WO2003019029A1 - Verfahren und system zur steuerung einer zwischen einem motor und einem getriebe eines kraftfahrzeuges angeordneten, automatisierten reibungskupplung - Google Patents

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clutch
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Olaf Werner
Roland Seebacher
Klaus KÜPPER
Carsten Mohr
Severine Gallou
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Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Definitions

  • the invention relates to a method and a system for controlling an automated friction clutch arranged between an engine and a transmission of a motor vehicle.
  • a peculiarity of piston internal combustion engines is that the torque applied to the crankshaft becomes increasingly non-uniform as the number of cylinders and the number of revolutions decreases. This has a negative impact on driving comfort.
  • An effective way of reducing vibrations caused by rotational irregularities is the so-called dual mass flywheel, which, however, means additional costs compared to a single mass flywheel and requires a certain amount of space.
  • DE 41 90 372 proposes to control such an automated friction clutch in such a way that it can be adjusted or regulated to slip of a predetermined size in order to reduce torsional vibrations.
  • a clutch torque calculation device is provided, which calculates a clutch torque to be transmitted from an engine torque and possibly other operating parameters of the drive train of the vehicle, and uses this to determine an actuating signal for actuating an actuator of the clutch.
  • a setpoint slip calculation device is also provided, in which a setpoint slip of the clutch is stored as a function of operating state variables of the drive train. This setpoint slip is compared with an actual slip of the clutch.
  • an additional control signal for the clutch actuator is derived in a PID controller, which is based on the clutch torque to be transmitted dependent control signal is superimposed.
  • the integral part of the PID controller is used together with other operating state variables for an adaptation of the torque to be transmitted by the clutch.
  • the invention has for its object to provide a method and a system for controlling an automated friction clutch arranged between an engine and a transmission of a motor vehicle, which enables a reduction in the torsional vibrations originating from the drive motor of the motor vehicle and the practical requirements in fulfilled as far as possible.
  • the part of the object of the invention relating to the method is achieved by a method for controlling an automated friction clutch arranged between an engine and a transmission of a motor vehicle, in which method the operating state variables of the drive train are detected and the clutch is controlled in such a way that it transmits a clutch torque that is composed of a component that is essentially dependent on the engine torque and a component that is dependent on slip, the component dependent on engine torque being calculated in accordance with operating state variables of the drive train and adapted in accordance with an i component of a controller, and the slip-dependent component by the controller in accordance with a deviation between an actual slip and a setpoint slip determined from operating state variables of the drive train is determined, parameters of the controller being calculated and corrected from operating state variables of the drive train and the engine torque dependent portion of the clutch torque is adapted by the i component of the controller in the sense of a reduction in the i component.
  • the part of the clutch torque that is essentially dependent on the engine torque and the slip-dependent part of the clutch torque can Only be calculated from the operating state variables of the drive train. In certain operating states, for example at very high speeds, it is thus possible to switch from a slip-controlled operation of the clutch to an operation in which the controller is ineffective.
  • the portion of the clutch torque which is essentially dependent on the engine torque can be determined primarily from the position of the load actuator and the speed of the drive motor when the position of a load actuator changes rapidly, and can be determined from further engine operating variables when the position of the load actuator changes slowly.
  • the quality of the control can thus be further improved, since the position of the load actuator and the speed of the drive motor are immediately available in the event of rapid changes, while other operating variables, for example via a bus system, are only available with a time delay before they can be taken into account.
  • control quality can be improved in a modification of the method in which the i component effective for the adaptation can be corrected in the event of changes in the engine torque in accordance with the ratio of the change in the engine torque to the magnitude of the engine torque, since the controller controls the incorrect control resulting from a change in engine torque does not have to be compensated for by correcting the incorrect control immediately.
  • the parameters of the controller can be determined as a function of at least one of the following operating state variables: engine torque, clutch torque, speed fluctuation, speed, gear. Desired slip speed, and the controller characteristic curves are modified depending on at least one of the following driving conditions: tip-in, back-out, rapidly decreasing desired slip deviation, long-lasting negative desired slip deviation, creep, controller instabilities, zero crossing.
  • the controller and the pilot control using the map can be optimal for everyone
  • Driving state can be adjusted by using an adaptation of the part of the clutch torque and / or the controller which is essentially dependent on the engine torque, a characteristic diagram which indicates speed fluctuations as a function of the static engine torque and the speed.
  • controller instabilities In the case of the existing controller instabilities, these can be reacted to immediately by carrying out at least one of the following steps within a predetermined time interval when a predetermined number of target slip runs and threshold value deviations from target slip deviations occur or when controller instabilities are detected in another way:
  • a method can be advantageous in which a target slip of the clutch is not calculated, but is determined by measurement and control.
  • This method for controlling an automated friction clutch arranged between an engine and a transmission of a motor vehicle in which method a disturbance variable dependent on the slippage of the clutch is detected and an actuator actuating the clutch is controlled in such a way that the clutch is one of operating variables of the drive train calculates the calculated clutch torque and, depending on the disturbance variable, is opened in such a way that the disturbance variable remains below a predetermined threshold value.
  • a system for controlling an automated friction clutch arranged between an engine and a transmission of a motor vehicle, containing an actuator which adjusts the clutch according to a position signal to a position defined by the position signal, comprises a clutch torque calculation device an engine torque and further operating state variables of the drive train of the vehicle containing the engine, the clutch and the transmission calculates a component of a target clutch torque which is dependent on the engine torque and a component of the target clutch torque which is dependent on a slip of the clutch, a position signal calculation device which calculates the two components of the target clutch torque and a stored association between the target clutch torque and the position signal, the position signal supplied to the actuator determines a slip control switch which is in a slip control The position separates the direct connections between the clutch torque calculation device and the position signal calculation device and connects a signal path containing the engine torque-dependent portion of the clutch torque via an adaptive pilot control unit to the corresponding input of the position signal calculation unit and the signal path containing the slip-dependent portion of the clutch
  • the system according to the invention enables the slip control switch to switch from conventional operation of an automated clutch, in which the clutch actuator is controlled in accordance with a clutch torque dependent on the engine torque and a slip-dependent clutch torque, to a slip-controlled operation in which torsional vibrations of the engine can be reduced in a targeted manner.
  • a non-slip-controlled operation can be expedient, for example when shifting or starting or at very high speeds, non-slip-controlled driving is possible, whereas in other operating phases, slip-controlled driving is carried out and the torsional vibrations of the engine can be reduced accordingly ,
  • a system for controlling an automated friction clutch arranged between an engine and a transmission of a motor vehicle comprising an Coupling according to a position signal to an actuator setting a position defined by the position signal, a clutch torque calculation device which, from an engine torque and further operating state variables of the drive train of the vehicle containing the engine, the clutch and the transmission, a portion of a target clutch torque which is dependent on the engine torque and one of the slip calculates the clutch-dependent portion of the target clutch torque, a position signal calculation device that determines the position signal supplied to the actuator from the two portions of the target clutch torque of a stored association between the target clutch torque and the position signal, with an output of the clutch torque calculation unit, which is a portion dependent on the engine torque of the clutch torque corresponding signal, is connected via an adaptive pilot control unit to the corresponding input of the position signal calculation unit and e in the output, which carries a signal corresponding to the slip-dependent portion of the clutch torque, is connected via a controller parameterization unit, which detects at least one operating state variable of the drive train, to
  • FIG. 1 is a block diagram of a drive train with essential functional blocks of the system according to the invention and their interaction,
  • FIG. 11 is a map derived from FIG. 1 1,
  • the differential speed on the clutch which is intended to keep the engine vibration excitations away from the other vehicle, must be set relatively precisely. Too high a differential speed leads to increased energy input and clutch wear; If the differential speed is too low, the clutch may stick and thus lead to insufficient comfort improvement (rattling> 300 Hz). In addition, fluctuations in the differential speed are transmitted to the vehicle, which can be felt by the occupants in the form of low-frequency translatory vibrations ( ⁇ 3 Hz). A slip-controlled clutch to isolate fluctuations in rotation therefore requires optimal adjustment of the controller.
  • Fig. 1 shows a simplified schematic diagram of a vehicle drive train with the basic structure of the system according to the invention.
  • a drive train of a motor vehicle has a drive motor 2 with a load actuator 4.
  • the drive motor 2 is connected to a transmission 8 via an automated clutch 6, for example a friction disk clutch with a mass flywheel and a torsion-damped clutch disk.
  • Sensors 10 which detect, for example, the engine speed, the position of an accelerator pedal 12, the speed of the transmission input shaft, the position of the selector lever of the transmission, etc., are connected to an electronic control unit in which characteristic curves and characteristic diagrams and algorithms are stored in a manner known per se , on the basis of which the clutch and, if necessary, the engine and the transmission are controlled depending on the driver's desired performance and other conditions.
  • An actuator 14 is used to actuate the clutch 6, which actuator is controlled by an actuator 16 such that the clutch position corresponds in each case to a position signal s supplied to the actuator 16.
  • the signals detected by the sensors 10, for example the engine torque, the gear engaged, the driving state of the vehicle (acceleration, braking, gear change, creep), the clutch input speed and the clutch output speed are fed via a bus system, for example a CAN bus, to a clutch torque calculation device 18, in which the respective torque to be transmitted by the clutch is calculated.
  • a bus system for example a CAN bus
  • a clutch torque calculation device 18 in which the respective torque to be transmitted by the clutch is calculated.
  • a bus system for example a CAN bus
  • a slip control switch designated 20 is not provided, so that there is a functional state in which the engine torque-dependent portion M before the clutch torque at the output 22 is fed directly to an input 24 of a position signal calculation unit 26 and the slip-dependent one at the output 28 of the clutch torque calculation device 18 Coupling torque signal is fed to an input 30 of the position calculation unit 26.
  • the two signals Mvor and Msr are combined or added to the total torque M supplied by the clutch 6 and converted in a memory 32 of the position signal calculation unit 26 into a position signal s which corresponds to the position in which the clutch 6 transmits the calculated moment M.
  • the target clutch torque M can be calculated directly in the unit 18 and is converted into a corresponding target clutch position in a memory.
  • the transferable clutch torque is pre-controlled according to Mvor and modulated according to Msr with the system described, so that the slip is specified as a function of variables describing the driving state.
  • the slip control switch 20 is provided, which in its upper position according to FIG. 1 permits different processing of the portion of the clutch torque Mvor dependent on the engine torque and the portion of the clutch torque Msr dependent on the slip.
  • the signal M is fed to an adaptive pilot control unit 34, the output of which is connected to the input 30 of the position signal calculation unit 26.
  • the slip-dependent clutch torque Msr is fed to a controller parameterization unit 36, in which parameters are calculated which determine the control behavior of a PIDT1 controller 38, the output of which is connected to the input 24 of the position signal calculation unit 26.
  • An input of the controller 38 is connected to a setpoint slip calculation unit 40, in which a setpoint slip ⁇ ns is calculated as a function of operating state variables supplied via the CAN bus, such as engine torque, actual slip ⁇ ni, the pedal position, etc.
  • Another input of the controller 38 is acted upon by a signal corresponding to the actual slip ⁇ ni of the clutch 6.
  • the integral component (i component) of the controller 38 is fed to an input of the adaptive pilot control unit 34.
  • Operating state variables are understood to mean continuously variable variables of the drive train, such as speeds, positions, etc., which are detected directly by sensors.
  • Driving states are defined states, such as vehicle standstill, gear change, starting, etc.
  • the precalculated portion of the clutch torque Mvor depending on the engine torque is modified in the adaptive pilot control unit 34 in accordance with the i component of the PIDT1 controller 38 and operating state variables, which may also include the instantaneous slip ⁇ ni and, if necessary, adapted to the friction coefficient of the clutch and as an adaptive pilot control signal Mvor Input 30 supplied.
  • the precalculated slip-dependent component Msr, together with operating state variables, which also include the actual slip of the clutch, is used in the controller parameterization unit 36 to calculate parameters of the PIDT1 controller 38.
  • the target slip is determined from operating state variables of the drive train.
  • the target slip can be determined in a problem-oriented manner, for example by providing a sensor for detecting gear rattles or a sensor for detecting torsional vibrations and determining the target slip in such a way that the gear rattle and / or the torsional vibrations remain below predetermined threshold values.
  • the slip control switch 20 activates three function blocks, namely a control (blocks 36 and 38), a target slip determination (block 40) and a pilot control (block 34).
  • the adaptive precontrol ensures that the clutch torque is precontrolled as precisely as possible, so that the controller 38, the behavior of which is adjusted depending on the state, can quickly and accurately correct only minor deviations.
  • Fig. 2 illustrates the scope contained in the function blocks and their interaction.
  • the initializations are carried out in accordance with the switchover functions. Then the basic parameterization of the controller characteristic takes place. A first driving condition-dependent correction then takes place, whereupon the control parameters are calculated. This is followed by a further controller condition-dependent correction and, if necessary, a further correction in the event of instabilities, so that the behavior of the PIDT1 controller 38 is determined in an updated manner.
