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Die
Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung
zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug,
insbesondere zur aktiven Dämpfung
von Torsionsschwingungen, die beim Einkuppeln im Antriebsstrang
eines Fahrzeugs auftreten.
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Elektronische
Steuerungen und Regelungen für
Kraftfahrzeugkupplungen sind bereits bekannt. So stellt die
EP 0 707 998 A1 eine
Steuerung für
ein sanftes Kuppeln vor. Die
DE 102 13 946 A1 beschreibt eine Regelung
für kurze
Schlupfzeiten.
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Die
EP 1 258 386 A1 offenbart
ein Verfahren zur Durchführung
eines Anfahrvorgangs bei einem Antriebssystem. Um einen komfortablen
Anfahrvorgang zu erreichen, wird zuerst ein Fahreranforderungsmoment ermittelt,
welches anschließend
verringert als Vorgabemoment zur Ansteuerung des Antriebsmotors
verwendet wird. Anschließend
wird eine Kupplungsanordnung eingekuppelt und danach das Vorgabemoment
wieder bis auf den ursprünglich
vom Fahrer angeforderten Wert erhöht. Nachteiligerweise werden
dabei jedoch Schwingungen im Antriebsstrang nicht erkannt und auch
nicht ausgeregelt.
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Weiterhin
ist durch die
EP 1
078 805 A1 eine Steuerung für den Antriebsstrang beim Anfahren
eines Kraftfahrzeugs beschrieben, wobei mittels einer Erkennungsschaltung
die jeweilige Fahrsituation des Fahrzeugs und die Fahrercharakteristik
ermittelt werden und bei Anfahren des Kraftfahrzeugs eine Steuereinrichtung
für die
Kupplung an die ermittelte Fahrsituation und/oder Fahrercharakteristik
adaptiv angepaßt
wird. Auch hier findet eine Erkennung von Schwingungen im Antriebsstrang
und deren Ausregelung nachteiligerweise nicht statt.
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Die
DE 102 25 285 A1 offenbart
eine Regelung zur modulierten Ansteuerung einer drehmomentübertragenden
Baugruppe im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs aufgrund eines
Vergleichs zwischen einem errechneten und einem vorbestimmten Korrelationswert
aus einer Eingangsgröße und einer
Ausgangsgröße der Baugruppe.
Die Regelung zielt auf die Vermeidung unnötig hoher Betätigungskräfte, eine
Erkennung von Schwingungen im Antriebsstrang und deren Ausregelung
findet nachteiligerweise nicht statt.
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In
Getrieben mit elektronischer Steuerung und einstellbarer Kupplungskapazität, wie z.B.
Automatikgetriebe, Doppelkupplungsgetrieben, automatisierten Schaltgetrieben
und stufenlosen Getrieben, wird in verschiedenen Fahrsituation,
wie z.B. beim Anfahren und bei Schaltungen, durch die Vorgabe der
Kupplungskapazität
die Motordrehzahl geregelt.
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Die
von der Kupplung gesehen motorseitigen bzw. primärseitigen Komponenten des Antriebsstrangs werden
durch eine in 1 gezeigte
Primär-Regelstrecke
modelliert und eine Regelung dafür
wird in einem in 2 gezeigten
motorseitigen bzw. primärseitigen
Regelkreis abgebildet. Dort werden Soll- und Ist- Motordrehzahl
verglichen, bewertet und über
eine Kupplung eine resultierende Kapazität eingeprägt. Kupplungen können sowohl
als Nass- als auch als Trockenkupplung ausgeführt sein und mit Hilfe der
Hydraulik oder Pneumatik betätigt
werden.
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Kupplungsparameteränderungen
beeinflussen das Verhalten der von der Kupplung gesehen entgegengesetzten
Sekundärstrecke
wesentlich. Diese Änderungen
treten gerade über
einer entsprechenden Laufzeit des Getriebes auf. In 3 ist schematisch der Antriebsstrang
eines Kraftfahrzeugs dargestellt. Dabei ist die Strecke des Antriebsstrangs
dargestellt, die einen Motorteil 1 umfaßt, der Drehenergie an eine
steuerbare Kupplung 2 abgibt, welche auf der Abtriebsseite
in Drehrichtung einen Abtriebsteil 3 antreibt. Der Abtriebsteil 3 wirkt
wiederum auf ein Getriebe 4, welches über ein federelastisches Verbindungselement 5 mit
einem Traktionsteil 6 verbunden ist, welches schließlich den
Kontakt zur Außenwelt
des Kraftfahrzeugs herstellt. Insbesondere wenn bei der Kupplung 2 ein
Schlupf auftritt, können
auf Grund des federelastischen Elements 5 auf der Abtriebsseite
der Kupplung 2 unerwünschte
Drehzahlschwingungen auftreten. Die Frequenz und das Ausmaß richten
sich insbesondere nach der Kupplungskapazität der Kupplung 2,
dem Trägheitsmoment
auf der Abtriebsseite 3, dem Übersetzungsverhältnis des
Getriebes 4 und der Federsteifigkeit des Verbindungselements 5.
