WO2015048962A2 - Verfahren zur steuerung eines antriebsstrangs mit einem doppelkupplungsgetriebe - Google Patents

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Definitions

  • the invention relates to a method for controlling a drive train with a dependent on a load request to a motor torque controlled engine and a dual clutch transmission with two partial transmissions, each one between the engine and a partial transmission effectively arranged friction clutch with a changing, maximum transmittable clutch torque, wherein a predetermined Clutch torque is adjusted by means of a clutch actuator along an actuation path, a clutch characteristic of the transmittable clutch torque over the actuation path is continuously adapted and a reduced compared to the engine torque maximum engine torque for a sub-transmission is limited to the maximum transmittable via the friction clutch of this sub-transmission clutch torque.
  • a generic drive train with an internal combustion engine designed as a drive unit and a dual-clutch transmission with two partial transmissions and friction clutches associated therewith is known, for example, from DE 10 2005 036 894 A1.
  • the desired engine torque is transmitted by the driver via an active partial transmission when the gear is engaged and the friction clutch is closed.
  • the friction clutch is designed so that the engine nominal torque of the internal combustion engine can be transmitted.
  • a subsequent gear is engaged when the friction clutch is open.
  • the friction clutch of the active sub-transmission is opened and the friction clutch of the inactive sub-transmission overlapping closed, so that the inactive sub-transmission is now the active sub-transmission.
  • the friction clutches of each one clutch actuator for example one of the
  • DE 10 2010 052 382 A1 and DE 2012 207 825 A1 are known to limit the engine torque to the maximum transferable clutch torque.
  • the maximum transmissible clutch torque is determined and limited by means of an engine intervention via the engine control unit, the engine torque. Due to a faulty estimation of the clutch torque and inaccuracies of the set engine torque, the engine target torque can be excessively limited and thus lead to unnecessary power losses of the drive train.
  • the object of the invention is to propose a method in which a drive train with reduced transmission capacity of a friction clutch can be operated without excessive power losses.
  • the proposed method is used, for example, as a routine of a control software of a drive train in one or more control units of the control of a drive train.
  • the drivetrain includes in non-exhaustive enumeration depending on a requested for example by a control of the drive train or by the driver, for example by means of an accelerator load request for a target engine torque engine and a dual-clutch transmission with two partial transmissions, each with a between the engine and a partial transmission effectively arranged friction clutch.
  • the friction clutches transmit a predetermined clutch torque and are actuated correspondingly by clutch actuators, preferably lever actuators.
  • the predetermined clutch torque is adjusted along an actuation path.
  • an increasing roller path of a lever actuator corresponds to an increasing actuating travel with increasing clutch torque to be transmitted.
  • the Adjustment of the friction clutches takes place on the basis of clutch characteristic curves which assign a predetermined clutch torque to a given actuating travel or roller travel.
  • the clutch characteristics are continuously adapted to the current characteristics of the friction clutch, such as its coefficient of friction and touch point.
  • the engine nominal torque is limited with this partial friction transmission to a maximum engine torque, which is below the maximum transmittable via this friction clutch clutch torque.
  • the maximum engine torque is determined on the basis of the adapted, maximum transferable via this friction clutch clutch torque, a first, dependent on the actuation path correction value and a second correction variable depending on the dynamic behavior of the internal combustion engine. Due to the correction variables, the maximum engine torque in operating states in which the limitation on the maximum transferable clutch torque is unnecessary can be increased, and thus better performance, such as power development of the drive train, can be achieved.
  • Correction function that increases the maximum engine torque by a predetermined value over the maximum transferable clutch torque determined from an estimation with small roller paths of a lever actuator corresponding to small actuation paths of the friction clutch and decreases with increasing actuation travel such as roller path this value. It has proven to be advantageous to form the value at maximum actuation travel such as roller path negative to still be able to fully close the friction clutch in case of errors in the operation within a fault tolerance. It has also proved to be advantageous in the case of both partial transmissions to replace the values of the correction function by the minimum of the values of the correction functions of the two individual partial transmissions.
  • the correction functions can be used in particular during a shift of the dual-clutch transmission between the two partial transmissions by overlapping operation of the friction clutches in an advantageous manner.
  • the correction functions can be formed from estimation, calculation or simulation and adapted over the operating time by taking into account or estimating relevant coupling parameters, for example friction coefficient of the friction clutch, material changes, properties of the electric motor of the lever actuator and the like.
  • the second correction quantity takes into account the inherent torque required for the operation of the internal combustion engine, in particular during acceleration.
  • the maximum engine torque is dependent on an inertia of the internal combustion engine, a vehicle acceleration and a translation of one in the Partial transmission inserted gear increased.
  • a high intrinsic torque is required by the rotational acceleration of the flywheel of the crankshaft and possibly other components of the internal combustion engine, such as alternator, air conditioning compressor and the like.
  • This self-torque is added to the maximum motor torque resulting from the maximum transmissible clutch torque.
  • the magnitudes of the moment of inertia, the vehicle acceleration and the translation are multiplied together.
  • the second correction variable may be normalized to a predetermined proportion of the maximum engine torque, for example 25%.
  • the friction clutches are based on the determination of the
  • the engine torque usually has an error of, for example, at least ⁇ 10 Nm or 10% of the engine torque. This results in a very large relative error in the estimation of the maximum clutch torque during an adaptation of the clutch characteristic curve, which is carried out at lower engine torques at low engine torques. In this estimation process, there is no limitation of the engine torque. At high roller paths of the lever actuator, ie in the range of the maximum transmissible clutch torque, the estimation of the clutch torque is much better and less error-prone, so that only the approved adaptation error must be corrected. These boundary conditions can be compensated in the following equation (1) in the first correction quantity.
  • the second correction variable compensates the dynamics of the internal combustion engine:
  • TrqEngMax TrqCIMax + TrqOff + TrqDyn (1)
  • TrqEngMax denotes the maximum engine torque limited by the reduced maximum clutch torque transferable via a friction clutch
  • TrqCIMax the maximum clutch torque transferable via the friction clutch
  • TrqOff the first correction variable
  • TrqDyn the second correction variable.