  • Sollschlupfbestimmunq The target slip map stored in the unit 40 is corrected depending on the driving state. After incrementing and, if necessary, driving state-dependent target slip increase, the target slip specification is made at an input of controller 38. The controller generates at its output the slip-dependent portion of the engine torque that is supplied to unit 26.
  • a correction is carried out depending on the driving state or operating state variables of the drive train, whereupon a weighting factor of the engine torque-dependent portion of the clutch torque (kme) is adapted, then an adaptation takes place in accordance with the coefficient of friction of the clutch and the engine torque-dependent portion of the clutch torque thus adapted the input 24 of the position signal calculation unit 26 is supplied.
  • the position signal s determined there after adding the two portions of the engine torque and corresponding to the determined engine torque is fed to the controller 16, from where the actuator 14 is controlled accordingly, so that the clutch transmits the predetermined torque.
  • the slip control switch 20 can be switched to slip control in a wide variety of ways, for example when certain driving conditions exist, to which a corresponding status flag is assigned in software, depending on the operating state variables of the drive train (for example speeds and torques) or with a predetermined deviation of the detected actual slip from a desired slip stored in the clutch torque calculation device 18.
  • Switching to slip-controlled operation is preferably carried out in two steps.
  • the engine torque-dependent (slip-dependent) clutch torque portion is transferred to the pilot control 34 by fixing the current kme value (V1 in FIG. 5).
  • the PIDT1 controller 38 is activated.
  • the i component of the controller is initialized by the slip-dependent component of the engine torque Msr calculated in the clutch torque calculation device 18 (R1 in FIG. 3). If the path control intervened in the approach strategy before the switchover, this is taken into account during initialization.
  • the kme value is changed to an optimal value over a period of time (V2 in FIG. 5).
  • displacement control is to be understood to mean the control of the clutch via a displacement sensor on the clutch or an element which permits a conclusion to be drawn about the engagement or disengagement state.
  • the path control can be seen as a substitute function of a torque control if this does not succeed in reducing the desired slip.
  • Gaussian error integral For various functions of the slip control, it is expedient to use a function corresponding to the Gaussian error integral (step function), as shown in FIG. 6, in order to implement control that is as constant as possible.
  • the function is stored in a standardized manner on the software side and is used, for example, to describe the controller characteristic curve (functions R4 to R9 in FIG. 3). It can also be used in functions R10 ( Figure 3) and V4 ( Figure 5).
  • the core of the controller is a PIDT1 characteristic controller, the time constant of which is chosen to be very small in order to avoid an unfavorable phase of the differential component in relation to the proportional component.
  • the respective characteristic curve depends on the driving state or operating state variables of the drive train.
  • the three controller parameters Kp, Ki, Kd are determined in five steps. Basically, a distinction is made between driving state-dependent corrections before (R5 to F8) and after (R10 to R13) the characteristic curve calculation (R9) (see Figure 3).
  • a gear-dependent parameterization of the controller, the pilot control and the setpoint slip is advantageous.
  • the following illustration is limited to one course.
  • Fig. 7 shows the basic course of a controller parameter over the target slip deviation.
  • the Gaussian error integral was used to describe the characteristic.
  • the functional relationship shown consists of two functions. The positive branch is defined for each controller component by two controller constants and one speed constant (target slip deviation). A controller constant and a speed constant are added in the negative branch. Along with the time constant That means 16 constants for the complete controller.
  • the increase in the characteristic curve in the negative area serves to avoid sticking phases of the clutch.
  • the lowering in the positive range is used on the one hand to coordinate the load changes and on the other hand the controller is stabilized, which allows a "hard” adjustment in the area of the actual slip. With stronger load changes, the tuning becomes softer to avoid overshoots of the controller, with optimal pilot control, transmission rattling can be avoided and the load change can be adjusted for good comfort.
  • FIG. 8 shows how the controller characteristic curve of FIG. 7 is changed depending on the driving state in the range of positive or negative target slip deviations.
  • a creeping controller is activated when crawling or in crawl-like driving conditions (see R8 in Figure 3). Due to the relatively high slip speed and the low dynamics of the drive train, a softly tuned, symmetrical controller is useful. For this purpose, the controller characteristic is completely re-parameterized. The characteristic curve weakens the controller with both positive and negative setpoint deviation. The controller is extremely stable in this way and could be activated to avoid controller vibrations.
  • the three control parameters of the P, I and D components are calculated on the basis of the corrected characteristic parameterization (R9 in FIG. 3).
  • Target slip dependent correction (R10)
  • FIG. 10 shows curves which indicate the speed fluctuation ⁇ n as a function of the engine torque at different speeds. Speed fluctuations depending on the speed and the engine torque can thus be stored in a characteristic diagram (FIG. 11). Such a map can then also be used for the pilot control (V4 in FIG. 5).
  • partial slip is to be understood as a slip behavior in which, depending on the rotational irregularities of the internal combustion engine, which occur as a function of the ignition frequency or the frequencies of the combustion recoil in the individual cylinders on the crankshaft, the clutch has a time-dependent adhesion. and sliding states arise.
  • the frequency of these alternating states is dependent, for example, on the speed of the crankshaft and the number of cylinders.
  • the target slip should be as low as possible in the slip control. Its lower limit can be set by a threshold value for the vibration isolation to be specified. Surveys have surprisingly shown that when the torque peaks of the internal combustion engine after the combustion reaction in a cylinder, the closed clutch can slip.
  • the torque that can be transmitted via the clutch is limited.
  • the torque entered in the drive train drops since the internal combustion engine delivers less torque at this time.
  • the average torque transmitted via the clutch is smaller than the torque transmitted via the clutch, and the clutch is in partial slip.
  • the average torque transmitted by the clutch in partial slip is determined, for example, by the ratio of slip to detention time and the result of the rotation non-uniformities of the internal combustion engine resulting torque fluctuations. This results in the following slip behavior:
  • this behavior can be used for slip control in an advantageous manner, since the slip speed in the partial slip area is automatically stabilized by the compensation of a possibly existing negative coefficient of friction.
  • the torque transmitted by the clutch also increases, as a result of which the slip decreases again as a result of the positive coefficient of friction gradient.
  • This stabilization can have a positive effect on the control behavior of a slip controller in such a way that it can be adjusted more sharply without causing unstable control states, so that the overall control quality can be increased. Permanent liability and jerking of the clutch can be avoided.
  • control parameters are reduced.
  • a characteristic curve or a map is used, which is parameterized with a reduction factor and the speed fluctuation (see Figure 12).
  • Vibrations that can be attributed to controller instabilities are recognized by the system in that, within a time interval, setpoint slip passes and threshold value violations of the slip deviation take place in a predetermined sequence (see FIG. 14). If such vibrations due to controller instabilities are detected, the controller level is quickly lowered and then slowly increased again. Alternatively, depending on the situation, the creeping controller R8 (FIG. 3) can be activated, which is then deactivated again in the event of incorrect controls or changes in state.
  • controller components are calculated and added up taking into account the "old" i component; torque changes in the feedforward control that are attributable to load changes are also taken into account in the i component.
  • the sum of the i component is piloted or corrected in accordance with the torque change ,
  • the solid curve shows the pilot torque Mvor which is dependent on the engine torque and which is given by the adaptive pilot control unit 34 to the calculation unit 26.
  • This pilot control torque is corrected by the controller 38 by the slip-dependent control torque Msr, so that a value lying on the setpoint torque curve shown in broken lines results.
  • This is counteracted by correcting the i component of the controller in accordance with the change ⁇ M in the engine torque M in accordance with the relationship:
  • ⁇ M / M ⁇ i component / i component.
  • the controller 38 to which the changed engine torque or instantaneously the changed pedal value or the changed position of the load actuator 4 (FIG. 1) is supplied, the i component is corrected instantaneously by the ⁇ i component, so that the pilot control torque is reduced by the corrected control torque 2 and the target torque results directly.
  • the controller therefore does not have to compensate for the incorrect control that occurs when the torque changes.
  • the control deviation that occurs during load changes can be minimized.
  • the calculated torque is transferred to input 24 as Msr (FIG. 1).
  • the controller torque and the creep torque are added.
  • the optimization of the pilot control is essential for slip-controlled driving.
  • the strategy is to keep the sum of the i component very small by using the best possible pilot control.
  • this is done using adaptive feedforward control.
  • the pilot control can be optimized in this way.
  • the coefficient of friction can be additionally corrected in a second step.
  • the following two functions change the pilot control depending on the driving state.
  • the adaptive kme value remains unchanged.
  • the adaptive value describes the ideal pre-control torque with zero slip.
  • the target slip-dependent pre-control correction is necessary in order to be able to carry out an exact kme adaptation in all operating points.
  • V4 Pre-control correction depending on target slip
  • a correction of the pilot torque is useful (V4).
  • the calculation is carried out in parallel to the controller correction, but by means of its own reduction factor (see Fig. 13).
  • the reduction factor can be determined experimentally using the kme adaptation and is, for example, about 15% in full hatch.
  • the clutch is accelerated differently in relation to the clutch disc depending on the torsional vibrations of the engine. This manifests itself in successive detention and sliding states of the friction partners of the clutch and the clutch disc.
  • the correction optimizes the transitions when the accelerator pedal position changes and when the target slip changes. In cooperation with R10 and R5 to R8, state changes are improved.
  • the kme adaptation is more precise in all operating points.
  • the feedforward control is adjusted during the slip operation.
  • the identification quantity for an unfavorable pilot control is the i component of the controller 38. If the i component of the controller is always positive or negative over a certain period of time, the kme value of the pilot control is changed (calculated) in such a way that the i component on average just becomes zero.
  • the adaptive kme value refers to a slip speed of zero.
  • Function V4 takes the slip dependency of the pilot control into account.
  • the coefficient of friction of a clutch results in a known manner from the coefficient of friction properties of the friction partners, for example the friction linings of the clutch disc and the surfaces, for example metal surfaces, of the clutch pressure and pressure plate.
  • the coefficients of friction are temperature-dependent, so that a corresponding temperature correction via temperature models and / or temperature rature sensors can be done.
  • the coefficients of friction are dependent on the contact pressure and on the wear of the clutch linings and their friction partners, so that corresponding corrections can be provided in the clutch control.
  • corresponding values and calculation models can be provided, which can be adapted to the driving situation, operating time and aging depending on the mode of operation of the vehicle.
  • the coefficient of friction is adapted.
  • the coefficient of friction is changed in such a way that the kme base value is reached again in the following adaptations (two-point control of the coefficient of friction). It goes without saying that it is fundamentally possible to directly adapt the coefficient of friction without adapting the kme value.
  • the slip control can advantageously provide a constant comparison between engine torque and clutch torque, from which a coefficient of friction adaptation can be derived. If the pre-control of the clutch precisely sets the engine torque, which is corrected by the dynamic torque component (acceleration of the internal combustion engine) and the partial slip-dependent reduction in torque, the I component is close to or equal to zero if the friction coefficient is correct. If the I component exceeds a predetermined threshold value, which can be dependent on the driving state, this results in a change in the coefficient of friction, which can be adapted accordingly from the size of this change.
  • the kme value can be corrected or adapted in a corresponding manner.
  • the coefficient of friction and kme value can be provided individually or in combination as a pre-factor for the engine torque that is included in the control.
  • the coefficient of friction adaptation can be carried out directly without or in conjunction with the adaptation of the kme value.
  • the adaptation of the kme value is used rather for the short-term and the adaptation of the coefficient of friction for the long-term optimization of the slip controller.
  • Time-dependent feedforward control 16 explains how the torque Mvor determined in the adaptive pilot control unit 34 is determined in order to increase the control accuracy, especially when the driving state changes, for example a load change.
  • the pilot torque is calculated from the engine torque, which is normally made available to the electronics via the CAN bus.
  • the engine torque can also be taken from a map by storing it depending on the throttle valve angle or pedal value and the engine speed. The latter has the advantage that the expected engine torque is known before it is actually present on the clutch.
  • the clutch torque can then be precontrolled in good time, if necessary using a time delay filter.
  • the engine torque from the CAN bus is available about 0.2 seconds later than the engine torque, which is guided by the pedal value and the speed; is then more accurate.
  • the bottom curve shows the position of the accelerator pedal or a load actuator of the engine as a function of time.
  • the middle curve shows the time derivative of the pedal value setting.
  • the dashed lines in the middle representation indicate how only the engine torque derived from the pedal value and the speed is taken into account for large pedal value gradients and only the engine torque derived from the CAN bus is taken into account for small pedal value gradients.
  • Curve 1 shows the engine torque calculated only from the pedal value and speed.
  • Curve 2 shows curve 1, taking into account a time delay.
  • Curve 3 shows the engine torque derived from the CAN bus and curve 4 shows the weighted engine torque as it is taken into account for the actual pilot control.
  • the feedforward control is implemented by limiting the kme value.
  • the product can supply the pilot control torque from the previously determined kme value and the current engine torque.