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Um
ein stabiles Antriebsstrangsystem über Laufzeit zu erhalten, werden
zeitaufwendige Untersuchen bei jedem Getriebeprojekt unternommen,
insbesondere um das tribologische System der Kupplung (Lamellen, Öl) aufeinander
abzustimmen. Der gesamte Antriebsstrang wird gem. 3 mit einer Primär-Regelstrecke FPrim und
einer Sekundär-Regelstrecke
FSek modelliert und eine Regelung dafür wird in
einem in 4 gezeigten
Regelkreis abgebildet. Das dynamische Verhalten der schwingungsfähigen Sekundär-Strecke
FSek wird beim Stand der Technik nicht berücksichtigt.
Schwingungen der Drehzahl der getriebeseitigen bzw. sekundärseitigen
Wellen werden nicht aktiv gedämpft.
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Das
Problem von Torsionsschwingungen beim Einkuppeln tritt in den Antriebssträngen verschiedenster
Fahrzeuge auf, die mit einem automatischen Kupplungskapazitätsregler
ausgestattet sind, beispielsweise in stufenlosen Automatikgetrieben
(CVT, continuously variable automatic transmission), automatisierten Schaltgetrieben
(AMT, automated manual transmission) oder herkömmlichen Automatikgetrieben
mit Drehmomentwandler. Dieses Problem ist nicht vom Kupplungstyp
abhängig.
Auch Antriebsstränge,
die sowohl mit einer Nass- als auch einer Trockenkupplung ausgestattet
sind, können
dieses problematische Verhalten verursachen.
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Verschiedene
Designmerkmale haben in den letzten Jahren zu verbesserten akustischen
Eigenschaften von Antriebssträngen
geführt.
Zum Beispiel wurden die Doppelmassenschwungscheibe, der Weitwinkeldämpfer und
besonders weiche Motoraufhängungen
implementiert. In bekannten Antriebssträngen werden durch diese Elemente
die Dämpfungsfaktoren
soweit verringert, dass minimale Drehmomentstörungen extrem starke Schwingungen
auslösen
können
Eine spezielle Art solcher Störungen
stellen zusätzliche
periodische Stimulationen durch das Einkuppeln beim Anfahrvorgang
dar. Durch die hohe Drehmomentkapazität künftiger Motoren werden neue
Reibbelagwerkstoffe mit höheren
Reibungskoeffizienten entwickelt. Diese neuen Materialien auf Keramikbasis
führen
jedoch zu einer geringeren Regelbarkeit.
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Zunächst werden
verschiedene bekannte Modelle eines Antriebsstrangs mit einer automatischen Kupplungssteuerung
vorgestellt. Ausgangspunkt ist 3 mit
einem einfachen und gebräuchlichen
Modell eines Antriebsstrangs. Die erste Trägheitskraft J, steht für den Motor
mit dem Drehmoment M1, die Schwungscheibe
und die primäre
Masse des Kupplungssystems. Die zweite Trägheitskraft J2 berücksichtigt alle
Elemente im Getriebe, auf die die Antriebsdrehzahl ω2 übertragen
wird. Die effektive Getriebestufe ist mit ig bezeichnet.
Die Steifigkeit der Antriebsachsen wird mit cachs bezeichnet,
und die Trägheitskraft
J3 steht für die Masse des Rades und des
Fahrzeugs, reduziert auf die Fahrzeuggeschwindigkeit ω3. Die Last des Antriebsstrangs kann über das
Drehmoment M3 betrachtet werden.
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Beim
Anfahrvorgang berechnet ein Regler, insbesondere der Getrieberegler
das erforderliche Kupplungsdrehmoment Mk basierend
auf der gewünschten
Motordrehzahl ω ^1. Die sekundäre Drehzahl ω2 des Kupplungssystems hat keinen Einfluß auf den
Steuerungsalgorithmus der Motordrehzahl. Das Verhalten hängt von
den Antriebsstrangparametern und der tatsächlichen Kupplungskapazität ab. In
schlecht konditionierten Systemen können in ω2 unter
Umständen
sehr starke Schwankungen auftreten. Aufgrund der Drehzahlschwankungen
wechselt ebenfalls das Antriebsmoment.
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In 5 ist ein derartiger ungünstiger
Anfahrvorgang mit einem Motorregler dargestellt. Dabei ist in dem
dargestellten Diagramm auf der horizontalen Achse nach rechts die
Zeit s und nach oben auf der senkrechten Achse die Drehzahl ω aufgetragen.
