DE10005463C1

DE10005463C1 - Verfahren zur Regelung des Übersetzungsverhältnisses eines stufenlosen Toroidgetriebes

Info

Publication number: DE10005463C1
Application number: DE10005463A
Authority: DE
Inventors: Joachim Horn; Joachim Bamberger; Peter Michau
Original assignee: Siemens AG
Current assignee: Siemens AG
Priority date: 2000-02-08
Filing date: 2000-02-08
Publication date: 2001-07-05
Anticipated expiration: 2020-02-09
Also published as: US20010016537A1; US6612964B2; JP2001241538A

Abstract

Bei einem Verfahren zur Regelung des Übersetzungsverhältnisses eines stufenlosen Toroidgetriebes werden die Haltekraft für die Zwischenrolle in Abhängigkeit der an den Torusscheiben greifenden Momente sowie der Schwenkstellung der zwischenrolle vorgesteuert und/oder der Verstellweg der Schwenklageranordnung der Zwischenrolle statisch oder dynamisch in den Regelkreis rückgekoppelt.

Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Regelung des Über setzungsverhältnisses eines stufenlosen Toroidgetriebes mit den im Oberbegriff des Anspruches 1 angegebenen Merkmalen.

Stufenlose Toroidgetriebe übertragen Leistung durch Reibkräf te im Wälzkontakt von einer torusförmigen Antriebsscheibe ü ber eine Zwischenrolle auf eine torusförmige Abtriebsscheibe. Die Torusscheiben können eine sogenannte "Halbtoroidgeo metrie" oder eine "Volltoroidgeometrie" aufweisen.

Die mindestens eine Zwischenrolle zwischen den Scheiben eines Torusscheibenpaares ist über eine verstellbare Schwenkla geranordnung gehalten. Durch das Schwenken der Zwischenrolle ändern sich dabei deren Wälzradien auf den Torusscheiben, was wiederum zu einer Änderung der Übersetzung führt. Die zur Ü bertragung von Reibkraft erforderliche Normalkraft wird im übrigen durch axiales Anpressen der Torusscheiben erzeugt.

Bisherige Regelungssysteme für das Übersetzungsverhältnis ba sieren auf einer konventionellen Regelung des Zwischenrollen winkels zum Beispiel durch einen PID-Regler. Der Zwischenrol lenwinkel wird dabei durch Einstellen der stationären Halte kraft der die Zwischenrolle tragenden Schwenklageranordnung im Getriebe und/oder deren Verstellweg vorgenommen. Zur Rege lung wird dabei das Ist-Übersetzungsverhältnis auf einen Ein gang des Regelkreises des Regelungssystems gelegt und auf ein Soll-Übersetzungsverhältnis Bezug genommen. In regelungstech nisch üblicher Weise wird durch Zugriff auf die Stellgröße(n) der stationären Haltekraft und/oder des Verstellweges der Zwischenrollen das Übersetzungsverhältnis geregelt.

Versuche mit derartigen konventionellen Regelungssystemen ha ben ergeben, dass die Regelungsdynamik verbesserungsbedürftig ist. Dahingehend wurden spezielle Konstruktionen des Getrie bes vorgeschlagen. Die Einführung eines sogenannten "Gehäuse- Winkels" beispielsweise vergrößert den Stabilitätsbereich der Regelung, was jedoch nur für eine Drehrichtung des Getriebes, wie z. B. bei Vorwärtsfahrt, zutrifft.

Im übrigen gibt der Fachbeitrag von Prof. P. Tenberge "To roidgetriebe mit verbesserten Kennwerten", VDI-Berichte Nr. 1393, 1998, Seiten 703 bis 724 einen Überblick über die kon zeptionelle und konstruktive Optimierung von toroidalen Trak tionsgetrieben hinsichtlich Wirkungsgrad, Regelung, Bauraum und Leistungsgewicht.

Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, eine konventio nelle Regelung des Zwischenrollenwinkels hinsichtlich der Re gelungsqualität zu verbessern.

