WO2015120850A1 - Verfahren zur bestimmung einer kennlinie einer kupplung eines kupplungsbetätigungssystems in einem antriebsstrang, insbesondere eines kraftfahrzeuges - Google Patents

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Florian Ziefle
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Definitions

  • the invention relates to a method for determining a characteristic curve of a clutch of a clutch actuation system in a drive train, in particular of a motor vehicle, in which the clutch is actuated by an actuator, wherein a touch point of the clutch is adapted as a first interpolation point of the characteristic.
  • DE 10 2010 024 942 A1 discloses a method for controlling a dual-clutch transmission with at least two partial drive trains, each of which can be coupled by means of a clutch to an internal combustion engine.
  • a touch point of the clutch is determined independently of the engine torque.
  • the touch point represents a support point of the clutch characteristic.
  • a hybrid powertrain vehicle In a hybrid powertrain vehicle, driveability from two independent sources of energy, mostly fuel from an internal combustion engine and electrical energy from a traction battery of an electric motor, can be overcome by conversion to mechanical energy.
  • a vehicle with a P2 hybrid topology is known in which the electric motor is in second position in series with the internal combustion engine.
  • a separating clutch arranged directly behind the internal combustion engine can, in the open state, enable purely electric driving or, in the closed state, lead torque from the internal combustion engine to the drive wheel.
  • a further object of the disconnect clutch consists in the start of the internal combustion engine
  • energy is transmitted to the stationary internal combustion engine by deliberately increasing the torque of the electric motor and closing the disconnect clutch, thus accelerating it.
  • the torque transmitted by the disconnect clutch must be known exactly in order to avoid unwanted vehicle acceleration, since the torque of the electric motor is simultaneously transmitted to the drive wheels.
  • the torque transmitted by the disconnect clutch depends directly on the position of the actuator actuating the clutch.
  • the position of the actuator relative to the possible travel path must be known on the one hand, On the other hand, the clutch characteristic (clutch torque depending on
  • Actuator position are referenced on the actuator path.
  • the clutch characteristic is not constant due to various influencing factors such as wear, adjustment of the clutch, temperature and aging processes.
  • the touch point is referenced.
  • a touch point is adapted by slowly closing the separating clutch and evaluating the influence of the closing clutch on the electric motor, which rotates at a predetermined speed. In this case, only a negligible torque is transmitted via the separating clutch due to a predetermined clutch desired torque.
  • the touch point is determined by evaluating an obtained from the electric motor, the clutch desired torque assignable signal response.
  • DE 10 2013 205 109 A1 discloses a method for operating an actuating device of a clutch with a stator device, a rotatable rotor device with respect to the stator device and a slide device which can be displaced in an axial direction with respect to the rotor device with a disengaging element which engages with a plate spring of the clutch Can be brought, known.
  • a preload point is set such that the release bearing of the carriage means upon rotation of the clutch exerts a minimal contact force on the plate spring of the clutch, wherein the stator is energized to displace the carriage means such that the preload point is not exceeded upon rotation of the clutch.
  • the stator device is energized in such a way that the carriage device is displaced in an axial direction in a region in which the preload point is suspected and the current consumption of the stator device and / or the rotational speed of the rotor device and / or the speed of the carriage device in this Be monitored area.
  • the adaptation of the contact point of the coupling and the preload point of the actuator to the coupling can only be carried out independently of each other and only in certain cases.
  • the invention is therefore based on the object, a method for determining a
  • the object is achieved in that a preload point of the actuator, preferably an electrical Gottausschreibers, is used as a second support point of the characteristic.
  • a preload point of the actuator preferably an electrical Gottausschers
  • the inclusion of the preload point in the determination of the characteristic of the coupling allows the consideration of stiffness in the mechanical structure of the clutch and the central release, whereby a much more accurate determination of the clutch characteristic is possible. This results in an unlimited time knowledge and an increased accuracy in the estimation of the clutch characteristic.
  • the clutch can be stressed both on train and on pressure.
  • a preload point is calculated as the second interpolation point of the characteristic line or the preload point is adapted before activation of the drive train and the test point is calculated starting from the adapted preload point.
  • the touch point and / or the preload point are calculated in dependence on the operating point shift of the characteristic curve of the coupling. Due to the operating point shift, the force of the plate spring of the clutch changes, which leads to a change of all forces and in part also stiffness of the clutch and thus the clutch characteristic.
  • a constant is added to the adapted probe point or the adapted preload point, resulting in the calculated preload point or the calculated probe point. This is possible since all the mechanical parameters of the clutch influencing the clutch characteristic can be regarded as constant.
  • the calculation of the preload point or the touch point takes place as a function of a clutch ratio and / or a contact force of the clutch in the preload point and touch point and / or a lid suspension of a clutch cover in the preload and touch point and / or an adjusting ring force in the preload point and the touch point.
  • a wear rate of the clutch is detected upon detection of an operating point shift, which is integrated to a distance of the touch point and preload point, whereby a wear rate dependent parameter is obtained and the touch point by means of the wear rate dependent parameter from the touch point without operating point shift and / or the preload point by means of wear rate-dependent parameter from the preload point without operating point shift. Due to the operating point shift, the force of the diaphragm spring changes, which leads to a change of all forces and sometimes also stiffness.
  • the characteristic of the pad suspension of the clutch and the characteristic of the Verstellringfederung the Monaus Wegers have a strong nonlinearity and must be linearized in the relevant areas for the computer model.
  • the operating point shift occurs as lining wear of the dry coupling and / or as a result of temperature differences in the coupling.