Im dargestellten Diagramm sind vier Drehzahlverläufe dargestellt. Der Drehzahlverlauf ω1 beschreibt den Verlauf der Drehzahl auf
der Motorseite ω ^1 die gewünschte Motordrehzahl, ω2 und ω3 sind Drehzahlverläufe an in 3 eingetragenen Stellen des Antriebsstrangs.
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Die
effektive Kupplungskapazität
wird durch eine regelbare normale Kontaktkraft zwischen den Reibflächen beeinflusst,
die auf elektrohydraulischen oder elektropneumatischen Betätigungselementen
basiert. Dieser Aktionsmodus ist sowohl für nasse als auch für trockene
Kupplungssysteme geeignet. Der Reibungskoeffizient μ ist ein
sehr wichtiger Parameter für
das dynamische Verhalten des Antriebsstrangs. Die Reibung ist vom
Effektivwert der Kupplungsdrehzahldifferenz abhängig: Δω = ω
1 – ω
2. In
6 sind
zwei typische Reibungskurven und Systemeigenwerte dargestellt. Die
Systemeigenwerte lassen sich berechnen, nachdem die dynamische Systemgleichung
am Arbeitspunkt linearisiert und die Gleichungen in den Laplace-Bereich
umgeformt wurden. Die Position dieser Pole hängt vom Verlauf der Reibungskurve
ab:
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Dies
bedeutet, je geringer der Anstieg der Reibungsfunktion, desto geringer
ist die resultierende Dämpfung.
Mit Hilfe der Reglerkonstruktion soll die Dämpfung des Systems für verschiedenste
Reibungswerte und Reibungsverläufe
in dem geregelten System erhöht
werden.
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Das
Antriebsstrangmodell in 3 unterscheidet
nicht zwischen absoluter und relativer Drehzahl. Die Verschiebung
der Sensorposition infolge der Reaktion auf das Antriebsstrangdrehmoment
wird nicht berücksichtigt.
Anstelle dessen können
die in der Motorgetriebeeinheit befestigten Drehzahlsensoren lediglich
relative Drehzahlen zwischen den Wellen und dem Gehäuse der
Motorgetriebeeinheit messen. Der Radsensor mißt hingegen die absolute Drehzahl.
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Zum
Stand der Technik zählen
weiterhin Linearregler mit zwei Freiheitsgraden gemäß „Kreisselmeier, Gerhard,
1999", „Struktur
mit 2 Freiheitsgraden", „at Automatisierungstechnik
47, 266–269" und „Ackermann et-
al., 2002, Robust Control, The parameter space approach. Springer,
Deutschland".
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"Vaccaro, Richard
J. 1995 Digital Control, Space Approach. McGraw-Hill, Inc., USA", hat vorgeschlagen,
die gewünschten
Polstellen zur Störungsunterdrückung basierend
auf Bessel-Polynomen zu berechnen.
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Dem
Vorschlag von Garofalo, Franco, Luigi Glielmo und Luigi Iannelli
2002 Optimal tracking for automotive dry clutch engagement. IFAC
World Congress 15, 367–372,
das Motordrehmoment M1 durch einen Getrieberegler
zu begrenzen, wird nicht zugestimmt, da es direkt durch den Fahrer
gesteuert werden sollte.
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Der
Lehre der Erfindung liegt daher die Aufgabe zu Grunde Eingangs genannte
Verfahren bzw. die Eingangs genannte Vorrichtung derart auszugestalten
und weiterzubilden, sodaß ein
höherer
Dämpfungskoeffizient
im Antriebsstrang erzeugbar ist.
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Die
zuvor aufgezeigte Aufgabe wird gemäß der Erfindung durch die Gegenstände der
unabhängigen Ansprüche gelöst.
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Die
Anmelderin hat verschiedene Entwicklungen zur Schwingungsdämpfung im
Antriebsstrang unternommen. Nach einem Verfahren weist der Antriebsstrang
mehrere Sensoren zur Aufnahme von Meßgrößen und mehrere über Stehgrößen gesteuerte
Aktuatoren auf, wobei eine Antriebssteuerung des Antriebsstrangs die
Aktuatoren mittels der Stellgrößen unter
Benutzung der Meßgrößen der
mehreren Sensoren koordiniert steuert.