Gemäß Kennzeichnungsteil des Patentanspruches 1 wird diese Aufgabe durch die Ergänzung des Standard-Regelmechanismus durch zwei zusätzliche Komponenten erzielt, nämlich dass ei nerseits die Haltekraft in Abhängigkeit der an den Toruss cheiben angreifenden Momente sowie der Schwenkstellung der Zwischenrolle vorgesteuert wird und andererseits der Ver stellweg der Schwenklageranordnung der Zwischenrolle in den Regelkreis rückgekoppelt wird. Durch diese beiden Komponenten wird das konventionelle Regelungskonzept wesentlich erwei tert, wodurch sich verschiedene Vorteile erzielen lassen. So entkoppelt die Haltekraft-Vorsteuerung den Regelkreis von dem Einfluss von Momentenänderungen an den Getriebean- und - abtrieben unter Berücksichtigung des momentanen Schwenkwin kels der Zwischenrolle. Ohne Haltekraft-Vorsteuerung reagiert der Übersetzungsregler erst auf die Wirkung von Momentenände rungen, anstatt sie als Ursache von Störungen der Soll- Übersetzung zu berücksichtigen.

Durch die getrennt oder in Kombination mit der Haltekraft- Vorsteuerung einsetzbare Rückführung der Zwischenrollenposi tion steht eine wirksame Systemgröße zur Verfügung, um Schwingungen im zeitlichen Verlauf der Übersetzung zu kon trollieren. Insbesondere werden Schwingungen dadurch effektiv dämpfbar.

In den Unteransprüchen 2 und 3 sind funktionale Beziehungen für die Vorsteuerung der Haltekraft angegeben. So wird die stationäre Haltekraft F_z entsprechend der Beziehung

F_z = M1/R01 + M2/R02

mit: M1 Moment an der Antriebsscheibe,
M2 Moment an der Abtriebsscheibe,
R01 Rollkreisradius der Zwischenrolle auf der Antriebsscheibe, und
R02 Rollkreisradius der Zwischenrolle auf der Abtriebsscheibe
vorgesteuert.

Dies ist die grundsätzliche Beziehung für ein Torusscheiben paar mit einer Zwischenrolle.

Im Anspruch 3 ist diese Beziehung erweitert für eine Toroid getriebeanordnung mit mehreren Torusscheibenpaaren und mehre ren Zwischenrollen in jeder Toroidanordnung. Entsprechend wird die stationäre Haltekraft F_z in Abhängigkeit der Bezie hung

F_z = (M1/R1 + M2/R2)/(NT.NZ)

mit: M1 Moment an der Antriebsscheibe,
M2 Moment an der Abtriebsscheibe,
R1 Rollkreisradius der Zwischenrolle auf der Antriebsscheibe,
R2 Rollkreisradius der Zwischenrolle auf der Abtriebsscheibe
NT Anzahl der Toroidanordnungen, und
NZ Anzahl der Zwischenrollen in jeder Toroidanordnung
vorgesteuert.

Die Ansprüche 4 und 5 betreffen die Rückführung der Zwischen rollenposition in differenzierter Form. Demnach wird die zeitliche Ableitung (dz/dt) des Verstellweges der Zwischen rolle als rückgekoppelte Größe für die Rückführung verwendet. Diese rückgekoppelte Größe kann vorzugsweise noch mit einem Verstärkungsfaktor multipliziert werden.

Weitere Merkmale, Einzelheiten und Vorteile der Erfindung er geben sich aus der nachfolgenden Beschreibung anhand der bei gefügten Zeichnungen. Es zeigen:

Fig. 1 einen schematischen Axialschnitt durch ein Toroidgetriebe,

Fig. 2 und 3 Schemata einer Torusscheibe bzw. des Toroidge triebes zur Darlegung der Kenngrößen,

Fig. 4 ein Ablaufdiagramm des für die Regelung des Übersetzungsverhältnisses eingesetzten Regel verfahrens, und

Fig. 5 bis 13 Kurvenschaubilder, die verschiedene Zustands größen bei einer Simulation des Regelverfah rens in Abhängigkeit von der Zeit wiedergeben, nämlich:

Fig. 5 die simulierte Fahrzeuggeschwindigkeit,

Fig. 6 die Winkelgeschwindigkeit der Antriebsscheibe,

Fig. 7 die Drehzahlübersetzung,

Fig. 8 den Kippwinkel der Zwischenrolle,

Fig. 9 die von der Schwenklageranordnung der Zwi schenrolle aufgebrachte Haltekraft und

Fig. 10 bis 13 die Verstellwege der Zwischenrolle beim ersten bis vierten Schaltvorgang.

