DE102020112598A1 - Zentrale Steuereinheit zur Vorgabe radselektiver Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente - Google Patents

Abstract

Erfindungsgemäß ist eine zentrale Steuereinheit zur Vorgabe achsbezogener radselektiver Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente für mehrere Antriebs- und/oder Brems-Aktuatoren in einem Kraftfahrzeug derart ausgestaltet, dass abhängig von einem vorgegebenen Verzögerungsmoment als achsbezogene Stellgrößen ein Gesamt-Sollmoment und/oder ein Gesamt-Differenzsollmoment bestimmbar sind, dass zunächst durch eine Tiefpassfilterung und eine Hochpassfilterung eine generische Aufteilung der Stellgrößen in stationäre und instationäre Anteile erfolgt und dass ein Allokationsmodul zur Aufteilung der Stellgrößen in die radselektiven Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente vorgesehen ist.

Description

• Die Erfindung betrifft eine zentrale Steuereinheit zur Vorgabe radselektiver Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente für mehrere Antriebs- und/oder Brems-Aktuatoren zur Regelung eines schlupf- oder drehzahlbezogenen Soll-Drehzahlwertes.
• Zum technischen Hintergrund wird insbesondere auf die DE 10 2015 222 059 A1 , die WO 2019/219698 Al ( EP 3 569 436 A1 ) und die WO 2019/219699 A1 ( DE 10 2018 212 505 A1 ) hingewiesen. Der Stand der Technik bezieht sich auf aktuatornahe und skalierbare Fahrdynamikregelsysteme, Schlupfregelsysteme bzw. Traktionsregelsysteme. Die DE 10 2015 222 059 A1 beschreibt den grundlegenden Aufbau der Traktionsregelung sowie die Steuergerätepartitionierung zwischen Fahrdynamik- und Antriebsteilen. Die bisherigen Ansätze zur Traktionsregelung orientieren sich zum einem an einem Zentralmotor, der seine Antriebsleistung für eine Achse bereitstellt ( EP 3 569 436 A1 ), sowie an einem Allradgetriebe ( WO 2019/219699 ), mit dem eine Sekundärachse betrieben wird. Die bekannten Lösungen sind dabei an dem Aktuator ausgerichtet („aktuatorbezogen“) und betrachten primär den mittleren Schlupf bzw. die mittlere Drehzahl an einer Achse (= absolutes Traktionsniveau). Als grundlegendes Konzept wird die Eingangs-Ausgangs-Linearisierung verwendet.
• Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, zum einen das radindividuelle Längsdynamikpotenzial auszuschöpfen, die Querdynamik aktiv zu beeinflussen und Bauteilschutz von verschiedenen Komponenten vorzunehmen.
• Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die Merkmale der unabhängigen Ansprüche gelöst, während in den abhängigen Ansprüchen bevorzugte Weiterbildungen der Erfindung angegeben sind.
• Erfindungsgemäß ist in einem ersten Aspekt eine zentrale Steuereinheit zur Vorgabe achsbezogener radselektiver Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente für mehrere Antriebs- und/oder Brems-Aktuatoren in einem Kraftfahrzeug derart ausgestaltet, dass abhängig von einem vorgegebenen Verzögerungsmoment als achsbezogene Stellgrößen ein Gesamt-Sollmoment und/oder ein Gesamt-Differenzsollmoment bestimmbar sind, dass zunächst durch eine Tiefpassfilterung und eine Hochpassfilterung eine generische Aufteilung der Stellgrößen in stationäre und instationäre Anteile erfolgt und dass ein Allokationsmodul zur Aufteilung der Stellgrößen in die radselektiven Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente vorgesehen ist.
• Zusätzlich oder alternativ ist erfindungsgemäß eine zentrale Steuereinheit zur Vorgabe achsbezogener radselektiver Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente für mehrere Antriebs- und/oder Brems-Aktuatoren zur Regelung eines schlupf- oder drehzahlbezogenen Soll-Drehzahlwertes abhängig von einem Antriebs- und/oder Bremsänderungswunsch in einem Kraftfahrzeug derart ausgestaltet, dass aus dem Antriebs- und/oder Bremsänderungswunsch ein erster Sollwert in Form einer aktuatorunabhängigen achsbezogenen Soll-Absolut-Drehzahl und/oder ein zweiter Sollwert in Form einer aktuatorunabhängigen achsbezogenen Soll-Differenzdrehzahl vorgebbar sind, dass ein Absolutregler zur Bestimmung eines achsbezogenen Gesamt-Absolut-Sollmoments aus der Soll-Absolut-Drehzahl und/oder ein Differenzregler zur Bestimmung eines achsbezogenen Gesamt-Differenzsollmoments aus der achsbezogenen Soll-Differenzdrehzahl vorgesehen sind und dass ein Allokationsmodul zur Aufteilung des Gesamt-Sollmoments und/oder des Gesamt-Differenzsollmoments in die radselektiven Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente vorgesehen ist.
• Nachfolgend meint die Erfindung exemplarisch eine Achse eines Fahrzeugs und kann entsprechend auf alle Achsen eines Fahrzeugs angewendet werden.
• Nachfolgend meint Bremsmoment Bremsdruck bei elektrohydraulischen Bremssystemen, bei denen im Allgemeinen der hydraulische Druck im Bremszylinder und die Ein-/Auslassventile geregelt werden, Bremsmoment bei elektromechanischen Bremssystemen, regeneratorisches Bremsmoment bei Elektromotoren im generatorischen Betrieb Es kann eine beliebige Kombination aus Aktuatoren unter dem Begriff Bremsmoment zusammengefasst werden.
• Nachfolgend meint Absolutregler die Regelung der mittleren Drehzahl einer Achse, (Soll-)Absolut-Drehzahl die mittlere (Soll-)Drehzahl einer Achse, (Soll-)Absolutmoment das (Soll-)Summenmoment einer Achse und Absolutfreiheitsgrad den zur mittleren Drehzahl zugehörigen rotatorischen Freiheitsgrad. Nachfolgend meint ein beobachtetes Signal ein beobachtetes und/oder gemessenes und/oder gefiltertes Signal.
• Nachfolgend meint Soll-(Absolut-/Differenz-)Drehzahl ein Soll-Drehzahlband oder eine Soll-Drehzahl.
• Nachfolgend meint Antriebs- und/oder Bremsänderungswunsch ein Änderungswunsch mit dem Ziel durch eine Drehzahlvorgabe aus einer Fahrervorgabe und/oder einer Fahrerassistenzfunktion und/oder einer Fahrdynamikfunktion und/oder einer Bauteilschutzfunktion und/oder einer Betriebsstrategie eine gewünschte Fahrzeugreaktion zu bewirken.
• Weitere Details sind den folgenden Ausführungen zu entnehmen. Der Erfindung liegen folgende Überlegungen zugrunde:
• Hintergrund der Erfindung:
• Für eine Achse eines Fahrzeugs entsteht durch unterschiedliche Einflüsse für das jeweils linke und rechte Rad dieser Achse die fahrdynamische Notwendigkeit, das Antriebs- bzw. Bremsmoment radindividuell anzupassen. Im Wesentlichen werden die maximal übertragbaren Reifenkräfte durch die Fahrzeugparameter (z.B. Reifeneigenschaften), Umwelt (z.B. Eigenschaften der Fahrbahn), durch die Vertikaldynamik (z.B. veränderliche Radlasten) und durch die Querdynamik (z.B. Aufteilung Reifenkraft in Längs- und Querrichtung) beeinflusst. Unterscheiden sich diese Einflussparameter zwischen dem linken und rechten Reifen muss eine entsprechende radindividuelle Adaption erfolgen. Diese betrifft die folgenden Anwendungsfälle:
  • - Anfahren/Beschleunigen/Verzögern auf unterschiedlichen Reibwerten für das linke und rechte Rad (µ-split) (offene Differentiale begrenzen die maximal mögliche Antriebsleistung bzw. können diese vollständig aufheben, z.B. ein Rad in der Luft)
  • - Kurvenfahrt/dynamisches Abbiegen (Querdynamik bedingt Radlastverschiebung, weshalb kurveninneres Rad stark entlastet und gleichzeitig kurvenäußeres Rad stark belastet wird)
  • - Traktions-/ABS-/FZR-Regelung (Beschleunigen/Verzögern im Grenzbereich erfordert einen Ausgleich von externen Störeinflüssen sowie ein stabiles Führungsverhalten)
  • - Stabilisieren/Agilisieren bei Kurvenfahrt oder dynamischen Spurwechselmanövern
  • - Bauteilschutz (Gelenkwellen, Motorlager, Speicher, Inverter, Elektromotoren)
• Daraus ergeben sich die folgenden Zielsetzungen für die Erfindungsmeldung:
• - Durch genannte Einflüsse auf das linke und rechte Rad einer Achse (Reibwert, Vertikal-/Querdynamik) entstehen radindividuelle maximal übertragbare Reifenkräfte
• - Dadurch entstehen radindividuelle optimale Schlupfwerte und die Notwendigkeit über ein entsprechendes Regelkonzept das Antriebs-/Bremsmoment radindividuell anzupassen
• - Durch ein entsprechendes Regelkonzept wird das Längsdynamikpotenzial radindividuell ausgenutzt
• - Aktive Beeinflussung der Querdynamik → Variable Skalierung zwischen Längs-/Querdynamik
• - Zur Optimierung der Regelgüte (Robustheit von Führungs- und Störübertragungsverhalten) sollten Antriebsstrangschwingungen und Trägheiten im Antriebsstrang berücksichtigt werden
Anwendung auf verschiedene Aktuatorkonzepte (Aktuatoren mit Querverteilungsfunktion, radindividuelle Antriebs- oder Bremseinheiten) möglich
• Technisches Problem
• Eine wesentliche Anforderung an das zu entwickelnde Regelsystem ist die Einbindung verschiedener Aktuatorgruppen, die ein Differenzmoment zwischen dem linken und rechten Rad aufprägen können („Torque-Vectoring“). Dadurch lässt sich eine radindividuelle Anpassung des Antriebs- und Bremsmoments vornehmen. Diese Aktuatorgruppen sind:
• - Aktuatoren mit Querverteilungsfunktion: Über aktiv steuerbare Kupplungen kann das Antriebsmoment eines Zentralmotors zwischen dem linken und rechten Rad verteilt werden (vorzugsweise aktive Sperrdifferentiale oder Torque-Vectoring-Differentiale, z.B. QMVH)
• - Radindividuelle Antriebseinheiten: Die einzelnen Räder einer Achse werden über unabhängige Motoren angetrieben (vorzugsweise Elektromotoren bei elektrisch betriebenen Fahrzeugen)
• - Radindividuelle Bremseinheiten: Serienfahrzeuge besitzen die Möglichkeit der radindividuellen Aktuierung von Reibmomenten
• Eine weitere Zielsetzung der Erfindung ist zum einen das Ausschöpfen des radindividuellen Längsdynamikpotenzials und zum anderen die aktive Beeinflussung der Querdynamik derart, dass eine variable Skalierung von Längs- und Querdynamik entsteht.
• Eine weitere Zielsetzung der Erfindung liegt im Bauteilschutz: durch gezieltes Beschränken/Umverteilen der Momentenanforderung zwischen Elektromotor und Bremse oder eine Reduktion der dynamischen Momente durch dämpfende Regelanteile kann gezielt Bauteilschutz durch Software erzielt werden (Gelenkwelle, Motorlager, Motor, Speicher).
