DE102004054909A1

DE102004054909A1 - Verfahren und Vorrichtung zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug

Info

Publication number: DE102004054909A1
Application number: DE102004054909A
Authority: DE
Inventors: Andreas Schwenger; Uwe Hinrichsen
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 2003-11-26
Filing date: 2004-11-12
Publication date: 2005-07-07

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug, bei dem für jede Regelgröße ein eigener Regelkreis vorgesehen ist und die beiden Regelkreise derart eingerichtet sind, dass beide Regelkreise mit jeweils einer Stellgröße auf ein Stellglied wirken und ihr Übertragungsverhalten in Bezug auf die Frequenz jeweils unterschiedlich ist, wobei eine Bewertung der Stellgröße eines Regelkreises durch Beobachter folgt.

Description

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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 F_Prim und einer Sekundär-Regelstrecke F_Sek modelliert und eine Regelung dafür wird in einem in 4 gezeigten Regelkreis abgebildet. Das dynamische Verhalten der schwingungsfähigen Sekundär-Strecke F_Sek wird beim Stand der Technik nicht berücksichtigt. Schwingungen der Drehzahl der getriebeseitigen bzw. sekundärseitigen Wellen werden nicht aktiv gedämpft.

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.

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.

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 i_g bezeichnet. Die Steifigkeit der Antriebsachsen wird mit c_achs 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.

Beim Anfahrvorgang berechnet ein Regler, insbesondere der Getrieberegler das erforderliche Kupplungsdrehmoment M_k 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.

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.

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 = ω₁ – ω₂. 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:

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.

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.

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".

"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.

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.

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.

Die zuvor aufgezeigte Aufgabe wird gemäß der Erfindung durch die Gegenstände der unabhängigen Ansprüche gelöst.

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.

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.

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.

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:
1 schematisch eine Primär-Regelstrecke nach dem Stand der Technik zur Modellbildung;
2 schematisch einen motorseitigen bzw. primärseitigen Regelkreis nach dem Stand der Technik zur Primär-Regelstrecke aus 1;
3 schematisch einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs nach dem Stand der Technik;
4 schematisch einen Regelkreis nach dem Stand der Technik zum Antriebsstrang aus 3;
5 schematisch vier innerhalb des Antriebsstrangs auftretende Drehzahlverläufe nach dem Stand der Technik;
6 zwei typische Reibungskurven und Systemeigenwerte nach dem Stand der Technik;
7 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit einer Rückführung von mindestens einer Zustandsgröße gemäß der Erfindung;
8 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit einem Vorfilter gemäß der Erfindung;
9 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit zwei Freiheitsgraden gemäß der Erfindung;
10 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit umgeordneten Blöcken gemäß der Erfindung;
11 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit Soll- und Istwert-Beobachtern gemäß der Erfindung;
12 schematisch ein erweitertes Modell mit einem zusätzlichen Freiheitsgrad gemäß der Erfindung;
13 Frequenzbereiche, in denen die Regelungen gemäß der Erfindung wirksam sind;
14 ein Bode-Diagramm des reduzierten Modells einer Ausführungsform der Erfindung;
15 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit zwei Freiheitsgraden für Single-Input-Single-Output-Systeme gemäß der Erfindung;
16 ein Bode-Diagramm für Vorfilter einer Ausführungsform der Erfindung;
17 ein schematisches Blockdiagramm einer Regelung mit zwei Freiheitsgraden in einer Zustandsraumdarstellung gemäß der Erfindung;
18 Polstellen in der Z-Ebene gemäß einer Ausführungsform der Erfindung;
19 ein Diagramm eines Startvorgangs mit Motordrehzahlregler nach dem Stand der Technik;
20 ein Diagramm eines Startvorgangs mit Motordrehzahlregler mit zusätzlichem Dämpfungsregler gemäß der Erfindung;
21 ein Diagramm der Drehzahlschwankungen bei einem Motordrehzahlregler nach dem Stand der Technik;
22 ein Diagramm der Drehzahlschwankungen bei einem Motordrehzahlregler mit zusätzlichem Dämpfungsregler gemäß der Erfindung.
Die vorliegende Erfindung wird zunächst nach einem ersten Aspekt mit primärem und sekundärem Regelkreis aufbauend auf den 3 und 4 erläutert.
Die 7 bis 9 zeigen einen Regelkreis gemäß der Erfindung mit einer Rückführung von mindestens einer Zustandsgröße zum Antriebsstrang aus 3. Dem Regler R_Prim der Primärstrecke F_Prim wird eine Steuerung und/oder ein Regelkreis nachgeschaltet. In diesem werden die dynamischen Eigenschaften der Sekundär-Strecke F_Sek gezielt beeinflußt. Durch die Rückführung von mindestens einer Zustandsgröße der Sekundärstrecke F_Sek kann die Dämpfung des schwingungsfähigen Systems durch den Regler R_sek 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 F_Sek durch eine reine Steuerung realisiert werden kann.
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 R_sek und dem Filter H können nun Stör- und Führungsverhalten getrennt voneinander vorgegeben werden.
Nun wird die erfindungsgemäße Berechnung der Sollwertes der Sekundärregelung in diesem Aufbau vorgestellt, hier beispielhaft dargestellt die Eingangswellendrehzahl ω_2Soll
10 zeigt einen weiteren Regelkreis mit umgeordneten Blöcken, wodurch eine Aufteilung von Vorsteuerung und Regelung erzielt wird.
Durch die Trennung der Strecke in zwei Teilstrecken (F_Prim und F_Sek) 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 R_SEK, 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.
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.
11 zeigt dazu einen Regelkreis mit Soll- und Istwert-Beobachtern F_SollBeo bzw. F_IstBeo gemäß der Erfindung.
Die Erweiterung von der 10 zur 11 liegt in der Einführung zweiter Beobachter F_SollBeo bzw F_IstBeo, 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.
Der Sollwert-Beobachter F_SollBeo 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).
Der Istwert-Beobachter F_IstBeo 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.
Die Soll- und Istwertbeobachter F_SollBeo bzw. F_IstBeo 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 R_sek 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 R_Prim 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.
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.
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 C_Agg erweitert. Die Dämpfungs- und Eigenfrequenzparameter werden im Modell der Regelstrecke für die Konstruktion des Reglers berücksichtigt.
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.
Wie in 12 dargestellt, sind Einflussmöglichkeiten durch das Motordrehmoment M₁ und die Kupplungskapazität M_k 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 ω_1sens bzw. ω_2sens 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.
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.
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.
Folgende Überlegungen führen zur Reduzierung des Systemgrades.
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)
Der Zustandsvektor besteht aus dem Hydraulikdruck p_c und dessen Ableitung d/dtp_c, 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.
Normalerweise wird die Drehmomentlast M₃ 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:
In Tabelle 2 ist die neue dynamische Systemmatrix dargestellt.
Durch diese Umformung kann die letzte Reihe und Spalte der dynamischen Systemmatrix A, Zustand ω₃, eliminiert werden. Der Einfluß auf den neuen Zustand
erscheint vernachlässigbar.
Um die Reduzierung des Gleichungsgrades zu verifizieren, werden in Tabelle 3 die Eigenwerte des vollständigen Gradsystems, des reduzierten Gradsystems und die Differenzen aufgeführt.
Nun wird die Reglerstruktur beschrieben.
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.
G(s) ist die Übertragungsfunktion G der Regelstrecke (in Abhängigkeit der Zeit s). K(s) ist der Rückkopplungskompensator, und F(s) ist ein Vorfilter. G_d(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 G_d festgelegt wurde, kann der Vorfilter F(s) wie folgt gewählt werden: F = G_d/G.
Die Übertragungsfunktion des Vorfilters ist in 16 dargestellt.
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 G_d unabhängig.
Im Gegensatz zum beschriebenen Konzept wird der Rückkopplungsregler K als ein Zustandsraumregler implementiert. Aus diesem Grund wird die Steuerungsstruktur durch eine zusätzliche Zustandsraumbeobachterschaltung G_Obs erweitert. Das gewünschte Zustandsraummodell G_d der Regelstrecke G muß die gewünschten Zustände erzeugen; dies erfolgt durch eine Beobachterschaltung G_dObs. 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.
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.
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.
Nun werden experimentelle Ergebnisse dargestellt.
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.
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.
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.
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.
Tabelle 1: Systemmatrix, basierend auf dem ursprünglichen Zustandsvektor
Tabelle 2: Systemmatrix, basierend auf dem neuen Zustandsvektor
Tabelle 3: Vergleich der Polstellen