  • the ineffective torque components for example the dynamic engine torque, are eliminated beforehand.
  • the aim of the target slip determination is to avoid gear rattling and vehicle hum in any case.
  • the desired slip can be determined on the one hand in the unit 40 in accordance with operating parameters of the drive train.
  • Another possibility is to connect, for example, a sensor for detecting interference noises such as gear rattles, vehicle hum or the like to the target slip calculation unit 40 and to increase the target slip ⁇ ns as long as the detected background noise is above a predetermined value and to reduce the target slip ⁇ ns as long as the Noise is below a predetermined value.
  • the detection of the noise can be an acoustic sensor or the detection of speed fluctuations of at least one drive wheel, for example by means of a wheel speed sensor of the anti-lock braking system. In this way, the target slip speed can be reduced to a minimum, whereby the additional consumption and wear caused by the slip can be reduced.
  • the target slip is calculated from two maps.
  • the first map describes the target slip specification at full load (S1 in FIG. 4) and contains the switchover point for switching the slip control switch 20 to conventional one Control at high speeds.
  • the target slip is reduced in the partial load range by means of the two characteristic map (S2).
  • the target slip is determined in special driving situations regardless of the map.
  • the target slip is set to zero so that the position of the fully closed clutch can be adjusted.
  • a relatively slow target slip increment prevents jumps in the control deviation or changes in the load, which additionally stabilizes the controller. After faults (S6 to S8), the target slip is reduced again by means of the incrementation.
  • Target slip increase In the event of malfunctions such as gear changes, tip-in, zero crossing, etc., the target slip is specifically increased. This prevents sticky phases and increases the control deviation in the event of a negative control deviation. With the target slip decrementing (S5), the slip is quickly reduced to the original target dimension.
  • the target slip is increased in the zero crossing (S7).
  • the target slip specification is output to the controller 38.
  • the relatively slow kme adaptation in the pilot control unit 34 ensures that the i component of the controller becomes zero on average. This ensures the best possible pilot control. Among other things, inaccurate information in the CAN bus means that the sum of the i component is not nearly zero in all operating states.
  • the even slower adaptation of the coefficient of friction ensures that a target kme value is maintained at which gear changes and starts are optimally coordinated. This coefficient of friction adaptation can usefully supplement the conventional coefficient of friction adaptation.
  • the torque-dependent correction integrated in the controller ensures that the described effect is taken into account immediately. It is important that the engine torque signal is accurate.
  • the i component of the PIDT1 controller 38 ensures rapid correction even with small control deviations. Due to the inertia of the pilot control and the controller, Load changes of the i component are reduced to avoid oversteering. At the same time, the controller is stabilized by a slip-dependent parameterization of the controller components (R4, R10). There is also the option of using the controller correction in the event of instabilities (R12, R13) to work at the limit of controller stability.
  • the target slip speed is reached as possible from “outside” (positive control deviation). To do this, it is necessary to open the clutch easily in the event of faults.
  • the controller ensures that the clutch is closed quickly and precisely Small target slip specifications due to the only small possible negative control deviations the following advantages:
  • the slip control offers the option of coordinating load changes almost as desired.
  • the functions R4 and R5 (Fig. 3) are mainly used for this:
  • the load changes are coordinated using the P and D components of the controller in the second stage in the event of a positive slip deviation (R4).
  • Switching between the conventional and the slip strategy must be done without a jump in moment.
  • the transitions are accomplished via the functions R1, R2, V1 and V2, a controller initialization dependent on the driving state and an intervention in the creeping function (see also Chapter 1).
  • the general activation of the slip control is done by setting a status flag.

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Abstract

Eine in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs enthaltene automatisierte Reibungskupplung wird derart angesteuert, dass jeweils ein vorbestimmtes Kupplungsmoment übertragen werden kann. Das vorbestimmte Kupplungsmoment setzt sich aus einem vorgesteuerten Kupplungsmoment M vor und einem schlupfabhängigen Kupplungsmoment Msr zusammen.

Description

Verfahren und System zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeuges angeordneten, automatisierten Reibungskupplung
Die Erfindung betrifft ein Verfahren und ein System zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeuges angeordneten, automatisierten Reibungskupplung.
Eine Eigenart von Kolbenbrennkraftmaschinen liegt darin, dass die Drehmomentbeaufschlagung der Kurbelwelle mit abnehmender Zylinderzahl und abnehmender Drehzahl zunehmend ungleichförmig wird. Dies beeinflusst den Fahrkomfort negativ. Eine wirksame Möglichkeit zur Minderung von durch Drehungsleichförmigkeiten bedingten Schwingungen bildet das sogenannte Zweimassenschwungrad, das jedoch gegenüber einem Einmassenschwungrad zusätzliche Kosten bedeutet und einen gewissen Bauraum erfordert.
In neuerer Zeit kommen zunehmend automatisierte Reibungskupplungen zum Einsatz, mit denen sich der Bedienkomfort verbessern lässt und der Einsatz verbrauchsgünstig arbeitender automatisierter Handschaltgetriebe ermöglicht wird.
In der DE 41 90 372 wird vorgeschlagen, eine solche automatisierte Reibungskupplung derart zu steuern, dass sie zur Minderung von Drehschwingungen auf einen Schlupf vorbestimmter Größe eingestellt bzw. geregelt werden kann. Dazu ist eine Kupplungs- momentberechnungseinrichtung vorgesehen, die aus einem Motormoment und ggfs. weiteren Betriebsparametern des Antriebstrangs des Fahrzeugs ein zu übertragendes Kupplungsmoment berechnet und daraus ein Stellsignal zum Ansteuern eines Stellers der Kupplung ermittelt. Weiter ist eine Sollschlupfberechnungseinrichtung vorgesehen, in der abhängig von Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs ein Sollschlupf der Kupplung gespeichert ist. Dieser Sollschlupf wird mit einem Ist-Schlupf der Kupplung verglichen. Aus dem Vergleich wird in einem PID-Regler ein zusätzliches Stellsignal für den Kupplungsteller hergeleitet, das von dem vom zu übertragenden Kupplungsmoment abhängigen Stellsignal überlagert wird. Zur Verbesserung der Regelungsgüte wird der integrale Anteil des PID-Reglers zusammen mit weiteren Betriebszustandsgrößen für eine Adaption des von der Kupplung zu übertragenden Moments verwendet.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren und ein System zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeuges angeordneten, automatisierten Reibungskupplung zu schaffen, das eine Minderung der von dem Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs herrührenden Drehschwingungen ermöglicht und die aus der Praxis gestellten Anforderungen in möglichst weitgehender Weise erfüllt.
Der das Verfahren betreffende Teil der Erfindungsaufgabe wird durch ein Verfahren zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung gelöst, bei welchem Verfahren Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs erfasst und die Kupplung derart gesteuert wird, dass sie ein Kupplungsmoment überträgt, das sich aus einem im wesentlichen von dem Motormoment abhängigen Anteil und einem schlupfabhängigen Anteil zusammensetzt, wobei der motormomentabhängige Anteil entsprechend Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs berechnet und entsprechend einem i-Anteil eines Reglers adaptiert wird und der schlupfabhängige Anteil von dem Regler entsprechend einer Abweichung zwischen einem Ist-Schlupf und einem aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs bestimmten Sollschlupf bestimmt wird, wobei Parameter des Reglers aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs errechnet und korrigiert werden und der motormomentabhängige Anteil des Kupplungsmoments durch den i-Anteil des Reglers im Sinne einer Verkleinerung des i-Anteils adaptiert wird. Dadurch, dass Parameter des Reglers aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs errechnet und korrigiert bzw. adaptiert werden, wird eine ausgezeichnete Regelungsgüte erzielt, mit der der für einen guten Komfort erforderliche Schlupf der Kupplung genau regelbar ist.
In einer Abwandlung des Verfahrens kann abhängig von Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs der im wesentlichen vom Motormoment abhängige Teil des Kupplungsmoments und der schlupfabhängige Anteil des Kupplungsmoments unter Umge- hung des Reglers und der Adaption lediglich aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs berechnet werden. Damit kann in bestimmten Betriebszuständen, beispielsweise bei sehr hohen Drehzahlen, von einem schlupfgeregelten Betrieb der Kupplung auf einen Betrieb übergegangen werden, bei dem der Regler unwirksam ist.
Weiterhin kann in einer Abänderung des Verfahrens der im wesentlichen vom Motormoment abhängige Anteil des Kupplungsmoments bei rascher Änderung der Stellung eines Laststellorgans vorwiegend aus der Stellung des Laststellorgans und der Drehzahl des Antriebsmotors bestimmt werden und bei langsamer Änderung der Stellung des Laststellorgans aus weiteren Motorbetriebsgrößen bestimmt werden. Damit kann die Reglungsgüte weiter verbessert werden, da die Stellung des Laststellorgans und die Drehzahl des Antriebsmotors bei raschen Änderungen augenblicklich verfügbar sind, während weitere Betriebsgrößen beispielsweise über ein Bussystem erst zeitverzögert für ihre Berücksichtigung zur Verfügung stehen.
Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken kann in einer Abwandlung des Verfahrens, bei dem der bei der Adaption wirksame i-Anteil bei Änderungen des Motormoments entsprechend dem Verhältnis der Änderung des Motormoments zur Größe des Motormoments korrigiert werden kann, die Reglungsgüte verbessert werden, da der Regler die bei einer Änderung des Motormoments entstehende Fehlsteuerung nicht ausgleichen muss, indem die Fehlsteuerung augenblicklich korrigiert wird.
Zur bedarfsgerechten Parametrisierung des Reglers können die Parameter des Reglers als Funktion wenigstens einer der folgender Betriebszustandsgrößen bestimmt werden: Motormoment, Kupplungsmoment, Drehzahl-schwankung, Drehzahl, Gang. Sollschlupfdrehzahl, und die Reglerkennlinien abhängig von wenigstens einem folgender Fahrzustände modifiziert werden: Tip-In, Back-Out, schnell abnehmende Sollschlupfabweichung, lang andauernde negative Sollschlupfabweichung, Kriechen, Regler-Instabilitäten, Nulldurchgang. Der Regler und die Vorsteuerung mittels des Kennfeldes können optimal für jeden
Fahrzustand abgestimmt werden, indem eine Adaption des im wesentlichen vom Motormoment abhängigen Teils des Kupplungsmoments und/oder des Reglers ein Kennfeld verwendet wird, das Drehzahlschwankungen als Funktion des statischen Motormoments und der Drehzahl angibt.
Durch eine langsame Änderung des Sollschlupf bei Änderungen von Betriebsgrößen des Antriebsstrangs und bei kurzzeitigem Hochsetzen des Sollschlupfes bei Störungen, wie Gangwechsel, Nulldurchgang, Tip-In, Back Out, kann erreicht werden, dass bei Fahrzustandsänderungen Sprünge vermieden werden, was den Regler stabilisiert.
Bei der vorhandenen Reglerinstabilitäten kann augenblicklich auf diese reagiert werden, indem innerhalb eines vorbestimmten Zeitintervalls bei Auftreten einer vorbestimmten Anzahl von Sollschlupfdurchgängen und Schwellwertüberschreitungen von Sollschlupfabweichungen oder bei anderweitig erkannten Reglerinstabilitäten wenigstens einer folgender Schritte durchgeführt wird:
Veränderung eines Regelparameters,
Umschalten auf eine andere Reglerparametrisierung, Reduzierung der Sollschlupfdrehzahl, Abschalten der Schlupfregelung.