• Die Lehren der bekannten Druckschriften ( EP 3 569 436 A1 und WO 2019/219699 ) eignen sich nur bedingt für die Anwendung auf die genannte Aufgabenstellung, da diese wie oben beschrieben aktuatorbezogen sind. Wendet man nun das Prinzip der Patente auf die drei Aktuatorgruppen an, entsteht bei Aktuatoren mit Querverteilung ein Regler für die Differenzdrehzahl. Für radindividuelle Antriebs- und Bremseinheiten ergeben sich zwei Regler, die lediglich die Absolutdrehzahl des jeweiligen Rades beeinflussen. Über beide Wirkprinzipien lässt sich prinzipiell eine radindividuelle Anpassung des Antriebs-/Bremsmoments erreichen.
• Die beiden Wirkprinzipien besitzen jedoch grundlegende Unterschiede für die Zielsetzung einer variablen Skalierung von Längs- und Querdynamik. Bei Aktuatoren mit Querverteilung wird die Differenzdrehzahl an Vorder- und/oder Hinterachse geregelt, wodurch sich die Absolutdrehzahl der beiden einzelnen Räder einer Achse als auch der Bezug zueinander direkt ergibt. Somit ist es möglich das radindividuelle Längsdynamikpotenzial (Absolutdrehzahl) sowie die Skalierung der Querdynamik (Differenzdrehzahl) vorzunehmen. Bei radindividuellen Antriebs- und Bremseinheiten wird die Absolutdrehzahl eines jeden Rades (Längsdynamikpotenzial) direkt geregelt. Der Bezug zur Querdynamik (Differenzdrehzahl der Räder) erfolgt jedoch indirekt über die zwei miteinander gekoppelten Regler einer Achse. Diese Kopplung erhöht den Entwicklungs- und Applikationsaufwand, um die Skalierbarkeit zwischen Quer- und Längsdynamik zu ermöglichen. Das Problem wird deutlicher, wenn ein Fahrzeug eine beliebige Kombination aus den gewählten Aktuatorgruppen besitzt. Dadurch entstehen an einer Achse bis zu fünf verschiedene Regler (2x Bremseinheit, 2x Antriebseinheit, 1x Aktuator mit Querverteilung), die letztendlich eine Skalierung zwischen Längs- und Querdynamik vornehmen. Hierbei sei angemerkt, dass im Regelungskonzept ein bestimmtes Drehzahlband vorgegeben werden kann. Dies bedeutet, dass man dann pro Freiheitsgrad (Absolut- und/oder Differenzfreiheitsgrad an Vorder- und/oder Hinterachse) eine Min und eine Max-Grenze als Sollwert definiert, die dann je nach Fahrsituation als Sollwert aktiv eingeregelt wird. Daraus ergeben sich maximal acht Drehzahlregler, wovon maximal vier gleichzeitig aktiv sein können.
• Aus dem beschriebenen Problem wird deutlich, dass eine Regelung der Differenzdrehzahl notwendig und ein aktuatorbezogenes Konzept nicht vorteilhaft unter dem Gesichtspunkt der Skalierbarkeit zwischen Quer- und Längsdynamik ist. Der zweite Teil des Stands der Technik beschränkt sich auf aktive Sperrdifferentiale ohne Berücksichtigung von radindividuellen Antriebs- und Bremseinheiten. Neben der Aktuatordynamik (wesentliche Unterschiede zwischen den drei Aktuatorgruppen) wird auch das schwingungsfähige Verhalten des Antriebsstrangs vernachlässigt, welches jedoch maßgeblich das übertragbare Antriebsmoment an die Räder definiert. Durch diese Vernachlässigungen ergeben sich eine geringe Robustheit des Führungs- und Störübertragungsverhaltens, was in aufwändigen applikativen und funktionalen Maßnahmen resultiert. Zudem werden teilweise unsichere Parameter im Regelkonzept verwenden (z.B. Reibwert der Straße, Fahrzeuggewicht, Fahrzeuggeschwindigkeit, Reifenparameter), welche nicht zuverlässig bestimmt werden können.
• Grundprinzip der Erfindung
• Mit der vorliegenden Erfindung können alle Funktionen, die auf die Raddynamik einwirken, dargestellt werden. Dazu zählen insbesondere die Antriebsschlupfregelung (ASR), die Bremsschlupfregelung (ABS), die Stabilisierungsregelung (FZR) und Torque-Vectoring-Funktionen.
• Aus den beschriebenen technischen Problemen ergeben sich die folgenden Prinzipien:
1. 1) Verwendung der Differenzdrehzahl als Regelgröße:
   1. a. unabhängig vom Aktuatorkonzept möglich
   2. b. Entkopplung der Regler bei radindividuellen Antriebs- und Bremseinheiten
2. 2) Darstellung verschiedener Skalierungsstufen (Ausprägung Fahrmodi):
   1. a. Differenzdrehzahlregelung „stand-alone“:
   2. b. Traktions-/ABS-Regelung „stand-alone“:
   3. c. Integrierter Entwurf von Differenzdrehzahlregelung und Traktions-/ABS-Regelung: Skalierung zwischen Längs- und Querdynamik
3. 3) Differenzierung des Antriebskonzepts über Synthesemodell:
   1. a. Allgemeingültiges Synthesemodell enthält abstrakte Aktuatoren und Antriebsstrang
   2. b. Je nach Antriebskonzept und verfügbaren Messsignalen ändert sich nur Parametrierung
4. 4) Eingangs-Ausgangs-Linearisierung als Regelkonzept für Differenzdrehzahlregelung (siehe z. B. die WO 2019/219698 Al ( EP 3 569 436 A1 ) und die WO 2019/219699 A1 ( DE 10 2018 212 505 A1 , auf die hier vollinhaltlich Bezug genommen wird):
   1. a. Kompensation von Nichtlinearitäten und Antriebsstrangschwingungen:
      • Rückführung der Raddrehzahlen, Aktuatoristmomente (gemessen/beobachtet/gefiltert) sowie ggfs. aktuatorbezogener Drehzahlen (gemessen/beobachtet/gefiltert) (Rotordrehzahl bei Elektromotoren, Drehzahl am Differentialgehäuse bei Differentialen, Kardanwellendrehzahl, ...)
   2. b. Referenzmodells: Vorgabe eines gewünschten Sollverhaltens für das linearisierte System
   3. c. Drehzahlregler: Kompensation von externen Störungen sowie Fehlern in der Modellierung ggfs. ergänzt durch Anti-Windup, Zustands-Resetting, Gain-Scheduling, Regleraktivierung
5. 5) Nachgelagerten Allokationsverfahrens zur Verteilung eines Differenzmoments auf mehrere Aktuatorgruppen:
   1. a. Differenzdrehzahlregelung erfolgt unabhängig von Aktuator
   2. b. Entkopplung von Regelung und Allokation (bestehende Verfahren zur Allokation können genutzt werden)
• Vorteile der Erfindung gegenüber dem Stand der Technik:
• - Ausnutzung radindividueller Längsdynamikpotenziale unter gleichzeitiger Beeinflussung der Querdynamik möglich (Skalierung zwischen Längs- und Querdynamik)
• - Darstellung verschiedener Skalierungsstufen zu bestehenden Traktions- und ABS-Regelsystemen (integrierter Entwurf, stand-alone)
• - Regelkonzept ist unabhängig von Antriebskonzept, daraus folgt eine explizite Berücksichtigung des Antriebsstrangs und der Aktuatordynamik über entsprechende Parametrierung
• - Regelkonzept verwendet keine Adaption an unsichere Parameter (Reibwert, Reifenparameter, Fahrzeuggeschwindigkeit, Masse des Fahrzeugs), woraus folgt, dass keine zusätzlichen Beobachter notwendig sind. Eine Robustheit im Führungs- und Störübertragungsverhalten gegenüber der oben beschriebenen unsicheren Parameter ist gegeben. Die Kraftänderung im Kontakt zwischen Reifen und Fahrbahn wird anhand der über Software differenzierten Raddrehzahlen und/oder Elektromotordrehzahlen hochfrequent beobachtet. Damit ist bspw. die Wirkung einer beladungsabhängigen unsicheren Masse, einer reifentyp, -druck, - temperatur-, fahrbahnbelag- und witterungsabhängigen Reibwert hierdurch berücksichtigt.
• - Dämpfung von Antriebsstrangschwingungen
• - Kompensation von Trägheiten im Antriebsstrang
• Die Erfindung wird anhand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigt
• 1 (1.1 bis 1.7) Antriebskonzepte, auf die die Erfindung vorzugsweise anwendbar ist,
• 2 eine Prinzip-Darstellung der Regelstrecke zum Antriebskonzept 1,
• 3 eine Prinzip-Darstellung der Regelstrecke zum Antriebskonzept 2,
• 4 eine Prinzip-Darstellung der Regelstrecke zum Antriebskonzept 3,
• 5 eine Prinzip-Darstellung der Regelstrecke zum Antriebskonzept 4,
• 6 eine Prinzip-Darstellung der Regelstrecke zum Antriebskonzept 5,
• 7 eine vereinfachte Darstellung der Absolut- und Differenzregelung kombiniert mit einer Allokation auf die verwendete Aktuatorik,
• 8 ein Regelkonzept basierend auf einer Eingangs-Ausgangs-Linearisierung, welche ein nichtlineares Synthesemodell zu Grunde legt,
• 9 den erfindungswesentlichen Ausschnitt aus dem Regelungskonzept (innerer Regelkreis als Multischlupfregler MDR) gemäß 8,
• 10 eine erfindungsgemäße elektronische Steuereinheit in Form eines zentralen Steuergeräts,
• 11 eine Reglerstruktur nach dem Stand der Technik bei einer Partitionierung auf mehrere aktuatorbezogene Steuergeräte,
• 12 ein besonders bevorzugtes Anwendungsbeispiel der Erfindung bezogen auf die Aktuatoren E-Maschine (Elektroantriebsmotor) und Bremssystem (Reibbremse) bei einem negativen Beschleunigungswunsch,
• 13 eine Abbildung der Regelstrecke für einen Freiheitsgrad bei dem zuvor genannten Anwendungsbeispiel einer Bremsregelung,
• 14 die Regelstrecke für die Regelung der mittleren Achsdrehzahl der Primär- und Sekundärachse durch das Bremsregelverfahren und
• Die Umsetzung der Erfindung wird beispielhaft anhand der in 1 dargestellten sieben Antriebskonzepte erläutert. Im Folgenden wird der jeweilige Aufbau der Antriebskonzepte kurz beschrieben:
• 1.1 Zwei Antriebseinheiten stellen radindividuelle Momente.
• 1.2 Eine zentrale Antriebseinheit stellt ein Moment, das über einen Aktuator mit Querverteilungsfunktion verteilt wird.
• 1.3 Zwei Bremseinheiten stellen radindividuelle Momente. Die Achse kann entweder freirollend sein oder optional über eine zentrale Antriebseinheit und ein offenes Differential angetrieben werden.
• 1.4 Zwei Antriebseinheiten und zwei Bremseinheiten stellen jeweils radindividuelle Momente.
• 1.5 Eine zentrale Antriebseinheit verteilt das Antriebsmoment über einen Aktuator mit Querverteilungsfunktion und zwei Bremseinheiten stellen ein radindividuelles Moment.
• 1.6 Eine zentrale Antriebseinheit verteilt das Antriebsmoment über einen Aktuator mit Querverteilungsfunktion und zwei Antriebseinheiten stellen ein radindividuelles Moment.
• 1.7 Eine zentrale Antriebseinheit verteilt das Antriebsmoment über einen Aktuator mit Querverteilungsfunktion und zwei Antriebs- sowie zwei Bremseinheiten stellen jeweils ein radindividuelles Moment.
• Die in 1 dargestellten Antriebskonzepte 1 bis 5 (auf die Antriebskonzepte 6 und 7 wird in der folgenden Beschreibung nicht näher eingegangen.) lassen sich außerdem in die folgenden prinzipiellen Darstellungen überführen. Die 2 bis 6 zeigen die relevanten Anteile aus Antriebsstrang, Bremsstrang und Fahrdynamik:
• 2 Antriebskonzept 1: zwei radindividuelle Antriebseinheiten
• 3 Antriebskonzept 2: Aktuator mit Querverteilungsfunktion
• 4 Antriebskonzept 3: zwei radindividuelle Bremseinheiten
• 5 Antriebskonzept 4: zwei radindividuelle Antriebs- sowie Bremseinheiten
• 6 Antriebskonzept 5: Aktuator mit Querverteilungsfunktion und zwei Bremseinheiten
• Die 2 bis 6 sollen die Anwendung auf die verschiedenen Antriebskonzepte demonstrieren. Daraus ergeben sich die folgenden drei Skalierungsvarianten:

  Variante	Regelungsaufgabe	Beschreibung
  1	Regelung Absolutdrehzahl	Regelung der mittleren Drehzahl einer Achse. (z.B. EP 3569436 / WO 2019/219699 )
  2	Regelung Differenzdrehzahl	Regelung der Differenzdrehzahl an einer Achse.
  3	Regelung Absolut- und Differenzdrehzahl	Kombination der beiden ersten Varianten. Je nach Abstimmung der beiden Regler (Absolut/Differenz) ergibt sich die Möglichkeit einer variablen Skalierung.

• Jede der drei Skalierungsvarianten kann über unterschiedliche Stelleingriffe die Längs- und Querdynamik beeinflussen. Die vorliegende Erfindung betrifft die Skalierungsvarianten 2 und 3. Die Skalierungsvarianten 1 und 2 stellen die Extremausprägung einer variablen Skalierung der Variante 3 dar. Die Regelung der Differenzdrehzahl steht dabei im Vordergrund. Im Fahrzeug lassen sich die achsbezogenen Skalierungsvarianten für Vorder- bzw. Hinterchse prinzipiell beliebig kombinieren.
• Im Folgenden wird anhand von 7 die Kombination der beiden Regler für Absolut- und Differenzdrehzahl erläutert (Skalierungsvariante 3). 7 zeigt eine übergeordnete vereinfachte Struktur der beiden Regler (Regelung der Absolut- und Differenzdrehzahl).
• In dieser Abbildung ist die Entkopplung der beiden Regler dargestellt. Der entsprechende Regelfehler wird über die dazugehörigen Soll- und Ist-Drehzahlen ω bestimmt. Die Regler selbst liefern ein abstraktes Absolutsollmoment M_soll und ein abstraktes Differenzsollmoment ΔM_soll. Über das Allokationsmodul KA (Block „Koordination/Allokation“) werden diese Sollmomente miteinander verrechnet und auf die jeweils vorhandenen Aktuatoren (je nach Antriebskonzept) aufgeteilt.
• Das Regelkonzept basiert vorzugsweise auf der Eingangs-Ausgangs-Linearisierung, welche ein nichtlineares Synthesemodell zu Grunde legt und in 8 dargestellt ist. Zur Beschreibung des grundsätzlichen Synthesemodells wird ergänzend vollinhaltlich auf die WO 2019/219698 Al ( EP 3 569 436 A1 ) und die WO 2019/219699 A1 ( DE 10 2018 212 505 A1 ) hingewiesen. In 9 wird der wesentliche Ausschnitt MDR („Multidrehzahlregler“) nach 8 gezoomt dargestellt.
• Das Synthesemodell besteht aus einem Aktuatormodell AM (siehe auch 7) inklusive einem elastischen oder starren Modell für den Antriebsstrang sowie der Längsdynamik des Fahrzeugs. Das Aktuatormodell AM beschreibt die Wirkung des jeweilig verwendeten Aktuators zur Aufbringung eines aktuellen Differenzmoments ΔM_ist. Ebenso wird für das Modell für den Antriebsstrang das entsprechende Übertragungsverhalten zur Übertragung des Differenzmoments an die Räder angenommen.
• Das Regelkonzept selbst besteht im Wesentlichen aus den drei oben genannten Teilen. Zunächst wird je nach Sensorinformationen eines der folgenden Regelgesetze verwendet: $$\begin{array}{c}\Delta M_{soll}=\Delta M_{ist}+2\ast {\tau }_{akt}\ast \left(J_{akt}\ast v+k_c\left(\Delta {\omega }_{akt}-\Delta {\omega }_{rad}\right)+d_c\left(\Delta {\dot{\omega }}_{akt}-\Delta {\dot{\omega }}_{rad}\right)\right)\\ \Delta M_{soll}=\Delta M_{ist}+2\ast {\tau }_{akt}\ast J_{akt}\ast v\end{array}$$

