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Der
Einsatz von Software und Elektronik durchdringt unser Leben in allen
Bereichen immer stärker.
Auch und insbesondere im Automobilbau zeigt sich diese Tendenz.
Dieser Entwicklung wird Rechnung getragen indem seit langem auf
die Automatisierung des Triebstrangs gesetzt wird. Dabei ist die
Steuerungssoftware nicht Selbstzweck, sondern bietet handfeste Vorteile,
die real erfahrbar sind.
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Der
Fokus liegt dabei auf der Automatisierung der Kupplung. Die dabei
erzielten Fortschritte können
bei einer Vielzahl von Systemen eingesetzt werden, nämlich allen,
die mit Kupplungen arbeiten. Hierzu gehören insbesondere das Automatisierte Schaltgetriebe
(ASG), das Doppelkupplungsgetriebe (DKG) und Clutch-by-Wire (CbW).
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Die
vorliegende Patentanmeldung offenbart Untersuchungen zur Robustheit
der Software für Doppelkupplungsgetriebe
sowie Strategien zur Anti-Rupfregelung und zur Schlupfregelung.
Hierbei ist es wichtig, dass nicht einfach nur eine Komponente abgeliefert,
sondern ein „System
Kupplung" aus Software
und Hardware angeboten wird, das die in Zusammenarbeit mit dem Kunden
für die
spezifischen Anwendungsfälle
angepassten und optimierten Strategien einschließt.
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Ein
Beispiel für
die notwendige und erfolgreiche enge Abstimmung zwischen der Software
und der Hardware ist die Ansteuerung der Doppelkupplung. Häufig treten
Fragen zur Robustheit der Doppelkupplungsansteuerung auf: Wie stark
sind Veränderungen
der Kupplungseigenschaften zu spüren? Wie
gut reagiert die Software auf Abweichungen vom Idealzustand? Der
Hintergrund sind die hohen Komfortansprüche, die an die heutigen Getriebeautomatisierungen
gestellt werden. Der Komfort muss selbstverständlich nicht nur über kurze
Zeitspannen, sondern ständig über die
gesamte Lebensdauer des Fahrzeugs sichergestellt sein.
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Die
Robustheit der trockenen Doppelkupplung wird häufig in Frage gestellt, weil
sie bei extremen Situationen wegen der fehlenden Kühlung durch das Öl besonderen
Belastungen ausgesetzt ist und kurzfristig ihre Eigenschaften ändern kann.
Werden allerdings diese Situationen sicher beherrscht, bietet sie
gegenüber
nassen Kupplungen langfristig Vorteile:
Kritisch ist bei Nasskupplungen
das Zusammenspiel zwischen dem Öl
und den Reibpartnern. Es wird wesentlich durch die Additive im Öl beeinflusst.
Alterung und Extremsituationen können
das Öl
belasten und seine Additive zersetzen, so dass seine Qualität über die
Lebensdauer abnimmt. Die trockene Kupplung dagegen erneuert sich
quasi selbst, da eventuell geschädigte
Schichten durch den planmäßigen Verschleiß abgetragen
werden und so die Kupplung ihre Eigenschaften langfristig erhält.
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Aber
auch die kurzfristige Änderung
der Eigenschaften der trockenen (Doppel-)Kupplung werden mittels
geeigneter Strategien beherrscht.
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Zum
einen spielen die Adaptionen eine wichtige Rolle, die für die Kupplungsansteuerung
ein geeignetes Modell des augenblicklichen Verhaltens der Kupplung
zur Verfügung
stellen. LuK setzt hierbei auf einen Triebstrangbeobachter. In der
Regelungstechnik bezeichnet der Begriff „Beobachter" ein modellbasiertes
Verfahren zur Ermittlung von prozessinternen Informationen (Bild
1). Für
den Fall der Kupplung sind die unbekannten prozessinternen Größen die
Kupplungsmomente der beiden Kupplungen, die entweder direkt geschätzt oder über ihre
Kenngrößen wie
Tastpunkte und Reibwerte beschrieben werden. So werden Änderungen
der Kupplungseigenschaften schnell erkannt und der Steuerung zur
Verfügung
gestellt.
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Andererseits
sind robuste Strategien notwendig, die mit gewissen Abweichungen
der Kupplungsparameter umgehen können.
Es werden anhand eines Prototyps mit einem Doppelkupplungsgetriebe
Untersuchungen gemacht, um die Robustheit der Ansteuerung zu überprüfen.
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Um
die Robustheit sinnvoll prüfen
zu können,
wird zunächst
eine Referenzsituation gemessen und objektiv beurteilt. Anschließend wird
eine definierte, reproduzierbare Störung in das System eingebracht
und die Referenzsituation erneut gefahren und beurteilt.
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Um
die Bewertung zu objektivieren, werden mehrere Messgrößen, wie
etwa Längsbeschleunigung,
Fahrzeuggeschwindigkeit und Motordrehzahl verarbeitet. Anhand dieser
Größen werden
zunächst Situationen
klassifiziert, etwa Anfahren, Zug-Hochschaltung oder Schubbetrieb.
Für diese
Situationen werden anschließend
physikalische Parameter bestimmt und mit verschiedenen Gewichtungen
zu den bekannten ATZ-Noten verdichtet. Damit steht ein System zur
Verfügung,
das eine Bewertung der Fahrsituationen erlaubt, ohne auf die zur
Verfügung,
das eine Bewertung der Fahrsituationen erlaubt, ohne auf die subjektive
Einschätzung
eines Testfahrers angewiesen zu sein.
