter directement le coefficient de friction entre les pneumatiques et la surface de la route et l'angle de dérapage de la caisse du véhicule, applicables à des véhicules fabriqués en série, et on a pris l'habitude d'estimer le premier à partir de la différence des vitesses de rotation des roues avant et arrière, et le second à partir de variables détectables de l'état du véhicule, telles que la vitesse de lacet et l'accélération latérale. Autrement dit, conformément à l'art antérieur, la précision du contrôle est fortement déterminée par la précision des valeurs qui ne peuvent être estimées qu'indirectement. Compte tenu de ces problèmes de l'art antérieur, la présente invention a pour premier but de proposer un procédé et un dispositif de calcul de l'angle de dérapage de la caisse d'un véhicule dans un système de contrôle de mouvement du véhicule qui soient suffisamment précis pour permettre des applications pratiques sans nécessiter une mesure directe ou une estimation exacte des valeurs du coefficient de friction entre les pneumatiques et la surface de la route, et de l'angle de dérapage de la caisse du véhicule. La présente invention a pour second but de proposer un procédé et un dispositif de calcul de l'angle de dérapage de la caisse d'un véhicule dans un système de contrôle de mouvement du véhicule qui permettent un contrôle stable du mouvement du véhicule même lorsque les données nécessaires au processus de contrôle sont limitées ou imprécises. La présente invention a pour troisième but de proposer un procédé et un système de calcul de l'angle de dérapage de la caisse d'un véhicule dans un système de contrôle de mouvement du véhicule qui soient suffisamment simples pour pouvoir être mis en oeuvre facilement dans un ordinateur de bord à un coût minimum. La présente invention a pour quatrième but de proposer un procédé et un dispositif de calcul de l'angle de dérapage de la caisse d'un véhicule dans un système de contrôle de mouvement du véhicule qui soient suffisamment simples pour pouvoir être mis en oeuvre facilement afin d'être exploités en temps réel. Pour atteindre ces buts et selon un premier aspect de la présente invention, il est proposé un procédé de calcul d'angle de dérapage de caisse dans un système de contrôle de mouvement de véhicule, caractérisé en ce qu'il comprend les étapes qui consistent à calculer un angle de dérapage de pneumatique a à partir d'une vitesse de lacet y, d'une vitesse de véhicule V, d'un angle de dérapage de caisse de véhicule p donné en tant que valeur initiale ou en tant que valeur calculée précédemment, et d'un angle de braquage de roue 6; à calculer une force de guidage latéral Y à partir d'un modèle dynamique du pneumatique en tenant compte au moins de l'angle de dérapage a du pneumatique ; et à calculer un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique Pe à partir de la force de guidage latéral Y, de la vitesse du V véhicule et de la vitesse de lacet Y; l'angle de dérapage a du pneumatique étant calculé par rétroaction de l'angle de dérapage hypothétique Pe de la caisse du véhicule Ainsi, l'angle de dérapage hypothétique Pe de la caisse du véhicule est donné par un calcul récurrent dans un système en boucle fermée, et la stabilité du contrôle de mouvement du véhicule est par conséquent assurée même si l'angle de dérapage de la caisse du véhicule n'est pas obtenu avec une grande précision. Par exemple, lorsque le coefficient de friction y entre le pneumatique et la surface de la route dans le modèle dynamique du pneumatique peut être fixé à une valeur voisine de 1,0, des performances particulièrement favorables du système de contrôle peuvent être atteintes. Cependant, même si la détection du coefficient de friction entre les pneumatiques et la surface de la route n'est pas essentielle pour un contrôle stable et satisfaisant du mouvement du véhicule, on a constate que des informations précises sur le coefficient de friction améliorent encore les performances du système. A cet effet, le procédé de la présente invention peut inclure également l'étape qui consiste à estimer le coefficient de friction entre le pneumatique et la surface de la route en vue de l'utiliser dans le modèle dynamique du pneumatique conformément à une relation entre une force de guidage latéral Ye calculée à partir de la vitesse de lacet et d'une accélération latérale Gy, et un angle de dérapage de pneumatique a0 calculé à partir d'un angle de dérapage de caisse de véhicule PD lui-même calculé à partir de la vitesse de lacet, de l'accélération latérale et de la vitesse du véhicule. Conformément à un mode de réalisation préféré de la présente invention, l'étape de calcul d'un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique p0 à partir de la force de guidage latéral Y, de la vitesse V du véhicule et de la vitesse de lacet y comprend l'utilisation de l'équation suivante: P, =IC[(Y, + Y,)/mV] - y)dt dans laquelle m: masse du véhicule Y: force de guidage latéral des roues avant (somme correspondant aux roues droite et gauche) YR: force de guidage latéral des roues arrière (somme correspondant aux roues droite et gauche). Cette équation permet de calculer l'angle de dérapage de la caisse du véhicule avec une grande précision si la vitesse longitudinale Vx de la caisse du véhicule est suffisamment