Weiterhin kann ein Verfahren vorteihaft sein, bei dem ein Sollschlupf der Kupplung nicht berechnet, sondern durch Messung und Regelung ermittelt wird. Dieses Verfahren zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, bei welchem Verfahren eine vom Schlupf der Kupplung abhängige Störgröße erfasst wird und ein die Kupplung betätigender Aktor derart gesteuert wird kann vorsehen, dass die Kupplung ein aus Betriebsgrößen des Antriebsstrangs errechnetes Kupplungsmoment überträgt und abhängig von der Störgröße derart geöffnet wird, dass die Störgröße unter einem vorbestimmten Schwellwert bleibt. Weiterhin kann im Sinne der Erfindung ein System vorgesehen sein, das zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, enthaltend einen die Kupplung entsprechend einem Positionssignal auf eine durch das Positionssignal definierte Position einstellenden Aktor, eine Kupplungsmomentberechnungseinrichtung, die aus einem Motormoment und weiteren Betriebszustandsgrößen des den Motor, die Kupplung und das Getriebe enthaltenden Antriebsstrangs des Fahrzeugs einen vom Motormoment abhängigen Anteil eines Sollkupplungsmoments und einen von einem Schlupf der Kupplung abhängigen Anteil des Sollkupplungsmoments berechnet, eine Positionssignalberechnungseinrich- tung, der aus den beiden Anteilen des Sollkupplungsmoments und einer gespeicherten Zuordnung zwischen dem Sollkupplungsmoment und dem Positionssignal das jeweils dem Aktor zugeführte Positionssignal bestimmt einen Schlupfregelschalter, der in einer Schlupfregelstellung die direkten Verbindungen zwischen der Kupplungsmomentbe- rechnungseinrichtung und der Positionssignalberechnungseinrichtung auftrennt und einen den motormomentabhängigen Anteil des Kupplungsmoments enthaltenden Signalweg über eine adaptive Vorsteuereinheit mit dem entsprechenden Eingang der Posi- tionssignalberechnungseinheit verbindet und den den schlupfabhängigen Anteil des Kupplungsmoments enthaltenden Signalweg über einen Regler mit dem entsprechenden Eingang der Positionssignalberechnungseinheit verbindet, umfasst, wobei an weiteren Eingängen des Reglers ein dem Istschlupf entsprechendes Signal und ein in einer Sollschlupfberechnungseinrichtung berechnetes, einem Sollschlupf entsprechendes Signal liegt. Das erfindungsgemäße System ermöglicht mit Hilfe des Schlupfregelschalters vom konventionellen Betrieb einer automatisierten Kupplung, bei der der Kupplungsaktor entsprechend einem vom Motormoment abhängigen Kupplungsmoment und einem schlupfabhängigen Kupplungsmoment gesteuert wird, auf einen schlupfgeregelten Betrieb umzuschalten, in dem gezielt Drehschwingungen des Motors gemindert werden können. Dadurch kann gezielt in bestimmten Betriebsphasen, in denen ein nicht schlupfgeregelter Betrieb zweckmäßig sein kann, beispielsweise beim Schalten oder beim Anfahren oder bei sehr hohen Drehzahlen, nicht schlupfgeregelt gefahren werden, wohingegen in anderen Betriebsphasen schlupfgeregelt gefahren wird und die Drehschwingungen des Motors entsprechend gemindert werden können.
Ein System zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, enthaltend einen die Kupplung entsprechend einem Positionssignal auf eine durch das Positionssignal definierte Position einstellenden Aktor, eine Kupplungsmomentberechnungseinrichtung, die aus einem Motormoment und weiteren Betriebszustandsgrößen des den Motor, die Kupplung und das Getriebe ent-haltenden Antriebsstrangs des Fahrzeugs einen vom Motormoment abhängigen Anteil eines Sollkupplungsmoments und einen vom Schlupf der Kupplung abhängigen Anteil des Sollkupplungsmoments berechnet, eine Positions- signalberechnungseinrichtung, die aus den beiden Anteilen des Sollkupplungsmoments einer gespeicherten Zuordnung zwischen dem Sollkupplungsmoment und dem Positionssignal das jeweils dem Aktor zugeführte Positionssignal bestimmt, wobei ein Ausgang der Kupplungsmomentberechnungseinheit, der ein dem motor- momentabhängigen Anteil des Kupplungsmoments entsprechendes Signal führt, über eine adaptive Vorsteuereinheit mit dem entsprechenden Eingang der Positionssignalbe- rechnungseinheit verbunden ist und ein Ausgang, der ein dem schlupfabhängigen Anteil des Kupplungsmoments entsprechendes Signal führt, über eine wenigstens eine Be- triebszustandsgröße des Antriebsstrangs erfassende Reglerparametrisierungseinheit mit einem Parametrisierungeingang eines Reglers verbunden ist, an dessen weiteren Eingängen ein dem Istschlupf entsprechendes Signal und ein in einer Sollschlupfbe- rechnungseinrichtung berechnetes, einem Sollschlupf entsprechendes Signal liegt und dessen Ausgang mit dem schlupfabhängigen Anteil des Kupplungsmoments zugeordneten Eingang der Positioniersignalberechnungseinheit verbunden ist, löst einen weiteren Aspekt der vorgenannten Erfindungsaufgabe. Durch die Reglerparametrisierungseinheit, die verschiedene Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs erfasst und aus ihnen Parameter zur Steuerung der Eigenschaften des Reglers herleitet, kann das Regelverhalten des Reglers in optimaler Weise an unterschiedlichste Notwendigkeiten an- gepasst werden.
Die weiteren Unteransprüche sind auf vorteilhafte Weiterbildungen und Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Systems gerichtet.
Die Erfindung wird im folgenden anhand schematischer Zeichnungen beispielsweise und mit weiteren Einzelheiten erläutert. Es stellen dar:
Fig. 1 ein Blockdiagramm eines Antriebsstrangs mit wesentlichen Funktionsblöcken des erfindungsgemäßen Systems und deren Zusammenwirken,
Fig. 2 in den Funktionsblöcken der Fig. 1 enthaltene Funktionsumfänge und deren Zusammenwirken,
Fig. 3 eine detaillierte Darstellung des Funktionsblocks "Regelung",
Fig. 4 eine detaillierte Darstellung des Funktionsblocks "Sollschlupfbestimmung",
Fig. 5 eine detaillierte Darstellung des Funktionsblocks "Vorsteuerung",
Fig. 6 eine Kurve, die ein Gaußsches Fehlerintegral, normiert abgelegt als Stützstellenfunktion zeigt,
Fig. 7 eine Kurve zur Erläuterung der Basisparametrisierung des Reglers,
Fig. 8 eine Kurve zur Erläuterung einer Kennlinienkorrektur des Reglers,
Fig. 9 eine Kurve zur Erläuterung einer proportionalen Reglerkorrektur,
Fig. 10 Drehzahlschwankungen abhängig vom Motormoment bei unterschiedlichen Drehzahlen,
Fig. 11 ein aus der Fig. 1 1 abgeleitetes Kennfeld,
Fig. 12 eine sollschlupfabhängige Reglerkorrektur,
Fig. 13 eine sollschlupfabhängige Vorsteuerkorrektur,
Fig. 14 eine Kurve zur Erläuterung der Erkennung von Regelschwingungen,
Fig. 15 Kurven zur Erläuterung einer momentenabhängigen Korrektur des I-Anteils des Reglers, und
Fig. 16 Kurven zur Erläuterung der Gewichtung von erfassten Betriebszustandsgrößen für die Adaption der Vorsteuerung.
Bevor im folgenden die Erfindung anhand der Figuren erläutert wird, sei darauf hingewiesen, dass die Differenzdrehzahl an der Kupplung, die die Motorschwingungsanregungen vom sonstigen Fahrzeug fernhalten soll, relativ genau eingestellt werden muß. Eine zu große Differenzdrehzahl führt zu erhöhtem Energieeintrag und Kupplungsverschleiß; eine zu geringe Differenzdrehzahl kann zu einem Haften der Kupplung und damit zu unzureichender Komfortverbesserung (Rasseln > 300 Hz) führen. Außerdem übertragen sich Schwankungen in der Differenzdrehzahl auf das Fahrzeug, was in Form von niederfrequenten translatorischen Schwingungen (< 3 Hz) für die Insassen spürbar sein kann. Eine schlupfgeregelte Kupplung zur Isolation von Drehschwankungen erfordert daher eine optimale Abstimmung des Reglers.
Fig. 1 zeigt eine vereinfachte Prinzipdarstellung eines Fahrzeugantriebstrangs mit dem Grundaufbau des erfindungsgemäßen Systems.
Ein Antriebstrang eines Kraftfahrzeugs weist einen Antriebsmotor 2 mit einem Laststellglied 4 auf. Der Antriebsmotor 2 ist über eine automatisierte Kupplung 6, beispielsweise eine Reibscheibenkupplung mit Einmassenschwungrad und torsionsgedämpfter Kupplungsscheibe, mit einem Getriebe 8 verbunden. Sensoren 10, die beispielsweise die Motordrehzahl, die Stellung eines Fahrpedals 12, die Drehzahl der Getriebeeingangswelle, die Stellung des Wählhebels des Getriebes usw. erfassen, sind mit einem elektronischen Steuergerät verbunden, in dem in an sich bekannter Weise Kennlinien und Kennfelder sowie Algorithmen gespeichert sind, aufgrund derer die Kupplung sowie ggfs. der Motor und das Getriebe abhängig vom Leistungswunsch des Fahrers und weiteren Bedingungen gesteuert werden. Zur Betätigung der Kupplung 6 dient ein Aktor 14, der von einem Stellregler 16 derart angesteuert wird, dass die Kupplungsstellung jeweils einem dem Stellregler 16 zugeführten Positionssignal s entspricht.
Im folgenden wird zunächst ein konventionelles System zur Steuerung der Kupplung 6 und dessen Arbeitsweise erläutert (linke Hälfte der Fig. 1 ; konventionelle EKM (Elektronisches Kupplungs-Management)):
Die von den Sensoren 10 erfassten Signale, beispielsweise das Motormoment, der eingelegte Gang, der Fahrzustand des Fahrzeugs (Beschleunigen, Bremsen, Gangwechsel, Kriechen), die Kupplungseingangsdrehzahl und die Kupplungsausgangsdrehzahl werden über ein Bussystem, beispielsweise einen CAN-Bus, einer Kupplungsmoment- berechnungseinrichtung 18 zugeführt, in der das jeweilige von der Kupplung zu übertragende Moment berechnet wird. Dieses Moment soll aus Gründen des Energieverbrauches, der Regelungsgüte, des Verschleißes usw. nur so groß sein wie unbedingt erforderlich. Es ist zweckmäßig, das Kupplungsmoment M in zwei Anteile aufzuspalten, einen nur vom augenblicklichen Motormoment abhängigen Anteil Mvor, der ein Vorsteueranteil ist, und in einen schlupfabhängigen Anteil Msr, der dem motomnoment- abhängigen Anteil Mvor entsprechend den jeweiligen Fahrzuständen, beispielsweise Anfahren, Gangwechsel usw. aufgeschaltet wird und der für den Fahrkomfort wichtig ist. Beide Anteile sind in der Kupplungsmomentberechnungseinrichtung 18 in Kennfeldern gespeichert und werden entsprechend den jeweiligen von den Sensoren erfassten Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs ausgelesen.
In einem konventionellen Kupplungssteuersystem ist ein mit 20 bezeichneter Schlupfregelschalter nicht vorgesehen, so dass ein Funktionszustand vorliegt, bei dem der am Ausgang 22 liegende motormomentabhängige Anteil Mvor des Kupplungsmoments unmittelbar einem Eingang 24 einer Positionssignalberechnungseinheit 26 zugeführt wird und das am Ausgang 28 der Kupplungsmomentberechnungseinrichtung 18 liegende schlupfabhängige Kupplungsmomentsignal einem Eingang 30 der Positionsberech- nungseinheit 26 zugeführt wird. In der Positionssignalberechnungseinheit 26 werden die beiden Signale Mvor und Msr zu dem gesamten von der Kupplung 6 zugetragenen Moment M zusammengefasst bzw. addiert und in einem Speicher 32 der Positionssig- nalberechnungseinheit 26 in ein Positionssignal s umgerechnet, das der Position entspricht, in der die Kupplung 6 das berechnete Moment M überträgt. Es versteht sich, dass bei Fehlen des Schlupfregelschalters 20 das Sollkupplungsmoment M unmittelbar in der Einheit 18 berechnet werden kann und in einem Speicher in eine entsprechende Kupplungssollstellung umgerechnet wird. Insgesamt wird mit dem geschilderten System das übertragbare Kupplungsmoment entsprechend Mvor vorgesteuert und entsprechend Msr moduliert, so dass der Schlupf als Funktion fahrzustandsbeschreibender Größen vorgegeben wird. Erfindungsgemäß ist der Schlupfregelschalter 20 vorgesehen, der in seiner gemäß Figur 1 oberen Stellung eine unterschiedliche Weiterverarbeitung des motormomentab- hängigen Anteils des Kupplungsmoments Mvor und des schlupfabhängigen Anteils des Kupplungsmoments Msr erlaubt. Wie ersichtlich, wird das Signal Mvor einer adaptiven Vorsteuereinheit 34 zugeführt, deren Ausgang mit dem Eingang 30 der Positionssignal- berechnungseinheit 26 verbunden ist. Das schlupfabhängige Kupplungsmoment Msr wird einer Reglerparametrisierungseinheit 36 zugeführt, in der Parameter berechnet werden, die das Regelverhalten eines PIDT1 -Reglers 38 bestimmen, dessen Ausgang mit dem Eingang 24 der Positionssignalberechnungseinheit 26 verbunden ist. Ein Eingang des Reglers 38 ist mit einer Sollschlupfberechnungseinheit 40 verbunden, in der abhängig von über den CAN-Bus zugeführten Betriebszustandsgrößen, wie Motormoment, Ist-Schlupf Δni, der Pedalstellung usw. ein Sollschlupf Δns berechnet wird. Ein weiterer Eingang des Reglers 38 ist mit einem dem Ist-Schlupf Δni der Kupplung 6 entsprechenden Signal beaufschlagt. Der Integralanteil (i-Anteil) des Reglers 38 wird einem Eingang der adaptiven Vorsteuereinheit 34 zugeführt. Weitere Eingänge der adaptiven Vorsteuereinheit 34 und der Reglerparametrierungseinheit 36 sind mit dem Bus- System verbunden, über das ihnen Betriebszustandgrößen des Antriebstrangs zugeführt werden. Unter Betriebszustandsgrößen werden unmittelbar von Sensoren erfass- te, kontinuierlich veränderbare Größen des Antriebsstrangs, wie Drehzahlen, Stellungen, usw., verstanden. Fahrzustände sind definierte Zustände, wie Fahrzeugsstillstand, Gangwechsel, Anfahren, usw..