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Als
Referenzsituation wurden eine Anfahrt und Zughochschaltungen bis
in den 6. Gang bei 30% Pedalwert ausgewählt. Das Bild 2 zeigt die Ergebnisse
der Referenzmessung. Für
die genannten Situationen sind jeweils der Mittelwert der Bewertungen
und die Standardabweichung aufgetragen. Die Daten fassen 18 Zyklen
zusammen. Die Streuung der Ergebnisse ist relativ klein; wie zu
erwarten werden Schaltungen in den höheren Gängen besser bewertet, da sich
die Momentenänderungen
aufgrund der niedrigeren Übersetzungen
weniger auf die Fahrzeuglängsbeschleunigung
auswirken.
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Eine
physikalische Manipulation der Kupplung ist sehr aufwendig und nur
schwer reproduzierbar. Aus diesem Grund wurde stattdessen das steuerungsinterne
Modell der Kupplung manipuliert. Dies hat auf die Steuerung annährend den
gleichen Effekt wie eine physikalische Änderung, denn das interne Modell
ist die einzige Information, die die Software über die reale Kupplung hat.
Um in den Versuchen eine deutliche Änderung der Schaltqualität zu erreichen,
wurden die Tastpunkte beider Kupplungen um 1,5 mm bezogen auf den
Einrückweg,
der etwa 7mm beträgt,
verstellt. Der Tastpunkt beschreibt die Aktorposition, bei der die
Kupplung 3 Nm überträgt. Die Tastpunktänderung
entspricht also einer Parallelverschiebung der Kupplungskennlinie,
in der das übertragbare
Moment über
dem Weg aufgetragen ist. In diesem Fall überträgt die Kupplung also mehr Moment,
als die Steuerung es erwartet. Der „Reibwert", der die mittlere Steigung dieser Kennlinie
beschreibt, blieb unverändert.
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Nach
der Tastpunktmanipulation wurden in einem ersten Versuch die Adaptionen
deaktiviert und 6 Zyklen der Referenzsituation gefahren. Wie zu
erwarten fallen die Bewertungen deutlich schlechter aus. Es ist
allerdings zu beobachten, dass die Anfahrqualität weiterhin als gut (besser
als 7) bewertet wird. Durch die relativ lange Dauer einer Anfahrt
und eine geschickte Regelung kann die Anfahrstrategie korrigierend
eingreifen und den Fehler ausgleichen. Dies ist bei den relativ
kurzen Schlupfphasen der Schaltungen kaum möglich.
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Im
dritten Schritt der Robustheitsuntersuchung wurde die Adaption der
Kupplungskennlinien wieder aktiviert. Wie zu erwarten ist die Bewertung der
Anfahrt trotz des Tastpunktfehlers von Anfang an gut. Auch die anderen
Schaltungen werden so gut wie bei der Referenzmessung bewertet.
Nur die erste 1-2-Schaltung und die erste 3-4 Schaltung werden etwas
schlechter bewertet, wenn auch besser als die Schaltungen ohne Adaption.
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Der
Grund für
diese unterschiedlichen Ergebnisse ist leicht erklärt: Bereits
bei der Anfahrt, die mit der Kupplung 1 geschieht, kann die Adaption
den Fehler bei dieser Kupplung erkennen und korrigieren. Die Qualität der Schaltung
1-2 kann davon noch nicht voll profitieren, weil sie wesentlich
von der Genauigkeit der Kupplung 2 abhängt. Dagegen ist die Schaltung
2-3, deren Qualität
wesentlich von der Kupplung 1 abhängt, bereits sehr gut. Auch
die Schaltung 3-4, wieder beeinflusst von der Kupplung 2, ist noch
nicht gut. Die kurze Adaptionszeit bei der Schaltung 1-2 war noch
nicht ausreichend. Aber bereits bei der nächsten Schaltung auf Kupplung
2, der Schaltung 5-6, hat die Adaption den Fehler bereits so weit
korrigiert, dass die ursprüngliche
Schaltungsqualität
wiederhergestellt ist.
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Diese
ersten Untersuchungsergebnisse zeigen deutlich, wie leistungsfähig und
vor allen Dingen schnell die Adaption ist. Auch kann die Anfahrstrategie
aufgrund der etwas langsameren Vorgänge ausreichend schnell auf
Kupplungsabweichungen reagieren. Das Gesamtsystem ist gegenüber extremen Veränderungen
an der Kupplung sehr robust. Es wird deutlich, dass durch die Kombination
von mechanischer Hardware und Software ausgesprochen robuste Systeme
darstellbar sind.
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Ein
anderer Aspekt der sinnvollen Zusammenarbeit zwischen der Kupplung
und der Software ist die Bekämpfung
des Kupplungsrupfens. Die Problematik des Rupfens ist allen im Bereich
des Triebstrangs tätigen
Ingenieuren sowohl bei Nass- als auch bei Trockenkupplungen hinlänglich bekannt. Obwohl
es bei der Belagsentwicklung, der Ölentwicklung und der konstruktiven
Ausführungen
erhebliche Fortschritte gibt, bleibt Rupfen auf der Tagesordnung. Ein
Grund hierfür
ist, dass sich der Wirkungsgrad der Triebstränge ständig verbessert, die Eigendämpfung deshalb
abnimmt und die Rupfempfindlichkeit somit steigt.
