KR20020043583A - 변속장치에서 클러치 또는 브레이크를 조절하기 위한 방법 - Google Patents

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KR20020043583A
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토마스 로스만
디테르 노이만
프리드리히 텐브로크
Original Assignee
볼프강 화우스,칼-페터 찌이트로우
젯트에프 프리드리히스하펜 아게
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Abstract

변속장치의 전기-유압식으로 제어된 클러치 또는 브레이크의 조절방법이 기재되어 있다. 본 발명에 따라서 모델에 기초하여진 보상 압력조절기를 가지는 클러치 또는 브레이크가 관측 유닛를 사용하면서 제어되며, 여기서 보상압력 제어회로는 비선형의 보상요소를 포함하며 이 보상요소는 클러치 또는 브레이크의 제어시스템의 역의 모델에 상응하며 그리고 여기서 관측 유닛는 상태평가법에 의하여 구동장치 계열모델의 기초에서 클러치 조절의 간섭 레벨을 평가한다.

Description

변속장치에서 클러치 또는 브레이크를 조절하기 위한 방법{METHOD FOR REGULATING A CLUTCH OR A BRAKE IN A TRANSMISSION}
자동차용 자동 변속장치는 통상적으로 다수의 클러치들과 브레이크들을 가지며, 이들로써 여러가지 주행단 단계들과 주행방향이 스위칭 된다. 그러한 자동변속장치들에서 시동요소로서는 통상적으로 유압식 회전모멘트 변환기가 사용되며, 이것은 변속장치의 전체효율의 최적화를 위하여 변환기 오우버 브릿징 클러치가 장착되어 있으며, 이 변환기 오우버 브릿징 클러치는 엔진의 구동회전수와 부하에 의존하는 일정한 주행단 단계들에서 부분적으로 또는 전체가 연결된다.
또 특별한, 습식으로 가동되는 시동 클러치들이 공지되어 있으며, 이들은 역시 자동변속장치 내에 합체되어 있을 수 있다. 그러나 대부분이 그러한 시동 클러치들은 변속장치 입력측에서의 구조그룹으로서 배열되어 있으며, 예를들면 역시 자동화된 계단식 변속장치 내의 시동요소로서도 배열된다. 특히 무단 CVT-변속장치(Continuous Variable Transmission)에서는 변속장치 종동부에서의 구조그룹으로서 역시 습식의 시동클러치가 배열된다.
통상적으로는 자동변속장치 내의 또는 자동화된 계단식 변속장치 내의 클리치들 및 브레이크들은 단 변환 클러치, 시동 클러치 또는 변환기 오우버 브릿징 클러치로서의 스위칭요소의 장착과는 무관하게 전기 유압식으로 작동된다. 이를 위하여 통상적으로, 예를들면 축-및 단 변성비, 변속장치 오일온도, 엔진회전 모멘트, 엔진회전수, 자동차속도, 변속장치 내부의 회전속도, 주행페달 위치 및 주행페달변동, 브레이크신호, 자동차가속도, 주행저항 및 운전자 활동성 등과 같은 자동차에 특수한, 변속장치에 특수한 그리고 주행상태에 의존하는 크기가 하나의 전자적인 변속장치 제어장치에서 처리되어지며 예를들면 압력제어 내지 압력조절을 위하여 또는 단 변경의 동안에 또는 슬립 조업의 동안에 회전수 조절을 위하여 상응하는 클러치에 관련하는 최초 신호들이 유압적인 제어장치에 전달되며 그리고 거기서 액츄에이터와 유압밸브에 의하여 상응하는 클러치를 위한 유압식 제어압력으로 변환된다.
실시예로서 Gruhle, Jauch, Knapp 및 Ruechardt 씨들은 VDI-Berichte No. 1175, 1995 에서 승용차-자동변속장치에서 조절된 변환기 오우버 브릿징 클러치의 모델에 근거한 이용을 위한 방법을 기술하고 있다. 변환기 오우버 브릿징 클러치와 이의 제어장치는 오늘날 자동변속장치에서 하나의 부분시스템이며, 이 부분시스템은 자동차의 주행 가능성을 뚜렷이 남겼다. 여기서는 승차감, 주행성능 및 연료소모량의 날로 높아지는 요구사항들의 충족을 위하여 엔진-및 터어빈 회전수로부터의 차동회전수를 가지는 제어회로를 가지는 변환기 클러치의 복잡한 제어 개념이 제안되었다. 제어회로의 동력학의 안정화와 상승을 위하여 추가적으로 엔진 모멘트의부하 상향 스위칭 그리고 또 변환기 오우버 브릿징 클러치를 위한 직접 압력의 사전부여를 가지는 특수기능들이 시행되었다.
그의 기본 구조에서, 전기-유압식으로 작동된 모든 클러치들과 브레이크들에 대한 예를들어 기술된 제어개념이 승용차-변속장치에서 적용할 수 있으며 그리고 변환기 오우버 브릿징 클러치의 적용의 경우에 한정되지는 않는다. 그러나, 이 종류의 복잡한 제어 개념의 경우에는 추가적인 작용으로 인하여 전망할 수가 없는 그리고 다만 큰 비용을 가지고만 확장할 수 있는, 전자적인 변속장치 제어장치의 소프트웨어의 확장 가능한 기본구조와 그리고 또 그러한 작용들의 적용을 위한 비용에 있어서 상당히 불리하다.
본 발명은 청구항 제 1 항의 상위 개념에 의하여 전기-유압적으로 제어된 변속장치의 클러치의 또는 브레이크의 조절을 위한 방법에 관한 것이다.
도 1은 변환기 오우버 브릿지 클러치의 간편한 유압식 제어의 개략도이며,
도 2는 비선형 동력전달 거동 p_WK = f(i_EDS)을 위한 모델-등식의 예를든 측정 기술적인 확인도이며,
도 3은 도 3-1, 도 3-2 및 도 3-3 으로서의 3개의 변속장치의 계열모델들의 개략도이며,
도 4는 교란크기 관측기를 가지는 예를들은 본 발명의 보상 압력 조절회로를 나타내며,
도 5는 예를들어 실시된 교란 크기 관측기를 위한 차동 균등화 시스템을 나타낸다.