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Nach
einem anderen Verfahren der Anmelderin zur Regelung zweier Regelgrößen in einem
Kraftfahrzeug, wobei für
jede Regelgröße ein eigener
Regelkreis vorgesehen ist, sind die beiden Regelkreise derart eingerichtet,
dass beide Regelkreise auf ein Stellglied wirken und ihr Übertragungsverhalten
in Bezug auf die Frequenz jeweils unterschiedlich ist. Bei einem
Kraftfahrzeug mit einem Antriebsstrang mit wenigstens einer steuerbaren
Kupplung werden damit unerwünschte
Drehzahlschwingungen auf der Abtriebsseite der Kupplung dadurch
verringert, dass ein Maß für Drehzahlschwingungen
auf der Abtriebsseite ermittelt wird und davon abhängig mit
Hilfe einer Regelung durch Eingriff auf die steuerbare Kupplung
die Drehzahlschwingungen verringert werden. Vorteilhafterweise wird
die Regelung zur Verringerung der Drehzahlschwingungen nach unten
in der Frequenz begrenzt, um eine nebengeordnete weitere Regelung,
die ebenfalls auf die steuerbare Kupplung wirkt, nicht zu beeinflussen.
Mit Hilfe einer Bandbreitenbegrenzung sowohl für die Regelung zur Verringerung der
Drehzahlschwingungen als auch eine zugeordnete Regelung beispielsweise
zur Führung
der Motordrehzahl können
die Schwingungen ohne Beeinflussung bereits bestehender Regelungen
gedämpft
werden, indem der Regelkreis zur Beseitigung der Drehzahlschwingungen
weiteren Regelungen separat überlagert
wird. Die vorliegende Erfindung ist insbesondere als eine Weiterentwicklung
dieses Verfahrens anzusehen.
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Es
gibt nun eine Vielzahl von Möglichkeiten
das erfindungsgemäße Verfahren
bzw. die erfindungsgemäße Vorrichtung
in voller Art und Weise auszugestalten und weiterzubilden. Hierfür darf zunächst auf
die den unabhängigen
Patentansprüchen
nachgeordneten Ansprüche
verwiesen werden.
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Weitere
Einzelheiten und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen und
aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele
anhand der Zeichnung. In der Zeichnung zeigt:
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1 schematisch
eine Primär-Regelstrecke
nach dem Stand der Technik zur Modellbildung;
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2 schematisch
einen motorseitigen bzw. primärseitigen
Regelkreis nach dem Stand der Technik zur Primär-Regelstrecke aus 1;
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3 schematisch
einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs nach dem Stand der Technik;
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4 schematisch
einen Regelkreis nach dem Stand der Technik zum Antriebsstrang aus 3;
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5 schematisch
vier innerhalb des Antriebsstrangs auftretende Drehzahlverläufe nach
dem Stand der Technik;
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6 zwei
typische Reibungskurven und Systemeigenwerte nach dem Stand der
Technik;
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7 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit einer Rückführung von
mindestens einer Zustandsgröße gemäß der Erfindung;
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8 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit einem Vorfilter gemäß der Erfindung;
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9 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit zwei Freiheitsgraden
gemäß der Erfindung;
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10 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit umgeordneten Blöcken gemäß der Erfindung;
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11 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit Soll- und Istwert-Beobachtern gemäß der Erfindung;
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12 schematisch
ein erweitertes Modell mit einem zusätzlichen Freiheitsgrad gemäß der Erfindung;
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13 Frequenzbereiche,
in denen die Regelungen gemäß der Erfindung
wirksam sind;
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14 ein
Bode-Diagramm des reduzierten Modells einer Ausführungsform der Erfindung;
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15 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit zwei Freiheitsgraden
für Single-Input-Single-Output-Systeme
gemäß der Erfindung;
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16 ein
Bode-Diagramm für
Vorfilter einer Ausführungsform
der Erfindung;
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17 ein
schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit zwei Freiheitsgraden
in einer Zustandsraumdarstellung gemäß der Erfindung;
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18 Polstellen
in der Z-Ebene gemäß einer
Ausführungsform
der Erfindung;
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19 ein
Diagramm eines Startvorgangs mit Motordrehzahlregler nach dem Stand
der Technik;
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20 ein
Diagramm eines Startvorgangs mit Motordrehzahlregler mit zusätzlichem
Dämpfungsregler
gemäß der Erfindung;
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21 ein
Diagramm der Drehzahlschwankungen bei einem Motordrehzahlregler
nach dem Stand der Technik;
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22 ein
Diagramm der Drehzahlschwankungen bei einem Motordrehzahlregler
mit zusätzlichem Dämpfungsregler
gemäß der Erfindung.
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Die
vorliegende Erfindung wird zunächst
nach einem ersten Aspekt mit primärem und sekundärem Regelkreis
aufbauend auf den 3 und 4 erläutert.
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Die 7 bis 9 zeigen
einen Regelkreis gemäß der Erfindung
mit einer Rückführung von
mindestens einer Zustandsgröße zum Antriebsstrang
aus 3. Dem Regler RPrim der
Primärstrecke
FPrim wird eine Steuerung und/oder ein Regelkreis
nachgeschaltet. In diesem werden die dynamischen Eigenschaften der
Sekundär-Strecke
FSek gezielt beeinflußt. Durch die Rückführung von
mindestens einer Zustandsgröße der Sekundärstrecke
FSek kann die Dämpfung des schwingungsfähigen Systems
durch den Regler Rsek erhöht werden.