  • TrqDyn JEng * AccVeh * RatioGear (2)
  • the second correction quantity may be 25% of the torque.
  • the maximum transferable via the friction clutch clutch torque TrqCIMax corresponds to the estimated torque from the adaptation of the clutch characteristic.
  • the first correction quantity is a roller-path-dependent offset TrqOff of a lever actuator below the touch point corrects the error at small moments, for example, about 50 Nm and falls from a predetermined threshold as for example in the range of the Tast Vietnameses or slightly before reaching the Tast Vietnameses to the maximum roller travel, for example, about 35mm to an accepted error of about -15 Nm ,
  • the negative value is chosen to ensure that the friction clutch closes for a given fault.
  • the first correction quantity according to equation (3) can be used to the minimum of the two estimates of the clutch characteristics
  • TrqOff MIN (TrqOff1, TrqOff2) (3)
  • the first correction quantity is also preferably used in circuits between the partial transmissions to determine the engine torque engagement during the speed adjustment, so that the circuits can be performed in efficient switching times.
  • the requested engine target torque can be transmitted despite a reduced maximum transferable clutch torque of a friction clutch of an active sub-transmission.
  • a differential torque between the motor setpoint torque and the maximum engine torque is transmitted via a first active partial transmission with engine speed torque and maximum engine torque by inserting a higher gear and a friction clutch operated in the first partial transmission via the second partial transmission.
  • the maximum transferable via the friction clutch of the active partial transmission clutch torque is determined by equation (1).
  • the maximum transmissible clutch torque is transmitted.
  • the differential torque from the engine nominal torque and the maximum engine torque is transmitted via the inactive partial transmission by a next higher gear engaged in this sub-transmission and the friction clutch is closed so far until the differential torque is transmitted.
  • the friction clutch of the inactive subtransmission is slipping operated.
  • a torque transmission via the inactive, second partial transmission is limited to a predetermined energy input into the friction clutch of the second partial transmission.
  • the friction clutch is at least partially opened. Due to a predicated Loading the friction clutch, for example, in trailer operation, on gradients and / or the like, a smaller moment than the differential torque can be transmitted from the beginning to extend the service life of the friction clutch at a given energy input can.
  • the transmitted via the friction clutch clutch torque can be adjusted depending on the clutch temperature to the differential torque.
  • the differential torque present between the engine nominal torque and the maximum engine torque can be transmitted during premined closing or delayed opening of the other friction clutch via the partial transmission with engaged gear during circuits between the partial transmissions with a friction clutch with reduced maximum transmissible clutch torque.
  • the need for a torque limitation of the internal combustion engine preferably occurs in constant driving a motor vehicle with the relevant powertrain with heavy load and / or gradients.
  • the next higher gear preselected and the friction clutch of this sub-transmission can be applied in order not to limit the engine torque.
  • This strategy is preferably limited by the energy input so as not to overheat the coupling.
  • the active friction clutch can be operated successively at the maximum engine torque without the driver experiencing performance losses, flotation of the internal combustion engine (Flare) or loss of comfort.
  • the strategy of assuming missing clutch torques of the friction clutch of the active sub-transmission by applying the friction clutch of the other sub-transmission can also be applied during shifting between the sub-transmissions.
  • the next higher gear of the inactive subtransmission can be preselected after or during the speed adaptation. Ideally, this gear is already engaged during the speed adjustment, so that the engine torque does not need to be cropped.
  • the preselection of a lower gear of the inactive sub-transmission is not necessary, since this is preferably already inserted.
  • the opening friction clutch is not fully opened. The difference between the engine nominal torque and the maximum engine torque and thus the maximum transmittable clutch torque of the closing friction clutch is compensated by the opening friction clutch.
  • FIG. 1 shows a diagram for the representation of the correction function of a first correction variable
  • FIG. 2 is a diagram showing the development of a maximum engine torque via the actuation path of the friction clutch
  • FIG. 3 shows a diagram of a circuit between two partial transmissions of a dual-clutch transmission
  • Figure 4 is a circuit diagram of a pull upshift between two partial transmissions of a
  • Figure 5 is a circuit diagram of a train downshift between two partial transmissions of a
  • the diagram of FIG. 1 shows the correction function f (KI) of the first correction variable TrqOff of the above-mentioned equation (1).
  • a correction torque M (KI) first correction variable on the actuation path s or a correlating to this role of a lever actuator for actuating a friction clutch are at small actuation paths s and thus small coupling paths a high correction torque M (KI), for example, 50 Nm before. From the touch point TP of the friction clutch this is reduced with increasing actuation paths s and is negative at maximum actuation travel s, for example, is -15 Nm.
  • maximum engine torque is meant a motor torque which is below the engine torque, and which can be transmitted via the friction clutch with a reduced transmission capacity.
  • the diagram of Figure 3 shows a switching operation between the two partial transmissions of a dual-clutch transmission based on the applied torque M over time t.
  • the maximum transferable via the friction clutch clutch torque M (K2, max) of the inactive partial transmission relative to the maximum transferable via the other friction clutch clutch torque M (K1, max) is reduced.
  • the two friction clutches are operated intersecting, that is, the clutch torque M (K1) of the friction clutch of the active subtransmission is reduced while the clutch torque M (K2) of the friction clutch of the (still) inactive subtransmission is increased, so that the engine torque M (M) is deflected during the shift from the active sub-transmission to the inactive, then activated sub-transmission.
  • the diagram of Figure 4 shows a pull upshift between two partial transmissions of a dual clutch transmission over time t.
  • the upper part of the diagram shows the torque curves over the time t with the engine torque M (M), the clutch torque M (K1) of the active partial transmission with unimpaired friction clutch with the maximum transmittable clutch torque M (K1) of the active before the transmission sub-transmission and the Clutch torque M (K2) of the inactive subtransmission with reduced maximum transmittable clutch torque M (K2, max).