  
• Dabei werden die Größen aktuelles Differenzmoment ΔM_ist, Differenzdrehzahl an den Rädern Δω_rad, Differenzdrehzahl am Aktuator Δω_akt sowie die numerischen Ableitungen der beiden Differenzdrehzahlen verwendet. Die genannten Größen können gemessen, beobachtet oder gefiltert sein. Durch diese dynamischen Rückführungen wird eine Kompensation der Aktuatordynamik und des Antriebsstrangs erreicht. Die verbleibenden Parameter repräsentieren die Zeitkonstante des Aktuators τ_akt, die Trägheit des Aktuators J_akt, die reduzierte Trägheit des gesamten Antriebsstrangs J_red, den Steifigkeitskoeffizienten des Antriebsstrangs k_c und den Dämpfungskoeffizienten des Antriebsstrangs d_c. Zusätzlich erscheint der neue Eingang v, der einen Drehzahlruck beschreibt. Dieser neue Eingang v dient dem Referenzmodell RM optional zur Aufprägung einer gewünschten Referenzdynamik für den linearisierten Teil des Synthesemodells. Konkret kann damit eine gewünschte Aktuatordynamik sowie das Verhalten des Antriebsstrangs vorgegeben werden. Die Referenzdynamik wiederum besitzt einen neuen Eingang w. Dieser Eingang dient einem Drehzahlregler DR, der Störungen und Abweichungen in der Modellierung ausgleichen soll.
• Die Wirkung der Blöcke kann entsprechend zusammengefasst werden:
1. 1) Ein-Ausgangs-Linearisierung LI: Kompensation von Trägheiten, Nichtlinearitäten und Antriebsstrangschwingungen
2. 2) Referenzmodell RM: Vorgabe eines Drehzahlrucks v, über den ein idealisiertes Verhalten für den Antriebsstrang vorgegeben kann
3. 3) Drehzahlregler DR: Kompensation von Fehlern in der Modellierung und externen Störungen
• Skalierungsvariante 2: (Regelung Differenzdrehzahl)
• Die Skalierungsvariante 2 ist integraler Bestandteil der Skalierungsvariante 3. Dementsprechend ist das Prinzip gleichermaßen für eine alleinige Regelung der Differenzdrehzahl gültig.
• Legende zur 9:
• ω_l = Drehzahl links (linkes Rad einer Achse)
• ω_r = Drehzahl rechts (rechtes Rad einer Achse)
• M_l = Radmoment links
• M_r = Radmoment rechts ω = absolute Drehzahl
• Δω = Differenzdrehzahl
• M = Absolutmoment/Summenmoment
• ΔM = Differenzmoment
• Transformation Raddrehzahlen => Transformationsmodule TD: $$\omega =\left(\omega \_\text{l}-\omega \_\text{r}\right)/2$$

  

  $$\Delta \omega =\left(\omega \_\text{r}-\omega \_\text{l}\right)\text{ oder }\left(\omega \_\text{r}-\omega \_\text{l}\right)/2$$

  
• Transformation Momente => Transformationsmodule TM: $$\text{M}=\text{M\_l}+\text{M\_r}$$

  

  $$\Delta \text{M}=\text{M\_r}-\text{M\_l}$$

  
• Transformation Momente => Transformationsmodul TM' (Rücktransformation): $$\text{M\_l}=\text{M}/2-\Delta \text{M}/2$$

  

  $$\text{M\_r}=\text{M}/2+\Delta \text{M}/2$$

  
• Steuergeräte- Partitionierung:
• 10 zeigt vereinfacht und schematisch die erfindungsgemäße zentrale elektronische Steuereinheit ECU in Form eines zentralen Steuergeräts zur oben beschriebenen Sollmomentvorgabe für alle Antriebsaktuatoren (hier z. B. antreibende E-Maschine EM) und Bremsaktuatoren (hier z. B. rekuperierende E-Maschine EM und/oder Reibbremse BR). 10 zeigt beispielhaft die Aufteilung für das linke Rad aus Antriebskonzept 4. Die Anwendung auf die anderen Antriebskonzepte erfolgt in analoger Vorgehensweise.
• Generell ist der Ansatz auf einem zentralen Steuergerät ECU vorgesehen, das alle vorhandenen Aktuatoren anbindet. Das oben beschriebene abstrakte Gesamt-Differenzmoment ΔM_soll und/oder Gesamt-Absolutmoment M_soll werden zentral berechnet und anschließend nach einer Allokation auf konkrete unterschiedliche Aktuatoren über einzelne Aktuatormomente M_Akt,soll (vgl. 7) an nur umsetzende Aktuator-Steuerungen (z. B. zur entsprechenden Strom- oder Drucksteuerung) verteilt.
• 11 zeigt eine Reglerstruktur nach dem Stand der Technik bei einer Partitionierung auf mehrere aktuatorbezogene Steuergeräte ECU1 und ECU2. Das Steuergerät ECU1 stellt die Solldrehzahlen für alle Drehzahlregler auf den ECU EM 1/2/3/4 bereit. Das Steuergerät ECU 2 ist beispielsweise einer elektrohydraulischen Bremse BR zugeordnet. Diese nach dem Stand der Technik gleichberechtigten Steuergeräte haben den Nachteil, dass eine Koordination der Aktuatorsteuerung schwierig ist und nicht gesamtoptimal durchführbar ist, da immer ein Steuergerät durch eine Masterübernahmefunktion eine optimale Steuerung des anderen Steuergeräts verhindert.
• In 12 ist ein bevorzugtes Anwendungsbeispiel der Erfindung bezogen auf die Aktuatoren E-Maschine EM (Elektroantriebsmotor) und Bremssystem BR (Reibbremse) bei einem negativen Beschleunigungswunsch (Bremsanforderung) dargestellt. Insbesondere ist dabei die Funktion der Allokation im Koordinations- und Allokationsblock KA näher dargestellt. Das Anwendungsbeispiel entspricht 1.4, wonach zwei Antriebseinheiten und zwei Bremseinheiten jeweils radindividuelle Momente an einer Achse stellen (Antriebskonzept 4). Analog kann die Funktion auf die anderen Antriebskonzepte und andere Aktuatorgruppen angewendet werden.
• Dieses Anwendungsbeispiel enthält eine eigenständige und hier grundsätzlich im Vordergrund stehende Erfindungsidee, die aber mit den vorher erläuterten Aspekten in vorteilhafter Weise kombinierbar ist:
• Die zentrale elektronische Steuereinheit ECU kann auch bei einem Bremsregelverfahren für mehrere Bremsaktuatoren eingesetzt werden, da sie für die integrierte Durchführung einer radindividuellen Raddynamikregelung mit allen zur Verfügung stehenden Aktuatoren zuständig ist. Diese zentrale Steuereinheit ECU ist damit allein für die Steuerung und Regelung der gesamten Raddynamik zuständig. Die Kommunikation der radindividuellen Aktuator-Sollwerte M_Akt,soll (hier z.B. für eine bestimmte Achse das Soll-Moment M_em,li für eine linke Rad-E-Maschine EM im Rekuperationsbetrieb und das Soll-Moment M_br,li für die ReibbremseBR des linken Rades) erfolgt mittels schneller Kommunikation von der zentralen Steuereinheit ECU zu den einzelnen nur umsetzenden Aktuator-Steuerungen, bei diesem Anwendungsbeispiel einer rekuperierenden E-Maschine EM und einer Reibbremse BR (siehe auch 10).
• Bezüglich dieses Anwendungsbeispiels werden auch hierzu die Grundüberlegungen nochmal mit anderen Worten erläutert:
• Ziel eines Bremsregelverfahrens ist die Sicherstellung der Übertragbarkeit lateraler Reifenkräfte und damit der Lenkfähigkeit eines ein- oder mehrspurigen Fahrzeugs bei gleichzeitig hoher Längs-verzögerung. Radbremsmomente bzw. -drücke, die durch eine oder mehrere Betätigungseinheiten aktuiert werden, führen zu einem Längsschlupfaufbau des Reifens, mit dessen Zunahme das Querkraftpotential des Reifens abnimmt. Die Aufgabe des Bremsregelverfahrens ist daher das Einstellen eines Sollwertes der Raddynamik, der idealerweise zu einer Kraftübertragung des Reifens im oder nahe des longitudinalen Reifenkraftschlussmaximums führt und damit die Sicherstellung der Übertragbarkeit lateraler Reifenkräfte bei gleichzeitig hoher Längsverzögerung ermöglicht. Bei dem einzustellenden Sollwert der gewünschten Raddynamik kann es sich insbesondere um einen Soll-Radschlupf, eine Soll-Raddrehzahl, die sich aus einem Sollschlupf und einer gemessenen oder beobachteten Fahrzeugreferenzgeschwindigkeit errechnen lässt, oder eine maximale/minimale Soll-Radbeschleunigung handeln. Bei der Möglichkeit einer radinviduellen Bremsregelung kann dieser Sollwert einzelradspezifisch sein oder dem Sollwert für einen transformierten Freiheitsgrad entsprechen (z.B. gemittelte Solldrehzahl einer Achse, Solldrehzahldifferenz innerhalb einer Achse).