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Die
Beschäftigung
mit dem Thema ist intensiv, weil umgekehrt auch die Anforderungen,
insbesondere an die trockene Kupplung, immer weiter steigen. Wenn
die Doppelkupplung als Ersatz für
den Drehmomentwandler erfolgreich sein will, muss Rupfen sicher
vermieden werden.
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Die
verfolgten Lösungsansätze konzentrieren
sich dabei auf real darstellbare Systeme. Insbesondere muss also
versucht werden, mit heute zur Verfügung stehenden Sensoren und
Aktoren die aktuellen Kupplungen erfolgreich anzusteuern. Der zweite
Schritt, nämlich
die Rupfverhinderung beim Einsatz von rupfempfindlicheren Keramikkupplungen oder
die Aufweitung von Toleranzen kann erst danach angegangen und muss
unter Kostenaspekten kritisch geprüft werden.
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Hier
sei auch auf eine scheinbar triviale, aber wichtige Tatsache hingewiesen:
Rupfen tritt heute in typischen Trockenkupplungsanwendungen nur
sehr selten und sporadisch in wenigen Fahrzeugen auf. Diese extrem
schlechte Reproduzierbarkeit erschwert die Entwicklung einer Anti-Rupfregelung sehr.
Natürlich
sind mit geeignet präparierten
Kupplungsscheiben Rupfanregungen darstellbar. Sie fallen aber in
der Regel wesentlich stärker
aus, als sie typischerweise in den Fahrzeugen zu finden sind. So sind
das gezielte Entwickeln und das Prüfen auf Robustheit in allen
Situationen sehr erschwert. Bei nassen Kupplungen ist ein etwaiges
Rupfen dagegen meist auf ein geschädigtes Öl zurückzuführen und ist, sobald es einmal
auftritt, meist reproduzierbar.
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Beim
Rupfen schwingt bei schlupfender Kupplung die Drehträgheit von
Scheibe und Getriebe gegen die Fahrzeugräder bzw. die Fahrzeugmasse. Auf
die Getriebeeingangswelle wirkt das zeitlich variable Kupplungsmoment.
Die entsprechende Differentialgleichung lautet bei leichter Vereinfachung dann: J·ω . + b·ω + c·φ = 2·r·F·μ (1)
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Die
Massenträgheit
des Getriebes einschließlich
Kupplungsscheibe wird mit J bezeichnet, und der Triebstrang sei
mit der Steifigkeit c und der Dämpfung
b charakterisiert. F entspricht der Anpresskraft, r dem Reibradius
und µ dem
Reibwert. Die typische Eigenfrequenz dieses Systems und damit des
Rupfens beträgt
im ersten Gang etwa 10 Hz, im zweiten Gang etwa 18 Hz. Die Anti-Rupfregelung beschränkt sich
wegen der in höheren
Gängen
wesentlich höheren
Triebstrangeigenfrequenzen, die eine extreme Stellerdynamik erfordern,
auf die unteren Gänge.
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Es
muss im Wesentlichen zwischen zwei Anregungsmechanismen des Rupfens
unterschieden werden:
- 1. Selbsterregtes Rupfen
- 2. Zwangserregtes/geometrisches Rupfen
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Beim
selbsterregtem Rupfen entsteht die Anregung aus dem Reibwert. Zwei
prinzipielle Reibwertverläufe
sind in Bild 5 dargestellt. Wird der hier linear angenommene Reibwertverlauf
in die Gleichung 1 eingesetzt, kann man aus der Stabilitätsbedingung (die
Gesamtdämpfung
b* des Systems muss größer 0 sein)
leicht die folgende Bedingung für
selbsterregtes Rupfen herleiten:
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In
diesem Fall wird das System durch den negativen Reibwertgradienten
stärker
zum Schwingen angeregt als es die Triebstrangdämpfung ausgleichen kann.
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Bei
den heutigen, modernen Belägen
kommt das selbsterregte Rupfen in der Serie nur sporadisch vor,
z. B. wenn die Beläge
verschmutzt oder feucht sind. Bei Belägen für extreme Belastungen aus Keramik
(Ceram-Beläge)
in trockenen Kupplungen ist der negative Reibwertgradient jedoch
eine typische Eigenschaft, so dass sie häufig rupfen. Aber auch wenn das
selbsterregte Rupfen in der Serie nur selten vorkommt, ist es für den Fahrer
jedoch deutlich spürbar und
sehr störend.
In der Regel ist dieses Rupfen beim Kriechen und Anfahren am kritischsten,
es kann jedoch auch bei Gangwechseln in niedrigen Gängen spürbar sein.
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Beim
geometrischen oder zwangserregten Rupfen gilt die Gleichung 1 grundsätzlich weiter.
Es wird jedoch das System durch eine zusätzliche Anregung mit der Frequenz
der Motordrehzahl, der Getriebedrehzahl oder der Schlupfdrehzahl
(oder deren Vielfachen) angeregt. Die periodischen Anpresskraftschwankungen
und die daraus resultierenden Momentenschwankungen, etwa aus Bauteilabweichungen
und Winkelfehlern, führen
zu erzwungenen Schwingungen. Kennzeichnend für diese zwangserregten Schwingungen
ist das breite, stark veränderliche
Frequenzspektrum, wobei in der Triebstrangeigenfrequenz die Amplitude
der Rupf schwingungen maximal wird. Wegen der variablen Frequenz
der Anregung ist geometrisches Rupfen wesentlich schwerer auszuregeln.