  • the lining wear of the friction lining of the clutch can be estimated and used as input for a calculation model for determining the load point or the preload point.
  • the quantification of a temperature-related operating point shift can be done by a temperature sensor.
  • a calculation of the operating point shift takes place by a difference analysis of two successive adaptations of the touch point or / or the Vorlastpress.
  • a wear adjustment of the clutch is detected from the operating point shift.
  • Such wear adjustment includes a readjustment of the plate spring to maintain the operating point and thus the contact forces.
  • the operating point is kept within a range by the given discrete step size of the adjusting device. From the operating point shift but can also conclude whether new clutch linings are necessary.
  • a stop of the actuator at one end of a coupling path is determined as the third interpolation point of the characteristic curve of the coupling for referencing a position of the actuator.
  • the clutch designed as a disconnect clutch is used in a hybrid drive train, wherein the disconnect clutch is arranged between an internal combustion engine and an electric motor and torque is transmitted from the electric motor to the stationary internal combustion engine for starting the internal combustion engine when the disconnect clutch is closed.
  • the disconnect clutch is arranged between an internal combustion engine and an electric motor and torque is transmitted from the electric motor to the stationary internal combustion engine for starting the internal combustion engine when the disconnect clutch is closed.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a hybrid drive
  • FIG. 3 an idealized representation of a release force of an actuator and a clutch characteristic curve over the release travel of the actuator
  • Figure 4 idealized representation of the release force of the actuator and the clutch characteristic curve for calculating a touch point and a preload point of the clutch, in which all components of the clutch are assumed to be ideally stiff (stiffness -> °°)
  • FIG. 5 idealized representation of the disengagement force of the actuator and the clutch characteristic curve for calculating a contact point and a preload point of the clutch, taking into account a stiffness of the clutch,
  • Figure 6 idealized representation of the disengagement of the actuator and the clutch characteristic for calculating a touch point and a preload point of the clutch at an operating point shift.
  • FIG. 1 shows a schematic diagram of a drive train 1 of a hybrid vehicle is shown.
  • This drive train 1 comprises an internal combustion engine 2 and an electric motor 3. Between the internal combustion engine 2 and the electric motor 3, a separating clutch 4 is arranged directly behind the internal combustion engine 2. Internal combustion engine 2 and separating clutch 4 are connected to each other via a crankshaft 5.
  • the electric motor 3 has a rotatable rotor 6 and a fixed stator 7.
  • the output shaft 8 of the separating clutch 4 is connected to a transmission 9, which contains a coupling element, not further shown, for example, a second clutch or a torque converter, the between the electric motor 3 and the transmission 9 is arranged.
  • the transmission 9 transmits the torque generated by the internal combustion engine 2 and / or the electric motor 3 to the drive wheels 10 of the hybrid vehicle.
  • the separating clutch 4 arranged between the internal combustion engine 2 and the electric motor 3 is closed in order to start the internal combustion engine 2 during the drive of the hybrid vehicle with the torque generated by the electric motor 3 or to drive the driving internal combustion engine 2 and electric motor 3 during a boost operation.
  • the separating clutch 4 is actuated by a trained as an electrical central release 1 1 actuator.
  • the electrical Gottausscher 1 1 is arranged coaxially about a flange 15, which is connected via a dual mass flywheel ZMS with the crankshaft 5 of the engine 2 ( Figure 2).
  • the preload point VLP represents the position under which the actuator 1 1 just starts to open when the disconnect clutch 4 is closed.
  • the actuator 1 1 presses with a defined preload against the tongues of a plate spring 13, not shown, of the separating clutch 4 and thus leads to a reduction of the contact pressure of the plate spring 13 on a clutch disc.
  • the main reason for the preload point adaptations is to ensure a defined bearing load of a release bearing 14 of the electrical central release 1 1 during the hybrid driving with the disconnect clutch 4 closed. Due to the axial preload a defined pressure angle is maintained in the release bearing 14, which ensures the rolling motion of the balls between the inner and outer ring of the release bearing 14. In addition, a frictional connection between the outer ring of the release bearing 14 and the tongues of the plate spring 13 is ensured and thus prevents wear due to undesirable relative movement between the two components.
  • the preload point VLP represents the lower limit of the actuator travel s out and should not be undershot to fulfill the above-mentioned criteria.
  • the touch point TP represents the state of the separating clutch 4, in which just a torque is transmitted by contact of the pressure plate 17 and counter plate 18 with the clutch disc 16.
  • This characteristic point is used directly for the positioning of the electrical Primaaus Wegers 1 1 during a start of the engine 2. During the start of the engine 2, a higher clutch torque with high accuracy is required. The exact knowledge of the touch point TP only ensures that the electrical central release 1 1 moves to the correct position in the curve. If the position of the touch point TP changes, for example, as a result of wear on the clutch linings, the clutch characteristic stored in the clutch control must be adapted to the newly determined position in order to continue to transmit the intended torque during an engine start.
  • Another task of the touch point TP is to ensure a completely open disconnect clutch 4 during the electric drive.
  • FIG. 3 shows an idealized profile of the disengaging force F Aus above the position s Aus of the electrical central disengager 11.
  • the necessary to actuate the clutch 4 Ausgurkraft F Aus is essentially determined by the force of the plate spring 13 and the ratio i of the clutch 4.
  • the top diagram shows the cup spring force normalized to the clutch ratio i (disengaging force F Aus ) above the actuator travel.