Wie aus Fig. 1 ganz allgemein deutlich wird, sind die wich tigsten Teile eines stufenlosen Toroidgetriebes die das Mo tordrehmoment aufnehmende Antriebsscheibe 1, die über eine Welle 2 und in aller Regel eine nicht näher dargestellte Kupplung bzw. einen Drehmomentwandler mit dem Motorabtrieb gekoppelt ist. Die Antriebsscheibe 1 bildet mit einer eben falls eine Welle 2' aufweisende Abtriebsscheibe 3 das Toruss cheibenpaar. Ihre einander zugewandten Kontaktflächen 4, 5 bilden gemeinsam eine toroidale Fläche.

Zwischen den beiden Torusscheiben 1, 3 sind mindestens eine, in aller Regel jedoch zwei bis drei Zwischenrollen 6, 7 mit dem Radius R_r angeordnet, die an einer in Fig. 1 nur angedeu teten Schwenklageranordnung 8 verschwenkbar und um die eigene Achse drehbar aufgehängt sind. Der Lagepunkt weist den Ab stand R₀ von der zentralen Achse auf. Die Zwischenrollen 6, 7 stehen mit ihren Umfangsflächen 9, 10 in Wälz-Reibkontakt mit den Kontaktflächen 4, 5 der Torusscheiben 1, 3, so dass die Winkelgeschwindigkeit W1 der Antriebsscheibe 1 mit einem Moment M1 in eine Rotationsbewegung der Abtriebsscheibe 3 mit einer Win kelgeschwindigkeit W2 und einem Moment M2 übersetzt wird.

Aus Fig. 2 und 3 werden die entsprechenden, für das Torus getriebe repräsentativen Größen deutlich. So werden über den Schwenkwinkel α (Fig. 3) der jeweiligen Zwischenrolle (in Fig. 3 ist lediglich eine Zwischenrolle 6 gezeigt) deren Wälzkreisradien R01 bzw. R02 auf der Antriebs- bzw. Abtriebs scheibe 1 bzw. 3 festgelegt. Bei einem Schwenkwinkel von α = 0 be trägt das Übersetzungsverhältnis 1 : 1. Bei R01 < R02, wie dies in Fig. 3 gezeigt ist, gilt für die Winkelgeschwindigkeiten der Torusscheiben 1, 3 die Beziehung W2 < W1.

Aufgrund der konstruktiven Verhältnisse bei Toroidgetrieben ist bekanntermaßen von den Schwenklageranordnungen 8 der Zwi schenrollen 6, 7 eine Haltekraft in z-Richtung (siehe Fig. 2) aufzubringen. Zur Verstellung des Schwenkwinkels α ist ferner die Zwischenrolle 6, 7 durch eine entsprechende Auslenkung der Schwenklageranordnung 8 in z-Richtung zu verstellen. Wie in Fig. 2 angedeutet ist, ändert sich bei einer Verstellung der Zwischenrolle 6 in z-Richtung um den Betrag z der Rollen kontaktpunkt K1 zu dem Rollenkontaktpunkt K2, der gegenüber dem Wälzkreisradius R01 einen größeren Wälzradius R1 aufweist.

Werden nun die Dynamik der Kippbewegung, das heißt der zeit liche Verlauf des Schwenkwinkels α und die Dynamik der Zwi schenrollenverstellung in z-Richtung durch Aufstellen ein schlägiger Bewegungsgleichen untersucht, so ergibt sich unter üblichen optimierten Randbedingungen und Vernachlässigungen, wie z. B. ohne Einbeziehung der Lagerreibung in dem Getriebe, dass auch bei konstanten Betriebsbedingungen an der Schwenk lageranordnung 8 eine Stützkraft F_z in z-Richtung aufgebracht werden muss. Diese Haltekraft genügt z. B. der Gleichung

F_z - M1/R01 - M2/R02 = 0.