Durch Umschalten des Schlupfregelschalters 20 ist es möglich, von der konventionellen Kupplungssteuerstrategie, bei der die Einheiten 18 und 26 unmittelbar verbunden sind, auf eine Schlupfregelstrategie umzuschalten. Der vorberechnete motormomentabhängige Anteil des Kupplungsmoments Mvor wird in der adaptiven Vorsteuereinheit 34 entsprechend dem i-Anteil des PIDT1 -Reglers 38 und Betriebszustandsgrößen, zu denen auch der augenblickliche Schlupf Δni gehören kann modifiziert und gegebenenfalls an den Reibwert der Kupplung adaptiert und als adaptives Vorsteuersignal Mvor dem Eingang 30 zugeführt. Der vorberechnete schlupfabhängige Anteil Msr wird zusammen mit Betriebszustandsgrößen, zu denen auch der Ist-Schlupf der Kupplung gehört, in der Reglerparametrierungseinheit 36 dazu verwendet, Parameter des PIDT1 -Reglers 38 zu berechnen. An die Stelle des vorberechneten schlupfabhängigen Anteils Msr des Mo- tormoments tritt das vom Regler 38 errechnete schlupfabhängige Motormoment Msr, das dem Eingang 24 der Positionssignalberechnungseinheit 26 zugeführt wird. Gemäß der Blockdarstellung der Figur 1 wird der Sollschlupf aus Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs ermittelt. Alternativ und/oder zusätzlich kann der Sollschlupf problemorientiert bestimmt werden, indem beispielsweise ein Sensor zum Erfassen von Getrieberasseln oder ein Sensor zum Erfassen von Drehschwingungen vorgesehen wird und der Sollschlupf jeweils derart bestimmt wird, dass das Getrieberasseln und/oder die Drehschwingungen unter vorbestimmten Schwellwerten bleiben.
Insgesamt aktiviert der Schlupfregelschalter 20, wie sich aus dem Vorstehenden ergibt, drei Funktionsblöcke, nämlich eine Regelung (Blöcke 36 und 38), eine Sollschlupfbestimmung (Block 40) und eine Vorsteuerung (Block 34). Durch die adaptive Vorsteuerung wird erreicht, dass das Kupplungsmoment möglichst genau vorgesteuert wird, so dass der Regler 38, dessen Verhalten zustandsabhängig angepasst wird, lediglich geringe Abweichungen rasch und genau ausregeln kann.
Fig. 2 verdeutlicht die in den Funktionsblöcken enthaltenen Umfange und deren Zusammenwirken.
Regelung
Nach Umschalten des Schlupfregelschalters 20 erfolgen die Initialisierungen entsprechend den Umschaltfunktionen. Dann erfolgt die Basis-Parametrisierung der Reglerkennlinie. Anschließend erfolgt eine erste fahrzustandsabhängige Korrektur, woraufhin die Regelparameter berechnet werden. Anschließend erfolgt eine weitere fahrzustandsabhängige Reglerkorrektur und ggfs. eine weitere Korrektur bei Instabilitäten, so dass das Verhalten des PIDT1 -Reglers 38 aktualisiert festgelegt wird.
Sollschlupfbestimmunq Das in der Einheit 40 abgelegte Sollschlupfkennfeld wird fahrzustandsabhängig korrigiert. Nach Inkrementierung und ggfs. fahrzustandsabhängiger Sollschlupferhöhung erfolgt die Sollschlupfvorgabe an einen Eingang des Reglers 38. Der Regler erzeugt an seinem Ausgang den schlupfabhängigen Anteil des Motormoments, der der Einheit 26 zugeführt wird.
Vorsteuerung
Nach der auf das Umschaltung erfolgenden Initialisierung erfolgt eine vom Fahrzustand bzw. Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs abhängige Korrektur, woraufhin ein Gewichtungsfaktor des motormomentabhängigen Anteils des Kupplungsmoments (kme) adaptiert wird, dann eine Adaptierung entsprechend des Reibwertes der Kupplung erfolgt und der so adaptierte motormomentabhängige Anteil des Kupplungsmoments dem Eingang 24 der Positionssignalberechnungseinheit 26 zugeführt wird. Das dort nach Addition der beiden Anteile des Motormoments ermittelte, dem ermittelten Motormoment entsprechende Positionssignal s wird dem Regler 16 zugeführt, von wo aus der Aktor 14 entsprechend angesteuert wird, so dass die Kupplung das vorbestimmte Moment überträgt.
Im folgenden werden unter Bezugnahme auf die Figuren die einzelnen Funktionen erläutert. Die Fig. 3 bis 5 stellen die in den einzelnen Funktionsblöcken der Fig. 2 enthaltenen Funktionsumfänge genauer dar.
1. Betätigung des Schlupfregelschalters 20 (Umschaltung auf Schlupfbetrieb)
Das Schalten des Schlupfregelschalters 20 auf Schlupfregelung kann in unterschiedlichster Weise erfolgen, beispielsweise beim Vorliegen bestimmter Fahrzustände, denen Softwaremäßig ein entsprechendes Zustandsflag zugeordnet ist, abhängig von Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs (z.B. Drehzahlen und Drehmomenten) oder bei einer vorbestimmten Abweichung des erfassten Ist-Schlupfes von einem in der Kupplungsmomentberechnungseinrichtung 18 gespeicherten Sollschlupf.
Die Umschaltung auf schlupfgeregelten Betrieb erfolgt bevorzugt in zwei Schritten. Im ersten Schritt erfolgt die Übernahme des motormomentabhängigen (schlupfunabhängigen) Kupplungsmomentenanteils in die Vorsteuerung 34 durch Fixierung des momentanen kme-Wertes (V1 in Figur 5). Gleichzeitig wird der PIDT1 -Regler 38 aktiviert. Der i- Anteil des Reglers wird durch den in der Kupplungsmomentberechnungseinrichtung 18 berechneten schlupfabhängigen Anteil des Motormoments Msr initialisiert (R1 in Figur 3). Hat vor der Umschaltung die Wegsteuerung in die Anfahrstrategie eingegriffen, wird dies bei der Initialisierung berücksichtigt. In einem zweiten Schritt wird der kme-Wert über einen Zeitraum (V2 in Figur 5) auf einen optimalen Wert verändert. Gleichzeitig wird der schlupfabhängige Anteil (i-Anteil des Reglers) gegensinnig ausgleichend verändert (R1 in Figur 3), um Regelabweichungen zu vermeiden. Während der Rampe werden Rechenungenauigkeiten durch den Regler ausgeglichen. Unter Wegsteuerung ist in diesem Zusammenhang die Steuerung der Kupplung über einen Wegsensor an der Kupplung oder einem Element, das einen Rückschluss auf den Ein- beziehungsweise Ausrückzustand zulässt, zu verstehen. Dabei kann die Wegsteuerung als Ersatzfunktion einer Momentensteuerung gesehen werden, wenn es dieser nicht gelingt, den gewünschten Schlupf abzubauen.
Es versteht sich, dass grundsätzlich eine einstufige Umschaltung möglich ist.
Bei Umschaltungen auf Regelbetrieb nach Gangwechseln ist eine zusätzliche Funktion (R3 in Figur 3) verfügbar, die das Überhöhungsmoment bei Schaltungsende rasch abbaut, um längere Haftphasen der Kupplung zu vermeiden. Das Überhöhungsmoment, das während der Schaltung mittels des schlupfabhängigen Momentenanteils aufgebaut wird, wird nach Aktivierung der Schlupfregelung durch entsprechende Reduktion des i- Anteils abgebaut.
2. Gaußsches Fehlerintegral Für verschiedene Funktionen der Schlupfregelung ist es zweckmäßig, eine Funktion entsprechend dem Gaußschen Fehlerintegral (Sprungfunktion) zu benutzen, wie sie in Figur 6 dargestellt ist, um eine möglichst stetige Regelung zu realisieren. Die Funktion ist softwareseitig normiert abgelegt und dient beispielsweise zur Beschreibung der Reglerkennlinie (Funktionen R4 bis R9 in Figur 3). Außerdem kann sie in den Funktionen R10 (Figur 3) und V4 (Figur 5) verwendet werden.
3. Regler-Funktionen
Der Kern des Reglers ist ein PIDT1 -Kennlinienregler, dessen Zeitkonstante sehr klein gewählt ist, um eine ungünstige Phase des Differentialanteils in Beziehung zum Proportionalanteil zu vermeiden. Die jeweilige Kennlinie hängt vom Fahrzustand bzw. Betriebszustandsgrößen des Antriebstrangs ab. In fünf Schritten werden die drei Reglerparameter Kp, Ki, Kd bestimmt. Grundsätzlich werden fahrzustandsabhängige Korrekturen vor (R5 bis F8) und nach (R10 bis R13) der Kennlinienberechnung (R9) unterschieden (siehe Figur 3).
Vorteilhaft ist eine gangabhängige Parametrisierung des Reglers, der Vorsteuerung und des Sollschlupfes. Die nachfolgende Darstellung beschränkt sich auf einen Gang.
3.1 Umschaltung (R1 , R2: siehe vorstehendes Kapitel 1 )
3.2 Basisparametrisierung der Reglerkennlinie (R4)
Fig. 7 zeigt den prinzipiellen Verlauf eines Reglerparameters über die Sollschlupfabweichung. Zur Beschreibung der Kennlinie wurde das Gaußsche Fehlerintegral verwendet. Der dargestellte funktionale Zusammenhang setzt sich aus zwei Funktionen zusammen. Der positive Zweig wird je Regleranteil durch zwei Reglerkonstanten und eine Drehzahlkonstante (Sollschlupfabweichung) festgelegt. Im negativen Zweig kommen eine Reglerkonstante und eine Drehzahlkonstante hinzu. Zusammen mit der Zeitkonstanten sind das für den kompletten Regler 16 Konstanten. Zur Vereinfachung werden die
Drehzahlkonstanten für den P-, i- und D-Anteil gleichgesetzt, wodurch sich die Anzahl der Konstanten auf 12 vermindert.
Die Anhebung in der Kennlinie im negativen Bereich dient der Vermeidung von Haftphasen der Kupplung. Die Absenkung im positiven Bereich dient zum einen der Abstimmung der Lastwechsel und zum anderen wird der Regler stabilisiert, was im Bereich des Ist-Schlupfes eine „harte" Abstimmung erlaubt. Diese Abstimmung bewirkt, dass der Sollschlupf bei kleineren Störungen sehr gut gehalten werden kann. Bei stärkeren Lastwechseln wird die Abstimmung weicher, um Überschwingungen des Reglers zu vermeiden. Bei optimaler Vorsteuerung kann Getrieberasseln vermieden werden und der Lastwechsel für guten Komfort abgestimmt werden.
3.3 Fahrzustandsabhängige Reglerkorrekturen I
Fig. 8 zeigt, wie die Reglerkennlinie der Fig. 7 fahrzustandsabhängig im Bereich positiver oder negativer Sollschlupfabweichungen verändert wird.
3.3.1 Bei Lastwechselstößen während des Einkuppelns (Tip-In) und Auskuppeins (Back-Out) werden die positiven Reglergrenzwerte weiter abgesenkt. Die Summe des i-Anteils wird zusätzlich auf Null gesetzt (siehe R5 in Figur 3). Die Tip-InErkennung erfolgt über den Gradienten der Betätigung des Fahrpedals 12. Die Schlupfregelung kann bei diesen Lastwechselstößen zu deren Dämpfung eingesetzt werden. Dazu kann eine höhere Schlupfdrehzahl zugelassen werden, damit ein Haftzustand der Kupplung vermieden wird und das über die Kupplung übertragbare Moment durch die Position der Kupplung, das heißt in Abhängigkeit vom Schlupf, bestimmt wird. Durch die Geschwindigkeit des Einrückens der Kupplung nach der Schlupferhöhung kann dabei der Komfort eingestellt werden. Entsprechend kann der Regler in Abhängigkeit von der Größe der Fahrpedaländerung bei einem Lastwechselschlag korrigiert werden. 3.3.2 Bei schnell abnehmender Schlupfabweichung wird der positive Regle grenzwert vermindert (siehe R6 in Figur 3).
3.3.3 Bei längerer negativer Schlupfabweichung werden die negativen Reglergrenzwerte im Normalfall wieder angehoben (R7 in Figur 3). Die Anhebung ist dabei eine Funktion des Kupplungsmoments, da die mögliche Fehlsteuerung bei großen Kupplungsmomenten größer ist als bei kleinen. Weiter muss bei kleinen Kupplungsmomenten eine Absenkung erfolgen, um Instabilitäten zu vermeiden (komplettes Öffnen der Kupplung).