supérieure à l'angle de dérapage Vy de cette dernière, et si les variations de la vitesse longitudinale Vx sont relativement faibles, mais dans des conditions extrêmes dans lesquelles cette relation n'est pas valable, les équations plus précises suivantes peuvent être utilisées: Vy =ff(YF + Y,)/m - yV,)dt p, = tan-l(v,/v,). Selon un second aspect de la présente invention, il est proposé un dispositif de calcul d'angle de dérapage de caisse dans un système de contrôle de mouvement de véhicule, caractérisé en ce qu'il comprend une unité de calcul destinée à calculer un angle de dérapage de pneumatique a à partir d'une vitesse de lacet y, d'une vitesse de véhicule V, d'un angle de dérapage de caisse de véhicule p donné en tant que valeur initiale ou en tant que valeur calculée précédemment, et d'un angle de braquage de roue 6; une unité de calcul destinée à calculer une force de guidage latéral Y à partir d'un modèle dynamique du pneumatique en tenant compte au moins de l'angle de dérapage a du pneumatique ; et une unité de calcul destinée à calculer un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique p0 à partir de la force de guidage latéral Y, de la vitesse V du véhicule et de la vitesse de lacet y; l'angle de dérapage hypothétique pe de la caisse du véhicule étant renvoyé par rétroaction à l'unité de calcul destinée à calculer l'angle de dérapage a du pneumatique. D'une manière caractéristique, la vitesse du véhicule est mesurée par un détecteur de vitesse de roue dont la sortie fournit une approximation satisfaisante de la vitesse longitudinale Vx du véhicule. Ce qui précède, ainsi que d'autres buts, caractéristiques et avantages de la présente invention, ressortira plus clairement de la description détaillée suivante de modes de réalisation préférés donnée à titre d'exemple nullement limitatif en référence aux dessins annexés dans lesquels: la figure 1 est un organigramme de base du processus de contrôle comportant la présente invention; la figure 2 est un schéma fonctionnel du système de contrôle d'un véhicule à quatre roues directrices, destiné à exécuter les étapes représentées sur la figure 1; la figure 3 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de premier exemple d'un premier mode de réalisation de la présente invention; la figure 4 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de deuxième exemple du premier mode de réalisation de la présente invention; la figure 5 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de troisième exemple du premier mode de réalisation de la présente invention; la figure 6 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de premier exemple d'un deuxième mode de réalisation de la présente invention; la figure 7 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de deuxième exemple du deuxième mode de réalisation de la présente invention; la figure 8 est un schéma fonctionnel du système de contrôle d'un véhicule à roues avant directrices selon le deuxième mode de réalisation de l'invention; la figure 9 est un diagramme montrant un mouvement planaire du véhicule; la figure 10 est une vue semblable à celle de la figure 2, montrant le système de contrôle d'un véhicule à quatre roues directrices, selon un troisième mode de réalisation de la présente invention, utilisant des équations plus précises pour estimer l'angle de dérapage de la caisse du véhicule; la figure 11 est un graphique montrant le comportement du véhicule conformément à un premier exemple proposé à titre de comparaison pour le troisième mode de réalisation de la présente invention; la figure 12 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de premier exemple du troisième mode de réalisation de l'invention; la figure 13 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de deuxième exemple du troisième mode de réalisation de la présente invention; la figure 14 est un graphique montrant le comportement du véhicule conformément à un deuxième exemple proposé à titre de comparaison pour le troisième mode de réalisation de la présente invention; la figure 15 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de troisième exemple du troisième mode de réalisation de l'invention; la figure 16 est un graphique montrant le comportement du véhicule à titre de quatrième exemple du troisième mode de réalisation de la présente invention; la figure 17 est un organigramme de base du processus de contrôle selon un quatrième mode de réalisation de 1' invention; la figure 18 est un schéma fonctionnel du système de contrôle d'un véhicule à quatre roues directrices, destiné à exécuter les étapes représentées sur la figure 17; la figure 19 est un schéma fonctionnel interne d'une unité d'estimation de , visible sur la figure 18; la figure 20 est un organigramme du processus d'estimation de ; et la figure 21 est une vue semblable à celle de la figure 18, montrant un cinquième mode de réalisation de la présente invention, dans lequel des équations plus précises sont utilisées pour estimer l'angle de dérapage de la caisse du véhicule. L'algorithme de contrôle de la présente invention va maintenant être décrit plus en détail en référence à l'organigramme de la figure 1 et au schéma fonctionnel de la figure 2. Tout d'abord, l'angle Osw de la roue directrice est transmis au dispositif de direction avant 1 et au dispositif