  • the lower part shows the speed curves over the time t with the speed n (M) of the engine, the speed n (K1) of the transmission input shaft of the active sub-transmission and the speed n (K2) of the transmission input shaft of the inactive sub-transmission.
  • the friction clutch is applied beyond the differential torque M (diff) after inserting the next gear in the now inactive partial transmission (Arrow 2). If the gear to be engaged has already been engaged, according to arrow 3, the clutch torque M (K1) can be applied earlier according to the dashed representation and a route of travel of the rotational speed n (M) can be established. the internal combustion engine according to the dashed line in the arrow 4 are completely avoided.
  • FIG. 5 shows a traction downshift between two partial transmissions of a dual-clutch transmission over time t.
  • the engine torque M (M) and the clutch torque M (K1) below the maximum transmittable clutch torque M (K1, max) of the unaffected friction clutch is set due to the driving situation before the circuit. Due to the requirement of a train downshift, the next lower gear is already engaged in the inactive partial transmission. In the train downshift, the engine torque M (M) is increased during the shift to the engine target torque M (soll).
  • the clutch torque M (K1 ) briefly increased at time t1 to the maximum transmittable clutch torque M (K1, max) and then lowered to the differential torque M (diff), so seen over both partial transmission, the total engine torque M (soll) despite the reduced transmission capacity of the friction clutch with reduced maximum transferable clutch torque M (K2, max) at the differential torque M (diff) applied friction clutch of the now inactive subtransmission can be transmitted to the higher gear.

Abstract

Die Erfindung betrifftein Verfahren zur Steuerung eines Antriebsstrangs mit einer abhängig von einer Lastanforderung auf ein Motorsollmoment gesteuerten Brennkraftmaschine und einem Doppelkupplungsgetriebe mit zwei Teilgetrieben mit jeweils einer zwischen der Brennkraftmaschine und einem Teilgetriebe wirksam angeordneten Reibungskupplung mit einem sich ändernden, maximalen übertragbaren Kupplungsmoment, wobei ein vorgegebenes Kupplungsmoment mittels eines Kupplungsaktors entlang eines Betätigungswegs eingestellt wird, eine Kupplungskennlinie des übertragbaren Kupplungsmoments über den Betätigungsweg laufend adaptiert wird und ein gegenüber dem Motorsollmoment verringertes maximales Motormoment für ein Teilgetriebe auf das maximal über die Reibungskupplung dieses Teilgetriebes übertragbare Kupplungsmoment begrenzt wird. Um ein zu verringerndes Motorsollmoment nicht übermäßig zu reduzieren, wird das maximale Motormoment anhand des adaptierten, maximal über diese Reibungskupplung übertragbaren Kupplungsmoments, einer ersten, vom Betätigungsweg abhängigen Korrekturgröße und einer zweiten Korrekturgröße abhängig vom dynamischen Verhalten der Brennkraftmaschine ermittelt.

Description

Verfahren zur Steuerung eines Antriebsstrangs mit einem Doppelkupplungsgetriebe
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Steuerung eines Antriebsstrangs mit einer abhängig von einer Lastanforderung auf ein Motorsollmoment gesteuerten Brennkraftmaschine und einem Doppelkupplungsgetriebe mit zwei Teilgetrieben mit jeweils einer zwischen der Brennkraftmaschine und einem Teilgetriebe wirksam angeordneten Reibungskupplung mit einem sich ändernden, maximalen übertragbaren Kupplungsmoment, wobei ein vorgegebenes Kupplungsmoment mittels eines Kupplungsaktors entlang eines Betätigungswegs eingestellt wird, eine Kupplungskennlinie des übertragbaren Kupplungsmoments über den Betätigungsweg laufend adaptiert wird und ein gegenüber dem Motorsollmoment verringertes maximales Motormoment für ein Teilgetriebe auf das maximal über die Reibungskupplung dieses Teilgetriebes übertragbare Kupplungsmoment begrenzt wird.
Ein gattungsgemäßer Antriebsstrang mit einer als Antriebseinheit ausgebildeten Brennkraftmaschine und einem Doppelkupplungsgetriebe mit zwei Teilgetrieben und diesen zugeordneten Reibungskupplungen ist beispielsweise aus der DE 10 2005 036 894 A1 bekannt. In derartigen Antriebssträngen wird über ein aktives Teilgetriebe bei dort eingelegtem Gang und geschlossener Reibungskupplung das vom Fahrer gewünschte Motorsollmoment übertragen. Hierbei ist die Reibungskupplung so ausgelegt, dass das Motorsollmoment der Brennkraftmaschine übertragen werden kann. In dem anderen inaktiven Teilgetriebe wird bei geöffneter Reibungskupplung ein nachfolgender Gang eingelegt. Soll in dem Doppelkupplungsgetriebe unterbrechungsfrei geschaltet werden, wird die Reibungskupplung des aktiven Teilgetriebes geöffnet und die Reibungskupplung des inaktiven Teilgetriebes überschneidend geschlossen, so dass das inaktive Teilgetriebe nun zum aktiven Teilgetriebe wird. Hierbei werden die Reibungskupplungen von jeweils einem Kupplungsaktor, beispielsweise einem aus der
DE 10 2004 009 832 A1 bekannten Hebelaktor betätigt. Die Betätigung der Reibungskupplungen erfolgt dabei mittels einer entlang eines Rollenwegs von einem Elektromotor verlagerten Traverse oder Rolleneinheit, wobei ein einseitig federnd eingespannter Hebel eine Betätigungsvorrichtung entlang eines Betätigungswegs der Reibungskupplung axial verlagert. Dem Rollenweg beziehungsweise dem Betätigungsweg ist dabei mittels einer beispielsweise aus der DE 10 2012 204 929 A1 bekannten Kupplungskennlinie jeweils ein zu übertragendes Kupplungsmoment zugeordnet. Aufgrund von kurzzeitigen temperaturabhängigen und langzeitigen Reibwertschwankungen der Reibbereiche der Reibungskupplung wie Reibbelagsflä- chen und Reibflächen der Gegendruck- und Anpressplatte ändert sich die reale Kupplungskennlinie, die laufend beispielsweise mittels der aus der WO 2007/124 710 A1 bekannten Kennlinienadaptierungen adaptiert wird. Aufgrund von hohen Belastungen und Schädigungen der Reibungskupplungen kann das maximal über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment soweit herabgesetzt sein, dass das gewünschte Motorsollmoment nicht mehr übertragen werden kann. Um eine weitere Schädigung der Reibungskupplung zu vermeiden und bei das maximal übertragbare Kupplungsmoment überschreitenden Motormomenten eine Erhöhung der Motordrehzahl zu vermeiden, ist beispielsweise aus den Dokumenten
DE 10 2010 052 382 A1 und DE 2012 207 825 A1 bekannt, das Motormoment auf das maximal übertragbare Kupplungsmoment zu begrenzen. Hierbei wird das maximal übertragbare Kupplungsmoment ermittelt und mittels eines Motoreingriffs über das Motorsteuergerät das Motorsollmoment begrenzt. Aufgrund einer fehlerbehafteten Abschätzung des Kupplungsmoments und Ungenauigkeiten des eingestellten Motorsollmoments kann dabei das Motorsollmoment übermäßig begrenzt werden und damit zu unnötigen Leistungseinbußen des Antriebsstrangs führen.