* 도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명 *
WK 변환기 오우버 브릿징 클러치
WKV 변환기 클러치 밸브
p_WK 변환기 클러치 압력
p_HD 시스템 압력
DRV 압력제어밸브상수
EDS 전자유압식 압력조절기
i_EDS 전류
Q_WK WK 관류
C-hydr 유압탄성
M-mot 엔진모멘트
J_mot 엔진과 변환기-일차측의 관성모멘트
M_WK 변환기 오우버 브릿징 클러치에서의 모멘트
J_G 변속장치 및 구동장치 계열의 단에 의존하는 대체-관성모멘트
M_L 주행 저항으로부터의 부하모멘트
M_K 스위칭 클러치에서의 모멘트
d 구동장치 계열의 회전선회-감쇄상수
c 구동장치 계열의 회전선회-스프링 강성
J_F 자동차의 단에 의존하는 관성 모멘트
M_r 회전수 조절기의 모멘트 출력값
M-vor 역 시스템 모델의 예비 제어모멘트
M_K 평가된 클러치 모멘트
K_L＊M_L 변속장치 휠 셋트들을 거치는 운동학적 결합으로부터의 부하모멘트의 부분
J_d 조절하고자 하는 클러치의 차동 각속도로부터 발생하는 관성 모멘트
ω_mot 엔진의 각속도
ω_t 변환기 터빈의 각속도
ω_d 조절하고자하는 클러치에서의 차동-각속도
ω_d_soll 조절하고자 하는 클러치에서의 차동 각속도의 목표치
p_nenn 모멘트-압력-변환의 압력-출력값
p_soll 압력조절기의 압력-출력값
A 감소된 관측 유닛의 미분 방정식의 시스템-매트릭스
B 감소된 관측 유닛의 미분 방정식의 조정-매트릭스
T 시간상수
D 감쇄상수
따라서 본 발명은 전술한 선행기술로부터 출발하여 예를들면 스위칭클러치,시동클러치 또는 변환기 오우버 브릿징 클러치로서 형성되어 있을 수 있는 클러치 또는 브레이크의 조절방법이 개선된 제어품질과 제어 동력학에 관하여 그리고 감소된 적용 비용과 관련하여 계속해서 개발하는 과제를 기초로 하고 있다.
상기의 과제는 청구항 제 1 항의 특징부에 의하여 본 발명에 따라서 해결된다. 본 발명의 또 다른 구성은 종속항들에 기재된다.
그러므로 본 발명에 따라서는, 클러치 조절의 간섭 레벨(interference levels)들을 구동장치 계열모델의 기초에서 상태평가법에 의하여 평가하는 간섭 레벨 관측 유닛의 사용하에 모델-기초 보상 압력조절기(model-based compensation pressure regulator)를 가지는 클러치 조절을 실시하는 것이 제안되었다. 이 간섭레벨은 실제 시스템에 대한 제어기술적으로 적용된 물리적-수학적 모델의 부정확성을 나타내며 그리고 특히 원칙에 의한 특성 곡선결합들, 정지된 그리고 동적인 제어결함들, 유압적인 허용차들 그리고 또 원칙에 의거한 동력학적인 모델 결합들로부터 결과한다.
즉 구동장치 계열모델로부터는 스위칭 하고자 하는 또는 제어하고자 하는 클러치 또는 브레이크에서의 간섭 모멘트와 그리고 힘의 흐름방향에서 클러치 또는 브레이크의 뒤에서의 부하모멘트가 관측 유닛에 의하여 평가된다. 구동장치 계열 모델의 형성여하에 따라서는 역시 추가적으로 구동장치계열의 회전 선회의 본래의 형태가 평가될 수 있다.
본 발명에 따르는 방법은 정확한 선형화의 원리에 의한 비선형의 보상법에 기초한다. 역 시스템 모델과 클러치 제어의 유압-모델의 결합으로부터 간단한 전달 기능이 결과한다. 특히 관측 유닛의 비선형 부분의 분리로 인하여는 제어기술상의 잔여시스템의 설계가 선형이론에 의하여 이루어질 수 있다.
관측 유닛에 의해 지지된 보상압력조절회로로서 그러한 식으로 구성된 클러치의 조절개념에 의하여는 특히 유리한 방법으로 조업점에 의존하지 않는, 불변하는 폐쇄된 제어회로의 제어거동이 그것으로부터 결과하는 높은 제어동력학과 그리고 강인한 연속거동 및 간섭 거동과 함께 얻어진다.
본 발명의 제 1 구성에서 간섭 레벨 관측 유닛을 다만 클러치제어에 대하여 관련된 알려지지 않은 시스템 크기만을 평가하는 감소된 관측 유닛으로써 형성하는 것이 제안되었다. 이로 인해 유리한 방법으로 가능한 한 가장 높은 계산속도와 그리고 이로써 가능한 한 가장 높은 조절기 동력학이 얻어진다.
본 발명의 제 2 구성에서는 간섭 레벨 관측 유닛을 모든 시스템 크기들을 평가하는 완전한 관측 유닛으로써 형성하는 것이 제안된다. 이것에 의하여 유리한 방법으로 특히 조절기에 대한 예비 제어품질과 이와함께 제어품질이 개선되어 질 수 있다.
본 발명의 제 3 구성에서는 간섭 레벨 관측 유닛을 유리한 방법으로 신호 잡음에 대해 강인한 칼만 필터로서 구성하는 것이 제안된다.
본 발명의 또 다른 구성에서는 폐쇄된, 모델에 기초하여진 그리고 관측 유닛에 의해 지지된 보상 압력조절회로의 조절기를 다수의 결합된 조절기 블럭들로써 형성하는 것이 제안되었다. 회전수 조절기로서의 첫번째 블럭은 회전수들과 클러치 제어의 슬립을 미리부여하게 한다. 유리한 방법에서 회전수 조절기는 정지상태의 정확성의 보증을 위한 구성부품들을 포함할 것을 필요로 하지 않으며, 그리고 단순한 P- 제어기로써 형성되어 있을 수 있다. 뒤따르는 제 2 의 블럭은 회전수 조절기의 목표의 사전 설정으로부터, 역 시스템 모델의 예비제어치들로부터 그리고 관측 유닛의 평가된 간섭 레벨로부터 클러치 제어장치의 유압식 제어요소에 대한 압력 사전부여를 계산한다. 압력 조절기로서의 이어지는 제 3의 블럭은 관측 유닛의 평가된 크기의 도움으로 유압식 제어요소의 허용차들을 보상하며 그리고 클러치제어를 위한 목표압력을 공급한다. 유리한 방법에서는 전체의 조업범위에서 통상적인 압력조절기의 기술적인 압력 변동의 상쇄에 의하여 제어회로의 동력학이 명백히 개선되었다. 이어지는 네번째 블럭은 종래의 압력-전류-조절기로서 가동하며 그리고목표압력의 미리 부여함을 전기 유압적인 압력조절기를 위한 전류의 미리 부여함으로 변환시킨다.