de direction arrière 2, et fournit l'angle de braquage de roue avant OF et l'angle de braquage de roue arrière 6R' respectivement. Différentes variables d'état du véhicule 9 (telles que la vitesse de lacet y, la vitesse V du véhicule, et les angles de braquage 8 des roues du véhicule) sont également détectées à ce moment-là (étape 1). Puis, les angles de dérapage de pneumatique a des roues avant et arrière sont obtenus à partir des équations suivantes qui sont intégrées dans des unités de calcul d'angle de dérapage de pneumatique 3 et 4, en fonction des informations concernant les angles de braquage et la vitesse du véhicule (étape 2): as = Pe + (LF/V)Y - 6F (roues avant) . . (10-I) = = sse - (LR/V)Y - 6R (roues arrière) . . (10-2) dans lesquelles: a: angle de dérapage des roues avant, aR angle de dérapage des roues arrière, sse: angle de dérapage hypothétique de la caisse du véhicule, â angle de braquage des roues avant, et sR angle de braquage des roues arrière. Les valeurs initiales des angles de dérapage a des pneumatiques et de l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule sont supposées être remises à zéro lorsque les angles de braquage 6 et la vitesse de lacet y sont tous égaux à zéro. Les angles de dérapage a des pneumatiques sont introduits par substitution dans l'équation suivante (Equation (11)) pour le modèle dynamique de pneumatique intégré dans des unités de calcul de force de guidage latéral 5 et 6 afin de fournir les forces de guidage latéral Y des roues avant et arrière (étape 3) Y = - (yCa - C&alpha;/4 W).{1 - (X/yW)23 lorsque lai Y = - yW(1 - (X/ )} lorsque |&alpha;| > 2W/C ...(11) dans laquelle y: coefficient de friction entre la surface de la route et les pneumatiques, C: puissance de guidage latéral, W: sollicitation due au contact avec la route, et X: forces longitudinales. 8 peut consister en une valeur proche de 1, ou en une valeur estimée à l'aide d'une méthode connue. C est une valeur obtenue à partir d'une table de correspondance prédéterminée donnée sous la forme d'une fonction mathématique de y et W. W est une valeur compensée par les accélérations longitudinale et latérale ou une valeur obtenue à partir d'un détecteur de sollicitation installé dans un système de suspension de roue. X consiste en une valeur estimée à partir de l'accélération (décélération) ou obtenue à partir de la pression du fluide de frein, ou de la puissance de sortie du moteur. La force de guidage latéral Y peut être obtenue à partir de l'équation du modèle dynamique de pneumatique (Equation (11)) en maintenant la force longitudinale Z à zéro, et la sollicitation W due au contact avec la route à une valeur fixe. Dans ce cas, la précision de l'estimation de l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule peut diminuer, mais ceci n' aura pas d'effet préjudiciable sensible sur la stabilité du contrôle de mouvement du véhicule. Sur la base de la force de guidage latéral YF des roues avant et de la force de guidage latéral YR des roues arrière, une unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique 7 fournit un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique Pc (étape 4). Dans ce cas, l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule est obtenu par différentiation, puis intégration conformément aux équations suivantes: d sse/d t = ( YF + Y,)/mV - Y . . (12) Pc = [ ( YF + Y)/mV] - y)dt ... (13) Une rétroaction de cet angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule vers les unités de calcul d'angle de dérapage de pneumatique 3 et 4 permet d'obtenir une valeur approximative pratiquement adéquate de 1 'angle de dérapage de la caisse du véhicule. Cette valeur est ensuite envoyée à une unité de calcul de mode de dérapage 8 caractérisée par l'Equation (8) mentionnée précédemment pour fournir un couple de lacet Mz qui sert de base pour faire converger l'angle de dérapage de la caisse du véhicule vers zéro (étape 5). Sur la base de cette valeur, les forces longitudinales XR et XL des pneumatiques droits et gauches sont déterminées d'une manière semblable à celle mentionnée en relation avec l'art antérieur (étape 6), et le véhicule 9 est contrôlé en conséquence. Dans cet algorithme de contrôle, le coefficient de friction 8 entre la surface de la route et les pneumatiques n'est pas défini comme une variable mais comme une valeur fixe égale à 1, par exemple. Ceci assure toutefois la stabilité du contrôle de mouvement du véhicule. La faisabilité de ce point est discutée dans la partie qui suit. Premier mode de réalisation - Exemple 1 La figure 3 représente un cas dans lequel le coefficient de friction y réel est de 1,0, le coefficient de friction y supposé est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h, à la vitesse de -0,4 G. Dans ce cas, l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule coïncide avec l'angle de dérapage réel p de celle-ci, et la vitesse de lacet y et l'accélération latérale YG suivent l'angle de braquage de la roue directrice sans retard de phase. Autrement dit, une amélioration significative peut être apportée au mouvement du véhicule dans des conditions extrêmes si le coefficient de friction 8 supposé et le coefficient de friction y réel correspondent l'un à l'autre. Premier mode de réalisation - Exemple 2 La figure 4 représente un cas dans lequel