3.3.4 Beim Kriechen oder in kriechähnlichen Fahrzuständen wird ein Creeping-Regler aktiviert (siehe R8 in Figur 3). Aufgrund der relativ großen Schlupfdrehzahl und der geringen Dynamik des Antriebstranges ist ein weich abgestimmter, symmetrischer Regler sinnvoll. Dazu wird die Reglerkennlinie komplett neu parametri- siert. Die Kennlinie schwächt den Regler sowohl bei positiver als auch bei negativer Sollschlupfabweichung. Der Regler ist auf diese Weise äußerst stabil und könnte zur Vermeidung von Reglerschwingungen aktiviert werden.
3.4 Berechnung der Regelparameter
Abhängig von der Schlupfabweichung werden auf der Basis der korrigierten Kennlinienparametrisierung die drei Regelparameter des P-, I- und D-Anteils berechnet (R9 in Figur 3).
3.5 Fahrzustandsabhängige Reglerkorrektur II
Fahrzustandsabhängig können die verbleibenden drei Parameter nochmals korrigiert werden. Sollschlupfabhängige Korrektur (R10)
Es hat sich gezeigt, dass im Vollschlupf andere Regelparameter sinnvoll sind als im Teilschlupfbereich. Aufgrund der Haftphasen im Teilschlupfbereich ist eine größere Momentenänderung erforderlich, um die gleiche Sollschlupfänderung zu bewirken. Figur 10 zeigt Kurven, die bei verschiedenen Drehzahlen die Drehzahlschwankung δn abhängig vom Motormoment angeben. Somit können in einem Kennfeld (Figur 11) Drehzahlschwankungen abhängig von der Drehzahl und dem Motormoment abgelegt werden. Ein solches Kennfeld kann dann auch für die Vorsteuerung (V4 in Figur 5) verwendet werden.
Im Sinne der Erfindung ist unter Teilschlupf ein Schlupfverhalten zu verstehen, bei dem in Abhängigkeit von den Drehungleichförmigkeiten der Brennkraftmaschine, die in Abhängigkeit von der Zündfrequenz beziehungsweise von den Frequenzen der Verbrennungsrückstöße in den einzelnen Zylindern auf die Kurbelwelle entstehen, an der Kupplung zeitlich abhängige Haft- und Gleitzustände entstehen. Die Frequenz dieser sich zeitlich abwechselnden Zustände ist beispielsweise abhängig von der Drehzahl der Kurbelwelle und der Anzahl der Zylinder. Aus Verschleiß- und Verbrauchsgründen kann bei der Schlupfregelung ein möglichst niedriger Sollschlupf angestrebt werden. Seine untere Grenze kann durch einen Schwellwert für die vorzugebende Schwingungsisolation eingestellt werden. Untersuchungen haben überraschend gezeigt, dass bei Drehmomentspitzen der Brennkraftmaschine nach der Verbrennungsreaktion in einem Zylinder die geschlossene Kupplung ins Rutschen kommen kann. In diesem Gleitzustand ist das über die Kupplung übertragbare Moment beschränkt. Sobald die Drehungleichförmigkeit der Brennkraftmaschine wieder zu einem Haftzustand der Kupplung geführt hat, sinkt das in den Triebstrang eingetragene Moment, da die Brennkraftmaschine zu diesem Zeitpunkt weniger Moment liefert. Auf diese Weise ist das mittlere, über die Kupplung übertragene Moment kleiner als das über die Kupplung übertragbare Moment, die Kupplung befindet sich im Teilschlupf. Das im Teilschlupf von der Kupplung übertragene mittlere Moment ist beispielsweise durch das Verhältnis von Schlupf- zu Haftdauer und die sich aus den Dre- hungleichförmigkeiten der Brennkraftmaschine ergebenden Momentenschwankungen gegeben. Daraus ergibt sich folgendes Schlupfverhalten:
Von Schlupfdrehzahl Null bis zum Übergang in den Vollschlupf, bei dem die Dre- hungleichförmigkeiten der Brennkraftmaschine nicht mehr zu einem abwechselnden Haft- und Gleitzustand führen, steigt das mittlere, über die Kupplung übertragene Moment stetig an und erreicht das im Vollschlupf übertragene Moment. Wird dieses Verhalten als Reibwertverhalten betrachtet, kann dieses Verhalten im Teilschlupfbereich als Verhalten mit positivem Reibwertgradienten betrachtet werden, da der mittlere Reibwert mit der Schlupfdrehzahl abnimmt. Ein im physikalischen Sinne unerwünschter negativer Reibwert kann im Teilschlupfbereich daher kompensiert werden. Nach dem erfinderischen Gedanken kann dieses Verhalten für die Schlupfregelung in vorteilhafter Weise genutzt werden, da sich durch die Kompensation eines gegebenfalls vorhandenen negativen Reibwertkoeffizienten die Schlupfdrehzahl im Teilschlupfbereich selbstständig stabilisiert. Wenn der Schlupf beispielsweise durch eine Erhöhung des Moment der Brennkraftmaschine steigt, erhöht sich auch das von der Kupplung übertragene Moment, wodurch sich der Schlupf infolge des positiven Reibwertgradienten wieder verringert. Diese Stabilisierung kann sich auf das Regelverhalten eines Schlupfreglers in der Weise positiv auswirken, dass dieser schärfer eingestellt werden kann, ohne dass instabile Regelzustände hervorgerufen werden, so dass insgesamt die Regelgüte erhöht werden kann. Eine Dauerhaftung sowie Rupfen der Kupplung können dadurch vermieden werden.
Unter Berücksichtigung der Asymmetrie der Drehzahlschwankung bezüglich der mittleren Drehzahl wird eine Absenkung der Regelparameter erreicht. Dazu wird wiederum eine Kennlinie oder ein Kennfeld herangezogen, welche mit einem Absenkungsfaktor und der Drehzahlschwankung parametrisiert wird (siehe Figur 12).
Im Zusammenwirken mit der Sollschlupfanhebung bei Störungen (S6 bis S8 in Figur 4) und der Vorsteuerabsenkung (V3 in Figur 5) wird ein optimales Verhalten bei Störungen erreicht. 3.5.2 Bei schlupfabhängig erlaubtem periodischen Schnüffeln (Nachstellen einer hydraulischen Strecke) wird eine Veränderung des I-Anteils unterdrückt (siehe R8 in Figur 3).
3.6 Reglerkorrektur bei Instabilitäten
Schwingungen, die auf Reglerinstabilitäten zurückgeführt werden können, werden vom System erkannt, indem innerhalb eines Zeitintervalls in einer vorbestimmten Folge Sollschlupfdurchgänge und Schwellwertüberschreitungen der Schlupfabweichung erfolgen (siehe Figur 14). Wenn solche auf Reglerinstabilitäten zurückgehende Schwingungen erkannt werden, wird das Reglerniveau rasch abgesenkt und anschließend langsam wieder gesteigert. Alternativ kann situationsbedingt der Creeping-Regler R8 (Fig. 3) aktiviert werden, der anschließend bei Fehlsteuerungen oder Zustandsänderungen wieder deaktiviert wird.
3.7 PIDT1-Regler (R14)
Abschließend werden die Regleranteile berechnet und unter Berücksichtigung des „alten" i-Anteils aufsummiert; Zusätzlich werden Momentenänderungen in der Vorsteuerung, die auf Lastwechsel zurückzuführen sind, im i-Anteil berücksichtigt. Entsprechend der Momentenänderung wird die Summe des i-Anteils vorgesteuert bzw. korrigiert.
Fig. 15 verdeutlicht den Grund für diese Maßnahme.
Die ausgezogene Kurve zeigt das vom Motormoment abhängige Vorsteuermoment Mvor, das von der adaptiven Vorsteuereinheit 34 an die Berechnungseinheit 26 gegeben wird. Dieses Vorsteuermoment wird vom Regler 38 um das schlupfabhängige Regelmoment Msr korrigiert, so dass sich ein auf der gestrichelt eingezeichneten Sollmomentkurve liegender Wert ergibt. Ändert sich nun der Fahrzustand (1 ) plötzlich in den Fahrzustand (2), der beispielsweise durch einen Lastwechsel mit einem anderen Motormoment verbunden ist, so ändert sich der Integralanteil des Reglers 38 nicht augenblicklich, so dass der Regler 38 zunächst mit dem Regelmoment 2 unkorrigiert, das dem Regelmoment 1 entspricht, eingreifen würde. Dadurch ergäbe sich ein zu geringes Sollmoment. Dem wird dadurch entgegengewirkt, dass der i-Anteil des Reglers entsprechend der Änderung ΔM des Motormoments M korrigiert wird entsprechend der Beziehung:
ΔM/M = Δi-Anteil/i-Anteil.
In dem Regler 38, dem über die Einheit 36 das geänderte Motormoment bzw. augenblicklich der geänderte Pedalwert oder die geänderte Stellung des Laststellorgans 4 (Fig. 1) zugeführt wird, wird somit der i-Anteil um den Δi-Anteil augenblicklich korrigiert, so dass das Vorsteuermoment um das korrigierte Regelmoment 2 vermindert wird und sich unmittelbar das Sollmoment ergibt. Der Regler muss somit die beim Momentenänderungen entstehende Fehlsteuerung nicht ausgleichen. Die bei Lastwechseln entstehende Regelabweichung kann minimiert werden.
Es versteht sich, dass die rasche Änderung des i-Anteils auch in der adaptiven Vorsteuereinheit 34 berücksichtigt werden könnte, so dass zusätzlich oder ausschließlich das Vorsteuermoment verändert würde, um rasche Änderungen zu berücksichtigen.
3.8 Reglerausgang (R15)
Das berechnete Moment wird als Msr (Figur 1 ) an den Eingang 24 übergeben. Beim Kriechen werden das Reglermoment und das Kriechmoment addiert.
4. Funktionen der Vorsteuerung Aus den im vorstehenden Kapital beschriebenen Gründen ist die Optimierung der Vorsteuerung wesentlich für das schlupfgeregelte Fahren. Die Strategie besteht darin, die Summe des i-Anteils durch bestmögliche Vorsteuerung sehr klein zu halten. Dies geschieht im ersten Schritt durch eine adaptive Vorsteuerung. Unabhängig von der herkömmlichen Reibwertadaption kann auf diese Weise die Vorsteuerung optimiert werden. Optional kann in einem zweiten Schritt der Reibwert zusätzlich korrigiert werden.
4.1 Umschaltung (V1 , V2)
Die Umschaltung wurde im Abschnitt 1. bereits erläutert.
4.2 Fahrzustandsabhängige Vorsteuerkorrektur
Die beiden folgenden Funktionen verändern die Vorsteuerung fahrzustandsab- hängig. Der adaptive kme-Wert bleibt dabei unverändert. Der adaptive Wert beschreibt das ideale Vorsteuermoment bei Schlupf Null. Die sollschlupfabhängige Vorsteuerkorrektur ist erforderlich, um eine genaue kme-Adaption in allen Betriebspunkten durchführen zu können.
4.2.1 kme-Absenkung (V3)
Bei Tip-In besteht die Möglichkeit, den kme-Wert etwas abzusenken, um Haftphasen im weiteren zu vermeiden. Der optimale adaptierte Wert wird im folgenden wieder durch die Umschaltfunktion V2 eingestellt.
4.2.2 Sollschlupfabhängige Vorsteuerkorrektur (V4) ln Verbindung mit der sollschlupfabhängigen Reglerkorrektur ist eine Korrektur des Vorsteuermoments sinnvoll (V4). Die Berechnung erfolgt parallel zur Reglerkorrektur, allerdings mittels eines eigenen Absenkungsfaktors (siehe Fig. 13). Der Absenkungsfaktor kann mittels der kme-Adaption experimentell ermittelt werden und beträgt beispielsweise im Vollschlupf etwa 15 %. Im Teilschlupf wird die Kupplung gegenüber der Kupplungsscheibe in Abhängigkeit von Drehschwingungen des Motors unterschiedlich beschleunigt. Dies äußert sich in zeitlich aufeinanderfolgenden Haft und Gleitzuständen der Reibpartner der Kupplung und der Kupplungsscheibe. Die Korrektur optimiert zum einen die Übergänge bei Veränderungen der Fahrpedalstellung und bei Sollschlupfänderungen. Im Zusammenwirken mit R10 und R5 bis R8 werden Zustandsänderungen verbessert. Weiter wird die kme-Adaption in allen Betriebspunkten genauer.