Werden die zwei Regelkreise bzw. Regelziele – wie vzw. in 8 gezeigt – spektral
getrennt, können
somit z.B. niederfrequente Sollwerte der Motordrehzahl ω1 – Ausgang
1 der Regelung – eingestellt
werden und parallel hochfrequente Störungen auf der Eingangswellendrehzahl ω2 – Ausgang
2 der Regelung – unterdrückt werden.
Die 7 zeigt einen Regelkreis mit einem Vorfilter H,
mittels dem eine virtuelle Erhöhung
der Dämpfung
der Sekundärstrecke
FSek durch eine reine Steuerung realisiert
werden kann.
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9 zeigt
einen Regelkreis mit zwei Freiheitsgraden, bei dem durch eine Regelung
mit einem Regler in der Rückführung sowohl
das Führungsübertragungsverhalten
als auch das Störübertragungsverhalten
des geregelten Systems festgelegt ist. Durch den Regler Rsek und dem Filter H können nun Stör- und Führungsverhalten getrennt voneinander
vorgegeben werden.
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Nun
wird die erfindungsgemäße Berechnung
der Sollwertes der Sekundärregelung
in diesem Aufbau vorgestellt, hier beispielhaft dargestellt die
Eingangswellendrehzahl ω2Soll
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10 zeigt
einen weiteren Regelkreis mit umgeordneten Blöcken, wodurch eine Aufteilung
von Vorsteuerung und Regelung erzielt wird.
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Durch
die Trennung der Strecke in zwei Teilstrecken (FPrim und
FSek) können
zwei Regler ausgelegt werden. Einfache Regler werden durch eine
Rückführung realisiert.
Bei dieser Variante werden sowohl das Führungsverhalten als auch das
Störverhalten
durch den Regler vorgegeben. Durch die bekannte Erweiterung des einfachen
Regelkreises auf einen Regelkreis mit zwei Freiheitsgraden, bestehend
aus Vorfilter H zur Festlegung des Führungsgrößenverhaltens und der Rückführung der
Regelabweichug durch RSEK, können Führungs-
und Störverhalten
getrennt voneinander vorgegeben werden Eine wesentliche erfindungsgemäße Erweiterung
des vorgeschlagenen Regelkreises wird durch die Zustandsraumbeschreibung
erreicht. Hierdurch wird die Möglichkeit
eröffnet,
gezielt Pollagen zu wählen.
Da im Antriebsstrang mehr als eine Meßgröße zur Verfügung stehen bietet es sich
an, diese auch in das Regelungskonzept mit einfließen zu lassen.
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Beobachter
werden verwendet, um mit Hilfe von Strecken-Eingangssignalen (Stellgrößen), Strecken-Ausgangssignalen
(Meßgrößen) und
einem Streckenmodell auf nicht messbare Systemgrößen (Zustände) der Strecke zu schließen. Ferner
erfolgt bei gestörten
Messsignalen eine wesentliche Verbesserung ihrer Genauigkeit. Bei
der Erfindung werden beispielhaft als Eingangssignale der Strecke
das Motormoment und die Soll-Kupplungskapazität genutzt
Als sensierte Meßgrößen liegen
hier der Kupplungsdruck, Eingangswellendrehzahl. Abtriebsdrehzahl
und der Verdrehwinkel innerhalb des Antriebsstranges zwischen Getriebeeingangswelle
und Rad vor. Mit Hilfe dieser Stell- und Meßgrößen kann nun der Beobachter
weitere Systemgrößen schätzen Dies
sind hier beispielhaft der Kupplungsdruckgradient, der Agregateverdrehwinkel
und die Agregatewinkelgeschwindigkeit. Beobachter können auf
unterschiedliche Weise ausgelegt werden. Sind die sensierten Werte
sehr genau, berechnet der Beobachter die Streckenzustände aufgrund
dieser Messwerte und beachtet weniger die Stellgrößen der
Strecke Es findet praktisch eine Invertierung der Meßgrößen zu den Zuständen statt.
Liegen jedoch nur stark verrauschte Messsignale vor. so werden diese
Sensorwerte nur sehr gering beachtet und die Stellgröße bildet
das Hauptgewicht zur Zustandsgrößenschätzung.
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11 zeigt
dazu einen Regelkreis mit Soll- und Istwert-Beobachtern FSollBeo bzw. FIstBeo gemäß der Erfindung.
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Die
Erweiterung von der 10 zur 11 liegt
in der Einführung
zweiter Beobachter FSollBeo bzw FIstBeo, die anstatt der Gewichtung einer
skalaren Regelabweichung eine Gewichtung einer vektoriellen Regelabweichung
ermöglichen.