본 발명의 또다른 구성에서는 폐쇄된, 모델로 기초하여진 그리고 관측 유닛에 의해 지지된 보상 압력조절회로의 회전수 조절기를 추가적인 비선형의 항을 가지는 PD-제어기로써 형성하는 것이 제안되었다. 유리한 방법에서 이것에 의하여는 목표치의 더 큰 편차의 경우에는 목표치에의 신속한 접근이 이루어진다.
본 발명의 또 다른 구성에서 폐쇄된, 모델에 기초하여진 그리고 관측 유닛에 의해 지지된 보상압력조절 회로의 압력조절기를 정확한 선형화의 원리에 의하여 PT2-특징을 가지는 조절기로 형성하는 것이 제안되었다. 이것에 의하여는 유리한 방법으로 제어회로의 동력학에 영향을 줄 수 있다.
본 발명에 따르는 조절 개념은 이 경우에 각각의 전기-유압적으로 제어된 클러치에 대하여 일반적으로 사용할 수 있다. 적용예들은 예를들면 자동변속장치에서 또는 스탠드 바이 콘트롤(Stand by control, SBC)을 가지지 않거나 가지는 자동화된 수동절환 변속장치에서의 습식의 시동클러치, 스위칭 클러치 또는 자동변속장치에서의 스위칭 브레이크 또는 자동변속장치에서의 변환기 오우버 브릿징 클러치들이다.
본 발명은 다음에 변환기 오우버 브릿징 클러치의 예에서 도면들의 도움으로 더 자세히 설명된다.
매 클러치의 경우에 원칙적인 것과 같이 변환기 오우버 브릿지 클러치(WK)의 피스톤에서의 압력차는 클러치에 의하여 전달 가능한 회전모멘트를 정한다. 상기 회전에 의하여 발생하는 피스톤의 양측방에서의 압력부분은 동일한 크기라는 가정하에 변환기 오우버 브릿지 클러치(WK)의 피스톤의 공급 압력만으로 변환기로 전달 가능한 모멘트를 정한다.
M_WK = A_피스톤 ＊ r_피스톤 ＊ z ＊ μ＊ p_WK
여기서 A_피스톤은 변환기 오우버 브리지 클러치 피스톤의 면적이며,
R_피스톤은 중앙의 마찰라이닝의 반경,
z는 마찰면의 숫자이며,
μ는 마찰계수 = f
(온도, 차동회전수, 라이닝압력)
p_WK는 변환기 오우버 브리지 클러치에로의 공급압력임.
상기한 기하학적 크기와 마찰계수는 하나의 크기 μ_geo에 총괄되며, 이로써 WK로서 전달하고자 하는 모멘트에 대하여는 다음이 결과한다 : 즉
M_WK = μ_geo ＊ p_WK
클러치의 이상적인 거동으로부터 벗어나 이제 부터는 다음의 공지된 효과들이 주목할만 하다: 즉
- 0과 다른 차동회전수들의 경우에 WK에 평행하게 변환기의 유압순환로를 거쳐서 회전 모멘트가 전달된다. 순환로에서의 흐름은 역시 터빈휠과 WK-피스톤 사이의 공간에 영향을 준다.
- 마찰면들의 냉각을 위하여 마찰라이닝들은 홈이 패어져 있다. 상기홈들을 통하여 흐르고 있는 오일은 직접 발생장소로부터 발생된 열의 큰 부분을 도출한다. 피스톤과 커버 사이의 직경 방향의 흐름은 다소 매우 명백한 선회를 형성하며, 이 선회는 하우징과 WK-피스톤 사이의 압력을 변동시킨다.
- 복귀도관의 그리고 관류량의 길이와 횡단면적 여하에 따라서 속도수도가 발생한다. 상기한 효과를 고려하는 경우에 운동 방정식은
M_WK = μ_geo ＊ (p_WK-p_O)이며
여기서 p_O는 압력편차 = f(엔진 회전수, 관류)이다.
μ내지 μ_geo 및 p_O는 충분한 정확성을 가지고는 계산하게 하지 못한다. 이 값들은 측정에 의해서 정해지며 그리고 계량범위들에서는 모델에 통합된다. 회전 모멘트 변환기의 모멘트인수 및 방출은 2개의 특성곡선을 가지고 모델 내에서 고려되며, 이 특성곡선들은 엔진 회전수에 대한 터빈 회전수의 회전수 비율의 함수로써 정적인 거동을 기술한다 : 즉
M_p2000 = f(v) 엔진회전수 n_mot = 2000 l/min의 경우에
펌프 흡수 모멘트
μ_WV = f(v) 변환기 보강
ν= n_t/n_mot 엔진회전수에 대한 터빈 회전수의 회전수 비율
상기한 특성 곡선을 가지고는 각각의 조업상태에 대하여 회전모멘트 변환기의 펌프모멘트 M_P 및 터빈모멘트(M_T)는 다음으로 계산되어 질 수 있다.
M_p = M_p2000 (v) ＊ n_mot ＊＊2/(2000 l/min)＊＊2 그리고
M_t = μ_WV (v) ＊ M_p.
도 1은 이제 변환기 오우버 브릿지 클러치의 매우 단순화 된 유압식 제어의 개략표현도를 나타낸다. WKV로는 변환기 클러치 밸브를 나타내며 이것에 의하여는 회전모멘트 전달을 위한 변환기 오우버 브릿지 클러치의 피스톤이 압력 p_WK로써 채워진다. 통상적으로 WK는 예를들면 지속적인 슬립상태에서 라이닝의 냉각을 위하여 일정한 오일 관류 Q_WK를 가진다. 도 1에서는 상기한 WK-관류가 간단하게 셔터에 의하여 표시되어 있다. 어떤 시스템 압력 p_HD가 먼저 정압 조절밸브 DRV를 거쳐서 예를들면 전기 유압적인 압력조절기 또는 전기 유압적인 펄스밸브와 같은 전기적인 압력 조정기의 EDS 타잎에 맞추어진 압력 수준으로 감소된다. 상기 EDS는 전자적인 변속장치 제어기에 의하여 제어전류 i_EDS에 의하여 인가되며 이것으로 인해, 예를들면 아날로그 밸브로써 제조된 변환기 클러치 밸브 WKV는 제어압력으로 채워지며 그리고 시스템 압력 p_HD로부터 변환기 오우버 브릿지 클러치의 피스톤 까지의 압력도관을 없게한다. 이 경우에 변환기 클러치 밸브 WKV는 변환기 타잎에 그리고 전달하고자 하는 회전모멘트에 맞추어진 압력 p_WK를 조절한다. 제어시스템으로 작용하고 있는 영향들의 또 다른 명료화를 위해 유압적인 탄성 c_hydr이 기재되어 있다.