Auch muss die zur Verhinderung des Rupfens aufzubringende Momentenamplitude betragsmäßig etwa
der Anregungsamplitude entsprechen und kann groß werden.
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Um
das Rupfen auszuregeln, muss es zu nächst erfasst werden können. Der
Ansatz der Anti-Rupfregelung
ist, das Rupfen mit konventionellen bzw. bereits vorhandenen Sensoren
zu erkennen. In vielen Anwendungen ist es heute bereits üblich, einen
Getriebeeingangsdrehzahlsensor einzusetzen. Alternative Sensortypen
wie etwa Drehmomentsensoren oder Längsbeschleunigungssensoren
bieten bei wesentlich höherem
Aufwand in der Regel keine Vorteile.
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Bei
der Erfassung der Drehzahl ist die wichtigste Randbedingung, dass
der Anti-Rupfregelung für
jeden Rechenschritt eine aktuelle Drehzahl zur Verfügung stehen
muss. Dies bedeutet, dass in der Zeit zwischen zwei Steuerungsinterrupts
(T) bei der jeweiligen Getriebeeingangsdrehzahl (n, in 1/min) mindestens
ein Zahn am Sensor vorbei streichen muss. Wenn mit Z die Anzahl
der Zähne
pro Getriebeeingangsumdrehung bezeichnet wird, ergibt sich daraus
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Soll
die Rupfregelung beispielsweise oberhalb einer Drehzahl von 500
1/min und einer Interruptzeit von 2,5 ms arbeiten, so bedeutet dies
Z = 48 Zähne
pro Umdrehung der Getriebeeingangswelle. Die Erfahrungen zeigen,
dass die genannte Drehzahlgrenze meistens ausreicht. Wenn jedoch
Rupfschwingungen unterhalb dieser Grenze – etwa beim Kriechen im Stillstand
oder im niedrigsten Geschwindigkeitsbereich – ausgeregelt werden müssen, so
ist eine zusätzliche
leistungsfähigere
Sensorik notwendig. Vor allem sind zusätzliche Geberräder notwendig,
da dann die Zähnezahl
der Getrieberäder,
die normalerweise als Geber verwendet werden, nicht ausreichen.
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Es
werden für
das aktive Verhindern des Rupfens zwei verschiedene Ansätze entwickelt.
Der erste Ansatz ist eine Regelung, bei der in jedem Steuerungsinterrupt
das Rupfen gemessen wird und eine Korrektur berechnet wird. Der
zweite Ansatz ist eine Steuerung, bei der jeweils über eine
Rupfhalbschwingung hinweg gemessen und in der nächsten Halbschwingung gegengesteuert
wird.
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Für beide
Ansätze
ist es grundsätzlich
notwendig, eine „rupffreie" gefilterte Drehzahl
ohne Phasenverzögerung
zu berechnen. Aus der anschließend
berechneten Differenz zwischen tatsächlicher Drehzahl und gefilterter
Drehzahl kann das Rupfen erkannt werden.
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In
Bild 6 ist das Prinzip der Anti-Rupfregelung dargestellt. Im oberen
Teil der Abbildung sind die gefilterte mittlere Drehzahl sowie die
reale Drehzahl, einmal unkorrigiert und einmal nach der Anti-Rupfregelung
dargestellt. Die untere Abbildung zeigt das aus der Anfahrstrategie
generierte Sollmoment sowie das Gesamtmoment, das durch die Überlagerung
der Anti-Rupfmaßnahme entsteht.
Sobald die Rupfregelung aktiviert wird (in der Abbildung nach der
ersten Halbschwingung), wird in jedem Steuerungsinterrupt die aktuelle
Abweichung der Rupfdrehzahl von der gefilterten Drehzahl errechnet
und ein Korrekturmoment bestimmt. Der offensichtliche Vorteil dieser Strategie
ist, dass auf jede Abweichung der Drehzahl relativ schnell reagiert
werden kann. Dies gilt insbesondere dann, wenn etwa die Anregungsfrequenz oder
Anregungsamplitude sich schnell ändern.
Auch bei geometrischer Anregung, die mit der sich ändernden
Schlupfdrehzahl variiert, greift diese Strategie.
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Dieser
Vorteil kann sich allerdings auch als Nachteil erweisen. Insbesondere
kann jede Störung auf
dem Drehzahlsignal zu einer ungewollten Momentenänderung an der Kupplung führen. Hier
sind insbesondere hochfrequente Störungssignale sowie einzelne
Mess- und Filterungenauigkeiten unter Umständen kritisch. Die Folgen können eine
sogar verstärkte
Rupfanregung, eine schwächere
Rupfdämpfung
sowie eine zu hohe Belastung der Aktorik sein.
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Um
die genannten Nachteile zu kompensieren, wurde alternativ eine Anti-Rupfsteuerung
entwickelt. Hierbei sind die Schritte Rupferkennung, Definition
und Einstellung des Korrekturmoments getrennt.
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Im
ersten Schritt werden die Phase und die Amplitude der Rupfschwingung
bestimmt (Bild 7). Dazu werden die Größe der maximalen Abweichung der
rupfenden Eingangswelle von der gefilterten Drehzahl sowie der Zeitpunkt
dieser maximalen Abweichung bestimmt. Unter der Annahme, dass die Rupfschwingung
stabil bzw. nur langsam veränderlich
ist, kann nun für
die nächste
Halbwelle ein Korrektursignal berechnet werden.