le coefficient de friction 8 réel est de 0,5, le coefficient de friction y supposé est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 100 km/h, à la vitesse de -0,2 G. Dans ce cas, alors que l'angle de dérapage réel P de la caisse du véhicule diffère de l'angle de dérapage hypothétique Pc de celle-ci, qui a tendance à converger vers zéro, la vitesse de lacet y montre une propriété d'asservissement adéquate. En d'autres termes, si le coefficient de friction 8 supposé est supérieur au coefficient de friction 8 réel, la stabilité de mouvement du véhicule peut être maintenue même s'il existe un retard de phase en ce qui concerne l'accélération latérale yG. Premier mode de réalisation - Exemple 3 La figure 5 représente un cas dans lequel le coefficient de friction y réel est de 1,0, le coefficient de friction 8 supposé est de 0,5 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h, à la vitesse de -0,4 G. Dans ce cas, l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule est en opposition de phase par rapport à l'angle de dérapage réel p de celle-ci et, probablement pour cette raison, la vitesse de lacet y est relativement faible alors que l'accélération latérale YG présente un dépassement. La sensibilité et la stabilité sont toutes deux inférieures. Ceci est probablement dû au fait que lorsque le coefficient de friction y supposé est inférieur au coefficient de friction y réel, seul le pneumatique dont les performances sont inférieures à celles du modèle dynamique interne de pneumatique est pris en considération. Ainsi, il ressort de ce qui précède que le fait de fixer le coefficient de friction 8 supposé à une valeur supérieure à celle du coefficient de friction y réel ne créera pas de problème majeur pour la stabilité et la sensibilité du véhicule. Il peut donc être fixé à 1 pour des applications pratiques, mais il est également possible de modifier le coefficient de friction 8 supposé par un certain nombre d'étapes en fonction, par exemple, des conditions climatiques (beau temps, pluie, neige). La description ci-dessus concernait l'application de la présente invention à un véhicule à quatre roues directrices, mais cette dernière peut également s'appliquer à des véhicules dont seules les roues avant sont directrices (deuxième mode de réalisation). Dans ce cas, comme cela est visible sur la figure 8, les termes relatifs à l'angle de braquage des roues arrière disparaissent. Autrement dit, il est possible d'étendre le même traitement à ce deuxième mode de réalisation simplement en fixant l'angle de braquage des roues arrière à zéro (eR = 0). Deuxième mode de réalisation - Exemple 1 La figure 6 représente un cas dans lequel le coefficient de friction tel réel est de 1,0, le coefficient de friction 8 supposé est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h à la vitesse de -0,4 G. Dans ce cas, l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule coïncide avec l'angle de dérapage réel p de celle-ci, et la stabilité et la sensibilité sont toutes deux améliorées. Deuxième mode de réalisation - Exemple 2 La figure 7 représente un cas dans lequel le coefficient de friction y réel est de 0,5, le coefficient de friction 8 supposé est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère à partir de la vitesse initiale de 100 km/h, à la vitesse de -0,2 G. Dans ce cas, les tendances générales sont identiques à celles du véhicule à quatre roues directrices. En d'autres termes, si le coefficient de friction y supposé est supérieur au coefficient de friction 8 Les Equations (12) et (13) indiquées ci-dessus peuvent donner l'angle de dérapage du véhicule avec une grande précision si la vitesse longitudinale Vx de la caisse du véhicule est suffisamment supérieure à l'angle de dérapage Vy de celle-ci et si les variations de la vitesse longitudinale Vx sont relativement faibles, mais dans des conditions extrêmes dans lesquelles cette relation n' est pas valable, les équations plus précises suivantes peuvent être utilisées: dVy/dt = (YF + YR)/m - yVx ... (14) Vy = I((YF + YR)/m - yVx}dt ... (15) ss = tan-l(V /V ) ... (16) Dans ce cas, du fait que la vitesse du véhicule est, d'une manière caractéristique, mesurée à l'aide d'un détecteur servant à détecter la vitesse de rotation de la roue, la sortie de ce détecteur de vitesse du véhicule peut être utilisée comme vitesse longitudinale Vx de la caisse du véhicule. Une plus grande précision peut être obtenue en remplaçant la vitesse V du véhicule dans les Equations (12) et (13) par la vitesse longitudinale Vx de la caisse du véhicule. La figure 10 est un schéma fonctionnel d'un système de contrôle pour un véhicule à quatre roues directrices selon un troisième mode de réalisation de la présente invention, qui utilise ces équations pour estimer avec plus de précision l'angle de dérapage de la caisse du véhicule 9. Il convient de noter que l'unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique 7' est un peu différente de l'unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique 7 du premier mode de réalisation représenté sur la figure 2. Les propriétés du système de contrôle de mouvement de véhicule du troisième mode de réalisation de la présente invention sont comparées à celles montrées en l'absence d'un tel processus de contrôle par simulation. Exemple comparatif 1 