Zum Einstellen des Sollwertes für die gewünschte Raddynamik moduliert das Bremsregelverfahren das gemäß des Fahrer(assistenz)momentenwunsches am Rad angreifende Momente durch Vorgabe von Aktuator-Sollwerten. Bei den Aktuator-Sollwerten kann es sich insbesondere um folgende Möglichkeiten der Aktuierung handeln:
• - Ein auf die fest mit dem Rad verbundene Bremsscheibe wirkendes Bremsmoment bzw. wirkender Bremsdruck, insbesondere durch hydraulische, elektro-hydraulische oder elektro-mechanische Betätigungseinheiten;
• - Ein elektromotorisches Moment bei elektrischen Antriebseinheiten, deren Moment direkt am Rad (Radnabenantrieb), über eine Abtriebswelle mit oder ohne vorgeschaltetem drehzahlübersetzendem Getriebe (radnaher Antrieb), oder über eine Abtriebswelle mit vorgeschaltetem Differentialgetriebe mit/ohne Sperrwirkung (zentraler Achsantrieb) wirkt;
• - Eine Kombination aus Bremsmomenten/-drücken und elektromotorischen Momenten.
• Bei einer Kombination aus Bremsmomenten/-drücken und elektromotorischen Momenten muss eine Verteilung des für das Gesamtziel notwendigen Radbremsmomentes auf verfügbare Momentenquellen unter Berücksichtigung von Dynamikanforderungen, Stellgrößenbeschränkungen, Betriebsstrategie, Bauteilschutz etc. erfolgen. Diese Allokation von Radbremsmomenten muss durch das entsprechende Funktionsmodul aber auch sichergestellt werden, wenn der Fahrerbremswunsch nicht moduliert wird.
• Das Bremsregelverfahren ist als entsprechend programmiertes Funktionsmodul Teil einer Steuer- oder Regelungsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug, insbesondere in Form einer elektronischen Steuereinheit. In heutigen Serienfahrzeugen steuert die elektronische Steuereinheit in der Regel nur einen der Aktuatoren zum Einstellen der Radbremsmomente, Stand heute insbesondere die Bremseinheit, direkt. Die Sollwerte für die weiteren Aktuatoren, insbesondere die elektromotorischen Antriebe, werden über die Fahrzeug-Bussysteme an die entsprechenden elektronischen Steuereinheiten übermittelt, die diese weiteren Aktuatoren ansteuern.
• Die Herausforderung des Bremsregelverfahrens ist insbesondere das zuverlässige Einstellen des Sollwertes der gewünschten Raddynamik unter dem Einfluss großer Unsicherheiten. Dazu gehören insbesondere Einflüsse durch den unbekannten Reibwert µ des Reifen-Fahrbahn-Kontakts, die Vertikaldynamik durch veränderliche Radlasten (F_z) sowie die Querdynamik durch kombinierten Längs- und Querschlupf (s_x,s_y). Diese Einflüsse sind in 2 bis 6 und 13 illustriert.
• Weitere Einflüsse auf die Güte des Bremsregelverfahrens können Torsionsschwingungen des Antriebsstrangs, durch die M_Ant,ist ≠ M_Rad,Ant,ist gilt, oder der Reibwert des Bremsbelag-Bremsscheibe-Kontakts, der als Teil des abgebildeten Bremsstrangs die Relation von p_Brems,ist zu M_{Rad,brems,ist} beeinflusst, sein.
• Die 14 und 5 zeigen zusätzlich die zu regelnden Strecken, sobald mehr als nur ein Freiheitsgrad aktiv beeinflusst wird. Im Falle dieser Figuren sind dies die gleichzeitige Regelung der mittleren Drehzahl der Vorderachse (PA) und der Hinterachse (SA) in 14 sowie einer mittleren Drehzahl und einer Differenzdrehzahl einer Achse in 5. Hierbei ist hervorzuheben, dass die Strecken über die Fahrdynamik miteinander verbunden sind und insbesondere bei elektrohydraulischen Bremseinheiten mit einem zentralen Hydrauliksteller sowie Ventilschaltungen für radindividuelle Druckmodulation eine Kopplung der einzelnen Bremsaktuatoren vorhanden sein kann.
• Nachteile des bisherigen Standes der Technik bezüglich der Bremsregelung:
• Elektromotoren bieten eine im Vergleich zu Bremsaktuatoren hohe Dynamik und sehr gute Regelbarkeit für das gestellte Moment. Daher bieten sich die elektromotorischen Aktuatoren sehr gut an, um das Folgen des Sollwertes der Raddynamik zu verbessern und gleichzeitig durch Rekuperation Bremsenergie in den Hochvoltspeicher zurückzuspeisen. Allerdings werden diese Vorteile durch die Funktionsarchitektur heutiger Serienfahrzeuge stark eingeschränkt.
• In der Regel befinden sich die Funktionsmodule des Bremsregelverfahrens auf der elektronischen Steuereinheit der Bremseinheit. Für eine Bremsregelung ausschließlich durch die Bremseinheit ist diese Partitionierung vorteilhaft, da der Aktuator direkt durch diese Steuereinheit im Sinne einer Kaskadenregelung angesteuert werden kann und keine zusätzliche Latenz durch Kommunikation der Aktuatorsollwerte über Bussysteme anfällt. Soll die Bremsregelung allerdings durch eine Kombination aus Bremsmomenten/-drücken und elektromotorischen Momenten erfolgen, hat diese Partitionierung die folgenden Nachteile:
• - Die Kommunikation des Sollwertes für das elektromotorische Moment durch das Bremsregelverfahren findet Stand heute über Standard-Bussysteme statt, die zu einer ausgeprägten Latenz in der Übermittlung führen können
• - Durch funktionale Anteile auf den Steuergeräten der elektrischen Einheiten, die ebenfalls das Ziel der Raddynamikregelung haben, entstehen schwer zu definierende Schnittstellen für die Kommunikation zwischen den Steuereinheiten
• - Unterschiedliche organisatorische Zuständigkeiten für die elektronischen Steuereinheiten und die darauf partitionierten Funktionsmodule erschweren die Definition der Schnittstellen zusätzlich, da große Teile der Bremsregelung eine Blackbox darstellen
• - Das Verhindern der gegenseitigen Beeinflussung der Funktionsmodule auf den unterschiedlichen Steuergeräten erfordert große Aufwände in der Absicherung
• Aus den genannten Gründen müssen Einbußen in der Performance der Bremsregelung sowie in der Ausnutzung funktionaler Vorteile von Elektromotoren in Kauf genommen werden. So wird Stand heute in Serienfahrzeugen weder die hohe Regelgüte der Elektromotoren sowie die Möglichkeit von Antriebsmomenten für das Wiederanlaufen eines Rades für die Verbesserung der Sollwertfolge eines ABS genutzt, noch die Möglichkeit der Reichweitensteigerung durch Bremsenergierückgewinnung ausgereizt. Beispielsweise wird aufgrund der verteilten Funktionsarchitektur das zulässige elektromotorische Moment während einer ABS-Bremsung auf sehr niedrige Momente begrenzt, um die Fahrstabilität sicherzustellen. Lösungsansätze aus der Literatur, die eine zentrale Funktionsarchitektur zur Behebung der genannten Nachteile vorschlagen, haben sowohl Nachteile in der Verteilung der Radbremsmomente unter den Aktuatoren sowie dem Regelverfahren selbst. Bezüglich der Verteilung wird in der Regel entweder die gute Regelbarkeit der Elektromotoren für eine Verbesserung der Regelgüte verwendet, ohne die Bremsenergierückgewinnung zu maximieren. Oder andersherum wird die Rekuperation maximiert durch quasi-stationäre elektromotorische Bremsmomente, ohne die höhere Dynamik im Vergleich zu den Bremsaktuatoren auszunutzen. Nachteil der Bremsregelverfahren selbst ist die Robustheit gegenüber dem Einfluss vorgenannter Unsicherheiten in der Regelstrecke. Die entsprechenden Regelverfahren erfordern meist einen hohen Applikationsaufwand durch einfache Verfahren ohne modellbasierten Entwurf sowie das gesonderte Abfangen von Sondersituationen durch speziell auf diesen Sonderfall angepasste funktionale Erweiterungen. Außerdem werden Schwingungen des Antriebsstrangs durch das Stellen elektromotorischer Momente, Bremsmomente/-drücke oder der Kombination aus Bremsmoment/-druck und elektromotorischem Moment, die die Regelgüte sowie den Komfort deutlich verschlechtern sowie zu Materialschädigungen führen können, in den heutigen Bremsregelverfahren vernachlässigt oder nicht als integraler Bestandteil des Regler berücksichtigt.
• Grundprinzip auch für das Bremsregelverfahren:
• Das hier nun auch eigenständig dargestellte Bremsregelverfahren für mehrere Bremsaktuatoren in Form entsprechend programmierter Funktionsmodule wird auf einer zentralen elektronischen Steuereinheit (ECU) gerechnet, die für die integrierte Durchführung einer radindividuellen Raddynamikregelung mit allen zur Verfügung stehenden Aktuatoren zuständig ist. Diese zentrale Einheit ist damit alleinig für die Steuerung und Regelung der Raddynamik zuständig (abgesehen von Rückfallebenen bei Nichtverfügbarkeit der Funktion). Die Kommunikation der Aktuator-Sollwerte erfolgt mittels schneller Kommunikation von der zentralen Steuereinheit zu den einzelnen Steuergeräten der Aktuatoren. Dies ermöglicht einfache, klar definierbare Schnittstellen, verhindert ungewollte Wechselwirkungen und vermeidet Funktionsdopplungen und hohe Absicherungsaufwände. Dieses Grundprinzip stellt die 10 dar.
• Die Stellgröße des Gesamtreglers wird zunächst keiner Betätigungseinheit für Bremsmomente zugeteilt, sondern beschreibt einen abstrakten, gesamthaft notwendigen Stellaufwand, um dem Sollwert der Raddynamik zu folgen. Grundlage des Regelverfahrens ist ein physikalisches Modell, das die Dynamiken der Aktuatoren, des Antriebsstrangs, der Räder und des Fahrzeuges durch abstrakte Beschreibung allgemeingültig für eine Radschlupf-/Raddrehzahlregelung abbildet. Für den Reglerentwurf erfolgt eine Linearisierung des Übertragungsverhaltens der Regelstrecke über den gesamten Gültigkeitsbereich des Modells durch eine geeignete Methodik. Ein daraus resultierendes Regelgesetz überführt die nichtlineare Strecke durch geeignete Ausgangs- und Zustandsrückführungen in eine linearisierte Strecke, deren lineares Übertragungsverhalten einem Doppelintegrator vom Ruck als neuem Eingang zur Ausgangsdrehzahl entspricht. Das Regelgesetz führt durch seine Ausgangs- und Zustandsrückführungen sowohl zur Kompensation der Nichtlinearitäten der Strecke, insbesondere der Reifennichtlinearität, sowie der Dämpfung von Antriebsstrangschwingungen. Ein zusätzlicher linearer Regler für die linearisierte Strecke dient der Ruckvorgabe für eine stationär genaue Sollwertfolge der Drehzahl oder des Schlupfes, dem Ausregeln von Störungen sowie der Kompensation von Modellierungsfehler für das Synthesemodell.