4.3 kme-Adaption (V5)
Während des Schlupfbetriebes wird unter bestimmten Voraussetzungen eine Anpassung der Vorsteuerung durchgeführt. Erkennungsgröße für eine ungünstige Vorsteuerung ist der i-Anteil des Reglers 38. Ist der i-Anteil des Reglers über einen bestimmten Zeitraum stets positiv oder negativ, wird der kme-Wert der Vorsteuerung derart verändert (berechnet), dass der i-Anteil im Mittel gerade gleich Null wird. Der adaptive kme-Wert bezieht sich auf eine Schlupfdrehzahl von Null. Mittels der Funktion V4 wird die Schlupfabhängigkeit der Vorsteuerung berücksichtigt.
4.4 Reibwertadaption (V6)
Der Reibwert einer Kupplung ergibt sich in bekannter Weise aus den Reibwerteigenschaften der Reibpartner, beispielsweise der Reibbeläge der Kupplungsscheibe und den Oberflächen, beispielsweise Metalloberflächen, der Kupplungsdruck- und Anpreßplatte. Die Reibwerte sind temperaturabhängig, so dass eine entsprechende Temperaturkorrektur über Temperaturmodelle und/oder Tempe- ratursensoren erfolgen kann. Weiterhin sind die Reibwerte vom Anpreßdruck und vom Verschleiß der Kupplungsbeläge und dessen Reibpartner abhängig, so dass entsprechende Korrekturen in der Kupplungssteuerung vorgesehen sein können. Im Neuzustand können entsprechende Werte und Berechnungsmodelle vorgesehen werden, die in Abhängigkeit von der Betriebsweise des Fahrzeugs an Fahrsituation, Betriebsdauer und Alterung angepasst, das heißt adaptiert, werden können.
Bei definierter Abweichung des adaptierten kme-Wertes vom Basiswert der kme- Vorsteuerung wird der Reibwert adaptiert. Dazu der Reibwert derart verändert, dass der kme-Basiswert in den folgenden Adaptionen wieder erreicht wird (Zweipunktregelungen des Reibwertes). Es versteht sich, dass grundsätzlich eine direkte Adaption des Reibwertes ohne Adaption des kme-Wertes möglich ist.
Die Schlupfsteuerung kann vorteilhafterweise einen ständigen Abgleich zwischen Motormoment und Kupplungsmoment vorsehen, aus dem eine Reibwertadaption abgeleitet werden kann. Wird über die Vorsteuerung der Kupplung genau das Motormoment eingestellt, welches um den dynamischen Momentenanteil (Beschleunigung der Brennkraftmaschine) und die teilschlupfabhängige Reduktion des Moments korrigiert ist, ist der I-Anteil bei korrektem Reibwert nahe oder gleich Null. Überschreitet der I-Anteil einen vorgegebenen Schwellenwert, der abhängig vom Fahrzustand sein kann, ergibt sich aus diesem eine Änderung für den Reibwert, der aus der Größe dieser Änderung entsprechend adaptiert werden kann. In entsprechender Weise kann der kme-Wert korrigiert beziehungsweise adaptiert werden. Reibwert und kme-Wert können einzeln oder in Kombination als Vorfaktor für das in die Regelung eingehende Motormoment vorgesehen sein. Die Reibwertadaption kann direkt ohne oder in Verbindung mit der A- daption des kme-Werts durchgeführt werden. Vorteilhafterweise wird die Adaption des kme-Wertes eher zur kurzfristigen und die Adaption des Reibwerts zu längerfristigen Optimierung des Schlupfreglers herangezogen.
4.5 Zeitabhängige Vorsteuerung Anhand der Fig. 16 wird erläutert, wie das in der adaptiven Vorsteuereinheit 34 ermittelte Moment Mvor zur Erhöhung der Regelgenauigkeit vor allem bei Fahr- zustandsänderungen, beispielsweise einem Lastwechsel, ermittelt wird. Wie ausgeführt, wird das Vorsteuermoment aus dem Motormoment berechnet, das normalerweise über den CAN-Bus der Elektronik zur Verfügung gestellt wird. Das Motormoment kann auch einem Kennfeld entnommen werden, indem es abhängig vom Drosselklappenwinkel oder Pedalwert und der Motordrehzahl gespeichert ist. Letzteres hat den Vorteil, dass das zu erwartende Motormoment bekannt ist, bevor es tatsächlich an der Kupplung vorhanden ist. Entsprechend der Trägheit des Positionierantriebs und des Motors kann, gegebenenfalls über ein Zeitverzögerungsfilter, das Kupplungsmoment dann rechtzeitig vorgesteuert werden. In der Regel steht das Motormoment vom CAN-Bus her etwa 0,2 sec. später zur Verfügung als das vom Pedalwert und der Drehzahl geleitete Motormoment; ist dann allerdings genauer.
In Fig. 16 zeigt die unterste Kurve die Stellung des Fahrpedals oder eines Laststellgliedes des Motors abhängig von der Zeit. Die mittlere Kurve gibt die zeitliche Ableitung der Pedalwertstellung an. Die gestrichelten Linien der mittleren Darstellung geben an, wie bei großen Pedalwertgradienten nur das vom Pedalwert und der Drehzahl abgeleitete Motormoment berücksichtigt wird und bei kleinem Pedalwertgradienten nur das vom CAN-Bus abgeleitete Motormoment berücksichtigt wird.
Die oberen Kurven gegen die verschiedenen Möglichkeiten an, welches Motormoment bei der Berechnung des vorgesteuerten Kupplungsmoments berücksichtigt wird. Die Kurve 1 zeigt das nur aus Pedalwert und Drehzahl berechnete Motormoment. Die Kurve 2 zeigt die Kurve 1 , mit Berücksichtigung einer Zeitverzögerung. Die Kurve 3 zeigt das vom CAN-Bus abgeleitete Motormoment und die Kurve 4 zeigt das gewichtete Motormoment, wie es für die tatsächliche Vorsteuerung berücksichtigt wird.
4.6 Vorsteuerausgang Die Vorsteuerung wird mit Begrenzung des kme-Wertes realisiert. Hierzu kann das Produkt aus dem zuvor bestimmten kme-Wert und dem momentanen Motormoment das Vorsteuermoment liefern. Wie oben erwähnt werden dabei die ineffektiven Momentanteile, beispielsweise das dynamische Motormoment zuvor eliminiert.
5. Sollschlupfbestimmung
Ziel der Sollschlupfbestimmung ist, Getrieberasseln und Fahrzeugbrummen in jedem Fall zu vermeiden. Der Sollschlupf kann einerseits in der Einheit 40 entsprechend Betriebsparametern des Antriebstrangs bestimmt werden. Eine weitere Möglichkeit besteht darin, beispielsweise einen Sensor zur Erfassung von Störgeräuschen wie beispielsweise Getrieberasseln, Fahrzeugbrummen oder dergleichen an die Sollschlupfberechnungseinheit 40 anzuschließen und den Sollschlupf Δns zu erhöhen, solange die festgestellten Störgeräusche über einem vorbestimmten Wert liegen und den Sollschlupf Δns zu vermindern, solange die Störgeräusche unter einem vorbestimmten Wert liegen. Zur Erfassung der Störgeräusche kann es sich um einen akustischen Sensor oder um die Erfassung von Drehzahlschwankungen zumindest eines Antriebsrades beispielsweise mittels eines Raddrehzahlsensors des Antiblockiersystems handeln. Auf diese Weise kann die Sollschlupfdrehzahl auf ein Minimum vermindert werden, wodurch der schlupfbedingte Mehrverbrauch und Verschleiß abgesenkt werden können.
5.1 Schlupf kennfeld
Der Sollschlupf wird aus zwei Kennfeldern berechnet. Das erste Kennfeld beschreibt die Sollschlupfvorgabe bei voller Last (S1 in Figur 4) und enthält den Umschaltpunkt zum Umschalten des Schlupfregelschalters 20 auf konventionelle Regelung bei hohen Drehzahlen. Mittels des zweien Kennfeldes wird im Teillastbereich der Sollschlupf abgesenkt (S2).
5.2 Fahrzustandsabhängige Sollschlupfkorrektur
Zusätzlich wird in speziellen Fahrsituationen der Sollschlupf unabhängig vom Kennfeld festgelegt.
5.2.1 Sollschlupfvorgabe beim Kriechen (S3)
Beim Kriechen wird ein gesonderter, verhältnismäßig hoher Sollschlupf vorgegeben.
5.2.2 Sollschlupf beim Schnüffeln (S4)
Während eines Schnüffelvorgangs (Nachstellung einer hydraulischen Strecke) wird der Sollschlupf auf Null gestellt, damit die Stellung der voll geschlossenen Kupplung eingestellt werden kann.
5.3 Sollschlupfinkrementierung
Eine relativ langsame Sollschlupfinkrementierung (S8) verhindert Sprünge in der Regelabweichung oder Änderungen der Last, was zusätzlich den Regler stabilisiert. Nach Störungen (S6 bis S8) wird der Sollschlupf mittels der Inkrementierung wieder reduziert.
5.4 Sollschlupfanhebung Bei Störungen, wie Gangwechsel, Tip-In, Nulldurchgang usw. wird der Sollschlupf spezifisch hochgesetzt. Dadurch werden Haftphasen vermieden und die Regelabweichung bei negativer Regelabweichung wird erhöht. Mittels der Soll- schlupfdekrementierung (S5) wird der Schlupf schnell wieder auf das ursprüngliche Sollmaß reduziert.
Bei einem Gangwechsel erfolgt eine Sollschlupferhöhung (S6).
Im Nulldurchgang wird der Sollschlupf erhöht (S7).
Bei Tip-In wird der Sollschlupf ebenfalls erhöht.
5.5 Sollschlupfausgang
Die Sollschlupfvorgabe wird an den Regler 38 ausgegeben.
6. Allgemeine Strategie zur Optimierung der Schlupfregelung
Fig. 15 verdeutlicht, wie bereits erläutert, ein Problem der Schlupfregelung. Bei Änderungen des Kupplungsmoments kommt es zu einer Fehlsteuerung des Kupplungsmoments, wenn der i-Anteil ungleich Null ist. Diesem Aspekt wird durch drei Maßnahmen entgegengewirkt:
Die relativ langsame kme-Adaption in der Vorsteuereinheit 34 sorgt dafür, dass der i-Anteil des Reglers in Mittel Null wird. Dadurch wird eine bestmögliche Vorsteuerung erreicht. Unter anderem führt ungenaue Information im CAN-Bus dazu, dass die Summe des i-Anteils nicht in allen Betriebszustän- den nahezu Null ist. Die noch langsamere Reibwertadaption sorgt dafür, dass ein Soll-kme-Wert gehalten wird, bei dem Schaltungen und Anfahrten gerade optimal abgestimmt sind. Diese Reibwertadaption kann die konventionelle Reibwertadaption sinnvoll ergänzen.
- Die im Regler integrierte, momentenabhängige Korrektur sorgt für eine sofortige Berücksichtigung des vorbeschriebenen Effekts. Dazu ist wichtig, dass das Motormomentsignal genau ist.
7. Fahrzustandsabhängige Strategien und Reglerabstimmung
Der Schlupfbetrieb stellt an den Regler folgende wichtige Anforderungen:
- Schnelle, präzise und stabile Einstellung des Sollschlupfes
Vorteilhaft ist, durch eine „harte" Abstimmung des Reglers Ungenauigkeiten in der Vorsteuerung schnell auszugleichen. Dabei sorgt der i-Anteil des PIDT1- Reglers 38 (R14) für schnelle Korrektur schon bei kleinen Regelabweichungen. Aufgrund der Trägheit der Vorsteuerung und des Reglers muss bei Lastwechseln der i-Anteil abgesenkt werden, um eine Übersteuerung zu vermeiden. Gleichzeitig wird der Regler durch eine schlupfabhängige Parametrisierung der Regleranteile (R4, R10) stabilisiert. Zusätzlich besteht die Option, den Regler mittels der Regler-Korrektur bei Instabilitäten (R12, R13) an der Grenze der Reglerstabilität arbeiten zu lassen.
7.2 Vermeidung von Haftphasen bei Lastwechseln Das Zusammenwirken verschiedener Maßnahmen der Steuerung und Regelung verhindert Haftphasen nach Änderungen des Lastzustandes bzw. Motormoments. Dies wird erreicht durch
Kennlinienabhängige Erhöhung der Reglerparameter bei negativer Schlupfabweichung (R4)
Weiterer Erhöhung des i-Anteils nach einer Zeitgrenze (R17)
Absenkung des i-Anteils bei positiver Schlupfabweichung (R4)
Weitere Reduzierung des i-Anteils bei Tip-In (R5)
- Ausschalten des i-Anteils bei schneller Sollschlupfabnahme (R6)
- Kurze Sollschlupferhöhung bei Störungen wie Gangwechsel (S6), Nulldurchgang (S7), Tip-In (S8)
- Sollschlupfabhängige Reduktion des kme-Wertes (V4) und zusätzliche Reduzierung des Kupplungsmoments bei Tip-In (V3).