Ferner können
somit sämtliche
im Triebstrang vorhandenen Sensoren (Druck, Drehzahl, Winkel) in
die Regelung einfließen.
Der Regelung liegen somit wesentlich mehr Systeminformationen vor. Dies
führt zu
einer wesentlichen Erhöhung
der Robustheit der Regelung.
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Der
Sollwert-Beobachter FSollBeo liefert die
gewünschten
Referenzzustände.
Das Streckenmodell des Beobachters entspricht dem Sollverhalten
der Strecke. Der Beobachter bestimmt seine Zustände indem er das Kupplungsmoment
gegenüber
den sensierten Werten hoch bewertet. Da aber die Messwerte im Gegensatz zur
reinen Filterung noch gewichtet in die Schätzung eingehen, nähern sich
die Zustände
stationär
(tieffrequent) den Istzuständen
an (aber nicht hochfrequent).
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Der
Istwert-Beobachter FIstBeo liefert die realen
Streckenzustände.
Das Streckenmodell des Beobachters entspricht dem Istverhalten der
Strecke. Der Beobachter bestimmt seine Zustände indem er die sensierten Werte
gegenüber
den Stellgrößen hoch
bewertet. Die Zustände
entsprechen auch den hochfrequenten Streckenanteilen.
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Die
Soll- und Istwertbeobachter FSollBeo bzw.
FIstBeo werden vorteilhaft als Kalman-Filter
realisiert. Ein wesentliches Merkmal dieser Ausgestaltung der Erfindung
ist es, dass eine Bewertung der Stellgröße des Sekundär-Regelkreises
erfolgen kann. Die Ausgangsgröße des Reglers
Rsek ist ein Maß für die Parameterveränderung
der Ist-Sekundärstrecke
zur Norm-Sekundärstrecke,
und damit ein Maß für die Stabilität des Abtriebs. In
Abhängigkeit
dieser Bewertung können
dann Reglerparameter des Primärreglers
RPrim variiert werden, so dass eine Anregung
sekundärseitiger
Schwingungen vermieden wird Das obige Regelungsschema ist im Fahrzeug
mit unterschiedlichen Meßgrößen (Drücke, Drehzahlen,
Winkel) zur aktiven Dämpfung
von Shudder-Schwingungen eingesetzt. Als Stellgröße wird die Kupplungskapazität der gerade
im Leistungsfluss befindlichen Kupplung verwendet. Beim Anfahren
im 1. Gang ist dies am Beispiel des Doppelkupplungsgetriebes die
Kupplung. Um Rückkopplungen
zwischen den Regelkreisen zu vermeiden, sollten die Frequenzbereiche voneinander
getrennt werden.
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Die
vorliegende Erfindung wird nun nach einem zweiten Aspekt zur aktiven
Dämpfung
von Shudder-Schwingungen im Antriebsstrang eingesetzt. Im beschriebenen
Beispiel erfolgt dies durch eine Nasskupplung in einem Doppelkupplungsgetriebe
unter Verwendung eines elektrohydraulischen Betätigungselements.
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12 zeigt
dazu schematisch ein gemäß der Erfindung
erweitertes Modell mit einem zusätzlichen Freiheitsgrad.
Die Antriebseinheit J4 kann sich jetzt mit
der Drehzahl ω4 im Verhältnis
zur festen Fahrzeugkarosserie bewegen. Das Modell wird durch ein
zweites Feder-Masse-Dämpfersystem
CAgg erweitert. Die Dämpfungs- und Eigenfrequenzparameter
werden im Modell der Regelstrecke für die Konstruktion des Reglers
berücksichtigt.
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Als
Bedingungen sind bei der Konstruktion des Reglers berücksichtigt
worden, nur standardmäßig verfügbare Sensoren
und Betätigungselemente
bei der Produktion von Fahrzeugen einzusetzen und die Dämpfung ohne
Beeinträchtigung
der Regelbarkeit der Motordrehzahl zu verbessern.
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Wie
in 12 dargestellt, sind Einflussmöglichkeiten durch das Motordrehmoment
M1 und die Kupplungskapazität Mk sowie das Lastdrehmoment M3 gegeben.
Das Motordrehmoment M1 wird direkt durch
den Fahrer gesteuert. Das Drehmoment M3 ist
nicht steuerbar. Das Kupplungskapazitätsbetätigungselement muß daher
sowohl die Motordrehzahl ω1 als auch die Drehzahl der Getriebeeingangswelle ω2 steuern, wobei die Drehzahlen ω1 und ω2 als sonsorerfasste Drehzahlen ω1sens bzw. ω2sens dargestellt
sind. Da es nicht möglich ist,
zwei gewünschte
Variablen mit einem Stellglied unabhängig voneinander zu steuern,
werden die Steuerungsziele erfindungsgemäß modifiziert. Die grundlegende
Idee besteht darin, den Frequenzbereich des Betätigungselements in zwei Teilbereiche
zu trennen.