  Der je nach Regleraktivierung vom Regler oder vom Fahrer geforderte Stellaufwand wird anschließend durch das Allokationsmodul auf die verfügbaren Aktuatoren aufgeteilt. Dabei wird durch die Berücksichtigung sowohl der Dynamik der Aktuatoren durch komplementäre Filterung wie auch des limitierten Stellpotentials der elektrischen Einheiten durch Daisy-Chains eine Verteilung erreicht, die sowohl die hohe Dynamik der Elektromotoren nutzt, wie auch die Rekuperation maximiert.
• Beispiel zur Umsetzung der Erfindung:
• Dem Entwurf des Bremsregelverfahrens zugrundeliegend ist ein vereinfachtes Regelstreckenmodell, welches die relevanten physikalischen Zusammenhänge der Regelstrecke aus 13 beschreibt. Im Modell enthalten ist eine Beschreibung der Zusammenhänge der Aktuator-, Antriebsstrang- und Raddynamik für alle vier Drehfreiheitsgrade des Fahrzeugs sowie die Fahrzeugdynamik. Die vier Drehfreiheitsgrade können entweder die Drehzahlen der einzelnen Räder des Fahrzeug sein, oder aus den Einzelrädern transformierte Freiheitsgrade, insbesondere die mittlere Drehzahl der Vorderachse und Hinterachse sowie die Drehzahldifferenz innerhalb der beiden Achsen.
• Das Regelstreckenmodell kann sich entsprechend der verwendeten Aktuatoren unterscheiden. Zunächst wird es für den Fall von rein regenerativem Bremsen nur mit radnahen Elektromotoren, sowie hybridem Bremsen mittels radnahen Elektromotoren und Reibbremse, beschrieben. Hierfür setzt sich das Regelstreckenmodell aus folgenden Zustandsdifferentialgleichungen zusammen:
• - Aktuatordynamik: Modellierung, mit welcher Dynamik gewünschte Aktuator-Sollwerte umgesetzt werden. Anstatt jeden Aktuator selbst zu modellieren, wird pro Freiheitsgrad eine abstrakte Aktuatordynamik modelliert, die das Gesamtverhalten aller auf den jeweiligen Freiheitsgrad wirkenden Aktuatoren approximiert. Bevorzugte Modellierung des Ersatzaktuators ist ein PT1-Element.
• - Rotordynamik: Modellierung der Rotationsdynamik des Rotors jedes Elektromotors mithilfe des Drallsatzes. Angreifende Momente sind das gestellte Aktuatormoment sowie das Wellenmoment des Antriebsstrangs. Die Rotationsträgheit ergibt sich aus der Geometrie des Rotors.
• - Antriebsstrangdynamik: Modellierung der Abtriebswelle als elastischer Torsionsstab mit beidseitig angreifenden, schwingenden Massen. Das Wellenmoment ergibt sich aus der Verdrillung und Verdrillrate mithilfe der Steifigkeits- und Dämpfungskoeffizienten, die sich für die Welle z.B. auf Prüfständen ermitteln lassen. Getriebeeinheiten wie Untersetzungsgetriebe und Differentialgetriebe werden nur gemäß ihrer Übersetzung ohne eigene Dynamik berücksichtigt.
• - Raddynamik: Modellierung der Rotationsdynamik jedes Rades mithilfe des Drallsatzes. Angreifende Momente sind das Wellenmoment des Antriebsstrangs sowie das sich aus der nichtlinearen Reifenkraft multipliziert mit dem Reifenradius ergebende Moment.
• - Fahrzeugdynamik: Modellierung der Fahrzeuglängsdynamik mittels der Fahrzeugmasse, aller angreifenden longitudinalen Reifenkräfte sowie der Fahrwiderstände, insbesondere des Roll- und Luftwiderstands.
• Damit entspricht das Regelstreckenmodell aus 13 für das Bremsregelverfahren mit elastischem Antriebsstrang pro Freiheitsgrad einem Modell 5. Ordnung, d.h. mit fünf Zuständen. Im Vergleich hierzu beschränken sich Modelle für den modellbasierten Entwurf von Bremsregelverfahren in der Literatur in der Regel auf das Viertelfahrzeugmodell, welches ein Modell 2. Ordnung ist und weder Aktuator noch Rotor- oder Antriebsstrangdynamik berücksichtigt oder ein Modell 3. Ordnung ist und keine Rotor- oder Antriebsstrangdynamik berücksichtigt.
• Für den Fall von Bremsregelverfahren, die ausschließlich auf Reibbremsen zurückgreifen können, oder im Falle von Radnabenantrieben ergibt sich ein reduziertes Regelstreckenmodell, da hier durch die starre Anbindung der Bremsscheibe bzw. des Radnabenantriebs an das Rad keine elastische Strangdynamik vorliegt. In diesem Fall ist das Regelstreckenmodell 3. Ordnung pro Freiheitsgrad und setzt sich aus folgenden Zustandsdifferentialgleichungen zusammen:
• - Aktuatordynamik: Modellierung, mit welcher Dynamik gewünschte Aktuator-Sollwerte umgesetzt werden. Entweder mit der Modellierung der Reibbremse, wenn nur diese wirkt, oder wiederum einer abstrakten Aktuatordynamik bei hybridem Bremsen mit Radnabenantrieben.
• - Raddynamik: Modellierung der Rotationsdynamik jedes Rades mithilfe des Drallsatzes. Angreifende Momente sind das Aktuatormoment sowie das sich aus der nichtlinearen Reifenkraft multipliziert mit dem dynamischen Reifenradius ergebende Moment.
• - Fahrzeugdynamik: s. oben.
• Zum Ableiten eines Regelgesetzes verwendet das Bremsregelverfahren das Prinzip der Eingangs-Ausgangs-Linearisierung für eingangsaffine, nichtlineare dynamische Systeme. Zunächst muss hierfür die Regelgröße y_ist definiert werden, die geregelt werden soll. Für das Bremsregelverfahren sind die Regelgrößen die Drehzahlen der Freiheitsgrade, insbesondere:
• - Entweder die auf die vier Freiheitsgrade (1. Mittlere Drehzahl VA, 2. Differenzdrehzahl VA, 3. Mittlere Drehzahl HA, 4. Differenzdrehzahl HA) transformierten radindividuellen Ist-Drehzahlen der Rotoren für radindividuelle elektromotorische Antriebe im Falle einer rein regenerativen oder kombinierten Bremsung (Regelstreckenmodell 5. Ordnung),
• - Oder die auf die vier Freiheitsgrade (1. Mittlere Drehzahl VA, 2. Differenzdrehzahl VA, 3. Mittlere Drehzahl HA, 4. Differenzdrehzahl HA) transformierten radindividuellen Ist-Drehzahlen der Räder im Falle einer reinen Bremsung über die Reibbremse oder regenerativ und hybrid mit Radnabenantrieben (Regelstreckenmodell 3. Ordnung),
• - Oder die Ist-Drehzahlen der Rotoren für die Freiheitsgrade der mittleren Drehzahl (Regelstreckenmodell 5. Ordnung) sowie die transformierten radindividuellen Ist-Drehzahlen der Räder für die Differenzdrehzahlen (Regelstreckenmodell 3. Ordnung) für Zentralmotoren im Falle einer rein regenerativen oder kombinierten Bremsung,
• - Oder die radindividuellen Ist-Drehzahlen der Rotoren für radindividuelle elektromotorische Antriebe im Falle einer rein regenerativen oder kombinierten Bremsung (Regelstreckenmodell 5. Ordnung),
• - Oder die radindividuellen Ist-Drehzahlen der Räder im Falle einer reinen Bremsung über die Reibbremse oder regenerativ und hybrid mit Radnabenantrieben (Regelstreckenmodell 3. Ordnung).
• Da die Drehzahlen mit einer zugehörigen Fahrzeuggeschwindigkeit jederzeit auch in einen Schlupf überführt werden können (siehe auch 8 zur Reglerstruktur), werden die Begriffe Drehzahlregelung und Schlupfregelung in dieser Ausführung synonym verwendet und unter Drehzahlregelung zusammengefasst.
• Die Anwendung der Eingangs-Ausgangs-Linearisierung auf die Regelstreckenmodelle mit den beschriebenen Regelgrößen als Ausgängen liefert die folgenden linearisierenden Regelgesetze:
• - u ≠ M_ist + 2 * τ_akt * (J_em * v + k_c(ω_em - ω_rad + d_c(ω̇_em - ω̇_rad für die Regelung einer mittleren Achsdrehzahl oder einer Differenzdrehzahl in einer Achse mit dem Regelstreckenmodell 5. Ordnung.
• - u = Mist + 2 * τ_akt * J_red * v für die Regelung einer mittleren Achsdrehzahl oder einer Differenzdrehzahl in einer Achse mit dem Regelstreckenmodell 3. Ordnung.
• - u ≠ M_ist + τ_akt * (J_em * v + k_c(ω_em - ω_rad) + d_c(ω̇_em - ω̇_rad)) für die Regelung einer Einzelraddrehzahl mit dem Regelstreckenmodell 5. Ordnung.
• - u = M_ist + τ_akt * J_red * v für die Regelung einer Einzelraddrehzahl mit dem Regelstreckenmodell 3. Ordnung.
• In diesen Regelgesetzen sind die folgenden physikalischen Modellparameter enthalten:
• - τ_akt: (Ersatz-)Aktuatorzeitkonstante für PT1-Modellierung
• - J_em. Rotationsträgheit des Rotors der E-Maschine sowie des Getriebes
• - J_red: Ersatzrotationsträgheit, die die Rotationsträgheiten von Rad, Reifen, Bremsscheibe, Wellen, Getriebe und Rotor beinhaltet
• - k_c: Steifigkeitskoeffizient der Abtriebswelle
• - d_e: Dämpfungskoeffizient der Abtriebswelle
• Diese Parameter ergeben sich entweder aus Bauteildaten (z.B. Trägheiten aus CAD etc.) oder können anhand einfacher Prüfstands- oder Fahrversuche identifiziert werden und müssen daher nicht aufwändig appliziert werden.
• Mithilfe des linearisierenden Regelgesetzes werden sowohl die nichtlineare Reifenkraft kompensiert und Antriebsstrangschwingungen gedämpft (jeweils mithilfe des Terms k_c(ω_em - ω_rad) + d_c(ω̇_em - ω̇_rad)) , als auch die Aktuatordynamik und die Rotationsträgheit kompensiert (durch die Skalierung des neuen Eingangs τ_akt * J_em * v). Dadurch wird bereits eine Robustheit gegen genannte Unsicherheiten in der Regelstrecke ohne die Notwendigkeit der Modellierung der Reifenkraft erreicht. Die für das Regelgesetz mindestens erforderlichen Ausgangs- bzw. Zustandsrückführsignale sind:
• - Beobachtetes, gemessenes oder gefiltertes Ist-Summenmoment Mist aller Aktuatoren,
• - Gemessene und bedarfsgerecht aufbereitete Ist-Drehzahl des Rotors ω_em des Elektromotors
• - Numerisch bestimmte oder modellierte Ableitung der Ist-Drehzahl des Rotors ω̇_em des Elektromotors
• - Gemessene und bedarfsgerecht aufbereitete Ist-Drehzahl des Rades w_rad
• - Numerisch bestimmte oder modellierte Ableitung der Ist-Drehzahl des Rades ω̇_rad
• Die Anwendung des Regelgesetzes auf die Regelstrecke ergibt ein lineares Ersatzmodell, dessen Übertragungsverhalten vom neuen Eingang v, der dem Rotor- bzw. Radruck entspricht, zur Regelgröße y_ist einem Doppelintegrator entspricht G = $\frac{Y}{V}=\frac{1}{s^2}.$