압력조정기 EDS에 의하여 야기된 변환기 클러치 압력 p_WK=f(i_EDS)의 비선형의 정적인 전달 거동은 제어기술적인 모델에서 특성곡선으로 표현되었다. 이 시스템의 동력학적인 시뮬레이션은 비선형의 거동 제 2 계열을 야기하며, 이 거동은 주파수 특성들의 분석에 상응하며 다음의 모델 방정식을 기술하게 한다. 즉
T(θ,p_WK)＊＊2＊_WK+2＊D(θ,p_WK)＊T(θ,p_WK)＊_WK+p_WK=p_soll
여기서
t(θ, p_WK)는 변속장치온도 θ와 압력 p_WK에 의존하는 특성범위로서의 시간상수이며,
D(θ, Pwk)는 변속장치온도 θ와 압력 p_WK에 의존하는 특성범위로서의 감쇠를 나타냄.
도 2는 전달거동 p_WK = f(i_EDS)에 의한 모델-방정식의 예로 든 측정기술상의 확인을 보인다. 주파수 특성들과 위상주파수 특성들을 사용하여 온도와 압력에 의존하여 시간상수들과 감쇄들의 변화가 표시되어 있다.
물론 개별적인 방정식 피라미터의 실험기술적인 확인을 단순화시킬 수 있는 것으로서, 변환기 클러치 압력의 비선형의 전달거동의 수학적 기술은 상세화된 물리적-수학적 모델에 의하여 미세화 될 수 있다.
도 3에는 자동차-구동장치 계열의 예를들어 3개의 단순화된 모멘트-질량-모델이 묘사되어 있다. 이 모델들은 변속장치 내에서 변동하는 관성모멘트 때문에 전행의존 및 스위칭 의존으로 기술되어 있다. 도 3-1은 고정적인 진행단계에 대한 단순한 모델로 보이며 이 모델은 2개의 미분 방정식을 가지고 기재될 수 있다 :
J_mot＊_mot = M_mot-M_p-M_WK
J_G＊_t = M_t+M_WK-M_L
여기서
M_mot는 모든 손실들(마찰, 변속장치 펌프를 포함한 부수적인 보조 관련장치) 만큼 감소된, 엔진에 의하여 생성된 모멘트,
M_p, M_t는 변환기의 유압적인 순환로의 펌프-및 터어빈 모멘트,
M_WK는 변환기 오우버 브릿지 클러치에서의 모멘트,
M_L은 종동부에서 주행 저항으로부터의 부하모멘트,
J_mot는 (변환기의 1차 측면을 포함하는) 엔진-관성 모멘트,
J_G는 (변환기의 2차측면, 변속장치의 회전하고 있는 부품들, 플렉시블축, 차동변속장치, 차축, 바퀴 및 자동차 중량을 포함함; 때때로 터어빈 회전수 n_t에서 감소됨)
진행에 의존하는 대체-관성모멘트,
ω_mot는 엔진의 각속도,
ω_t는 변환기 터어빈의 각속도를 나타냄.
도 3-2에는 하나의 구동장치 계열에 대한 제 2 모델이 표현되어 있으며 이 모델은 진행스위칭, 즉 새로운 진행의 동기회전수의 도달까지 과거의 진행의 동기회전수의 포기를 고려한다.
이 모델은 방정식에 의하여 기재되어 질 수 있다. 즉
J_mot＊_mot = M_mot- M_p- M_WK
J_G＊_t = M_t+ M_WK- M_K+ (k_L＊M_L)
여기서,
M_mot는 (마찰, 변속장치 펌프를 포함하는 부수적인 보조연관장치등) 모든 손실만큼 감소한, 엔진에 의하여 생성된 모멘트,
M_p, M_t는 변환기의 유압적인 순환로의 펌프-및 터어빈 모멘트,
M_WK는 변환기 오우버 브릿지 클러치에서의 모멘트,
J_mot는 (변환기의 1차 측면을 포함하는) 엔진 관성모멘트,
J_G는 스위칭에 의존하는 변속장치-관성모멘트(WK와 스위칭 클러치 사이의 모든 회전하고 있는 부품들을 포함함; 터빈회전수 n_t에서 감함)
M_K는 스위칭 클러치에서의 모멘트,
(k_L＊M_L) 유성치차세트들을 거치는 동력학적인 연결로부터의 부하모멘트의 비율,
ω_mot는 엔진의 각속도,
ω_t는 변환기 터빈의 각속도를 나타낸다.
자동차 시뮬레이션과 실험은 큰 변성비들에 대하여(즉 작은 전진에 대하여) 도 3-1에 의한 간단한 구동장치 계열 모델은 더 이상 적합하지 않음을 보여왔으며 왜냐하면 이것은 종동측 계열의 첫번째 고유형태를 무시하기 때문이다. 여기서 차축들의 스프링 강성은 결정적이다. 도 3-3 에서는 구동장치 계열의 회전진동- 스프링 강성들 및 회전진동- 감쇄를 고려한 예를 든 모델이 표현되어 있다. 여기서 미분 방정식들의 수는 3개로 늘어난다.
J_mot＊_mot=M_mot- M_p- M_WK
J_G＊_t=M_t+ M_WK- M_Feder
J_F＊_ab=M_Feder- M_L
여기서,
그리고
M_mot는 모든손실들(마찰, 변속장치 펌프를 포함한 부수적인 보조관련장치) 만큼 감소된, 엔진에 의하여 생성된 모멘트,
M_p, M_t는 변환기의 유압적인 순환로의 펌프-및 터어빈 모멘트,
M_WK는 변환기 오우버 브리지 클러치에서의 모멘트,
M_Feder는 차축들의 편향과 편향속도에 상응하는 모멘트,
M_L는 종동부에서 주행 저항으로부터의 부하모멘트,
J_mot는(변환기의 1차 측면을 포함하는) 엔진-관성모멘트,
J_G는 (WK와 스위칭 클러치 축 사이의 모든 회전하고 있는 부품들을 포함함, 터어빈 회전수 n_t에서 감함) 진행에 의존하는 변속장치-및 종동장치계열-관성모멘트,
J_F는 (바퀴들 및 자동차 중량포함, 터어빈 회전수 n_t에서 감함) 진행에 의존하는 자동차-관성모멘트,
_mot는 엔진의 각속도,
_t는 변환기 터어빈의 각속도,
_ab는 종동장치의 각속도를 나타냄.