pour le troisième mode de réalisation La figure 11 représente un cas dans lequel le coefficient de friction y réel est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h, à la vitesse de -0,4 G sans exécution du processus de contrôle de la présente invention. Dans ce cas, la caisse du véhicule s'est mise à tourner sur ellemême, et le comportement du véhicule était extrêmement instable. Troisième mode de réalisation - Exemple 1 La figure 12 représente un cas dans lequel le coefficient de friction y réel est de 1,0, le coefficient de friction y supposé est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h, à la vitesse de -0,4 G. Dans ce cas, l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule coïncide avec l'angle de dérapage réel p de celle-ci, et la vitesse de lacet y et l'accélération latérale YG suivent l'angle de braquage de la roue directrice sans retard de phase. Autrement dit, une amélioration considérable peut être apportée au mouvement du véhicule dans des conditions extrêmes si le coefficient de friction y supposé et le coefficient de friction y réel correspondent l'un à l'autre. Troisième mode de réalisation - Exemple 2 La figure 13 représente un cas dans lequel le coefficient de friction y réel est de 1,0, le coefficient de friction y supposé est de 0,2 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h, à la vitesse de -0,4 G. Dans ce cas, même si le coefficient de friction 8 supposé est inférieur au coefficient de friction y réel, mis à part un léger écart de l'angle de dérapage réel p de la caisse du véhicule par rapport à l'angle de dérapage hypothétique Pc de celle-ci, la stabilité de mouvement du véhicule n'est pas mise en péril. Exemple comparatif 2 pour le troisième mode de réalisation La figure 14 représente un cas dans lequel le coefficient de friction 8 réel est de 0,2 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 120 km/h, à la vitesse de -0,1 G, sans exécution du processus de contrôle de la présente invention. Dans ce cas également, la caisse du véhicule s'est mise à tourner sur elle-même, et le comportement du véhicule était extrêmement instable. Troisième mode de réalisation - Exemple 3 La figure 15 représente un cas dans lequel le coefficient de friction 8 réel est de 0,2, le coefficient de friction 8 supposé est de 0,2 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 100 km/h, à la vitesse de -0,1 G. Dans ce cas, l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule coïncide avec l'angle de dérapage réel P de celle-ci, et la vitesse de lacet y et l'accélération latérale YG suivent l'angle de braquage de la roue directrice sans retard de phase. Autrement dit, une amélioration significative peut être apportée au mouvement du véhicule dans des conditions extrêmes, si le coefficient de friction y supposé et le coefficient de friction y réel coïncident l'un avec l'autre. Troisième mode de réalisation - Exemple 4 La figure 16 représente un cas dans lequel le coefficient de friction 8 réel est de 0,2, le coefficient de friction y supposé est de 1,0 et la roue directrice est tournée de 60 degrés dans chaque direction, tandis que le véhicule décélère, à partir de la vitesse initiale de 100 km/h, à la vitesse de -0,1 G. Dans ce cas, du fait que le coefficient de friction 8 supposé est supérieur au coefficient de friction 8 réel, l'écart de l'angle de dérapage réel p de la caisse du véhicule par rapport à l'angle de dérapage hypothétique Pc de celle-ci est, contrairement au cas de l'exemple 2 du deuxième mode de réalisation, encore plus faible, et un niveau de stabilité assez élevé peut être atteint. Comme cela a été décrit précédemment, conformément à la présente invention, un angle de dérapage de caisse de véhicule peut être déterminé à la fois avec précision et rapidité pour être appliqué à un système de contrôle de mouvement du véhicule, et bien que le coefficient de friction entre les pneumatiques et la surface de la route constitue une donnée essentielle pour le modèle de pneumatique du système de contrôle de mouvement du véhicule, on constate qu'un coefficient de friction supposé de manière arbitraire convient pour une application pratique. En particulier, lorsque le coefficient de friction supposé est supérieur au coefficient de friction réel, on obtient des résultats de contrôle favorables. On a cependant découvert qu'il est extrêmement avantageux de connaître le coefficient de friction réel pour obtenir des résultats de contrôle encore plus précis et plus stables. Les figures 17 et 18 représentent un dispositif de contrôle fondé sur ces considérations, le système de contrôle comportant des moyens destinés à estimer le coefficient de friction entre les pneumatiques et la surface de la route. L'algorithme de contrôle correspondant à cet aspect de la présente invention va maintenant être décrit plus en détail en référence à l'organigramme de la figure 17 et au schéma fonctionnel de la figure 18. Tout d'abord, l'angle Osw de la roue directrice est transmis au dispositif de direction avant 1 et au dispositif de direction arrière 2, et fournit l'angle de braquage de roue avant 6F et l'angle de braquage de roue arrière ô respectivement. Différentes variables d'état du véhicule 9 (telles que la vitesse de lacet y, la vitesse V du véhicule, les angles de braquage ô des roues, et