Durch diese Maßnahmen wird die Sollschlupfdrehzahl möglichst von „außen" (positive Regelabweichung) erreicht. Dazu ist es notwendig, die Kupplung bei Störungen leicht zu öffnen. Im Zusammenwirken mit der Sollschlupfsteuerung sorgt Regler für ein schnelles und präzises Schließen der Kupplung. Diese Strategie hat bei kleinen Sollschlupfvorgaben aufgrund der nur kleinen möglichen negativen Regelabweichungen folgende Vorteile:
- Verhinderung von Haftphasen durch Nutzung des bei Lastwechseln auftretenden positiven Regelabweichungen,
- Größere Stabilität des Reglers aufgrund geringerer Regelhärte bei negativer Sollschlupfabweichung,
Keine Übersteuerung (Öffnung der Kupplung nach Haftphasen), und
Schnelles Erreichen der Sollschlupfdrehzahl. 7.3 Lastwechselabstimmung
Die Schlupfregelung bietet die Option, Lastwechsel fast beliebig abzustimmen. Dazu werden hauptsächlich die Funktionen R4 und R5 (Fig. 3) verwendet:
- Mittels der P- und D-Anteile des Reglers in der zweiten Stufe bei positiver Schlupfabweichung werden die Lastwechsel abgestimmt (R4).
- Bei Tip-In besteht die Option einer separaten Abstimmung, wiederum über den P- und D-Anteil des Reglers (R5).
7.4 Verbesserung der Übergänge (Umschaltungen)
Das Umschalten zwischen der konventionellen und der Schlupf-Strategie muss ohne Momentensprung erfolgen. Die Übergänge werden über die Funktionen R1 , R2, V1 und V2, eine fahrzustandsabhängige Reglerinitialisierung und einen Eingriff in die Creeping-Funktion bewerkstelligt (siehe auch Kapitel 1). Die generelle Aktivierung der Schlupfregelung erfolgt durch Setzen eines Zustandsflags.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmalskombination zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegen- ständlichen Schutzes für die Merkmalskombinationen der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Da die Gegenstände der Unteransprüche im Hinblick auf den Stand der Technik am Prioritätstag eigene und unabhängige Erfindungen bilden können, behält die Anmelderin sich vor, sie zum Gegenstand unabhängiger Ansprüche oder Teilungserklärungen zu machen. Sie können weiterhin auch selbständige Erfindungen enthalten, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Ausführungsbeispiele sind nicht als Einschränkung der Erfindung zu verstehen. Vielmehr sind im Rahmen der vorliegenden Offenbarung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten für den Fachmann im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe entnehmbar sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, bei welchem Verfahren Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs erfasst und die Kupplung derart gesteuert wird, dass sie ein Kupplungsmoment überträgt, das sich aus einem im wesentlichen von dem Motormoment abhängigen Anteil und einem schlupfabhängigen Anteil zusammensetzt, wobei der motormomentabhängige Anteil entsprechend Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs berechnet und entsprechend einem i-Anteil eines Reglers adaptiert wird und der schlupfabhängige Anteil von dem Regler entsprechend einer Abweichung zwischen einem Ist-Schlupf und einem aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs bestimmten Sollschlupf bestimmt wird, wobei Parameter des Reglers aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs errechnet und korrigiert werden und der motormomentabhängige Anteil des Kupplungsmoments durch den i-Anteil des Reglers im Sinne einer Verkleinerung des i- Anteils adaptiert wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , wobei abhängig von Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs der im wesentlichen vom Motormoment abhängige Teil des Kupplungsmoments und der schlupfabhängige Anteil des Kupplungsmoments unter Umgehung des Reglers und der Adaption lediglich aus Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs berechnet werden.
3. Verfahren nach Anspruch 1 der 2, wobei der im wesentlichen vom Motormoment abhängige Anteil des Kupplungsmoments bei rascher Änderung der Stellung eines Laststellorgangs vorwiegend aus der Stellung des Laststellorgans und der Drehzahl des Antriebsmotors bestimmt wird und bei langsamer Änderung der Stellung des Laststellorgans aus weiteren Motorbetriebsgrößen bestimmt wird.
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei der bei der Adaption wirksame i-Anteil bei Änderungen des Motormoments entsprechend dem Verhältnis der Änderung des Motormoments zur Größe des Motormoments korrigiert wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Parameter des Reglers als Funktion wenigstens einer der folgender Betriebszustandsgrößen bestimmt werden: Motormoment, Kupplungsmoment, Drehzahl-schwankung, Drehzahl, Gang. Sollschlupfdrehzahl, und die Reglerkennlinien abhängig von wenigstens einem folgender Fahrzustände modifiziert werden: Tip-In, Back-Out, schnell abnehmende Sollschlupfabweichung, lang andauernde negative Sollschlupfabweichung, Kriechen, Regler-Instabilitäten, Nulldurchgang.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei zur Abstimmung der Adaption des im wesentlichen vom Motormoment abhängigen Teils des Kupplungsmoments und/oder des Reglers ein Kennfeld verwendet wird, das Drehzahlschwankungen als Funktion des statischen Motormoments und der Drehzahl angibt.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei der Sollschlupf bei Änderungen von Betriebsgrößen des Antriebsstrangs langsam verändert wird und bei Störungen, wie Gangwechsel, Nulldurchgang, Tip-In, Back Out, kurzzeitig hochgesetzt wird.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei Reglerinstabilitäten erkannt werden, indem innerhalb eines vorbestimmten Zeitintervalls eine vorbestimmte Anzahl von Sollschlupfdurchgängen und Schwellwertüberschreitungen von Sollschlupfabweichungen auftreten und bei Reglerinstabilitäten wenigstens einer folgender Schritte durchgeführt wird
Veränderung eines Regelparameters,
Umschalten auf eine andere Reglerparametrisierung, Reduzierung der Sollschlupfdrehzahl, Abschalten der Schlupfregelung.
9. Verfahren zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, bei welchem Verfahren eine vom Schlupf der Kupplung abhängige Störgröße erfasst wird und ein die Kupplung betätigender Aktor derart gesteuert wird, dass die Kupplung ein aus Betriebsgrößen des Antriebsstrangs errechnetes Kupplungsmoment überträgt und abhängig von der Störgröße derart geöffnet wird, dass die Störgröße unter einem vorbestimmten Schwellwert bleibt.
10. System zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, enthaltend einen die Kupplung entsprechend einem Positionssignal auf eine durch das Positionssignal definierte Position einstellenden Aktor, eine Kupplungsmomentberechnungsein- richtung, die aus einem Motormoment und weiteren Betriebszustandsgrößen des den Motor, die Kupplung und das Getriebe enthaltenden Antriebsstrangs des Fahrzeugs einen vom Motormoment abhängigen Anteil eines Sollkupplungsmoments und einen von einem Schlupf der Kupplung abhängigen Anteil des Sollkupplungsmoments berechnet, eine Positionssignalberechnungseinrichtung, der aus den beiden Anteilen des Sollkupplungsmoments und einer gespeicherten Zuordnung zwischen dem Sollkupplungsmoment und dem Positionssignal das jeweils dem Aktor zugeführte Positionssignal bestimmt einen Schlupfregelschalter, der in einer Schlupfregelstellung die direkten Ver-bindungen zwischen der Kupplungsmomentbe- rechnungseinrichtung und der Positionssignalberechnungseinrichtung auftrennt und einen den motormoment-abhängigen Anteil des Kupplungsmoments enthaltenden Signalweg über eine adaptive Vorsteuereinheit mit dem entsprechenden Eingang der Positionssignalberechnungseinheit verbindet und den den schlupfabhängigen Anteil des Kupplungsmoments enthaltenden Signalweg über einen Regler mit dem entsprechenden Eingang der Positionssignalberechnungseinheit verbindet, wobei an weiteren Eingängen des Reglers ein dem Istschlupf entsprechendes Signal und ein in einer Sollschlupfberechnungseinrichtung berechnetes, einem Sollschlupf entsprechendes Signal liegt.
11. System zur Steuerung einer zwischen einem Motor und einem Getriebe eines Kraftfahrzeugs angeordneten, automatisierten Reibungskupplung, insbesondere nach Anspruch 1 , enthaltend einen die Kupplung entsprechend einem Positionssignal auf eine durch das Positionssignal definierte Position einstellenden Aktor, eine Kupplungsmomentberechnungseinrichtung, die aus einem Motormoment und weiteren Betriebszustandsgrößen des den Motor, die Kupplung und das Getriebe enthaltenden Antriebsstrangs des Fahrzeugs einen vom Motormoment abhängigen Anteil eines Sollkupplungsmoments und einen vom Schlupf der Kupplung abhängigen Anteil des Sollkupplungsmoments berechnet, eine Positionssignalberechnungsein- richtung, die aus den beiden Anteilen des Sollkupplungsmoments einer gespeicherten Zuordnung zwischen dem Sollkupplungsmoment und dem Positionssignal das jeweils dem Aktor zugeführte Positionssignal bestimmt, wobei ein Ausgang der Kupplungsmomentberechnungseinheit, der ein dem motor-momentabhängigen Anteil des Kupplungsmoments entsprechendes Signal führt, über eine adaptive Vorsteuereinheit mit dem entsprechenden Eingang der Positionssignalberechnungsein- heit verbunden ist und ein Ausgang, der ein dem schlupfabhängigen Anteil des Kupplungsmoments entsprechendes Signal führt, über eine wenigstens eine Be- triebszustandsgröße des Antriebsstrangs erfassende Reglerparametrisierungseinheit mit einem Parametrisierungeingang eines Reglers verbunden ist, an dessen weiteren Eingängen ein dem Istschlupf entsprechendes Signal und ein in einer Soll- schlupfberechnungseinrichtung berechnetes, einem Sollschlupf entsprechendes Signal liegt und dessen Ausgang mit dem schlupfabhängigen Anteil des Kupplungsmoments zugeordneten Eingang der Positioniersignalberechnungseinheit verbunden ist.
12. System nach Anspruch 11 , wobei der Regler ein PID-Regler ist, dessen i-Anteil der adaptiven Vorsteuereinheit zugeführt wird, die den motormomentabhängigen Anteil des Kupplungsmoments entsprechend dem i-Anteil und Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs adaptiert.
13. System nach Anspruch 12, wobei der Regler ein PIDT1 -Regler ist.
14. System nach Anspruch 10, wobei der Schlupf regelschalter abhängig von vorbestimmten Betriebszustandsgrößen auf Regelbetrieb schaltet.
15. System nach einem der Ansprüche 10 bis 14, wobei Funktionen der Schlupf rege- lung entsprechend dem Verlauf eines Gaußschen Fehlerintegrals festgelegt werden.
16. System nach einem der Ansprüche 10 bis 15, wobei eine Reglerparameterkennlinie aus zwei, bei einer Schlupfabweichung von Null stetig aneinander anschließenden, jeweils entsprechend einem Gaußschen Fehlerintegral verlaufenden Kennlinienzweigen zusammengesetzt ist und im Bereich negativer Schlupfabweichung höhere Werte als im Bereich positiver Schlupfabweichung hat.
17. System nach einem der Ansprüche 10 bis 16, wobei die Grenzwerte der Reglerparameterkennlinie nach Aktivieren des geregelten Betriebs fahrzustandsabhängig angehoben oder abgesenkt werden und der Reglerparameter erneut berechnet wird.
18. System nach Anspruch 16 oder 17, wobei im Vollschlupf bereich andere Regelparameter verwendet werden als im Teilschlupfbereich.
19. System nach einem der Ansprüche 10 bis 18, wobei der motormomentabhängige Anteil des Kupplungsmoments in der adaptiven Vorsteuereinheit abhängig von Betriebszustandsgrößen des Antriebsstrangs und/oder vom Sollschlupf verändert wird.
20. System nach einem der Ansprüche 10 bis 19, wobei der Sollschlupf in der Soll- schlupfberechnungseinrichtung abhängig vom Motormoment und der Motordrehzahl gespeichert ist und bei abnehmendem Motormoment abgesenkt wird.
21. System nach einem der Ansprüche 10 bis 14, wobei die Sollschlupfberechnungs- einheit mit einem Sensor verbunden ist, der eine schlupfabhängige Störgröße erfasst, und den Sollschlupf derart bestimmt, dass die Störgröße unter einem Schwellwert bleibt.
22. System nach einem der Ansprüche 20 oder 21 , wobei der Sollschlupf bei vorbestimmten Fahrzuständen in vorbestimmter Weise verändert wird.
23. Antriebstrang mit einer Brennkraftmaschine, einem Getriebe und einer das Drehmoment zwischen diesen einstellenden Reibungskupplung, die in schlupfendem o- der nicht schlupfendem Zustand betrieben werden kann, dadurch gekennzeichnet, dass während einer Schlupfphase eine Einstellung des Schlupfes in einem Teilschlupfbereich erfolgt, bei dem infolge von Dreh-ungleichförmigkeiten der Brennkraftmaschine sich zeitlich Haft- und Gleitzustände an der Kupplung abwechseln.
24. Verfahren zum Betrieb eines Antriebsstrangs nach Anspruch 23.
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