Diese Beziehung kann zur Vorsteuerung der Haltekraft - wie in den Ansprüchen angegeben ist - herangezogen werden.

Anhand von Fig. 4 ist nun das optimierte Regelverfahren an hand eines entsprechenden Diagramms des Simulationsmodells für dieses Regelverfahren erläuterbar.

Ausgegangen wird dabei von einem Streckenmodell 11, das die modellgemäß vorgesehenen Größen und verschiedenen Systemglei chungen, wie sie hier nicht näher dargelegt werden müssen, repräsentiert. Mit diesem Streckenmodell 11 werden als Aus gangsgrößen beispielsweise die Winkelgeschwindigkeit W1 der Antriebsscheibe 1, der Schwenkwinkel α der Zwischenrolle 6, das Übersetzungsverhältnis nue, die Fahrzeuggeschwindigkeit V, das Moment M1 der Abtriebsscheibe und die Wälzkreisradien R01 und R02 der Zwischenrolle 6 aus den Torusscheiben 1, 3 ausge geben. Eingangsgrößen dieses Streckenmodells sind das Moment M1 der Antriebsscheibe 1 und die Haltekraft F_z.

Eingangsseitig wird der Regelung die Soll-Übersetzung am Ein gang 12 eingegeben, die mit der jeweiligen Ist-Übersetzung nue vom Streckenmodell 11 in einem Summierer 13 verglichen wird. Das die Regelabweichung darstellende Differenzsignal wird einem Regler 14 zugeführt, der ein entsprechendes Stell signal an seinem Ausgang abgibt. Im Simulationsbeispiel wurde ein PD-Regler mit den Regelparametern P = -200 und D = -50 verwendet. Es wurde ein Beschleunigungsvorgang simuliert.

Der Verstellweg z der Zwischenrolle 6, wie er vom Streckenmo dell 11 als Ausgangssignal generiert wird, kann über einen Rückkopplungszweig 15 rückgeführt werden. Dabei wird der Ver stellweg z durch ein Ableitungsglied 17 zeitlich differen ziert (dz/dt) und anschließend mit einem Verstärkungsfaktor bei 18 multipliziert. Dieses Signal wird zu dem Ausgangssig nal des Reglers 14 addiert (Bezugszeichen 16). Diesem Signal wiederum wird die stationäre Haltekraft als Vorsteuersignal von einem entsprechenden Berechnungsglied 20 zugeführt (Be zugszeichen 19). Das Berechnungsglied 20 besitzt die Ein gangsgrößen Wälzkreisradius R01 und R02 sowie das Moment M2 der Abtriebsscheibe 3. Das Moment M1 der Antriebsscheibe 1 wird von der Eingangsseite des Streckenmodells 11 abgegriffen. Es werden in Quotientengliedern 21, 22 jeweils die Quotienten aus M1 und R01 bzw. M2 und R02 gebildet und die Ergebnisse im Addierglied 23 addiert, was die gesuchte Haltekraftvorsteue rung ergibt.

Bei dem Simulationsbeispiel wurden verschiedene Modellkon stanten exemplarisch festgelegt, so z. B. die Massen der An triebsscheibe, Abtriebsscheibe und Zwischenrolle zu je 1 kg, die Trägheitsmomente dieser Elemente zu je 0,05 kg/m², der Abstand der Schwenkachse der Zwischenrolle 6 von den Achsen der Torusscheiben 1, 3 zu 0,05 m, der Radius der Zwischenrol le zu 0,07 m, die Masse des Fährzeuges zu 1.200 kg, der Roll widerstandsbeiwert zu 4,9515 Ns/m, der cw-Wert zu 0,4828 Ns²/m², der Radradius zu 0,288 m und eine Übersetzung von 0,2727 eines dem Toroidgetriebe zugeordneten Differentialge triebes.