  • the operating point BP is to the right of the maximum force of the Belleville spring force (disengagement force F Aus ) , the separating clutch 4 is fully closed and can transmit maximum torque.
  • the lower figure shows the torque characteristic of the disconnect clutch 4 via the Aktorweg s off - left of the Vorlastticians VLP the disconnect clutch 4 is closed and can transmit maximum torque M Ku ppiung.
  • the plate spring tongues By pressing the plate spring tongues the torque transferability of the separating clutch 4 is steadily reduced until a minimum torque M Ku ppiung can be transmitted in the touch point TP. Another operation leads to complete opening of the separating clutch. 4
  • Fig. 4 shows the course of Ausschreibkraft F Aus and the clutch torque M Ku iung this idealized clutch over the Aktorweg s Aus -
  • the CSC 1 1 does not have to overcome the path produced by component compliance and operates the disconnect clutch 4 directly at the BP operating point.
  • the torque characteristic M Ku ppiung the separating clutch 4 consists in this case of a jump function.
  • Left of the operating point BP has the central release 1 1 distance to the tongues of the plate spring 13 and therefore can exert no force on the clutch 4.
  • the clutch 4 can transmit maximum torque M Ku ppiung. Since the Monausgurer 1 1 can apply the necessary to actuate the clutch 4 Ausgurkraft F Aus under exclusion of resiliency due to elastic deformation, the clutch torque M Ku ppiung decreases abruptly at operating point BP.
  • the separating clutch 4 is open and can not transmit torque M Ku ppiung.
  • the coupling model is expanded by integrating component stiffnesses. To determine the distance between the preload point VLP and the touch point TP, only the effect of the finite stiffnesses of the components on the actuator travel s Aus must be taken into account.
  • the suspension of a friction lining of the separating clutch 4 is dependent on the contact pressure of the separating clutch 4 and also has an effect on the Aktorweg s off . Due to the leverage of the tongues of the plate spring 13, the yielding caused by a lining suspension BF compliance with the clutch ratio i is translated to the Gottausschreiber 1 1:
  • the spring rate of the clutch lining is not constant in contrast to the tongue stiffness.
  • the contact forces at the preload point VLP and at the contact point TP must be known.
  • the influence of the rigidity of the adjusting ring VR and cover 12 is translated as follows to the Gottausscher 1 1.
  • the factor (i + 1) results from a coupled rotational and translational movement of the plate spring 13 with elastic deformation of the bearing point cover 12.
  • the elastic deformation of the lid 12 is caused by a constant rigidity.
  • the spring rate of the adjusting ring VR in turn has a non-linear course and must be evaluated individually in both points.
  • the angular position of the plate spring 13 changes and leads to a force change of the plate spring 13.
  • this change in position is transmitted directly to the Gottausschreiber 1 1.
  • the changed cup spring moment affects the contact pressure of the clutch, the lid force and the release force F Aus . Due to the changed forces, the relevant components are subjected to a changed elastic deformation, which affects the distance between the preload point VLP and the touch point TP.
  • both the lining suspension BF and the rigidity of the adjusting ring VR can be linearized.
  • the lid rigidity is constant over the entire area.
  • the lid 12 is loaded with negative force (train). Due to the special installation position of the adjusting VL this can only be charged with compressive forces and remains at the touch point TP also unconsidered.
  • the clutch linings wear out due to friction energy, at least this influence must be included in the mathematical model.
  • the influence of an operating point shift on the distance between the preload point VLP and the touch point TP can be taken into account by integrating a wear rate.
  • the calculation model offers further possibilities:
  • the characteristic of the pad spring BF and the characteristic of the Verstellringfederung have a strong nonlinearity and must be linearized in the relevant areas for the computer model.
  • the stiffness of the lid 12 and the diaphragm spring tongues are constant over the entire operating range and can be integrated unchanged in the calculation model.
  • An operating point shift is generated mainly by lining wear on the Reibelägen the separating clutch 4. Other factors such as temperature-induced thermal expansion are conceivable with different thermal expansion coefficients.
  • a temperature sensor can be used to quantify a temperature-related operating point shift.
  • a calculation model or a characteristic field must be available which determines the operating point shift on the basis of the measured temperature.
  • the lining wear of the friction lining can be estimated and used as input for the calculation model.
  • the frictional energy of the separating clutch 4 over time is integrated to determine the friction energy:
  • the calculation model can be extended and a change in position of the touch point TP and / or preload point VLP can be determined with knowledge of an output value.
  • the operating point BP is significantly influenced by the temperature of the disconnect clutch 4
  • a positional adjustment taking into account the influence of temperature by the computer model could also take place with a long ignorance of the preload point VP and the touch point TP (for example highway driving).

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Abstract

Die Erfindungbetrifft ein Verfahren zur Bestimmung einer Kennlinie einer Kupplung eines Kupplungsbetätigungssystems in einem Antriebsstrang, insbesondere eines Kraftfahrzeuges, bei welchem die Kupplung durch einen Aktor betätigt wird, wobei ein Tastpunkt der Kupplung als eine erste Stützstelle der Kennlinie adaptiert wird. Bei einem Verfahren, bei welchem die Genauigkeit der bestimmten Kupplungskennlinie verbessert wird, wird als zweite Stützstelle der Kennlinie ein Vorlastpunkt des Aktors, vorzugsweise eines elektrischen Zentralausrückers,verwendet.