  

  Damit reduziert sich die Regelaufgabe auf die Vorgabe eines geeigneten Rotor- bzw. Raddrucks, um eine stationär genaue und gegenüber Störungen stabile Sollwertfolge einer Vorgabe y_soll aus einem Fahrdynamikregler (FDR, in 8) zu erreichen.
• Für die Vorgabe des Rotor- bzw. Raddrucks ergeben sich folgende Möglichkeiten:
• - Vorsteuerung durch zweifache numerische Ableitung der Sollvorgabe, d.h. v = ÿ_soll; dies allein ist allerdings nur bei idealer Übereinstimmung des Modells mit der realen Regelstrecke und ohne Störeinflüsse möglich
• - Linearer Regler, insbesondere PID-Regler
• - 2DoF-PID-Regler (Regler + Vorsteuerung oder ähnliches)
• - PID-Regler mit zusätzlichem Referenzmodell, das der linearisierten Strecke ein gewünschtes Sollübertragungsverhalten (z.B. IT1, siehe EP3 569 436 A1 ) aufprägt.
• Damit ergeben sich als mögliche Eingangsgrößen für die Vorgabe des Rotor- bzw. Radrucks durch eine lineare Einheit folgende mögliche Signale:
• - EM-Drehzahl ω_em sowie deren Ableitungen (mind. ω̇_em)
• - Raddrehzahl ω_rad sowie deren Ableitungen (mind. ω̇_rad)
• - Sollwerte der Raddrehzahlen sowie deren Ableitungen
• Die bevorzugte Ausführungsform der Vorgabe des Rotor- bzw. Radrucks ist der PID-Regler. Als Teil des Bremsregelverfahrens kümmert sich diese Ruck-Regelung um ein stationär genaues Folgeverhalten sowie das Ausregeln von Störungen und Modellungenauigkeiten. Als Regelfehler zur Bildung des Rotor- bzw. Radrucks dient hierzu die Differenz aus Drehzahlvorgabe y_soll und Istdrehzahl y_ist. Im Falle des Regelstreckenmodells 5. Ordnung entsprechen diese der EM-Drehzahl ω_em, für das 3. Ordnung der Raddrehzahl ω_rad.
• Bevorzugte Ausführungsform des Allokationsmoduls des Bremsregelverfahrens:
• Das umzusetzende Radmoment, das je nach Regleraktivität entweder dem Stellsignal u oder dem Fahrer(assistenz)bremswunsch entspricht, muss anschließend auf die zur Verfügung stehenden Aktuatoren zum Stellen von Bremsmomenten verteilt werden. Die Aufgabe des Allokationsmoduls ist es, das Stellsignal unter Berücksichtigung der Verfügbarkeit und der Stellbeschränkungen der Betätigungseinheiten als primäres Ziel mit der bestmöglichen Dynamik umzusetzen und gleichzeitig eine möglichst hohe Bremsenergierückgewinnung als Sekundärziel zu erreichen. Hierzu wird eine Struktur mit einer zunächst generischen Aufteilung des Stellsignals in sog. stationäre und instationäre Anteile, d.h. nieder- und hochdynamische Anteile des Stellsignals, mit anschließender Aufteilung auf die Aktuatorik gemäß 12 vorgeschlagen.
• Die generische Aufteilung des Stellsignals u bzw. des oben genannten abstrakten Gesamt-Sollmoments M_soll und/oder abstrakten Gesamt-Differenzsollmoments ΔM_soll kann insbesondere in Form einer komplementären Filterung mit Hochpass und Tiefpass basierend auf dem Frequenzinhalt von u durchgeführt werden. Die bevorzugte Ausführungsform ist ein PT1-Tiefpass und ein DT1-Hochpass, wobei jede weitere Form der komplementären Filterung denkbar ist, bei der die Summe der beiden gefilterten Werte wieder den Eingang ergibt (d.h. G_TP(s) + G_HP(s) = 1). Der Unterschied in der physikalischen Interpretation der gefilterten Anteile ist, dass stationäre Anteile von beiden Aktuatoren, d.h. sowohl Elektromotoren wie auch Reibbremsen, mit ausreichender Dynamik vollumfänglich umgesetzt werden können, während instationäre Anteile nur vom schnelleren Aktuator, insbesondere den Elektromotoren, zufriedenstellend umgesetzt werden. Damit liefert die Umsetzung der instationären Anteile eine Verbesserung der Regeldynamik des Bremsregelverfahrens und soll insbesondere durch die elektromotorischen Einheiten umgesetzt werden, um deren höhere Bandbreite und Regelbarkeit vorteilhaft für das Primärziel einzusetzen.
• Der niederdynamische bzw. stationäre Anteil des Stellsignals aus der Tiefpassfilterung soll dazu genutzt werden, die hohe Bremsenergierückgewinnung als Sekundärziel zu erreichen. Während sich die instationären Anteile um die Null bewegen und daher im Mittel nur einen geringen bis keinen Anteil zur Rekuperation beitragen, bewegen sich die stationären Anteil während eines Bremsvorgangs niederdynamisch bei hohen Bremsmomenten und können damit viel zur Rekuperation beitragen.
• Dabei muss berücksichtigt werden, dass die elektromotorischen Bremsmomente durch Strom- und Spannungsbegrenzungen limitiert sind (siehe Blöcke „Limitierung“), die aus Gründen des Bauteilschutzes der Hochvoltkomponenten (Elektromotor, Batterie, Inverter) oder der Betriebsstrategie des Fahrzeugs vorhanden sind. Daher findet in der vorgeschlagenen Allokation nach der generischen Aufteilung des Stellsignals u eine Limitierung durch diese Grenzen statt, die durch den HOG-Regler bereits priorisiert und den einzelnen Freiheitsgraden zugeteilt wurden.
• Um sowohl Grenzen für den stationären wie auch den instationären Anteil zu erhalten, muss die Gesamtgrenze für jeden Freiheitsgrad ebenfalls entsprechend generisch aufgeteilt werden. Dies kann insbesondere dadurch erreicht werden, dass die Gesamtgrenze mithilfe der gleichen komplementären Filterung in stationäre und instationäre Anteile aufgeteilt wird. Außerdem kann noch ein sogenannter Momentenvorhalt definiert werden, um den die stationäre Grenze reduziert wird und der der instationären Grenze zugeschlagen wird, um ein gewisses Momentenband zu definieren, in dem instationäre Anteile des Stellsignals immer elektromotorisch umgesetzt werden können. Dadurch reduziert sich die stationäre Rekuperation etwas, die Ausnutzung der elektromotorischen Bandbreite kann aber in gewisser Höhe zuverlässig garantiert werden. Alternativ kann eine adaptive Gestaltung des Momentenvorhalts dieses Verhältnis je nach Situation anpassen.
• Insgesamt ergibt die vorgeschlagene Allokation, bei der sowohl instationäre als auch stationäre Anteile primär an die Elektromotoren gegeben werden, eine Verteilung, durch die das Bremsregelverfahren gleichzeitig ein fahrdynamisches Optimum durch Regelung an einem Sollwert der Raddynamik (insbesondere im Schlupfoptimum) und ein energetisches Optimum durch maximale Rekuperation nahe der Spannungs- und Stromgrenzen der Hochvoltkomponenten erreichen kann. Ausschließlich nicht durch die Elektromotoren stellbare Anteile werden durch die Reibbremsen in Verlustwärme umgewandelt.
• Partitionierung:
• Alle beschriebenen Teile des Bremsregelverfahrens sind auf einer zentralen elektronischen Integrationssteuereinheit partitioniert und werden in einem gemeinsamen, schnellen Taktzyklus ausgeführt. Für die notwendigen Ist-Drehzahlen der Antriebseinheiten sowie der Räder werden entsprechende aufbereitete Signale mittels schneller Kommunikation latenzzeitminimal an die zentrale Steuereinheit übermittelt und vom Regelverfahren weiterverarbeitet. Alternativ können auch derart Rohwerte übermittelt oder die Sensorik direkt analog an die zentrale Steuereinheit angeschlossen werden mit einer anschließenden, entsprechenden Signalaufbereitung ebenfalls im schnellen Taktzyklus auf der Steuereinheit.
• Die sonstigen in 8 dargestellten Einheiten, insbesondere aber der HOG-Regler für die Vorgabe der Fahrer(assistenz)wunschmomente, freiheitsgradspezifischen Momentengrenzen, etc. sowie der FDR für die Sollwertvorgabe der Raddynamik werden idealerweise ebenfalls auf der zentralen Steuereinheit partitioniert. Um Ressourcen zu schonen, können diese Funktionsmodule aber in einem langsameren Taktzyklus gerechnet werden. Die sonstigen Einheiten Fahrer/FAS, Fahrmodus, Bauteilschutz/Betriebsstrategie können sowohl idealerweise auf der zentralen Plattform oder auch auf weiteren elektronischen Steuereinheiten partitioniert sein.
• Die Kommunikation der Aktuatorsollmomente durch das Bremsregelverfahren erfolgt durch schnelle Kommunikation zwischen der zentralen Steuereinheit und den Aktuator-Steuereinheiten. Idealerweise werden hierfür private Kommunikationskanäle mit jeweils nur der zentralen Einheit und ein bis zwei Aktuator-Steuereinheiten pro Bus eingesetzt, die kurze Übertragungszeiten ohne eine Busüberlastung garantieren.
• Wird ausschließlich ein einzelner Bremsaktuator, insbesondere eine elektro-hydraulische Bremseinheit mit zentralem Hydrauliksteller und Ventilschaltungen für radindividuelle Ansteuerung, durch das Bremsregelverfahren gesteuert, so ist alternativ auch eine Partitionierung des Bremsregelverfahrens auf der Aktuator-Steuereinheit mit vorgelagerter Kommunikation der Sollwerte für die Raddynamik möglich.
• ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
• Diese Liste der vom Anmelder aufgeführten Dokumente wurde automatisiert erzeugt und ist ausschließlich zur besseren Information des Lesers aufgenommen. Die Liste ist nicht Bestandteil der deutschen Patent- bzw. Gebrauchsmusteranmeldung. Das DPMA übernimmt keinerlei Haftung für etwaige Fehler oder Auslassungen.
• Zitierte Patentliteratur
• DE 102015222059 A1 [0002]
• WO 2019/219698 [0002, 0021, 0030]
• EP 3569436 A1 [0002, 0017, 0021, 0030, 0067]
• WO 2019/219699 A1 [0002, 0021, 0030]
• DE 102018212505 A1 [0002, 0021, 0030]
• WO 2019/219699 [0002, 0017, 0026]
• EP 3569436 [0026]