Aufgabe der Erfindung ist, ein Verfahren vorzuschlagen, bei dem ein Antriebsstrang bei verminderter Übertragungskapazität einer Reibungskupplung ohne übermäßige Leistungseinbußen betrieben werden kann.
Die Aufgabe wird durch die Merkmale des Verfahrens des Anspruchs 1 gelöst. Die von diesem abhängigen Ansprüche geben vorteilhafte Ausführungsformen des Verfahrens des Anspruchs 1 wieder.
Das vorgeschlagene Verfahren dient beispielsweise als Routine einer Steuerungssoftware eines Antriebsstrangs in einem oder mehreren Steuergeräten der Steuerung eines Antriebsstrangs. Der Antriebsstrang enthält in nicht abschließender Aufzählung eine abhängig von einer beispielsweise von einer Steuerung des Antriebsstrangs oder vom Fahrer beispielsweise mittels eines Fahrpedals angeforderten Lastanforderung auf ein Motorsollmoment gesteuerte Brennkraftmaschine und ein Doppelkupplungsgetriebe mit zwei Teilgetrieben mit jeweils einer zwischen der Brennkraftmaschine und einem Teilgetriebe wirksam angeordneten Reibungskupplung.
Die Reibungskupplungen übertragen abhängig von einer Steuerung des Doppelkupplungsgetriebes ein vorgegebenes Kupplungsmoment und werden entsprechend von Kupplungsaktoren, bevorzugt Hebelaktoren betätigt. Das vorgegebene Kupplungsmoment wird entlang eines Betätigungswegs eingestellt. Hierbei entspricht ein zunehmender Rollenweg eines Hebelaktors einem zunehmenden Betätigungsweg mit zunehmendem zu übertragendem Kupplungsmoment. Es handelt sich daher um zugedrückte Reibungskupplungen. Jede der Reibungskupplungen ist charakterisiert durch ein maximal übertragbares Kupplungsmoment, welches sich kurzzeitig, beispielsweise abhängig von der Kupplungstemperatur und/oder in langen Abständen, beispielsweise durch Verschleiß, Alterung und/oder Schädigung ändern kann. Die Einstellung der Reibungskupplungen erfolgt anhand von Kupplungskennlinien, die einem vorgegebenen Betätigungsweg beziehungsweise Rollenweg ein vorgegebenes Kupplungsmoment zuordnen. Die Kupplungskennlinien werden laufend an die aktuellen Eigenschaften der Reibungskupplung, beispielsweise deren Reibwert und Tastpunkt adaptiert.
Wird festgestellt, dass das maximal übertragbare Kupplungsmoment einer Reibungskupplung eines Teilgetriebes unterhalb des dem Motorsollmoment liegt, wird das Motorsollmoment bei aktivem Teilgetriebe mit dieser Reibungskupplung auf ein maximales Motormoment begrenzt, welches unterhalb des maximal über diese Reibungskupplung übertragbaren Kupplungsmoments liegt. Hierbei wird das maximale Motormoment anhand des adaptierten, maximal über diese Reibungskupplung übertragbaren Kupplungsmoments, einer ersten, vom Betätigungsweg abhängigen Korrekturgröße und einer zweiten Korrekturgröße abhängig vom dynamischen Verhalten der Brennkraftmaschine ermittelt. Durch die Korrekturgrößen kann das maximale Motormoment in Betriebszuständen, in denen dessen Begrenzung auf das maximal übertragbare Kupplungsmoment unnötig ist, erhöht werden und somit eine bessere Performance wie Leistungsentfaltung des Antriebsstrangs erzielt werden.
Die erste Korrekturgröße enthält gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform eine
Korrekturfunktion, die bei kleinen Rollenwegen eines Hebelaktors entsprechend kleinen Betätigungswegen der Reibungskupplung das maximale Motormoment um einen vorgegebenen Wert über das aus einer Abschätzung ermittelten maximal übertragbare Kupplungsmoment vergrößert und mit zunehmendem Betätigungsweg wie Rollenweg diesen Wert verringert. Es hat sich dabei als vorteilhaft erwiesen, den Wert bei maximalem Betätigungsweg wie Rollenweg negativ auszubilden, um bei vorliegenden Fehlern der Betätigung innerhalb einer Fehlertoleranz die Reibungskupplung dennoch vollständig schließen zu können. Es hat sich weiterhin als vorteilhaft erwiesen, bei beiden Teilgetrieben die Werte der Korrekturfunktion durch das Minimum der Werte der Korrekturfunktionen der beiden einzelnen Teilgetriebe zu ersetzen. Die Korrekturfunktionen lassen sich insbesondere während einer Schaltung des Doppelkupplungsgetriebes zwischen den beiden Teilgetrieben durch überschneidende Betätigung der Reibungskupplungen in vorteilhafter Weise einsetzen. Die Korrekturfunktionen können aus Abschätzung, Berechnung oder Simulation gebildet werden und über die Betriebszeit adaptiert werden, indem relevante Kupplungsparameter beispielsweise Reibwert der Reibungskupplung, Materialänderungen, Eigenschaften des Elektromotors des Hebelaktors und dergleichen berücksichtigt werden beziehungsweise abgeschätzt werden.