Description

Verfahren zur Bestimmung einer Kennlinie einer Kupplung eines Kupplungsbetäti- gungssystems in einem Antriebsstrang, insbesondere eines Kraftfahrzeuges
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Bestimmung einer Kennlinie einer Kupplung eines Kupplungsbetätigungssystems in einem Antriebsstrang, insbesondere eines Kraftfahrzeuges, bei welchem die Kupplung durch einen Aktor betätigt wird, wobei ein Tastpunkt der Kupplung als eine erste Stützstelle der Kennlinie adaptiert wird.
Die DE 10 2010 024 942 A1 offenbart ein Verfahren zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes mit mindestens zwei Teilantriebssträngen, von denen jeder mittels einer Kupplung mit einer Brennkraftmaschine koppelbar ist. Im Fahrbetrieb des, das Doppelkupplungsgetriebe umfassenden Kraftfahrzeuges wird ein Tastpunkt der Kupplung unabhängig vom Motormoment ermittelt. Der Tastpunkt stellt dabei eine Stützstelle der Kupplungskennlinie dar.
Bei einem Kraftfahrzeug mit hybridischem Antriebstrang kann der Fahrwiderstand aus zwei unabhängigen Energiequellen, zumeist Kraftstoff eines Verbrennungsmotors und elektrische Energie aus einer Traktionsbatterie eines Elektromotors, durch Umwandlung in mechanische Energie überwunden werden. Gemäß der DE 10 2008 030 473 A1 ist ein Fahrzeug mit P2- Hybridtopologie bekannt, bei welchem sich der E-Motor an zweiter Stelle in Reihe zum Verbrennungsmotor befindet. Zwischen beiden Komponenten kann eine direkt hinter dem Verbrennungsmotor angeordnete Trennkupplung im geöffneten Zustand ein rein elektrisches Fahren ermöglichen bzw. im geschlossenen Zustand Drehmoment von Verbrennungsmotor zum Antriebsrad hinzuführen.
Eine weitere Aufgabe der Trennkupplung besteht in dem Start des Verbrennungsmotors Hierzu wird durch gezielte Erhöhung des Drehmoments des Elektromotors und Schließen der Trennkupplung Energie zum stehenden Verbrennungsmotor übertragen und dieser somit beschleunigt. Hinsichtlich des Fahrkomforts muss dabei das von der Trennkupplung übertragene Drehmoment exakt bekannt sein, um ungewollte Fahrzeugbeschleunigung zu vermeiden, da das Drehmoment des Elektromotors gleichzeitig auch auf die Antriebsräder übertragen wird.
Das von der Trennkupplung übertragene Drehmoment ist direkt von der Position des die Kupplung betätigenden Aktors abhängig. Zur Abschätzung des übertragenen Kupplungsmoments muss einerseits die Lage des Aktors relativ zum möglichen Verfahrweg bekannt sein, andererseits muss die Kupplungskennlinie (Kupplungsmoment in Abhängigkeit der
Aktorposition) auf dem Aktorweg referenziert werden.
Zur Referenzierung der Position des Aktors, welcher die Trennkupplung betätigt, wird ein Anschlag am linken oder rechten Ende des Ausrückweges angefahren. Diese Referenzierung wird hauptsächlich nach längerem Fahrzeugstillstand durchgeführt, um die Position des Aktors auf dem Verfahrweg zu überprüfen.
Die Kupplungskennlinie ist aufgrund von verschiedenen Einflussfaktoren wie Verschleiß, Nachstellung der Kupplung, Temperatur sowie Alterungsprozesse nicht konstant. Zur Sicherstellung der Genauigkeit des Kupplungsmoments bei einem Wiederstart des Verbrennungsmotors wird der Tastpunkt referenziert. Um die Kennlinie auf der Aktorachse genau zu ermitteln, wird bei stehendem Verbrennungsmotor ein Tastpunkt adaptiert, indem die Trennkupplung langsam geschlossen wird und der Einfluss der sich schließenden Kupplung auf den Elektromotor, der mit einer vorgegebenen Drehzahl rotiert, ausgewertet wird. Dabei wird auf Grund eines vorgegebenen Kupplungssollmomentes lediglich ein vernachlässigbares Moment über die Trennkupplung übertragen. Der Tastpunkt wird bestimmt, indem eine aus dem Elektromotor gewonnene, dem Kupplungssollmoment zuordenbare Signalantwort ausgewertet wird.
Des Weiteren wird die Lage des Vorlastpunkts benötigt, um konstante axiale Vorlast auf das Ausrücklager während dem hybridischen Betrieb einzuprägen. Aus der DE 10 2013 205 109 A1 ist ein Verfahren zum Betrieb einer Betätigungsvorrichtung einer Kupplung mit einer Statoreinrichtung, einer bezüglich der Statoreinrichtung verdrehbaren Rotoreinrichtung und einer bezüglich der Rotoreinrichtung in axialer Richtung begrenzt verlagerbaren Schlitteneinrichtung mit einem Ausrückelement, das mit einer Tellerfeder der Kupplung in Anlage bringbar ist, bekannt. Dabei wird ein Vorlastpunkt derart festgelegt, dass das Ausrücklager der Schlitteneinrichtung bei Drehung der Kupplung eine minimale Anpresskraft auf die Tellerfeder der Kupplung ausübt, wobei die Statoreinrichtung zur Verlagerung der Schlitteneinrichtung derart bestromt wird, dass der Vorlastpunkt bei Drehung der Kupplung nicht überschritten wird. Zur Bestimmung des Vorlastpunktes wird die Statoreinrichtung derart bestromt, dass die Schlitteneinrichtung in einem Bereich, in dem der Vorlastpunkt vermutet wird, in axialer Richtung verlagert wird und die Stromaufnahme der Statoreinrichtung und/oder die Drehzahl der Rotoreinrichtung und/oder die Geschwindigkeit der Schlitteneinrichtung in diesem Bereich überwacht werden. Die Adaption von Tastpunkt der Kupplung und Vorlastpunkt des Aktors an der Kupplung kann nur unabhängig voneinander und nur in bestimmten Fällen durchgeführt werden.