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Der
Motordrehzahlregler verfügt über eine
Tiefpasscharakteristik und der aktive Dämpfungsregler über eine
Hochpasscharakteristik zur Verbesserung der Dämpfung des Antriebsstrangs.
In 13 ist die vorgeschlagene Trennung der Steuerungsziele
im Frequenzbereich verdeutlicht.
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In 13 ist
das Verhältnis
der beiden Frequenzbereiche zueinander dargestellt, wobei in dem
Diagramm nach rechts horizontal die Frequenz f und senkrecht nach
oben das Verhältnis
des in dem einzelnen Regelkreis berechneten Stellgrößenanteils
|MK| zu der Beaufschlagung am Eingang dargestellt ist. Dabei ist zu
erkennen, dass der Bereich links im Niederfrequenten liegt und zu
höheren
Frequenzen hin nach oben bandbegrenzt ist, wohingegen der Bereich
rechts im oberen Frequenzbereich liegt und zu tieferen Frequenzen bandbegrenzt
ist.
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Folgende Überlegungen
führen
zur Reduzierung des Systemgrades.
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Die
Kupplung im Testfahrzeug wird mit einem elektrohydraulischen Betätigungselement
betrieben. Dieses Stellglied kann durch ein Untersystem zweiten
Grades beschrieben werden Das lineare Gesamtsystem läßt sich
durch Zustandsraumgleichungen beschreiben. Die dynamische Matrix
A siebten Grades ist in Tabelle 1 dargestellt, der Zustandsvektor
x ist wie folgt definiert: (vgl.
12)
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Der
Zustandsvektor besteht aus dem Hydraulikdruck pc und
dessen Ableitung d/dtpc, der Antriebswellendrehzahl ω2, der Drehzahl der Antriebseinheit ω4, der Achsenwinkeldifferenz Δφ, dem Winkel
der Antriebseinheit φ4 und der Raddrehzahl ω3.
Die absoluten Drehzahlvariablen ω2 und ω3 sind von der Drehmomentlast M3 abhängig.
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Normalerweise
wird die Drehmomentlast M
3 nicht gemessen,
da sie von der Fahrzeuggeschwindigkeit und von der tatsächlichen
Neigung bzw. vom Gefälle
der Straße
abhängt.
Das Ziel des Steuerungsalgorithmus ist nicht die Regelung der absoluten
Drehzahlen; es soll lediglich der Hochpassbereich des Signals geregelt werden.
Daher wird eine neue Zustandsraumformel eingeführt. Der neue Zustandsvektor
x
t läßt sich
folgendermaßen
definieren:
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In
Tabelle 2 ist die neue dynamische Systemmatrix dargestellt.
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Durch
diese Umformung kann die letzte Reihe und Spalte der dynamischen
Systemmatrix A, Zustand ω
3, eliminiert werden. Der Einfluß auf den
neuen Zustand
erscheint vernachlässigbar.
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Um
die Reduzierung des Gleichungsgrades zu verifizieren, werden in
Tabelle 3 die Eigenwerte des vollständigen Gradsystems, des reduzierten
Gradsystems und die Differenzen aufgeführt.
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Nun
wird die Reglerstruktur beschrieben.
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Die
Reglerstruktur basiert auf einer Konstruktion mit zwei Freiheitsgraden
für Systeme
mit je einem Eingang und Ausgang, wie in 15 dargestellt.
Die Buchstaben u und y bezeichnen den Eingang und den Ausgang der
Regelstrecke; v steht für
das Störsignal.
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G(s)
ist die Übertragungsfunktion
G der Regelstrecke (in Abhängigkeit
der Zeit s). K(s) ist der Rückkopplungskompensator,
und F(s) ist ein Vorfilter. Gd(s) ist eine
gewünschte
Modellübertragungsfunktion.
Die Reglerkonstruktion ist in zwei Aufgaben unterteilt: erstens
die Modellreferenzmethode für
die Referenzeingabe, zweitens die Rückkopplungsstruktur zur Störungs- und
Rauschunterdrückung.
Nachdem die Referenzübertragungsfunktion
Gd festgelegt wurde, kann der Vorfilter
F(s) wie folgt gewählt
werden: F = Gd/G.
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Die Übertragungsfunktion
des Vorfilters ist in 16 dargestellt.
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Der
Filter besitzt eine Bandpasscharakteristik. Im Vergleich zum Bode-Diagramm
aus 14 wird durch den Filter die Trennung der Aufgaben
des Stellgliedes im Frequenzbereich realisiert. Durch K soll e möglichst
klein gehalten werden; diese Konzeptstufe ist von F und Gd unabhängig.