물론 또 다른 복잡한 수학적인 구동장치 계열 모델이 표현될 수 있으며, 예를들면 도 3-2에 의한 모델은 도 3-3에 의한 모델의 부가물과 유사하게 회전탄성의 영향 만큼 확장되어 질 수 있다.
본 발명에 따라서는 이제는 전에 예를들어 기재된 시스템 지식의 도움으로, 이 경우에 정해진 조업상태에서 특별한 기능을 다시 채택하지 않으면 안되는 일이 없이 원하여진 기능을 이용하게 하는 모델에 기초하여진 조절이 설계되어 진다. 이 경우에는 폐쇄된 조절 회로의 높은 동력학이 실현되며, 즉 제어에서의 이탈은 높은 동력학적인 과정들에서도 모든 경우에 충분히 작게 머무른다. 나아가서는 이 경우에 상기한 제어는 제어품질은 제어회로 내에 포함된 모든 성분의 기술적으로 불가피한 모든 구성부품들의 산포에도 불구하고 변속장치의 수명 기간의 진행중에 나타나는 시스템 변동들에도 불구하고 항상 유지되어 머물 정도로 강인하다.
고도의 강인함에 대한 일정한 방법에서는 요구조건은 더 높은 동력학에 대한 요구에 반대를 나타내는데 왜냐하면 일반적으로 큰 회로 강화는 안정성 확보의 감소를 초래하기 때문이다. 본 발명에 따라서 상기한 모순은 정확한 보상과 그리고 모든 알려진 영향들의 예비 조절에 의하여 해결되며 그리고 이로써 조절기는 아주 부하가 경감된다. 본 발명의 제어의 또 다른 장점들은 대부분 물리적으로 해명할수 있는 피라미터에 의한 그리고 또 공지된 기능에 비하여 약 50%로 파라미터의 감소에 의한 용이한 적용 가능성이다.
도 4는 상태평가법에 의해서 클러치 제어의 간섭의 레벨을 구동장치 계열 모델로부터 평가하는 간섭 레벨 관측 유닛의 사용하에 모델에 기초하여진 보상 압력 조절회로를 가지는, 클러치 제어를 위한 본 발명에 따르는 제어시스템의 실시예를 나타낸다. 제어회로의 블럭 다이어그램은 다음 블럭들 "신호준비", "목표치생성", "역 시스템 모델", "관측 유닛", "회전수 조절기", "모멘트-압력-변환", "압력조절기", "압력-전류-변환", 그리고 "제어시스템"로부터 되어 있다. 이 경우에 '역 시스템 모델"에도 "관측 유닛"에도 먼저 기술된 모델 방정식이 기초로 놓여져 있다.
"역 시스템 모델"은 측정된 회전수의 그리고 구동장치 엔진의 전자적인 엔진제어에 의하여 이용된 또는 측정 기술적으로 검출된 엔진 모멘트의 도움으로 시스템에 작용하고 있는 모든 공지된 회전 모멘트를 보상한다. 상응하는 예비 제어 모멘트 M_vor는 다음 방정식에 의하여 기술되어 질 수 있다.
유리한 방법으로는 회전모멘트들은 이제 제어하고자 하는 변환기 오우버 브릿지 클러치의 차동 각속도에 관련한다.
J_d 는 이 경우에 차동 각속도에 의하여 결과하는 관성모멘트이다. 완전한 보상을 위해서 또 종동부에 접촉하고 있는 주행 저항을 일으키고 있는 부하 모멘트 M_L은 그리고 또 절환의 경우에 부착 절환하는 그리고 분리하는 클러치의 모멘트들이 필요하다. 후자는 전체 스위칭 모멘트 M_K에 합체되어 질 수 있다. 부하 모멘트 M_L 및 전체스위칭 모멘트 M_K가 추가적으로 적합한 방법으로 열리게 절환된다면 이 시스템은 극단적으로 안정한 평형상태에서 실제의 조업점으로 독립적으로 존재한다. 그러나 유압시스템에 의하여 초래된 지연들은 상기한 표현은 다만 정적인 조업상태들에 해당한다.
물리적-수학적 시스템모델은 실제의 복잡한 시스템의 거동을 완전히 묘사할 수 없기 때문에 모델 방정식들에서 본 발명에 따라서 간섭모멘트 M_S가 도입되며 이 간섭 모멘트에서는 모델과 현실 사이에서의 차이들이 합체되어 진다. 예를들어 고찰된 변환기 클러치에서 비교적 큰 파라미터-불확실성 때문에 상기한 간섭은 예를 들면 실시된 보상 조절회로에서 추가적인 클러치 모멘트로써 고려된다. 그러나 이것은 완전한 보상을 위한 제한을 나타내지 않는데 이것으로는 마찬가지로 알려지지 않은 부하-내지 스위칭 모멘트와 결합하여 항상 모멘트 결합을 평가하게되며, 이 결합은 생각할 수 있는 모든 편차들을 커버할 수 있기 때문이다.
특히 동적인 과정들의 경우에 평가 결함을 적게 유지하게 하기 위하여 클러치 피스톤에 작용하는 모든 압력들, 즉 클러치에서 공칭적인 마찰모멘트들은 알려져 있지 않으면 안된다. 이들은 일반적으로 알려져 있지 않으므로 이것을 위하여 본 발명에 따라서 결합된 상태-및 간섭 관측 유닛이 설치되며 이것은 측정된 회전수들의 기초 위에 클러치 압력 p_WK, 부하모멘트 M_L 및 간섭 모멘트 M_S를 재구성한다. 스위칭들의 경우에, 부하모멘트 M_L의 대신에 스위칭 클러치의 모멘트들 M_K가 관찰된다. 이 경우에 부하모멘트 M_L은 스위칭의 시간 공간에 대한 실시예에서상수로서 가정되며, 보상조절 회로의 다른 실시예에서는 역시 가변적인 부하 모멘트가 제어기술상으로 만들어 질 수 있다.
비용을 최소로 유지하기 위하여 그리고 동시에 평가벙법의 능률을 향상시키기 위하여, 본 발명에 따라서 다만 알려지지 않은 크기만을 관측 유닛에 의하여 평가하는것, 즉 감소된 관측 유닛의 계획으로 되돌아 와서 착수할것이 제안되어진다. 도 3-2에 의한 구동장치 계열 모델에 상응하는 스위칭의 동안에 간섭 레벨의 평가를 위하여 그러한 정도로 형성된 관측 유닛에 대한 미분 방정식 시스템이 도 5에서 매트릭스로써 주워졌다. 감소된 관측 유닛의 미분 방정식 시스템은 다음형태; 즉
= A ＊+ B ＊ μ 로된 벡터 방정식으로 표현하게 한다.