Der Erfindung liegt somit die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren zur Bestimmung einer
Kennlinie einer Kupplung anzugeben, bei welchen eine genaue Schätzung der Kupplungskennlinie möglich ist.
Erfindungsgemäß ist die Aufgabe dadurch gelöst, dass als zweite Stützstelle der Kennlinie ein Vorlastpunkt des Aktors, vorzugsweise eines elektrischen Zentralausrückers, verwendet wird. Die Einbeziehung des Vorlastpunktes in die Bestimmung der Kennlinie der Kupplung erlaubt die Berücksichtigung von Steifigkeiten im mechanischen Aufbau der Kupplung sowie des Zentralausrückers, wodurch eine wesentlich genauere Bestimmung der Kupplungskennlinie möglich ist. Damit ergeben sich eine zeitlich unbegrenzte Kenntnis und eine erhöhte Genauigkeit bei der Schätzung der Kupplungskennlinie. Durch die Verwendung des elektrischen Zentralausrückers kann die Kupplung sowohl auf Zug wie auch auf Druck beansprucht werden.
Vorteilhafterweise wird ausgehend von dem adaptierten Tastpunkt ein Vorlastpunkt als zweite Stützstelle der Kennlinie berechnet oder der Vorlastpunkt vor der Aktivierung des Antriebsstranges adaptiert und ausgehend von dem adaptierten Vorlastpunkt der Tastpunkt berechnet. Dies hat den Vorteil, dass nur ein Adaptionsvorgang zur Bestimmung des Tastpunktes oder des Vorlastpunktes zur Ermittlung der Kennlinie der Kupplung notwendig ist. Dies führt zu einer Reduktion des Applikationsaufwandes. Trotzdem ist die genaue Lage von Vorlastpunkt und Tastpunkt über dem Ausrückweg des Aktors bekannt, was für die Bewertung der Lage der Kennlinie der Kupplung ausgenutzt wird. Die Auswahl, ob eine Adaption des Tastpunktes oder des Lastpunktes erfolgen soll, kann anhand der Qualität und des Fahrzustands des Kraftfahrzeuges entschieden werden. Somit erhält man durch die Verwendung der Zusammenhänge eine genaue Kenntnis über die Lage der beiden charakteristischen Punkte auf der Kupplungskennlinie mit verringertem Aufwand.
Vorteilhafterweise wird geprüft, ob eine Betriebspunktverschiebung der Kennlinie der Kupplung vorliegt und der Tastpunkt und/oder der Vorlastpunkt werden in Abhängigkeit von der Betriebspunktverschiebung der Kennlinie der Kupplung berechnet. Durch die Betriebspunktverschiebung ändert sich die Kraft der Tellerfeder der Kupplung, was zu einer Änderung aller Kräfte und teilweise auch Steifigkeiten der Trennkupplung und somit der Kupplungskennlinie führt. In einer Ausgestaltung wird bei einem unveränderten Betriebspunkt zu dem adaptierten Tastpunkt oder dem adaptierten Vorlastpunkt eine Konstante hinzu addiert, woraus sich der berechnete Vorlastpunkt oder der berechnete Tastpunkt ergibt. Dies ist möglich, da alle, die Kupplungskennlinie beeinflussenden mechanischen Parameter der Kupplung als Konstant betrachtet werden können.
In einer Ausführungsform erfolgt die Berechnung des Vorlastpunktes bzw. des Tastpunktes in Abhängigkeit einer Kupplungsübersetzung und/oder einer Anpresskraft der Kupplung in Vorlastpunkt und Tastpunkt und/oder einer Deckelfederung einer Kupplungsabdeckung in Vorlastpunkt und Tastpunkt und/oder einer Verstellringkraft in Vorlastpunkt und Tastpunkt. Diese Kriterien werden aus den als konstant angesehenen mechanischen Parametern abgeleitet.
In einer Variante wird bei Detektion einer Betriebspunktverschiebung eine Verschleißrate der Kupplung ermittelt, welche auf einen Abstand von Tastpunkt und Vorlastpunkt integriert wird, wodurch ein verschleißratenabhängiger Parameter erhalten wird und der Tastpunkt mittels des verschleißratenabhängigen Parameters aus dem Tastpunkt ohne Betriebspunktverschiebung und/oder der Vorlastpunkt mittels des verschleißratenabhängigen Parameters aus dem Vorlastpunkt ohne Betriebspunktverschiebung berechnet werden. Durch die Betriebspunktverschiebung ändert sich die Kraft der Tellerfeder, was zu einer Änderung aller Kräfte und teilweise auch Steifigkeiten führt. Die Kennlinie der Belagfederung der Kupplung sowie die Kennlinie der Verstellringfederung des Zentralausrückers weisen eine starke Nichtlinearität auf und müssen in den relevanten Bereichen für das Rechenmodell linearisiert werden.