Die Ergebnisse der Simulation sind in den Fig. 5 bis 13 abzu lesen. So zeigt Fig. 5 den von Schaltstufe zu Schaltstufe im mer flacher werdenden Geschwindigkeitsverlauf des simulierten Beschleunigungsvorganges des Fahrzeuges. Fig. 6 gibt die Win kelgeschwindigkeit W1 der Antriebsscheibe wieder, die einen typischen, in einer Schaltstufe stetig steigenden und bei Wechsel der Schaltstufe sprunghaft abfallenden Wert zeigt. Die Fig. 7 und 8 verdeutlichen durch den antisymmetrischen Verlauf der Übersetzungs-Kurve (Fig. 7) und der Schwenkwin kelkurve (Fig. 8) die Korrelation dieser beiden Größen. In den einzelnen Schaltstufen ist dabei das Übersetzungsverhält nis des Getriebes und der Schwenkwinkel konstant geblieben.

Fig. 9 gibt den ebenfalls mit den einzelnen Schaltstufen kor relierten Verlauf der Haltekraft Fz für die Schwenklageran ordnung wieder.

Die den Verstellweg des Zwischenrollers wiedergebenden Dia gramme gemäß Fig. 10 bis 13 verbildlichen deutlich, dass die entsprechenden Schaltvorgänge durch eine sehr kurzzeitige und sehr definierte Schwenkrollenverschiebung hervorgerufen wer den.

Claims

1. Verfahren zur Regelung des Übersetzungsverhältnisses eines stufenlosen Toroidgetriebes, das mindestens ein Torus scheibenpaar mit einer Antriebsscheibe und einer Ab triebsscheibe sowie mindestens eine mit den Torus scheiben (1, 3) eines Paares in kraftübertragender Weise in Kontakt stehende Zwischenrolle (6, 7) aufweist, die an einer verstellbaren Schwenklageranordnung (8) im Getriebe angeordnet und durch deren stufenlos variierbare Schwenk stellung α zwischen Antriebs- und Abtriebsscheibe (1, 3) das Übersetzungsverhältnis (nue) variierbar ist, wobei das Übersetzungsverhältnis (nue) durch Rückkopplung des Ist- Übersetzungsverhältnisses auf einen Eingang 12 eines Re gelkreises für das Übersetzungsverhältnis (nue) auf Basis eines Regelmechanismus unter Bezugnahme auf ein Soll- Übersetzungsverhältnis durch Einstellen der Haltekraft (F_z) der Schwenklageranordnung und/oder deren Verstellwe ges (z) regelbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Haltekraft (F_z) in Abhängigkeit der an den To russcheiben (1, 3) angreifenden Momente (M1, M2) sowie der Schwenkstellung der Zwischenrolle (6, 7) vorgesteuert wird und/oder der Verstellweg (z) der Schwenklageranordnung (8) der Zwischenrolle (6, 7) statisch oder dynamisch in den Regelkreis rückgekoppelt wird.

2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich net, dass die stationäre Haltekraft (F_z) in Abhängigkeit der Beziehung
F_z = M1/R01 + M2/R02
mit: M1 Moment an der Antriebsscheibe (1),
M2 Moment an der Abtriebsscheibe (3),
R01 Wälzkreisradius der Zwischenrolle (6, 7) auf der Antriebsscheibe (1), und
R02 Wälzkreisradius der Zwischenrolle (6, 7) auf der Abtriebsscheibe (3)
vorgesteuert wird.

3. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich net, dass bei einer Toroidgetriebeanordnung mit mehreren Torusscheibenpaaren die stationäre Haltekraft F_z in Abhän gigkeit der Beziehung
F_z = (M1/R1 + M2/R2)/(NT.NZ)
mit: M1 Moment an der Antriebsscheibe,
M2 Moment an der Abtriebsscheibe,
R01 Wälzkreisradius der Zwischenrolle auf der Antriebsscheibe,
R02 Wälzkreisradius der Zwischenrolle auf der Abtriebsscheibe
NT Anzahl der Toroidanordnungen, und
NZ Anzahl der Zwischenrollen in jeder Toroidanordnung
vorgesteuert wird.

4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die zeitliche Ableitung (dz/dt) des Verstellweges (z) der Zwischenrolle (6, 7) rückgekoppelt wird.

5. Verfahren nach Anspruch 1 bis 4, dadurch gekenn zeichnet, dass die rückgekoppelte Größe mit einem Ver stärkungsfaktor multipliziert wird.