Claims (5)

1. Zentrale Steuereinheit (ECU) zur Vorgabe achsbezogener radselektiver Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente (M_Akt,soll M_em,li, M_em,re, M_br,li, M_br,re) für mehrere Antriebs- und/oder Brems-Aktuatoren (EM, BR) in einem Kraftfahrzeug, wobei die zentrale Steuereinheit (ECU) derart ausgestaltet ist, dass abhängig von einem vorgegebenen Verzögerungsmoment als achsbezogene Stellgrößen (u) ein Gesamt-Sollmoment (M_soll) und/oder ein Gesamt-Differenzsollmoment (ΔM_soll) bestimmbar sind, dass zunächst durch eine Tiefpassfilterung und eine Hochpassfilterung eine generische Aufteilung der Stellgrößen (u) in stationäre und instationäre Anteile erfolgt und dass ein Allokationsmodul (KA) zur Aufteilung der Stellgrößen (u) in die radselektiven Soll-Antriebs- und/oder Soll-Bremsmomente (M_Akt,soll, M_em,li, M_em,re, M_br,li, M_br,re) vorgesehen ist.
2. Zentrale Steuereinheit (ECU) nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bei Einstellung des vorgegebenen Verzögerungsmoments zumindest mittels einer Reibbremse (BR) und mittels eines Elektromotors (EM) als radselektive Aktuatoren das Allokationsmodul (KA) derart ausgestaltet ist, dass sowohl instationäre als auch stationäre Anteile der Stellgrößen (u) bevorzugt an den Elektromotor (EM) übergeben werden.
3. Zentrale Steuereinheit (ECU) nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass stationäre Anteile sowohl vom Elektromotor (EM) als auch von der Reibbremse (BR) und instationäre Anteile bevorzugt vom Elektromotor (EM) umgesetzt werden.
4. Zentrale Steuereinheit (ECU) nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Allokationsmodul (KA) im Rahmen der generischen Aufteilung der Stellgrößen (u) eine freiheitsgradbezogene Soll-Bremsmoment-Limitierung für den Elektromotor (EM) stattfindet.
5. Computerprogramm-Produkt in Form eines Software-Programmprodukts zur entsprechenden Ausgestaltung der zentralen elektronischen Steuereinheit (ECU) nach einem der vorgenannten Ansprüche.

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