In einer Weiterbildung tritt die Betriebspunktverschiebung als Belagverschleiss der trockenen Kupplung und/oder infolge von Temperaturunterschieden in der Kupplung auf. Durch Integration eines Energiemodells kann der Belagverschleiß des Reibbelags der Kupplung abgeschätzt werden und als Eingangsgröße für ein Rechenmodell zur Bestimmung des Lastpunktes oder des Vorlastpunktes dienen. Die Quantifizierung einer temperaturbedingten Betriebspunktverschiebung kann durch einen Temperatursensor erfolgen.
Vorteilhafterweise erfolgt eine Berechnung der Betriebspunktverschiebung durch eine Differenzbetrachtung zweier aufeinander folgender Adaptionen des Tastpunktes oder/oder des Vorlastpunktes. Dabei lässt sich speziell der Betriebspunktverschiebung zugrunde liegende Verschleiß des Reibbelages der Trennkupplung abschätzen.
In einer Ausgestaltung wird aus der Betriebspunktverschiebung eine Verschleißnachstellung der Kupplung detektiert. Eine solche Verschleißnachstellung umfasst eine Neujustierung der Tellerfeder zur Beibehaltung des Betriebspunktes und damit der Anpresskräfte. Der Betriebspunkt wird durch die gegebene diskrete Schrittweite der Nachstelleinrichtung innerhalb eines Bereiches gehalten. Aus der Betriebspunktverschiebung lässt sich aber auch darauf schließen, ob neue Kupplungsbeläge notwendig sind.
In einer weiteren Ausführungsform wird bei Kenntnis des aktuellen Vorlastpunktes und des aktuellen Tastpunktes eine Neuparametrierung der Kennlinie der Kupplung durchgeführt. Da diese Punkte als Stützpunkte der Kupplung dienen, lässt sich aus der Kenntnis von Vorlast- punkt und Tastpunkt besonders einfach eine Adaption der Kennlinie der Kupplung vornehmen.
Um die Genauigkeit der Adaption der Kennlinie der Kupplung zu verbessern, wird als dritter Stützpunkt der Kennlinie der Kupplung zur Referenzierung einer Position des Aktors ein Anschlag des Aktors an einem Ende eines Kupplungsweges bestimmt.
In einer bevorzugten Variante wird die als Trennkupplung ausgebildete Kupplung in einem Hybridantriebsstrang verwendet, wobei die Trennkupplung zwischen einem Verbrennungsmotor und einem Elektromotor angeordnet ist und bei geschlossener Trennkupplung eine Drehmomentübertragung vom Elektromotor auf den stehenden Verbrennungsmotor zum Start des Verbrennungsmotors erfolgt. Beim Start des Verbrennungsmotors ist somit ein hoher Startkomfort gegeben, da die höhere Genauigkeit des Kupplungsmomentes, welches sich aus der Kennlinie der Trennkupplung ergibt, gegeben ist.
Die Erfindung lässt zahlreiche Ausführungsformen zu. Eine davon soll anhand der in der Zeichnung dargestellten Figuren näher erläutert werden. Es zeigen:
Figur 1 : eine Prinzipdarstellung eines Hybridantriebes,
Figur 2: Darstellung einer Kupplung mit einem elektrischen Zentralausrücker
Figur 3: idealisierte Darstellung einer Ausrückkraft eines Aktors und einer Kupplungskennlinie über dem Ausrückweg des Aktors,
Figur 4: idealisierte Darstellung der Ausrückkraft des Aktors und der Kupplungskennlinie zur Berechnung eines Tastpunktes und eines Vorlastpunktes der Kupplung, bei welchem alle Komponenten der Kupplung als ideal steif angenommen werden (Steifigkeit -> °°)
Figur 5: idealisierte Darstellung der Ausrückkraft des Aktors und der Kupplungskennlinie zur Berechnung eines Tastpunktes und eines Vorlastpunktes der Kupplung unter Berücksichtigung einer Steifigkeit der Kupplung,
Figur 6: idealisierte Darstellung der Ausrückkraft des Aktors und der Kupplungskennlinie zur Berechnung eines Tastpunktes und eines Vorlastpunktes der Kupplung bei einer Betriebspunktverschiebung.
Gleiche Merkmale sind mit gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet.
In Figur 1 ist eine Prinzipdarstellung eines Antriebsstranges 1 eines Hybridfahrzeuges dargestellt. Dieser Antriebsstrang 1 umfasst einen Verbrennungsmotor 2 und einen Elektromotor 3. Zwischen dem Verbrennungsmotor 2 und dem Elektromotor 3 ist direkt hinter dem Verbrennungsmotor 2 eine Trennkupplung 4 angeordnet. Verbrennungsmotor 2 und Trennkupplung 4 sind über eine Kurbelwelle 5 miteinander verbunden. Der Elektromotor 3 weist einen drehbaren Rotor 6 und einen feststehenden Stator 7 auf. Die Abtriebswelle 8 der Trennkupplung 4 ist mit einem Getriebe 9 verbunden, welches ein nicht weiter dargestelltes Koppelelement, beispielsweise eine zweite Kupplung oder einen Drehmomentenwandler, enthält, die zwischen dem Elektromotor 3 und dem Getriebe 9 angeordnet ist. Das Getriebe 9 überträgt das von dem Verbrennungsmotor 2 und/oder dem Elektromotor 3 erzeugte Drehmoment auf die Antriebsräder 10 des Hybridfahrzeuges.