Die zweite Korrekturgröße berücksichtigt das für den Betrieb der Brennkraftmaschine insbesondere bei Beschleunigungen notwendige Eigenmoment. In einer bevorzugten Ausführungsform wird das maximale Motormoment abhängig von einem Trägheitsmoment der Brennkraftmaschine, einer Fahrzeugbeschleunigung und einer Übersetzung eines in dem Teilgetriebe eingelegten Gangs vergrößert. Hierbei wird berücksichtigt, dass zur Beschleunigung der Brennkraftmaschine während einer Beschleunigung des Fahrzeugs ein hohes Eigenmoment durch die Drehbeschleunigung der Schwungmasse der Kurbelwelle und gegebenenfalls weiteren Komponenten der Brennkraftmaschine, beispielsweise Lichtmaschine, Klimakompressor und dergleichen erforderlich ist. Dieses Eigenmoment wird zu dem aus dem maximal übertragbaren Kupplungsmoment resultierenden maximalen Motormoment addiert. Vorteilhafterweise sind die Größen des Trägheitsmoments, der Fahrzeugbeschleunigung und der Übersetzung miteinander multiplikativ verbunden sind. Die zweite Korrekturgröße kann auf einen vorgegebenen Anteil des maximalen Motormoments, beispielsweise 25% normiert sein.
Mit anderen Worten stützen sich die Reibungskupplungen bei der Bestimmung des
maximalen Motormoments am Motorsollmoment ab. Das Motormoment hat üblicherweise einen Fehler von beispielsweise mindestens ±10Nm beziehungsweise 10% des Motormoments. Dies führt bei niederen Motormomenten zu einem sehr großen relativen Fehler bei der Abschätzung des maximalen Kupplungsmomentes während einer Adaption der Kupplungskennlinie, die bei kleineren Motormomenten durchgeführt wird. In diesem Abschätzungsvorgang liegt keine Beschränkung des Motormoments vor. Bei hohen Rollenwegen des Hebelaktors, also im Bereich des maximal übertragbaren Kupplungsmoments ist die Abschätzung des Kupplungsmoments sehr viel besser und weniger fehlerbehaftet, sodass ausschließlich der zugelassene Adaptionsfehler korrigiert werden muss. Diese Randbedingungen lassen sich in der nachfolgend aufgeführten Gleichung (1 ) in der ersten Korrekturgröße kompensieren. Die zweite Korrekturgröße kompensiert die Dynamik der Brennkraftmaschine:
TrqEngMax = TrqCIMax + TrqOff + TrqDyn (1 )
Hierbei bezeichnet TrqEngMax das durch das verringerte maximal über eine Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment begrenzte maximale Motormoment, TrqCIMax das maximal über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment, TrqOff die erste Korrekturgröße und TrqDyn die zweite Korrekturgröße. Für die zweite Korrekturgröße TrqDyn gilt gemäß Gleichung (2)
TrqDyn = JEng * AccVeh * RatioGear (2)
In niederen Gängen kann die zweite Korrekturgröße beispielsweise 25% des Momentes betragen. Das maximal über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment TrqCIMax entspricht dem abgeschätzten Moment aus der Adaption der Kupplungskennlinie. Die erste Korrekturgröße ist ein rollenwegabhängiger Offset TrqOff eines Hebelaktors, der unterhalb des Tastpunktes den Fehler bei kleinen Momenten, beispielsweise circa 50 Nm korrigiert und ab einer vorgegebenen wie vorgebbaren Schwelle beispielsweise im Bereich des Tastpunkts oder geringfügig vor dem Erreichen des Tastpunkts bis zum maximalen Rollenweg, beispielsweise circa 35mm auf einen akzeptierten Fehler von etwa -15 Nm abfällt. Der negative Wert wird gewählt, um ein Schließen der Reibungskupplung bei gegebenem Fehler zu gewährleisten.
Bei Berücksichtigung der beiden Reibungskupplungen einer Doppelkupplung kann die erste Korrekturgröße gemäß Gleichung (3) auf das Minimum der beiden Abschätzungen der Kupplungskennlinien benutzt werden
TrqOff = MIN(TrqOff1 , TrqOff2) (3)
Hierdurch wird insbesondere ein kontinuierliches Verhalten des Motormoments auch während Schaltungen zwischen den Teilgetrieben erhalten.
Die erste Korrekturgröße wird bevorzugt auch bei Schaltungen zwischen den Teilgetrieben zur Bestimmung des Motormomenteneingriffs während der Drehzahlanpassung benutzt, so dass die Schaltungen in effizienten Schaltzeiten durchgeführt werden können.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform kann das angeforderte Motorsollmoment trotz eines verringerten maximal übertragbaren Kupplungsmoments einer Reibungskupplung eines aktiven Teilgetriebes übertragen werden. Hierzu wird über ein erstes, aktives Teilgetriebe mit auf das maximale Motormoment begrenztem Motorsollmoment ein Differenzmoment zwischen Motorsollmoment und maximalem Motormoment durch Einlegen eines gegenüber dem im ersten Teilgetriebe eingelegten Gang höheren Gangs und schlupfend betriebener Reibungskupplung über das zweite Teilgetriebe übertragen. Dies bedeutet, dass anhand der Gleichung (1 ) das maximal über die Reibungskupplung des aktiven Teilgetriebes übertragbare Kupplungsmoment ermittelt wird. Über diese Reibungskupplung wird das maximal übertragbare Kupplungsmoment übertragen. Das Differenzmoment aus Motorsollmoment und maximalem Motormoment wird über das inaktive Teilgetriebe übertragen, indem in diesem Teilgetriebe ein nächst höherer Gang eingelegt und die Reibungskupplung soweit geschlossen wird, bis das Differenzmoment übertragen wird.