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Basis
für dieses
Korrektursignal ist ein „Prototyp" für die Ansteuerung
des Stellers, siehe Bild 8. Er ist im Speicher des Steuergerätes abgelegt
und speziell auf die Dynamik des Kupp lungsstellers abgestimmt. So
sieht man etwa am Ende der Kurve eine Abflachung, um ein Überschwingen
und damit ein Anfachen der Schwingung zu vermeiden. Die Software
muss diesen Prototypen nur gemäß Phasenlage,
Frequenz und Amplitude skalieren, um eine optimale Dämpfung zu
erreichen. In Bild 7 ist schematisch die Wirkung dargestellt.
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Je
nach Erfolg der Dämpfung
wird in der nächsten
Halbwelle erneut ein mögliches
Rupfen detektiert. Die großen
Vorteile dieses Steuerungsansatzes sind die Störungsanfälligkeit und die wesentlich niedrigere
Stellerbelastung. Ein weiterer wichtiger Vorteil ist, dass aufgrund
des beschriebenen Messverfahrens die Messfrequenz deutlich reduziert
werden kann. Sie muss lediglich so hoch liegen, dass Phase und Amplitude
der Rupfschwingung sicher und hinreichend genau erkannt werden.
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Die
noch zu beseitigenden Schwächen
der Anti-Rupfsteuerung liegen darin, dass sie nur jede zweite Halbwelle
messen und aktiv werden kann. So sind Frequenzänderungen, die, wie bereits
erwähnt, für geometrisches
Rupfen typisch sind, sowie sehr schnellen Amplitudenänderungen
nicht ausreichend aussteuerbar.
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Die
Weiterentwicklung der Strategien konzentriert sich auf eine geeignete
Kombination von Steuerung und Regelung in Verbindung mit hochdynamischen
Stellern und einer optimierter Signalverarbeitung. Ziel dieser Entwicklung
ist es, bei minimalen Sensoranforderungen eine Anti-Rupfregelung
für Serienanwendungen
bei automatisierten Kupplungen zur Verfügung zu stellen. Es ist natürlich auch denkbar,
eine geeignete Aktorik für
fußbetätigte Kupplungen
zu entwickeln, die die Anti-Rupfregelung der manuellen Betätigung des
Pedals überlagert.
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Für beide
Grundstrategien können
sehr positive Ergebnisse präsentiert
werden. In Bild 9 ist das Ergebnis für die Anti-Rupfsteuerung dargestellt,
die hier gegen selbsterregtes Rupfen wirkt. Links ist eine Anfahrt
ohne Gegenmaßnahmen
dargestellt, rechts eine Anfahrt mit der Anti-Rupfsteuerung. Um
das starke selbsterregte Rupfen zu erzeugen, wurde eine konventionelle
Kupplungsscheibe einseitig mit Ceram-Belägen ausgestattet. Diese Anregung
ist zwar unrealistisch hoch, aber mit der Anti-Rupfregelung kann
diese extrem starke Störung
mit wenigen, kleinen Modulationen um 5 Nm fast komplett eliminiert werden.
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In
Bild 10 ist die Anti-Rupfregelung für den Fall der geometrischen
Anregung dargestellt, bei der sich die Anregung mit der Schlupfdrehzahl
verändert.
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Hierzu
wurde eine konventionelle Kupplungsscheibe so manipuliert, dass
es zu geometrischen Rupfen kommt. Im linken Teil ist eine Anfahrt ohne
Anti-Rupfregelung dargestellt, rechts eine Anfahrt mit Anti-Rupfregelung.
Es ist zu sehen, wie auch hier mit einer relativ kleinen Modulation,
aber sehr hoher Frequenz das Rupfen deutlich abgeschwächt werden
kann. Es sind lediglich leichte Restunruhen auf der Getriebeeingangsdrehzahl
zu erkennen.
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In
beiden Fällen
kann mit der Anti-Rupfstrategie eine Verbesserung des Rupfverhaltens
um 2 bis 3 Notenstufen erzielt werden.
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Die
Ergebnisse zeigen, dass die Anti-Rupfregelung ein sehr großes Potential
hat. Trotz der begrenzter Sensorausstattung in den Getrieben und
bei der aktuell geplanten Dynamik der Aktoren sind die heute auftretenden
typischen Rupfproblematiken in Zukunft robust zu beherrschen. Die
Strategien werden zügig
zur Serienreife entwickelt.
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Grenzen
wird es in Zukunft bei Extremanwendungen geben, etwa bei Trockenkupplungen
mit vollständigen
Ceram-Belägen
und starker Rupfneigung oder starken geometrischen Anregungen. Diese
Grenzen sind durch die Zusatzkosten bei Aktorik und Sensorik gezogen.
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Die
Anti-Rupfsteuerung in geeigneter Kombination mit Regelungsalgorithmen
wird den Komfort von Kupplungen in automatisierten Triebsträngen noch
weiter erhöhen.
Auch hier wird also die Softwarestrategie die Hardware intelligent
unterstützen.