Die zwischen dem Verbrennungsmotor 2 und dem Elektromotor 3 angeordnete Trennkupplung 4 wird geschlossen, um während der Fahrt des Hybridfahrzeuges mit dem von dem Elektromotor 3 erzeugten Drehmoment den Verbrennungsmotor 2 zu starten oder während eines Boostbetriebes mit antreibenden Verbrennungsmotor 2 und Elektromotor 3 zu fahren. Die Trennkupplung 4 wird dabei von einem als elektrischen Zentralausrücker 1 1 ausgebildeten Aktor betätigt. Der elektrische Zentralausrücker 1 1 ist koaxial um eine Flanschwelle 15 angeordnet, die über ein Zweimassenschwungrad ZMS mit der Kurbelwelle 5 des Verbrennungsmotors 2 verbunden ist (Figur 2).
Um sicherzustellen, dass bei dem Wiederstart des Verbrennungsmotors 2 durch den Elektromotor 3 ein ausreichendes Drehmoment vom Elektromotor 3 bereit gestellt wird, welches sowohl das Kraftfahrzeug über die Antriebsräder 10 ohne Komfortverlust bewegt und gleichzeitig den Verbrennungsmotor 2 auch tatsächlich startet, ist eine genaue Kenntnis einer Kupplungskennlinie der Trennkupplung 4 erforderlich. Diese Kupplungskennlinie wird aus wenigsten drei Stützstellen adaptiert: dem Tastpunkt TP, dem Vorlastpunkt VLP und eine Anschlag des die Trennkupplung 4 betätigenden elektrischen Zentralausrückers 1 1 .
Dabei stellt der Vorlastpunkt VLP die Position dar, unter welcher der Aktor 1 1 bei geschlossener Trennkupplung 4 gerade beginnt, diese zu öffnen. Der Aktor 1 1 drückt mit einer definierten Vorlast gegen die Zungen einer nicht weiter dargestellten Tellerfeder 13 der Trennkupplung 4 und führt somit zu einer Reduktion der Anpresskraft der Tellerfeder 13 auf eine Kupplungsscheibe.
Hauptgrund der Vorlastpunktadaptionen ist es, während dem hybridischen Fahrbetrieb mit geschlossener Trennkupplung 4 eine definierte Lagerbelastung eines Ausrücklagers 14 des elektrischen Zentralausrückers 1 1 sicher zu stellen. Durch die axiale Vorlast wird im Ausrücklager 14 ein definierter Druckwinkel aufrechterhalten, welcher die Wälzbewegung der Kugeln zwischen dem Innen- und Außenring des Ausrücklagers 14 sicherstellt. Außerdem wird eine kraftschlüssige Verbindung zwischen dem Außenring des Ausrücklagers 14 und den Zungen der Tellerfeder 13 gewährleistet und damit Verschleiß bedingt durch unerwünschte Relativbewegung zwischen den beiden Komponenten verhindert. Während des hybridischen Fahrbetriebs stellt der Vorlastpunkt VLP die Untergrenze des Aktorwegs sAus dar und sollte zur Erfüllung oben genannter Kriterien nicht unterschritten werden.
Auf der anderen Seite stellt der Tastpunkt TP den Zustand der Trennkupplung 4 dar, in welchem gerade ein Drehmoment durch Kontakt der Anpressplatte 17 und Gegenplatte 18 mit der Kupplungsscheibe 16 übertragen wird. Dieser charakteristische Punkt dient direkt der Positionierung des elektrischen Zentralausrückers 1 1 während einem Start des Verbrennungsmotors 2. Während des Starts des Verbrennungsmotors 2 wird ein höheres Kupplungsmoment mit hoher Genauigkeit gefordert. Die genaue Kenntnis des Tastpunktes TP stellt lediglich sicher, dass der elektrische Zentralausrücker 1 1 an die richtige Position in der Kennlinie fährt. Verändert sich die Lage des Tastpunkts TP beispielsweise durch Verschleiß an den Kupplungsbelägen, so muss die, in der Kupplungssteuerung hinterlegte Kupplungskennlinie an die neu bestimmte Lage adaptiert werden, um weiterhin während eines Verbrennungsmotorstarts das vorgesehene Drehmoment zu übertragen.
Eine weitere Aufgabe des Tastpunkts TP ist die Sicherstellung einer komplett geöffneten Trennkupplung 4 während der elektrischen Fahrt.
Die obere Abbildung in Figur 3 zeigt einen idealisierten Verlauf der Ausrückkraft FAus über der Position sAus des elektrischen Zentralausrückers 1 1 . Die zur Betätigung der Trennkupplung 4 notwendige Ausrückkraft FAus wird im Wesentlichen durch die Kraft der Tellerfeder 13 und der Übersetzung i der Trennkupplung 4 bestimmt.
Im oberen Diagramm ist die auf die Kupplungsübersetzung i normierte Tellerfederkraft (Ausrückkraft FAus ) über dem Aktorweg dargestellt. Im Normalfall befindet sich bei einer gedrückten Trennkupplung 4 („normally closed") mit Nachstelleinheit der Betriebspunkt BP rechts des Kraftmaximums der Tellerfederkraft (Ausrückkraft FAus ). Wird vom den als elektrischen Zentralausrücker 1 1 ausgebildeten Aktor keine Kraft gegen die Zungen der Tellerfeder 13 aufgebracht, so ist die Trennkupplung 4 vollständig geschlossen und kann maximales Drehmoment übertragen.