스위칭 이외에 상태 벡터에서 스위칭 모멘트 M_K는 부하모멘트 M_L 에 의해서 대체되며 이 부하모멘트는 이때 조정량의 벡터로부터 나온다. 이로써 도 5에서 표시된 시스템 매트릭스 A를 A11, A12=0, A21 및 A22등 4개 부분들로 그 분할하는 경우에 그리고 또 도 5에 표시된 조정 매트릭스 B를 2개의 부분들 B1 및 B2로 상응하는 분할의 경우에는 감소된 관측 유닛 계획이 필요하여지는 수학적 공식이 결과한다. 매트릭스 A11은 이 경우에 정방형의 서브 매트릭스를 포함하며 이 서브 매트릭스를 통하여는 관찰하고자 하는 크기가 그 자신에 되돌아 작용한다. 정적인 조업상태들에 대하여는 M_S=상수 및 M_K=상수라는 가정은 적어도 동적인 모델에서 알려지지 않은 모멘트에 대하여 유효하다. 감소된 관측 유닛의 미분 방정식 시스템은 이로써 간단화 된 수학적 공식; 즉
을 갖는다.
이 안에는 y=(ω_ d ω_ t)＊＊T는 측정된 크기의 벡터를 기술하며 한편 측정치들의 벡터로부터 그리고 측정치의 도움으로 방정식
ρ= (M_S M_K dp_WK/dt p_WK)＊＊T- L＊y 로부터 관찰하고자 하는 크기들이 재구성되어 질 수 있다. 관측 유닛 매트릭스 L는 관측 유닛의 고유치를 결정한다. 예를들면 다만 2개의 자유로운 계획 파라미터들 11 및 12를 가지고 상태평가를 위한 관측 유닛 매트릭스가 선택될 수 있다; 즉
유리한 방법으로 상기한 공식은 평가된 클러치 압력 p_WK이 측정들과는 독립적이며 그리고 다만 조정량 p_soll에만 의존하게 되어 있다. 보상 압력 조절회로의 상기한 부분 시스템 자체는 제어 기술적으로 안정하며 그리고 그래서 평가 오류는 유압에 본래의 동력학을 가지고 감소하는 것이 확인되어 질 수 있었다.
간섭 레벨 관측 유닛의 상기한 본 발명에 따르는 생성의 이점들은 계산 비용의 명백한 감소이며 그리고 관찰된 클러치의 전체의 시스템 거동의 더 우수한 해석 가능성이다.
중요한 또 다른 이점은 관측 유닛의 비선형 부분, 즉 변속장치 오일 온도 θ와 클러치 압력 p_WK에 의존하는 시간상수 T=f(θ,p_WK) 및 마찬가지로 변속장치오일온도 θ와 클러치 압력 p_WK에 의존하는 감쇄 D=f(θ,p_WK)의 분리로부터 결과한다. 이로써 나머지 시스템의 제어기술적인 계획도 선형 이론에 의하여 이루어 질 수 있다.
관측 유닛 매트릭스에서 다만 2개의 계획 파라미터 11 및 12에로의 제한은 자동차에 적용의 경우에 용이한 취급성을 가져온다. 앞서 제기된 공식에서 상기한 양 파라미터들은 선형의 잔여시스템의 시간 상수들의 직접적인 선회치들에 상응한다. 또 상기 시스템은, 평가된 압력이 물리적인 조건에서 높은 동력학을 가지며 그리고 이 때문에 보통의 공지되지 않은 크기보다 더 빨리 결정되지 않으면 안되는 스위칭 모멘트에 직접 작용하지 않는다면 폐쇄된 제어회로에서 유압모델에서의 결함에 대하여 강인할 것이다.
본 발명의 하나의 구성에서 모든 시스템 크기가 평가되어지는 그러한 방법으로 간섭 레벨 관측 유닛를 형성하는 것이 제안되었다. 이것에 의하여는 유리한 방법으로 특히 조절기에 대한 예비제어품질과 그리고 이와함께 마지막으로 조절 품질이 더 개선되어 질 수 있다. 본 발명의 또다른 구성에서는 그 장점들이 이미 전에 언급된 칼만-필터로서 간섭 레벨 관측 유닛를 형성하는 것이 제안된다.
도 4에 의해서 본 발명에 따라서 실시된 보상 압력조절회로의 이제까지 기술된 조절기 부품들 "역 시스템 모델" 및 "관측 유닛에 의하여 이 시스템은 하나의 형상에서 각각의 조업점이 제어 기술적으로 정지된 평형점으로서 사용되는 형상으로 이월된다. 이것은 이로써 물론 역시 목표치에 대하여 적용된다. 도 4에서 보인 블럭 "회전수 조절기"의 과제는 이제는 목표치로부터의 벗어나는 경우에는 차동회전수를 상기한 것에 다시 접근시키는 것에 있다. 앞서 기술된 본 발명에 따르는 조처들에 의하여는 그러나 상기한 회전수 조절기는 불변하는 정확성의 보증을 위하여 특별한 구성품들을 포함하지 않으면 안된다. 가장 간단한 경우에 이 회전수 조절기는 즉 P-제어기로써 형성되어 있을 수 있다. 동력학의 상승을 위하여 추가적인 비선형의 항을 가지는 약간 복잡한 PD-제어기가 유리하며, 이 조절기는 큰 편차의 경우에 목표치에의 더 빠른 접근을 가능하게하며 그리고 이 경우에 목표치 근처에서의 거동을 다만 적게 영향을 준다. 그러한 식으로 형성된 PD-회전수 조절기에서는 비선형 조절기 모델은 제어하고자 하는 클러치의 조절기 모멘트 M_r에 대한 제어 법칙에서의 다음의 묘사를 보게되며, 즉
M_r=k_P＊(△ω_d+k_NL＊│ d│＊△ω_d)+k_D＊_d
여기서
△ω_d = ω_d_soll-ω_d
비례하는 조절기 파라미터 k_p, 비선형 조절기 파라미터 k_NL 및 차동조절기 파라미터 k_D 임.