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Die
Strategien zur Regelung des Schlupfes unter Nutzung der physikalischen
Zusammenhänge sind
heute gut verstanden und an vielen Prototypen erprobt. Durch den
Schlupf an der Kupplung wird der Triebstrang von den Drehungleichförmigkeiten
des Verbrennungsmotors isoliert. Die Steuerung stellt durch eine
kleine Modulation des Kupplungsmoments die dazu notwendige Schlupfdrehzahl
ein. Dabei kann und sollte der Schlupf relativ klein sein, meistens
unter 80 1/min. In der Regel wird sogar „Teilschlupf" eingestellt, bei
dem sich kurzeitiges Haften und Schlupfen der Kupplung hochfrequent
zu den Ungleichförmigkeiten
des Verbrennungsmotors abwechseln.
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Nach
der Grundlagenentwicklung ist jetzt eine definierte und standardisierte
Methode zur Anpassung oder „Applikation" der Schlupfregelung
für neue
Fahrzeuge notwendig. Nur durch solch ein systematisches Vorgehen
ist eine effiziente und robuste Anwendung über viele Projekte hinweg möglich.
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Die
Applikation kann in 3 Phasen unterteilt werden:
- – Definition
der Isolationsziele
- – Auslegung
und Abstimmung in der Simulation
- – Verifikation
und Optimierung am Fahrzeug
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Die
Isolationsziele müssen
in enger Abstimmung zwischen dem Kunden und LuK definiert werden.
Hierbei kann auf eine lange Erfahrung im Bereich der Schwingungsanalyse
und Bewertung des Triebstrangs zurückgegriffen werden. Dementsprechend
gibt es in vielen Fällen
bereits quantitativ exakt festgelegte Anforderungen des Kunden.
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Da
sich aber die akustischen Eigenschaften der Fahrzeuge und die Eigenschaften
der Getriebe sehr stark unterscheiden können, ist immer ein Abgleich
mit dem Zielfahrzeug notwendig. Als besonders effizient hat sich
im Fahrzeugtest der so genannte „Add-on-Schlupfregler" erwiesen. Hierbei wird das mit einer
konventionellen Kupplungsbetätigung
ausgestattete Fahrzeug mit einem speziell entwickelten Kupplungsroboter
ausgestattet. So können Fahrzeuge
im stationären
Zustand vermessen werden. Es werden unterschiedliche Schlupfdrehzahlen eingestellt,
so dass zum einen einfach und schnell eine subjektive Bewertung
der Schwingungsisolation erfolgen kann, zum anderen ein Abgleich
mit objektiv gemessenen Kriterien sichergestellt ist.
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Entscheidend
für die
effiziente und zielgerichtete Auslegung der Schlupfregelung sind
theoretische Betrachtung und Simulation. Nur so können in begrenzter
Zeit die optimalen Lösungen
gefunden werden.
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Die
wesentlichen Eingangsgrößen für diesen Prozess
sind das oben beschriebene Isolationsziel, die spezifische Anregung
des jeweiligen Verbrennungsmotors und die Triebstrangeigenschaften.
Das Ziel der Auslegung ist zum einen die robuste Funktion, also
insbesondere die Stabilität
der Schlupfdrehzahlregelung, zum anderen aber auch minimaler Schlupf,
was zu geringstem Verbrauch und minimalem Verschleiß führt. Das
Ergebnis der Op timierung ist die Reglerparametrierung, das Schlupfkennfeld sowie
gegebenenfalls die Dämpferabstimmung
in der Kupplung.
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Eine
der wichtigsten Systemeigenschaften bei der Betrachtung des Triebstrangs
im Schlupf, besonders im Teilschlupf, stellt die Dämpfung des Triebstrangs
durch den Schlupf in der Kupplung dar. Durch den Wechsel von Schlupf-
und Haftphasen variiert im Teilschlupf das übertragene Drehmoment abhängig von
der Schlupfdrehzahl (Bild 11 oben). Eine andere, inzwischen gebräuchlichere
Darstellung dieser Kurve ist im unteren Teil von Bild 11 dargestellt. Hierbei
wird über
der Schlupfdrehzahl aufgetragen, wie viel stärker die Anpresskraft der Kupplung
gewählt
werden muss, wenn Teilschlupf statt Vollschlupf eingestellt werden
soll. Die Anpresskraft ist hier als Überanpressungsmoment in Nm
normiert. Die Steigung dieser Überanpressungskurve
beschreibt die Dämpfung
beim jeweils anliegenden Schlupf. Je kleiner also der Schlupf ist,
desto stärker steigt
die Dämpfung
und damit die Selbststabilisierung des schlupfenden Systems an.
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Um
die Regelgüte
des Gesamtsystems im Teilschlupf zu beurteilen, kann das Fahrzeug
mit Triebstrang, Kupplung, Aktorik und Steuerung am Rechner simuliert
werden. Neben den Reglerparametern spielt bei diesem nichtlinearen
System die Dynamik des Kupplungsaktors und die endliche Momentenauflösung eine
entscheidende Rolle. Zusammen mit der Hysterese und der eben beschriebenen Dämpfung im
Teilschlupf stellt sich für
jedes Gesamtsystem eine andere Dynamik ein.
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Alle
Systeme sind aber dadurch gekennzeichnet, dass es sich um nichtlineare
Systeme handelt. In der Regelungstechnik und Systemdynamik gibt
es verschiedene Theorien, die solche Systeme behandeln. Sie sagen
bei stabilen nichtlinearen Systemen – und ein solches soll hier
ja entworfen werden – einen
so genannten Grenzzyklus voraus. Dabei schwingt der Systemausgang
mit einer bestimmten Amplitude und Frequenz um den Zielwert.