1: Motorteil
2: Kupplung
3: Abtriebsteil
4: Getriebe
5: Verbindungselement
6: Traktionsteil

Claims

Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug, bei dem für jede Regelgröße ein eigener Regelkreis vorgesehen ist, und die beiden Regelkreise derart eingerichtet sind, dass beide Regelkreise mit jeweils einer Stellgröße auf ein Stellglied wirken und ihr Übertragungsverhalten in Bezug auf die Frequenz jeweils unterschiedlich ist, wobei eine Bewertung der Stellgröße eines Regelkreises durch mindestens einen Beobachter erfolgt.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach Anspruch 1, wobei Sollwert- und Istwerf-Beobachter eingesetzt werden.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach Anspruch 1 oder 2, wobei mindestens ein Beobachter als Kalman-Filter realisiert ist.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei mittels einer Zustandsraumbeschreibung Pollagen für die Filterung ermittelt werden.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die beiden Regelkreise in verschiedenen Frequenzbereichen arbeiten.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Regelung zur Schwingungsdämpfung im Antriebsstrang des Kraftfahrzeugs eingesetzt wird.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Ausgangsgröße des einen als Sekundär-Regelkreis bezeichneten Regelkreises ein Maß für die Parameterveränderung einer Ist-Sekundärstrecke zur Norm-Sekundärstrecke ist.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach Anspruch 7, wobei in Abhängigkeit der Bewertung dann Reglerparameter des anderen als Primär-Regelkreis bezeichneten Regelkreises variiert werden.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei als Stellgrößen eines Beobachters das Motormoment und/oder die Kupplungskapazität benutzt werden.
Verfahren zur Regelung zweier Regelgrößen in einem Kraftfahrzeug nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei als Meßgröße eines Beobachters mindestens eine der Größen Kupplungsdruck, Eingangswellendrehzahl, Abtriebsdrehzahl und/oder Verdrehwinkel zwischen Getriebeeingangswelle und Rad benutzt werden.
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, und wobei die Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens nach einem der Ansprüche 1 bis 10 ausgestaltet ist.