회전수 조절기의 개별적인 파라미터들은 예를들면 게인 스케줄링(Gain-Scheduling)의 공지된 방법을 가지고 계산할 수 있게 한다. 이를 위하여 이 시스템은 시스템온도 및 상태량에 의존하여 다른 조절기 부품들의 고려하에 목표치 만큼 직선화되며 그리고 각각의 조업점에 대하여 한벌의 조절기 피라미터가 정해지며, 그 결과로 폐쇄된 제어회로의 본래의 값들은 시스템의 활성상태에 근사적으로 독립적이다. 이 경우에 다른 크기들로부터의 조절기 계수의 의존성을 감소시키기 위하여, 도 4에 표현된 본 발명에 따르는 실시예에서, 블럭들 "모멘트-압력-변환", "압력조절기" 및 "압력-전류-변환"을 제어회로 내에로 도입하는 것이 제안되었다.
블럭 "모멘트-압력-변환"은 제어로부터오는 목표모멘트(M_r + M_S + J_d/J_G ＊ (M_K- k_L ＊ M_L)로부터 변환기 클러치를 위한 목표압력 p_nenn을 계산한다. 상기한 환산에서 첫째로 클러치 라이닝의 마찰계수가 그리고 압력단차가 들어서며, 이들 양자는 주로 변속장치 오일온도 및 엔진회전수에 의존한다. 이로 인해 조정량의 조업점에 의존하는 환산이 보증된다.
블록 다이어그램에서 뒤따르는 부분 시스템은 "압력조절기"이다. 시스템 거동은 주로 유압식 제어시스템의 동력학에 의하여 영향 받기 때문에 상기한 압력조절기에게는 중요한 의미가 붙게된다. 전에 기술된 바와같이 제어요소의 동역학은 대체로 압력수준 자체와 그리고 변속장치 오일온도에 의존한다. 보통의 제어요소의 얻고자 노력하는 조업범위에서 실제로 존재하는 요동들은 액수에 따라서 이들이 무시되어 질 수 없을 정도로 그렇게 크다 (보통의 절점 주파수는 0.1s의 훨씬 위로부터 0.02s까지 변동한다). 특히 추운 조업상태에서 제어시스템 자체의 동력학은 속도에 관하여 조절에 제기된 요구들을 충족하기 위해 너무 느리다. 관측 유닛에 의하여 평가된 클러치 압력의 도움으로 유압식 제어시스템의 허용차들을 상쇄하는 것은 블럭 압력 조절기의 과제이다. 이에 대하여 본 발명에 따라서 PT2-특징을 가지는 조절기가 제안되었으며, 이것은 다음의 조절법칙을 가지며 정확한 선형화의 원리에 의해 계획 되었다.
조절파라미터 T_dr 및 D_dr는 그안에 시간상수 및 선형의 PT2-거동의 감쇄가 있으며, 이 거동은 목표동력학으로서 원칙적으로 임의로 미리 주워 질 수 있다. 실제적인 실시예에서 높은 목표의 동력학에서는 매우 상이한 조절기 특성에 의하여 한계가 설정되어 있다. 이것은 무엇보다도 전에 기술된 관측 유닛 매트릭스 L의 구조의 경우에 분명하다. 상기한 형태에서 비선형의 압력동력학의 모델로 지지된 피이드-포워드(feed-forward) 보상으로서 계획된 압력조절기가 작동하며, 이것은 비선형 압력 동력학을 원하는 거동에 의하여 대체한다. 상기한 조처의 효과는 결정적으로 기초로 놓여져 있는 모델의 정확성에 의존하는 것이 분명하다. 실제에서는 보상되지 않은 시스템에 비하여 상당한 수행-소득을 얻을 수 있기 위하여 시간 거동의 조업점에 의존하는 모델화는 이미 충분하다는 것을 보여왔다.
블럭 압축조절기에 접속하는 블럭 "압력-전류-변환, 이 결과하며, 이 압력-전류-변환은 대체로 이어지는 전류조절을 가지는 정적인 압력조절 특성곡선의 반전으로 되어 있다. 이 경우에 전류 조절은 그것이 보통의 압력조절기를 위하여 사용되는 바와 같이 표준조절이다. 보통의 전류조절의 한계 주파수는 압력 조절기의 한계 주파수의 명백히 위에 놓여 있기 때문에 수정이 불가피하다.
도 4에 표시된 본 발명에 따르는 보상압력 조절회로의 블럭다이어그램에서최후로 포함된 양 블럭들은 "신호준비 작업" 및 "목표치 생성"이다. 양자는 하나의 적합한 형태에서 필요한 정보들을 가지는 조절기를 공급한다. 후자는 무엇보다도 신호준비작업의 경우에 중요한 역할을 한다. 심하게 소리나는 신호들의 있을수도 있는 여과 이외에 상기한 블럭은 모든 정보들이 시간 동기적으로 임의로 할 수 있는 것을 위하여 위치한다. 특별히 관측 유닛는 서로 비대칭으로 수취된 신호들의 혼합에 민감하게 거동할 수 있다. 이것은 예를들면 개별적인 신호들의 그리고 그의 예비처리의 상이한 CAN--BUS-가동시간들로부터 결과한다. 역시(예를들면 엔진회전수와 같은)개별적인 신호들이 각각의 규칙펄스에 대한 모든 조업상태들에서는 실제로 마음대로 할수 있는 바, 왜냐하면 이들은 전자적인 변속장치 제어의 외부의 제어장치에 의하여 공급되어 지기 때문이다. 본 발명에 따라서는 더 빠른신호들의 지연에 의한 그리고 더 느린 신호들의 외삽에 의한 동기화를 실시하는 것이 제안된다. 이 "목표치 설정"은 클러치의 회전수 조절을 위한 목표치 ω_d_soll 이외에 그의 시간적인 미분계수를 마음대로 활용할 수 있으며, 이것은 상기 시스템의 정확한 예비제어를 위하여 유리하다. 상기한 크기의 결정은 예를들면 특성영역들 안에 놓여진 공칭값들을 끊임없이 구별할 수 있게 매끄럽게하는 제 2 등급의 필터들의 사용에 의하여 이루어진다. 상기한 처리방식의 또다른 이점은 상응하는 필터 초기화에 의한 제어조절 과정들 또는 부하교체의 경우에 끊임없이 구별할 수 있게 현재값들 위에 올려 놓을 수 있는 가능성이다.