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Die
Simulationsmodelle sind inzwischen so detailliert, dass sich diese
Schwingung in den Ergebnissen wiederfinden lässt (Bild 12). Das im oberen Teil
dargestellte Simulationsergebnis zeigt die niederfrequente Schwingung
des Ist-Schlupfs um den Schlupfsollwert, der in der dargestellten
Simulation 150 1/min beträgt.
Diese Schwingung im Bereich von 1 Hz ist akustisch unproblematisch.
Die Schwingungsamplitude, in diesem Fall ca. 10 1/min, ist, wie oben
diskutiert, wesentlich von der Dämpfung,
also der Größe des Teilschlupfs
abhängig.
Die Simu lation bei einem Sollschlupf von 50 1/min im unteren Bildteil zeigt
also erwartungsgemäß wesentlich
kleinere Amplituden in der Größenordung
von 5 1/min. Die Amplitude kann als Regelgenauigkeit betrachtet
werden und ist eine entscheidende Größe für die Schlupfauslegung. Auf
die zulässige
Größe der Abweichungen wird
weiter unten eingegangen.
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Die
bei der Simulation getroffenen Annahmen und benutzten Modelle sind
an realen Systemen verifiziert worden. So zeigt die Messung an einem Prototypen
mit Schlupfregelung (Bild 13) eine sehr gute Übereinstimmung mit der Simulation
dieses Systems, wie sie im Bild 12 dargestellt ist. Es findet sich
der Grenzzyklus von ähnlicher
Amplitude und Frequenz sehr gut wieder. Weil die Simulation inzwischen
so verfeinert ist, dass Realität
und Simulation sehr gut übereinstimmen,
kann die Schlupfregelung im Wesentlichen durch Simulation und Berechnung ausgelegt
werden.
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Ein
weiterer wichtiger Schritt ist es, dass der sich einstellende Grenzzyklus
inzwischen analytisch geschlossen dargestellt werden kann. Mit der
Theorie der harmonischen Balance ist es möglich, diese Darstellung für gegebene
Systeme zu erzeugen. Entscheidend ist dabei nicht nur, dass Amplitude
und Frequenz vorhergesagt werden können, sondern dass darüber hinaus
eine Stabilitätsaussage
getroffen werden kann. In Bild 14 ist aus dieser Formel die erreichbare
Regelgenauigkeit über
der Dämpfung des
Systems (also indirekt wiederum über
dem Schlupf) aufgetragen. In die Betrachtung gehen Momentenauflösung, Massenträgheit, Reglerfrequenz, Systemhysterese
und weitere Größen ein.
Idealerweise ist ein möglichst
geringer Regelfehler, also eine möglichst flache Kennlinie gewünscht. Dies
ist etwa durch eine „schärfere" Reglerabstimmung grundsätzlich zu
erreichen. Dabei nimmt jedoch die Robustheit ab. Die praktikable
Grenze, also der Abstand zur Stabilitätsgrenze, auch „Stabilitätsrand" genannt, muss durch
den erfahrenen Ingenieur so festgelegt werden, dass genug Reserven
für Variationen über Fahrzeuge
und Fahrzeuglebensdauer vorgehalten sind.
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Wie
werden nun diese Betrachtungen zur Regelgenauigkeit für die Auslegung
genutzt? Nachdem aufgrund der Isolationsziele ein theoretisches Schlupfkennfeld
berechnet ist, muss geprüft
werden, welche Abweichungen vom Sollschlupf zulässig sind. Hierzu wird für jeden
Betriebspunkt die am Getriebeeingang verbleibende Beschleunigungsamplitude über dem
Schlupf aufgetragen, siehe Bild 15 oben. Zu jedem Isolationsziel
ist eine erlaubte Toleranz festgelegt. Wird das Isolationsziel sowie
eine akzeptable Isolationsabweichung, die im Fahrzeug definiert werden
muss, eingezeichnet, ergibt sich der erlaubte Schlupfbereich. Dieser Schlupf
kann auch als Regelgenauigkeit interpretiert werden, die unbedingt
erreicht werden muss. Gleichzeitig kann aus der oben vorgestellten Überanpressungskurve
(Bild 11) die für diesen
Betriebspunkt wirkende Dämpfung
abgelesen werden (Bild 15 unten).
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Abschließend muss
nun für
alle Betriebspunkte diese erforderliche Regelgenauigkeit über der Dämpfung in
das Diagramm für
die erreichbare Regelgenauigkeit (Bild 14) eingezeichnet werden.
Das Ergebnis ist in Bild 16 dargestellt. So kann der Fachmann die
erreichbare Regelgenauigkeit (durchgezogene Line) mit der erforderlichen
Regelgenauigkeit (eingezeichnete Betriebspunkte) vergleichen. Diese Betriebspunkte
sollten auf oder über
der erzielbaren Regelgenauigkeit liegen. Falls dies, wie im dargestellten
Beispiel, nicht der Fall ist, gibt es verschiedene Optimierungsmöglichkeiten:
Zum
einen kann die Sollschlupfdrehzahl angehoben werden. Somit führen auch
größere Regelabweichungen
nicht zum Anhaften der Kupplung und der damit einhergehenden Verschlechterung
des Geräuschverhaltens.
Dies ist aber nur in begrenztem Umfang möglich, da mit wachsendem Schlupf
auch die Dämpfung
abnimmt (vgl. Bild 15 unten), die Betriebspunkte in Bild 16 also
nach oben (erforderliche Regelgenauigkeit nimmt ab), aber auch nach
links (geringere Dämpfung
durch größeren Schlupf)
wandern.