Hierbei wird die Reibungskupplung des inaktiven Teilgetriebes schlupfend betrieben. Um diese Reibungskupplung vor Überlastung zu schützen, wird eine Momentenübertragung über das inaktive, zweite Teilgetriebe auf einen vorgegebenen Energieeintrag in die Reibungskupplung des zweiten Teilgetriebes begrenzt. Bei Überschreiten des vorgegebenen Energiebeitrags wird die Reibungskupplung zumindest teilweise geöffnet. Aufgrund einer prädizierten Belastung der Reibungskupplung, beispielsweise im Anhängerbetrieb, an Steigungen und/oder dergleichen kann von Beginn an ein kleineres Moment als das Differenzmoment übertragen werden, um bei vorgegebenem Energieeintrag die Betriebsdauer der Reibungskupplung verlängern zu können. Weiterhin kann das über die Reibungskupplung übertragene Kupplungsmoment abhängig von der Kupplungstemperatur bis zum Differenzmoment eingestellt werden.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform des vorgeschlagenen Verfahrens kann während Schaltungen zwischen den Teilgetrieben mit einer Reibungskupplung mit vermindertem maximal übertragbarem Kupplungsmoment das zwischen Motorsollmoment und maximalem Motormoment vorhandene Differenzmoment durch verfrühtes Schließen oder verzögertes Öffnen der anderen Reibungskupplung über deren Teilgetriebe bei eingelegtem Gang übertragen werden. Dies bedeutet, dass ein Wegtouren der Drehzahl der Brennkraftmaschine durch ein geringeres über eine Reibungskupplung übertragbares Kupplungsmoment durch Anlegen der anderen Reibungskupplung abgefangen wird.
Mit anderen Worten tritt der Bedarf einer Momentenbegrenzung der Brennkraftmaschine bevorzugt bei Konstantfahrten eines Kraftfahrzeugs mit dem betreffenden Antriebsstrang mit schwerer Last und/oder an Steigungen auf. In einer entsprechenden Fahrsituation kann zusätzlich zu einem Betrieb des Teilgetriebes mit einer Reibungskupplung mit vermindertem maximal übertragbarem Kupplungsmoment in dem inaktiven Teilgetriebe bevorzugt der nächst höhere Gang vorgewählt und die Reibungskupplung dieses Teilgetriebes angelegt werden, um das Motorsollmoment nicht begrenzen zu müssen. Diese Strategie wird bevorzugt anhand der eingetragenen Energie beschränkt, um die Kupplung nicht zu überhitzen. Hierbei kann die aktive Reibungskupplung sukzessive auf dem maximalen Motormoment betrieben werden, ohne dass der Fahrer Leistungseinbußen, Wegtouren der Brennkraftmaschine (Flare) oder Komforteinbußen empfindet.
Die Strategie einer Übernahme von fehlenden Kupplungsmomenten der Reibungskupplung des aktiven Teilgetriebes durch Anlegen der Reibungskupplung des anderen Teilgetriebes kann auch während Schaltungen zwischen den Teilgetrieben angewendet werden. Bei Zughochschaltungen kann dabei nach oder während der Drehzahlanpassung der nächst höhere Gang des inaktiven Teilgetriebes vorgewählt werden. Idealerweise ist dieser Gang während der Drehzahlanpassung bereits eingelegt, so dass das Motormoment nicht beschnitten zu werden braucht.
Bei Zugrückschaltungen ist die Vorwahl eines niedrigeren Gangs des inaktiven Teilgetriebes nicht notwendig, da dieser bevorzugt bereits eingelegt ist. Hier kann direkt ein Wegtouren der Brennkraftmaschine verhindert werden, indem die öffnende Reibungskupplung nicht voll geöffnet wird. Die Differenz zwischen Motorsollmoment und maximalem Motormoment und damit des maximal übertragbaren Kupplungsmoments der schließenden Reibungskupplung wird durch die öffnende Reibungskupplung kompensiert.
Die Erfindung wird anhand der Diagramme der Figuren 1 bis 5 einer bevorzugten Ausführungsform des Verfahrens näher erläutert. Hierbei zeigen:
Figur 1 ein Diagramm zur Darstellung der Korrekturfunktion einer ersten Korrekturgröße,
Figur 2 ein Diagramm mit einer Darstellung der Entwicklung eines maximalen Motormoments über den Betätigungsweg der Reibungskupplung,
Figur 3 ein Diagramm einer Schaltung zwischen zwei Teilgetrieben eines Doppelkupplungsgetriebes,
Figur 4 ein Schaltdiagramm einer Zughochschaltung zwischen zwei Teilgetrieben eines
Doppelkupplungsgetriebes
und
Figur 5 ein Schaltdiagramm einer Zugrückschaltung zwischen zwei Teilgetrieben eines
Doppelkupplungsgetriebes.
Das Diagramm der Figur 1 zeigt die Korrekturfunktion f(KI) der ersten Korrekturgröße TrqOff der oben aufgeführten Gleichung (1 ). Die einem Korrekturmoment M(KI) entsprechende erste Korrekturgröße über den Betätigungsweg s beziehungsweise eines zu diesem korrelierenden Rollenwegs eines Hebelaktors zur Betätigung einer Reibungskupplung gibt bei kleinen Betätigungswegen s und damit kleinen Kupplungswegen ein hohes Korrekturmoment M(KI) von beispielsweise 50 Nm vor. Ab dem Tastpunkt TP der Reibungskupplung wird dieses mit zunehmenden Betätigungswegen s vermindert und ist bei maximalem Betätigungsweg s negativ und beträgt beispielsweise -15 Nm. Dies bedeutet, dass das maximale Motormoment gegenüber einer Abschätzung des maximal über die Reibungskupplung übertragbaren Kupplungsmoments soweit verringert wird, dass die Reibungskupplung auf alle Fälle geschlossen werden kann und nicht über ein beabsichtigtes Maß schlupft. Unter„maximales Motormoment" ist hierbei ein unterhalb des Motorsollmoments liegendes, über die Reibungskupplung mit verringerter Übertragungskapazität übertragbares Motormoment zu verstehen.