l'accélération latérale Gy) sont également détectées à ce moment-là (étape 1). Puis, les angles de dérapage de pneumatiques a des roues avant et arrière sont obtenus à partir des Equations (10-1) et (10-2) mentionnées précédemment et intégrées dans les unités de calcul d'angle de dérapage de pneumatiques 3 et 4, en fonction des informations d'angles de braquage 6 et des informations de vitesse de véhicule V (étape 2), de la même manière que dans le premier mode de réalisation. Les angles de dérapage de pneumatiques a sont introduits par substitution dans 1'Equation (11) pour le modèle dynamique de pneumatique intégré dans les unités de calcul de force de guidage latéral 5 et 6 pour fournir les forces de guidage latéral Y des roues avant et arrière (étape 3). Sur la base de la force de guidage latéral YF des roues avant et de la force de guidage latéral YR des roues arrière une unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique 7 produit un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique Pc (étape 4). Dans ce cas, l'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique Pc est obtenu par différentiation, puis intégration conformément aux Equations (12) et (13) elles aussi données antérieurement. Une rétroaction de cet angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique Pc vers les unités de calcul d'angle de dérapage de pneumatiques 3 et 4 permet d'obtenir comme résultat une valeur approximative pratiquement adéquate de l'angle de dérapage de la caisse du véhicule. Cette valeur est ensuite envoyée à une unité de calcul de mode de dérapage 8 qui est caractérisée par l'Equation (1) mentionnée en relation avec l'art antérieur pour fournir un couple de lacet Mz qui sert de base pour faire converger l'angle de dérapage de la caisse du véhicule vers zéro (étape 5). Sur la base de cette valeur, les forces longitudinales XR et XL des pneumatiques droits et gauches sont déterminées (étape 6), et le véhicule 9 est contrôlé en conséquence. La stabilité du contrôle n'est mise en péril dans aucune application pratique, même lorsque le coefficient de friction y entre le pneumatique et la surface de la route, utilisé dans le modèle dynamique de pneumatique (Equation (11)) intégré dans les unités de calcul de force de guidage latéral 5 et 6 est fixé à une valeur fixe appropriée proche de 1, mais il a été confirmé qu'une plus grande précision de la valeur de 8 est avantageuse pour améliorer la sensibilité. Par conséquent, conformément à cet aspect de la présente invention, la valeur de y est estimée à partir de l'accélération latérale Gy, de la vitesse V du véhicule et de la vitesse de lacet y qui sont relativement faciles à détecter directement, et cette valeur de y est utilisée au cours du traitement de l'étape 3. Le fonctionnement d'une unité d'estimation de y 10 destinée à estimer la valeur de y va maintenant être décrit en référence aux figures 3 et 5. Le calcul de l'angle de dérapage hypothétique Pc de la caisse du véhicule à l'aide des forces de guidage latéral Y calculées à partir du modèle dynamique de pneumatique (Equation (11)) est exécuté de manière continue au cours du traitement de l'étape 4. Le moment où la valeur absolue de Pc tombe au-dessous d'une certaine valeur proche de zéro est déterminé (étape 11). Lorsque la valeur absolue de Pc tombe au-dessous de cette valeur proche de zéro, les valeurs détectées de l'accélération latérale Gy, de la vitesse de lacet y, et de la vitesse du véhicule sont fournies à un intégrateur 11, et un angle de dérapage de caisse de véhicule estimé PD est obtenu à partir de l'équation suivante (étape 12): PD = f((Q/V) - Y)dt, T = r dt ...(17) Lorsque la valeur absolue de Pc tombe au-dessous de cette valeur proche de zéro, la valeur calculée de l'angle de dérapage de caisse de véhicule estimé PD est remise à zéro, et l'intégration est commencée de telle façon que le calcul de PD n'ait lieu que pendant une période de temps prescrite (telle que T = 2 - 3 secondes) lorsque la valeur absolue du taux de variation de l'angle de braquage est inférieure à une valeur prescrite. La répétition de cette opération permet d'éviter l'accumulation d'erreurs d'intégration. L'angle de dérapage de caisse de véhicule estimé PD ainsi obtenu est fourni à une unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule estimé 12, et l'angle de dérapage de pneumatique estimé ac est obtenu pour chacune des roues avant et arrière à partir des équations suivantes (étape 13); aeF PD + (LF/V)Y - 6, . ( 18-1) cR = PD + (LR/V)Y - 6, . ( 18-2) Cependant, ce n'est que pendant le calcul de l'angle de dérapage de caisse de véhicule estimé PD que l'accélération latérale GY et la vitesse de lacet y correspondant à cette période de temps sont fournies à une unité de calcul de force de guidage latéral estimée 13, et la force de guidage latéral estimée Ye est obtenue à partir des équations de mouvement sous la forme d'un calcul inverse pour chacune des roues avant et arrière (étape 14): YeF = 1/2L{m.LR.Gy + I(d&gamma;/dt)} # mF.GYF ...(19-1) YeR = 1/2L{m.LF.GY + I(d&gamma;/dt)} # mR.GYR ...