상태평가법에 의해 클러치 조절의 간섭 레벨을 구동장치 계열 모델로부터 평가하는 간섭 레벨 관측 유닛를 가지는 본 발명에 따라 모델이 기초로 된 보상-압력조절회로는 각각의 전기유압적으로 제어된 클러치에 대하여 일반적으로 장착할 수 있다. 변환기 오우버 브릿징 클러치의 상세하게 기술된 제어 이외의 또 다른 적용예들은 예를들면 스탠드 바이 콘트롤(stand by control, SBC)을 가지지 않는 또는 가지는 자동변속장치 내에서 또는 자동화된 수동절환 변속장치 내에서 습식시동클러치, 자동변속장치 내에서의 스위칭 클러치 또는 스위칭 브레이크이다. 선행기술에 의해서 공지된 제어 개념에 비하여 특히 조업점에 의존하는, 폐쇄된 조절회로의 불변하는 제어거동에 의하여 연속-및 간섭 거동과 동력학에 관련하는 상당한 이점들을 얻게된다. 이것은 다음에 의하여 이루어진다 : 즉
- 제어요소의 신속화를 위한 보상압력조절기,
- 간섭 관측기에 의한 보통의 I-제어기의 대체,
- 개량된 예비제어(정확한 모델)
처리도 스프트웨어의 구성도 용이하게 하는 것으로서 성능에서의 이득은 나아가서는 특별 기능들의 포기를 가능하게 한다. 모델에 기초하여진 조절기 설계는 물리적으로 해석 가능한 파라미터의 사용을 가능하게 한다. 이것은 휴대가능성 및 이용을 상당히 간편화한다.
본 발명은 전기-유압적으로 제어된 변속장치의 클러치의 또는 브레이크의 조절을 위한 방법에 이용될 수 있다.

Claims (12)

  1. 변속장치의 전기 유압적으로 제어된 클러치 또는 브레이크의 조절방법에 있어서,
    클러치 또는 브레이크는 모델에 기초하여진 보상압력조절기를 가지고 관측 유닛를 사용하여 조절되며, 여기서 보상 압력조절회로는 클러치 또는 브레이크의 제어시스템의 역 모델에 상응하는 비선형의 보상요소를 포함하며 그리고 여기서 관측 유닛는 상태평가법에 의한 구동장치계열 모델에 기초하여 클러치 제어의 간섭 레벨을 평가하는 것을 특징으로 하는 방법.
  2. 제 1 항에 있어서,
    관측 유닛은 다만 클러치 조절에 대하여 관련하는 공지되지 않은 시스템 크기만을 평가하는 것을 특징으로 하는 방법.
  3. 제 1 항에 있어서,
    관측 유닛은 클러치 제어에 대하여 관련된 모든 시스템 크기를 평가하는 것을 특징으로 하는 방법.
  4. 제 1 항에 있어서,
    관측 유닛은 칼만-필터로써 형성되어 있는 것을 특징으로 하는 방법.
  5. 제 1 항 내지 제 4 항중 어느 한 항에 있어서,
    보상압력제어회로는, 측정된 신호들, 측정된 신호들의 목표의 사전 설정, 클러치 또는 브레이크의 역 시스템 모델의 계산된 값으로부터, 그리고 관측 유닛의 적어도 하나의 평가된 값으로부터 조업점에 의존하는 조정량을 형성하는 하나의 조절기를 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.
  6. 제 1 항 내지 제 5 항 중의 한 항에 있어서,
    보상압력 제어회로는 하나의 조절기를 포함하며 이 조절기는 측정된 신호들, 측정된 신호들의 목표의 사전 설정 그리고 관측 유닛의 적어도 하나의 평가된 값으로부터, 제어요소를 거쳐서 클러치 또는 브레이크가 유압적으로 제어되는 전기-유압식의 제어요소의 허용차에 무관한 조정량을 형성하는 것을 특징으로 하는 방법.
  7. 제 1 항 내지 제 5 항 중의 한 항에 있어서,
    보상압력 제어회로는 하나의 조절기를 포함하며, 이 조절기는 제어요소를 거쳐서 클러치 또는 브레이크가 유압적으로 제어되는 그러한 전기-유압식의 제어요소에 대한 계산된 압력의 사전 부여로부터 그리고 관측 유닛의 적어도 하나의 평가된 값으로부터 전기-유압식의 제어요소의 허용차로부터 무관한 조정량이 형성되는 것을 특징으로 하는 방법.
  8. 제 1 항 내지 제 5 항 중의 한 항에 있어서,
    보상압력 제어회로는 다수의 결합된 조절기 블럭들을 포함하며, 여기서 첫번째조절기 블럭(회전수 조절기)은 측정된 회전수 및 회전수 목표치 또는 이들에 등가한 신호들(ω_t, ω_mot, ω_d, ω_d_soll)을 처리하며 그리고 여기서 두번째의 뒤따르는 조절기 블럭(모멘트-압력-변환)은 첫번째 조절기 블럭의 목표 사전부여(M_r)로부터, 클러치 또는 브레이크의 역 시스템 모델의 예비제어치들 (M_vor)로부터 그리고 관측 유닛의 평가된 값들(M_s, J_d/J_G ＊ (M_K - k_L ＊ M_L)) 조업점에 무관한 조정량(p_nenn)를 형성하며 그리고 여기서 뒤따르는 세번째 조절기 블럭(압력조절기)는 두번째 조절기 블럭의 목표의 사전 설정(p_nenn)으로부터 그리고 관찰부에 의해 평가된 간섭 레벨(P_WK)로부터 전기-유압식의 압력조정기의 허용차에 무관한 조정량 (p_soll)을 형성하며, 그리고 여기서 뒤따르는 네번째의 조절기 블럭(압력-전류-변환)은 세번째 조절기 블럭의 목표의 사전 설정(p_soll)로부터 하나의 전류사전부여 (i_EDS)를 형성하며, 이것을 가지고 전기-유압식 압력조정기는 채워지는 것을 특징으로 하는 방법.
  9. 제 8 항에 있어서,
    첫번째 조절기 블럭(회전수조절기)는 P-제어기로써 형성되어 있는 것을 특징으로 하는 방법.
  10. 제 8 항에 있어서,
    첫번째 조절기 블럭(회전수 조절기)은 추가적인 비선형의 항을 가지는 PD-제어기로써 형성되어 있는 것을 특징으로 하는 방법.
  11. 제 8 항에 있어서,
    세번째 조절기 블럭(압축 조절기)은 정확한 선형화의 원리에 의한 PT2-특징을 가지는 조절기로써 형성되어 있는 것을 특징으로 하는 방법.
  12. 전항들 중의 한 항에 있어서,
    클러치 제어의 회전수-목표치의 사간 미분계수 또는 제어시스템의 역 모델에서의 회전수 목표치에 등가한 크기들의 시간 미분계수가 만들어지는 것을 특징으로 하는 방법.
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