Das Diagramm der Figur 2 zeigt die Entwicklung des Motormoments M(M) über den
Betätigungsweg s bei unter dem Motorsollmoment von hier 220 Nm liegender maximal über die Reibungskupplung übertragbarem Kupplungsmoment M(K,max), beispielsweise 1 0 Nm. Aufgrund der Korrekturfunktion f(K1 ) der ersten Korrekturgröße wird das Motormoment M(M) ab dem Tastpunkt TP bis zum maximalen Betätigungsweg s(max) verringert und liegt beim maximalen Betätigungsweg s(max) unterhalb des maximal übertragbaren Kupplungsmoments M(K,max), beispielsweise bei 155 Nm, um die Reibungskupplung innerhalb der zulässigen Fehlertoleranzen sicher schließen zu können. Das Diagramm der Figur 3 zeigt einen Schaltvorgang zwischen beiden Teilgetrieben eines Doppelkupplungsgetriebes anhand der anliegenden Momente M über die Zeit t. Hierbei ist das maximal über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment M(K2,max) des inaktiven Teilgetriebes gegenüber dem maximal über die andere Reibungskupplung übertragbaren Kupplungsmoment M(K1 ,max) verringert. Während der Schaltung werden die beiden Reibungskupplungen überschneidend betrieben, das heißt, das Kupplungsmoment M(K1 ) der Reibungskupplung des aktiven Teilgetriebes wird verringert, während das Kupplungsmoment M(K2) der Reibungskupplung des (noch) inaktiven Teilgetriebes erhöht wird, so dass das Motormoment M(M) während der Schaltung von dem aktiven Teilgetriebe auf das inaktive, dann aktivierte Teilgetriebe umgelenkt wird. Aufgrund der verringerten Übertragungskapazität der Reibungskupplung des inaktiven Teilgetriebes erfolgt während der Schaltung ein Momenteneingriff in das Motormoment M(M) entsprechend Figur 2, so dass das Motorsollmoment M(soll) auf das maximale Motormoment M(max) unterhalb des maximal übertragbaren Kupplungsmoments M(K2,max) begrenzt wird.
Das Diagramm der Figur 4 zeigt eine Zughochschaltung zwischen zwei Teilgetrieben eines Doppelkupplungsgetriebes über die Zeit t. Der obere Teil des Diagramms zeigt die Momentenverläufe über die Zeit t mit dem Motormoment M(M), dem Kupplungsmoment M(K1 ) des aktiven Teilgetriebes mit nicht beeinträchtigter Reibungskupplung mit dem maximal übertragbaren Kupplungsmoment M(K1 ) des vor der Schaltung aktiven Teilgetriebes und dem Kupplungsmoment M(K2) des inaktiven Teilgetriebes mit verringertem maximal übertragbarem Kupplungsmoment M(K2,max). Der untere Teil zeigt die Drehzahlverläufe über die Zeit t mit der Drehzahl n(M) des Motors, der Drehzahl n(K1 ) der Getriebeeingangswelle des aktiven Teilgetriebes und der Drehzahl n(K2) der Getriebeeingangswelle des inaktiven Teilgetriebes. Im Unterschied zu der in Figur 3 dargestellten Schaltung erfolgt abgesehen von dem Momenteneingriff während des Zeitintervalls At(M) keine Verminderung des Motormoments M(M). Dies bedeutet, dass bei nach der Schaltung aktivem Teilgetriebe mit der Reibungskupplung mit verringertem maximal übertragbarem Kupplungsmoment M(K2,max) das dieser Reibungskupplung fehlende Differenzmoment M(diff) durch Anlegen der Reibungskupplung des nach der Schaltung inaktiven Teilgetriebes bei eingelegtem nächst höherem Gang erfolgt. Auf diese Weise kann das gesamte Motorsollmoment M(soll) über das Doppelkupplungsgetriebe übertragen werden. Um das Wegtouren der Drehzahl n(M) der Brennkraftmaschine (Flare) im Bereich des Pfeils 1 aufgrund der verminderten Übertragungskapazität der Reibungskupplung zu vermindern, wird nach dem Einlegen des nächsten Gangs im nun inaktiven Teilgetriebe die Reibungskupplung über das Differenzmoment M(diff) hinaus angelegt (Pfeil 2). Ist der einzulegende Gang bereits eingelegt, kann entsprechend Pfeil 3 das Kupplungsmoment M(K1 ) entsprechend der gestrichelten Darstellung früher angelegt und ein Wegtouren der Drehzahl n(M) der Brennkraftmaschine entsprechend der gestrichelten Darstellung im Bereich des Pfeils 4 vollständig vermieden werden.
In der der Figur 4 entsprechenden Darstellung zeigt die Figur 5 eine Zugrückschaltung zwischen zwei Teilgetrieben eines Doppelkupplungsgetriebes über die Zeit t. Hierbei wird aufgrund der Fahrsituation vor der Schaltung das Motormoment M(M) sowie das Kupplungsmoment M(K1 ) unterhalb des maximal übertragbaren Kupplungsmoments M(K1 ,max) der nicht beeinträchtigten Reibungskupplung eingestellt. Aufgrund der Anforderung einer Zugrückschaltung ist in dem inaktiven Teilgetriebe der nächst niedrigere Gang bereits eingelegt. Bei der Zugrückschaltung wird das Motormoment M(M) während der Schaltung auf das Motorsollmoment M(soll) erhöht. Um ein Wegtouren der Drehzahl n(M) der Brennkraftmaschine beim Umschalten auf das Teilgetriebe mit der Reibungskupplung mit dem Kupplungsmoment M(K2) und dem verringerten maximal übertragbaren Kupplungsmoment M(K2,max) während der Schaltung zu vermeiden, wird das Kupplungsmoment M(K1 ) kurzzeitig zum Zeitpunkt t1 auf das maximal übertragbare Kupplungsmoment M(K1 ,max) erhöht und anschließend auf das Differenzmoment M(diff) abgesenkt, so dass über beide Teilgetriebe gesehen, das gesamte Motorsollmoment M(soll) trotz der verringerten Übertragungskapazität der Reibungskupplung mit verringertem maximal übertragbarem Kupplungsmoment M(K2,max) bei mit dem Differenzmoment M(diff) angelegter Reibungskupplung des nun inaktiven Teilgetriebes mit dem höheren Gang übertragen werden kann.