(19-2) dans lesquelles: mF: masse de l'essieu avant mR: masse de l'essieu arrière GYF: accélération latérale au niveau de l'essieu avant GYR: accélération latérale au niveau de l'essieu arrière L: base des roues (LR + LL) Les forces de guidage latéral estimées YeF et YeR ainsi obtenues ainsi que les angles de dérapage de pneumatique estimés c et aeR sont fournis à une unité de calcul de y 16. Des données concernant la relation entre les forces de guidage latéral estimées Ye et les angles de dérapage de pneumatique estimés ac sont accumulées (étape 15). Une fois qu'il est jugé qu'une quantité suffisante de données a été accumulée (par exemple, lorsque les données contiennent le cas d'angles de dérapage de cinq degrés ou plus, les angles de dérapage de pneumatique estimés ac sont fournis à un modèle de propriétés de pneumatique 14 du véhicule, dans lequel la relation obtenue expérimentalement entre l'angle de dérapage de pneumatique a, la force de guidage latéral Y et le coefficient de friction 8 entre le pneumatique et la surface de la route est stockée à l'avance sous la forme d'une table de correspondance. La force de guidage latéral hypothétique Yd est ensuite obtenue à partir de chacune des roues droites et gauches tandis que 8 varie de O à 1,2 (étape 16). Les forces de guidage latéral hypothétiques YdF et YdR obtenues à partir des données concernant cette relation, et les forces de guidage latéral estimées YeF et YeR sont fournies à un comparateur 15 en vue d'obtenir la valeur de 8 qui réduit au minimum les valeurs moyennes quadratiques des écarts (étape 17), et le calcul de l'étape 3 est exécuté à l'aide de cette valeur optimisée de 8 (étape 18). Cette procédure de traitement est exécutée d'une manière séquentielle (à une fréquence appropriée) lorsque le véhicule roule sans accélération ni décélération afin que le contrôle de son mouvement puisse être réalisé en temps réel en tenant compte des changements du moment de l'état de la surface de la route. Les Equations (6) et (7) données précédemment fournissent l'angle de dérapage de la caisse du véhicule avec une grande précision si la vitesse longitudinale Vx de la caisse du véhicule est suffisamment supérieure à l'angle de dérapage Vy de celle-ci, et si les variations de la vitesse longitudinale Vx sont relativement faibles, mais dans des conditions extrêmes, lorsque cette relation n'est pas valable, les Equations (14) à (16) peuvent être utilisées à la place des Equations (12) et (13). La figure 21 est un schéma fonctionnel d'un système de contrôle d'un véhicule à quatre roues directrices proposé comme cinquième mode de réalisation de la présente invention, qui utilise ces équations pour estimer de manière plus précise l'angle de dérapage de la caisse du véhicule 9. I1 convient de noter que l'unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique 7' est, dans ce cas, différente de l'unité de calcul d'angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique 7 du quatrième mode de réalisation représenté sur la figure 18. La description ci-dessus a concerné l'application de la présente invention à un véhicule à quatre roues directrices, mais celle-ci est également applicable à des véhicules dont seules les roues avant sont directrices, comme on pourra s'en rendre facilement compte en comparant les premier et deuxième modes de réalisation. Ainsi, conformément à la présente invention, dans un système de contrôle de mouvement de véhicule, le mouvement d'un véhicule peut être contrôlé avec une sensibilité et une stabilité adéquates pour des applications pratiques, même sans détermination précise du coefficient de friction entre la surface de la route et le pneumatique, la connaissance du coefficient de friction à partir d'une estimation réalisée sur la base du comportement dynamique du véhicule permettant d'améliorer encore davantage les performances du processus de contrôle. La structure globale du système peut donc être simplifiée, et les coûts de fabrication réduits. Ceci permet donc un progrès significatif dans le domaine de la réalisation d'un système très performant d'assistance à la conduite d'un véhicule. Bien que la description précédente ait porté sur des modes de réalisation préférés de la présente invention, celle-ci n'est bien entendu pas limitée aux exemples particuliers décrits et illustrés ci-dessus, et l'homme de l'art comprendra aisément qu'il est possible d'y apporter de nombreuses variantes et modifications sans pour autant sortir du cadre de l'invention. REVENDICATIONS 1. Procédé de calcul d'angle de dérapage de caisse dans un système de contrôle de mouvement de véhicule, caractérisé en ce qu'il comprend les étapes qui consistent à: calculer un angle de dérapage de pneumatique (a) à partir d'une vitesse de lacet (y), d'une vitesse de véhicule (V), d'un angle de dérapage de caisse de véhicule (p) donné en tant que valeur initiale ou en tant que valeur calculée précédemment, et d'un angle de braquage de roue (6); calculer une force de guidage latéral (Y) à partir d'un modèle dynamique du pneumatique en tenant compte au moins de l'angle de dérapage (a) du pneumatique ; et calculer un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique (Pc) à partir de la force de guidage latéral (Y), de la vitesse (V) du véhicule et de la vitesse de lacet (y); l'angle de dérapage (a) du pneumatique étant calculé par rétroaction de l'angle de dérapage hypothétique (Pc) de la caisse du véhicule. 