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Alternativ
muss versucht werden, das System im Rahmen des Stabilitätsrandes
zu verbessern. Idealerweise kann das, wie im Beispiel anhand der gestrichelten
Linie angedeutet, durch eine Erhöhung der
Momentenauflösung
der Kupplungssteuerung erreicht werden. So entsteht die komplette
System-, Regler- und Schlupfkennfeldauslegung in einer iterativen
Entwicklung ausschließlich
in der Simulation.
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Als
letzter Schritt der Applikation für ein Fahrzeug steht die Optimierung
und Validierung im Fahrzeug an. Hier muss selbstverständlich die
Regelungs- und Isolationsqualität
abschließend
im Versuch geprüft
werden. Nach unseren Erfahrungen sind die entscheidenden Faktoren
die Qualität
der Motormomentensignale, die Abstimmung der Lastwechseldämpfung sowie
das Verhalten des Leerlaufreglers. So ist insbesondere das Lastwechselverhalten
heute fast ausschließlich
im Fahrzeug bestimmbar und abstimmbar.
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Bei
einer geeigneten Regler- und Systemauslegung sowie einer Abstimmung
im Fahrzeug können
dann sehr gute Schlupfregelungsergebnisse erzielt werden (Bild 17).
Es wird auch deutlich, dass Tip-In und Back-Out optimal gedämpft und
ausgeregelt werden können.
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Neben
der reinen Schlupfbetrachtung spielt für die Gesamtbeurteilung der
Schlupfregelung die in die Kupplung eingebrachte Leistung eine wesentliche
Rolle. Natürlich
sind Verbrauchs- und
Verschleißaspekte
zu berücksichtigen.
Wesentlich ist allerdings auch die dauerhaft in die Kupplung eingebrachte
Leistung, die zu einer Temperaturerhöhung führt. Die im Beispiel betrachtete
Kupplung kann eine mittlere Leistung in der Größe von 750 W dauerhaft ertragen.
Die durch die Schlupfregelung eingebrachte Leistung ist offensichtlich
vom Schlupf und dem übertragenen
Drehmoment abhängig.
Bei der Leistungsbetrachtung hilft die Darstellung in Bild 18. Hier ist
zum einen das Schlupfkennfeld dargestellt, also der Schlupf über der
Motordrehzahl in Abhängigkeit vom
aktuellen Moment. Zum anderen ist die für das jeweilige Moment und
den jeweiligen Schlupf eingebrachte Leistung eingezeichnet. Die
horizontale Linie kennzeichnet die für die Kupplung maximal zulässige Dauerleistung.
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Es
können
bei den meisten Anwendungen Situationen konstruiert werden, in denen
die augenblickliche Leistung kurzzeitig über der dauerhaft zulässigen Leistung
liegt. Je nach Anwendung kann es aber auch zu einer erheblichen Überschreitung
des Grenzwertes kommen, insbesondere bei Motoren, die ein hohes
Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen in Kombination mit großen Ungleichförmigkeiten
aufweisen, also große
Schlupfdrehzahlen erforderlich machen. Das gezeigte Beispiel stellt
eine Anwendung dar, bei der bereits bei relativ geringen Drehmomenten
aufgrund des hohen einzustellenden Schlupfes die zulässige Dauerleistung überschritten
wird. So wird etwa bei einem Drehmoment von 200 Nm bei 1700 1/min
die zulässige
Leistung um fast 30% überschritten.
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Anhand
dieses Diagramms muss nun mit dem Kunden diskutiert werden, ob die
jeweilige Anwendung allein mit Schlupfregelung sicher zu beherrschen
ist oder weitere Isolationsmaßnahmen,
etwa mittels eines externen Dämpfers,
notwendig sind. Entscheidend sind die Anforderungen des Kunden bezüglich der
Behandlung der kritischen Situation. Insbesondere muss entschieden
werden, ob Einschränkungen
in der Funktion, etwa der Triebstrangisolation akzeptabel sind,
wenn die zulässige
Leistung längere
Zeit überschritten
wird. Die wichtigsten Schutzmaßnahmen,
die in diesem Fall ergriffen werden können, sind:
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– Begrenzung der Schlupfleistung
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In
diesem Fall wird die Schlupfleistung kontinuierlich mit steigender
Temperatur begrenzt. Umgesetzt wird dies durch eine reduzierte Sollschlupfvorgaben,
wobei die Triebstrangisolation bei hoher Last natürlich abnimmt.
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– Schaltpunktverschiebung
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Bei
der Gangauswahl im Automatikprogramm können die entsprechenden Situationen
detektiert werden (etwa lange Bergfahrt) und durch eine entsprechende
Variation der Schaltkennlinien die Gänge so gewählt werden, dass ein geringerer Schlupf
und/oder niedrigere Momente an der Kupplung anliegen.
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– Zwangsrückschaltungen
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Auch
im manuellen Modus sind solche Schaltungen grundsätzlich denkbar,
aber für
den Fahrer schwer nachvollziehbar.
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Die
steigende Schärfe
der Maßnahmen zeigt,
dass es durchaus Anwendungen gibt, die ausschließlich mit Schlupfregelung unter
Verzicht auf einen ZMS-ähnlichen,
externen Dämpfer
nur mit Einschränkungen
beherrscht werden können.