Bezuqszeichenliste f(KI) Korrekturfunktion
M Moment
M(diff) Differenzmoment
M(K) Kupplungsmoment
M(K1 ) Kupplungsmoment
M(K2) Kupplungsmoment
M(KI) Korrekturmoment
M(K,max) maximales über die Reibungskupplung übertragbares Kupplungsmoment
M(K1 ,max) maximales über die Reibungskupplung übertragbares Kupplungsmoment
M(K2,max) maximales über die Reibungskupplung übertragbares Kupplungsmoment
M(M) Motormoment
M(max) maximales Motormoment
M(soll) Motorsollmoment
n(M) Drehzahl Brennkraftmaschine
n(K1 ) Drehzahl Getriebeeingangswelle Teilgetriebe
n(K2) Drehzahl Getriebeeingangswelle Teilgetriebe
s Betätigungsweg
s(max) maximaler Betätigungsweg
TP Tastpunkt
t Zeit
t1 Zeitpunkt
At(M) Zeitintervall
1 Pfeil
2 Pfeil
3 Pfeil
4 Pfeil

Claims

Patentansprüche
1 . Verfahren zur Steuerung eines Antriebsstrangs mit einer abhängig von einer Lastanforderung auf ein Motorsollmoment (M(soll)) gesteuerten Brennkraftmaschine und einem Doppelkupplungsgetriebe mit zwei Teilgetrieben mit jeweils einer zwischen der Brennkraftmaschine und einem Teilgetriebe wirksam angeordneten Reibungskupplung mit einem sich ändernden, maximal übertragbaren Kupplungsmoment (M(K,max), M(K1 ,max), M(K2,max)), wobei ein vorgegebenes Kupplungsmoment (M(K), M(K1 ), M(K2)) mittels eines Kupplungsaktors entlang eines Betätigungswegs (s) eingestellt wird, eine Kupplungskennlinie des übertragbaren Kupplungsmoments (M(K), M(K1 ), M(K2)) über den Betätigungsweg (s) laufend adaptiert wird und ein gegenüber dem Motorsollmoment (M(soll)) verringertes maximales Motormoment (M(max)) für ein Teilgetriebe zumindest auf das maximal über die Reibungskupplung dieses Teilgetriebes übertragbare Kupplungsmoment (M(K,max), M(K2,max)) begrenzt wird, dadurch gekennzeichnet, dass das maximale Motormoment (M(max)) anhand des adaptierten, maximal über diese Reibungskupplung übertragbaren Kupplungsmoments (M(K,max), M(K2,max)), einer ersten, vom Betätigungsweg abhängigen Korrekturgröße und einer zweiten Korrekturgröße abhängig vom dynamischen Verhalten der Brennkraftmaschine ermittelt wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die erste Korrekturgröße mittels einer Korrekturfunktion (f(KI)) das maximale Motormoment (M(max)) bei kleinen Betätigungswegen (s) um einen vorgegebenen Wert über das maximal übertragbare Kupplungsmoment (M(K,max), M(K2,max)) vergrößert und mit zunehmendem Betätigungsweg (s) diesen Wert verringert.
3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Wert bei maximalem Betätigungsweg negativ ist.
4. Verfahren nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass bei beiden Teilgetrieben die Werte der Korrekturfunktion aus dem Minimum der Werte der Korrekturfunktionen der beiden einzelnen Teilgetriebe gesetzt werden.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Korrekturgröße das maximale Motormoment (M(max)) abhängig von einem Trägheitsmoment der Brennkraftmaschine, einer Fahrzeugbeschleunigung und einer Übersetzung eines in dem Teilgetriebe eingelegten Gangs vergrößert.
6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Größen des Trägheitsmoments, der Fahrzeugbeschleunigung und der Übersetzung miteinander multi- plikativ verbunden sind.
7. Verfahren nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Korrekturgröße auf einen vorgegebenen Anteil des maximalen Motormoments (M(max)) normiert ist.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass bei über ein erstes Teilgetriebe auf das maximale Motormoment (M(max)) begrenztem Motorsollmoment (M(soll)) ein Differenzmoment (M(diff)) zwischen Motorsollmoment (M(soll)) und maximalem Motormoment (M(max)) durch Einlegen eines gegenüber dem im ersten Teilgetriebe eingelegten Gang höheren Gangs und schlupfend betriebener Reibungskupplung über das zweite Teilgetriebe übertragen wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine Momentenübertragung über das zweite Teilgetriebe auf einen vorgegebenen Energieeintrag in die Reibungskupplung des zweiten Teilgetriebes begrenzt wird.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass während Schaltungen zwischen den Teilgetrieben mit einer Reibungskupplung mit vermindertem maximal übertragbarem Kupplungsmoment (M(K2,max) das zwischen Motorsollmoment (M(soll)) und maximalem Motormoment (M(max)) vorhandene Differenzmoment (M(diff)) durch verfrühtes Schließen oder verzögertes Öffnen der anderen Reibungskupplung über deren Teilgetriebe bei eingelegtem Gang übertragen wird.
PCT/DE2014/200483 2013-10-04 2014-09-19 Verfahren zur steuerung eines antriebsstrangs mit einem doppelkupplungsgetriebe WO2015048962A2 (de)

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