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Im
Gegensatz zum beschriebenen Konzept wird der Rückkopplungsregler K als ein
Zustandsraumregler implementiert. Aus diesem Grund wird die Steuerungsstruktur
durch eine zusätzliche
Zustandsraumbeobachterschaltung GObs erweitert.
Das gewünschte
Zustandsraummodell Gd der Regelstrecke G
muß die
gewünschten
Zustände
erzeugen; dies erfolgt durch eine Beobachterschaltung GdObs.
Beide Beobachterschaltungen basieren auf dem Kalman-Filterverfahren.
Um die wirksamen Zustände
der Regelstrecke zu schätzen, werden
die Kalman-Filter-Designparameter so abgestimmt, dass kleine Messwertstörungen und
hohe Modellunsicherheiten verarbeitet werden können. Zur Schätzung der
nominalen Zustände
wird die Abstimmung der Parameter wieder rückgängig gemacht.
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Durch
diese Anpassung können
Polplatzierungsmethoden eingesetzt werden. Zum Zweck einer stabilen
Regelung besteht das Ziel eines Reglers nicht darin, die Eigenwerte
auf höhere
Frequenzen zu setzen, sondern die Dämpfung zu verstärken.
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Dieser
Effekt wird in 18 verdeutlicht. Die Pole werden
in der zeitdiskreten Z-Ebene dargestellt. Die gewünschten
Polstellen zur Störungsunterdrückung basieren
auf Bessel-Polynomen.
Die Ausregelzeit wird an die Dynamik des hydraulischen Stellgliedes
angepaßt.
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Nun
werden experimentelle Ergebnisse dargestellt.
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Der
Regler mit zwei Freiheitsgraden wurde in einer für Forschungszwecke bestimmten
Getriebesteuerungseinheit eingebaut, die mit einem MPC555 32-Bit-Prozessor
ausgestattet ist. Der Steuerungsalgorithmus wurde mit Hilfe von
Gleitkommaarithmetik bei einer Abtastzeit von 10 ms berechnet.
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In 19 und 20 werden
die Motordrehzahl und die Antriebswellendrehzahl beim Anfahren an einem
Berg dargestellt. 19 zeigt den Anfahrvorgang mit
einem deaktivierten Regler. Durch den Algorithmus der aktiven Regelung
können
die unerwünschten
Drehzahlschwankungen verhindert werden, siehe 20.
Die übertragenen
Antriebswellendrehzahlen für
den Fall ohne erfindungsgemäße Regelung
in 20 und für
den Fall mit erfindungsgemäßer Regelung
in 21 werden zum Vergleich einander gegenübergestellt.
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Gegenstand
dieser Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung ist die aktive Dämpfungsregelung während des
Einrückvorgangs
einer Trockenkupplung für
Kraftfahrzeugsysteme. Durch die gleichzeitige Regelung von zwei
gewünschten
Drehzahlvariablen mit einem Stellglied wird die Segmentierung im
Frequenzbereich des Stellgliedes bestätigt. Zur Regelung von Drehzahlschwankungen
im Antriebsstrang während
des Einkuppelvorgangs wurde ein Modell sechsten Grades diskutiert.
Durch den Steuerungsalgorithmus werden die Komforteigenschaften
für den
Fahrer verbessert und die Belastungen für die Komponenten verringert.
Die Parameterabweichungen des Reibungswertes der Kupplung werden
durch den Steuerungsalgorithmus ausgeglichen. Durch die Versuchsergebnisse
ist nachgewiesen, dass durch Einsatz der vorgeschlagenen Reglerstruktur
zu einer Verbesserung geführt
hat.
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Zur
Durchführung
des erfindungsgemäßen Verfahrens
dient eine erfindungsgemäße Vorrichtung
zur Regelung zweier Regelgrößen in einem
Kraftfahrzeug, wobei die Vorrichtung Signalerfassungsmittel und
Signalverarbeitungsmittel umfaßt
und derart eingerichtet ist, dass sie für jede Regelgröße einen
eigenen Regelkreis beinhaltet, wobei die beiden Regelkreise derart
eingerichtet sind, dass beide Regelkreise auf ein Stellglied wirken
und ihr Übertragungsverhalten
in Bezug auf die Frequenz jeweils unterschiedlich ist.
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Tabelle
1: Systemmatrix, basierend auf dem ursprünglichen Zustandsvektor
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Tabelle
2: Systemmatrix, basierend auf dem neuen Zustandsvektor
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Tabelle
3: Vergleich der Polstellen
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- 1
- Motorteil
- 2
- Kupplung
- 3
- Abtriebsteil
- 4
- Getriebe
- 5
- Verbindungselement
- 6
- Traktionsteil