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'un coefficient de friction (y) entre le pneumatique et la surface de la route dans le modèle dynamique du pneumatique est fixé à une valeur voisine de 1,0. 3. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce qu'il comprend également l'étape qui consiste à estimer le coefficient de friction entre le pneumatique et la surface de la route pour l'utiliser dans le modèle dynamique du pneumatique conformément à une relation entre une force de guidage latéral (Yc) calculée à partir de la vitesse de lacet et d'une accélération latérale (Gy) et un angle de dérapage (a) du pneumatique, calculé à partir d'un angle de dérapage (PD) de la caisse du véhicule, lui-même calculé à partir de la vitesse de lacet, de l'accélération latérale et de la vitesse du véhicule. 4. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'étape de calcul d'un angle de dérapage hypothétique (sse) de la caisse du véhicule à partir de la force de guidage latéral (Y), de la vitesse (V) du véhicule et de la vitesse de lacet (y), comprend l'utilisation de l'équation suivante: Pc = ff[(YF + Y,)/mV] - y)dt dans laquelle: m: masse du véhicule YF: force de guidage latéral des roues avant (somme correspondant aux roues droite et gauche) YR: force de guidage latéral des roues arrière (somme correspondant aux roues droite et gauche). 5. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'étape de calcul d'un angle de dérapage hypothétique (Pc) de la caisse du véhicule à partir de la force de guidage latéral (Y), de la vitesse (V) du véhicule et de la vitesse de lacet (y), comprend l'utilisation des équations suivantes: Vy = (YF + YR)/m - yV,)dt sse = tan~l(V /V ) dans lesquelles: m: masse du véhicule Y: force de guidage latéral des roues avant (somme correspondant aux roues droite et gauche) YR: force de guidage latéral des roues arrière (somme correspondant aux roues droite et gauche) Vx: vitesse longitudinale du véhicule. 6. Procédé selon la revendication 5, caractérisé en ce que la vitesse longitudinale (Vx) du véhicule est obtenue de manière approximative à l'aide d'une vitesse de roue du véhicule. 7. Dispositif de calcul d'angle de dérapage de caisse dans un système de contrôle de mouvement de véhicule, caractérisé en ce qu'il comprend: une unité de calcul (3, 4) destinée à calculer un angle de dérapage de pneumatique (a) à partir d'une vitesse de lacet (y), d'une vitesse de véhicule (V), d'un angle de dérapage de caisse de véhicule (P) donné en tant que valeur initiale ou en tant que valeur calculée précédemment, et d'un angle de braquage de roue (6); une unité de calcul (5, 6) destinée à calculer une force de guidage latéral (Y) à partir d'un modèle dynamique du pneumatique en prenant en compte au moins l'angle de dérapage (a) du pneumatique ; et une unité de calcul (7, 7') destinée à calculer un angle de dérapage de caisse de véhicule hypothétique (Pc) à partir de la force de guidage latéral (Y), de la vitesse (V) du véhicule et de la vitesse de lacet (y); l'angle de dérapage hypothétique (use) de la caisse du véhicule étant renvoyé par rétroaction à l'unité de calcul (3, 4) destinée à calculer l'angle de dérapage (a) du pneumatique. 8. Dispositif selon la revendication 7, caractérisé en ce qu'un coefficient de friction (y) entre le pneumatique et la surface de la route dans le modèle dynamique du pneumatique est fixé à une valeur voisine de 1,0. 9. Dispositif selon la revendication 7, caractérisé en ce qu'il comprend également une unité de calcul (10) destinée à estimer le coefficient de friction entre le pneumatique et la surface de la route pour l'utiliser dans le modèle dynamique du pneumatique conformément à une relation entre une force de guidage latéral (Yc) calculée à partir de la vitesse de lacet et d'une accélération latérale (G?) et un angle de dérapage de pneumatique (ac) calculé à partir d'un angle de dérapage (PD) de la caisse du véhicule, lui-même calculé à partir de la vitesse de lacet, de l'accélération latérale et de la vitesse du véhicule. 10. Dispositif selon la revendication 7, caractérisé en ce que l'unité de calcul (7) destinée à calculer un angle de dérapage hypothétique (Pc) de la caisse du véhicule à partir de la force de guidage latéral (Y), de la vitesse (V) du véhicule et de la vitesse de lacet (y), utilise l'équation suivante: Pc = ff[(YF + YR)/mv] - y)dt dans laquelle: m: masse du véhicule YF: force de guidage latéral des roues avant (somme correspondant aux roues droite et gauche) YR: force de guidage latéral des roues arrière (somme correspondant aux roues droite et gauche). 11. Dispositif selon la revendication 7, caractérisé en ce que l'unité de calcul (7') destinée à calculer un angle de dérapage hypothétique (Pc) de la caisse du véhicule à partir de la force de guidage latéral (Y), de la vitesse (V) du véhicule et de la vitesse de lacet (y), utilise les équations suivantes: Vy = #{(YF + YR)/m - YVxdt sse = tan-1(Vy/Vx) dans lesquelles: m: masse du véhicule YF: force de guidage latéral des roues avant (somme correspondant aux roues droite et gauche) YR: force de guidage latéral des roues arrière (somme correspondant aux roues droite et gauche) Vx: vitesse longitudinale du véhicule. 12. Dispositif selon la revendication 11, caractérisé en ce que la vitesse longitudinale (Vx) du véhicule est obtenue de manière approximative à l'aide d'une vitesse de roue du véhicule.