Zur Betätigung der geschlossenen Trennkupplung 4 muss der Zentralausrücker 1 1 ausgehend vom Ursprung des Koordinatensystems nach rechts verfahren, bis im Betriebspunkt BP der Trennkupplung 4 die Zungen der Tellerfeder 13 berührt werden. Unter Aufwendung von axialer Vorlast wird der Vorlastpunkt VLP der Kupplung 4 erreicht. Eine Erhöhung der Ausrückkraft FAus führt zu weiterer Betätigung der Tellerfeder 13, bis schließlich die auf die Kupplungsübersetzung i normierte Tellerfederkraft überwunden ist und die Anpressplatte 17 die Kupplungsscheibe 16 freigibt. In diesem Punkt kann von der Trennkupplung 4 kein Drehmoment übertragen werden. Der Tastpunkt TP wird etwas früher bei gerade wahrnehmbarem Kupplungsmoment MKuppiung erreicht.
Die untere Abbildung zeigt die Drehmomentenkennlinie der Trennkupplung 4 über den Aktorweg sAus- Links des Vorlastpunkts VLP ist die Trennkupplung 4 geschlossen und kann maximales Drehmoment MKuppiung übertragen. Durch Betätigen der Tellerfederzungen wird die Momentenübertragbarkeit der Trennkupplung 4 stetig verringert, bis im Tastpunkt TP ein minimales Drehmoment MKuppiung übertragen werden kann. Eine weitere Betätigung führt zu vollständigem Öffnen der Trennkupplung 4.
In weiteren soll ein Rechenmodell betrachtet werden, was einen mathematischen Zusammenhang zwischen dem Vorlastpunkt VLP und dem Tastpunkt TP beschreibt: Diese Betrachtung gliedert sich in folgende Punkte
1 . Analytische Herleitung des Abstands zwischen dem Vorlastpunkt VLP und dem Tastpunkt TP auf der Aktorachse sAus als charakteristische Punkte der Kennlinie der Trennkupplung 4
2. Veränderung der beiden charakteristischen Punkte nach einer Verschiebung des Betriebspunkts BP.
3. Ausnutzung der Information aus dem Zusammenhang der beiden Punkte.
1 . Analytische Herleitung des Abstands zwischen dem Vorlastpunkt VLP und dem Tastpunkt TP
Zur Herleitung des Zusammenhangs zwischen dem Vorlastunkt VLP sowie dem Tastpunkt TP werden zu Beginn einige Annahmen getroffen.
Im Anfangsstadium soll eine idealisierte Trennkupplung betrachtet werden. Folgende idealen Annahmen werden der Trennkupplung unterstellt:
- Keine Belagfederung BF in der Kupplungsscheibe 16 sowie Kupplungsscheibe ideal steif: CEF = °°
- Kupplung bzw. Kupplungsdeckel 12 ideal steif: cDeckei = °°
- Verstellring VR der SAC-Nachstelleinheit ideal steif: CVR = °° - Zungen der Tellerfeder 13 ideal steif: cZungen = °°
Fig. 4 zeigt den Verlauf der Ausrückkraft FAus sowie des Kupplungsmoments MKu iung dieser idealisierten Trennkupplung über dem Aktorweg sAus- Zur Betätigung der geschlossenen Trennkupplung 4 muss die, an die Zungen mit i übersetzte Anpresskraft der Trennkupplung 4 sprunghaft durch den Zentralausrücker 1 1 überwunden werden. Durch die Annahme der idealen Steifigkeit aller Komponenten muss der Zentralausrücker 1 1 keinen durch Komponentennachgiebigkeit erzeugten Weg überwinden und betätigt die Trennkupplung 4 direkt im Betriebspunkt BP.
Die Drehmomentenkennlinie MKuppiung der Trennkupplung 4 besteht in diesem Fall aus einer Sprungfunktion. Links des Betriebspunkts BP hat der Zentralausrücker 1 1 Abstand zu den Zungen der Tellerfeder 13 und kann demnach keine Kraft auf die Trennkupplung 4 ausüben. Die Trennkupplung 4 kann maximales Drehmoment MKuppiung übertragen. Da der Zentralausrücker 1 1 die zur Betätigung der Trennkupplung 4 notwendige Ausrückkraft FAus unter Ausschluss von Nachgiebigkeiten bedingt durch elastische Deformation aufbringen kann, nimmt das Kupplungsmoment MKuppiung im Betriebspunkt BP sprunghaft ab. Rechts des Betriebspunkts BP ist die Trennkupplung 4 geöffnet und kann kein Drehmoment MKuppiung übertragen.
Durch die Annahme der idealen Steifigkeiten ist direkt eine Auswirkung auf den Vorlastpunkt VLP sowie den Tastpunkt TP zu erkennen. Beide Punkte TP, VLP liegen nun an derselben Position auf der Aktorachse sAus und weisen keinen Abstand zueinander aus.
Dies bedeutet, dass der Abstand von Tastpunkt TP und Vorlastpunkt VLP hauptsächlich von den Steifigkeiten aller Kupplungskomponenten bestimmt wird.
Im Weiteren wird das Kupplungsmodell durch Integration von Komponentensteifigkeiten erweitert. Zur Bestimmung des Abstands zwischen Vorlastpunkt VLP und Tastpunkt TP muss lediglich die Auswirkung der endlichen Steifigkeiten der Komponenten auf den Aktorweg sAus berücksichtigt werden.
Einfluss der Zungensteifigkeit auf den Aktorweg SAN«:
Die Zungensteifigkeit führt durch die axial wirkende Ausrückkraft FAus zu einer elastischen Deformation (Durchbiegung) der Tellerfederzungen, welche zu einer Zunahme des Aktorwegs sAus des Zentralausrückers führt. Es ergibt sich folgender linearer Zusammenhang:
Aktor,Zunge = Zunge— c Zunge ' F Aus Bei bekannter, konstanter Zungensteifigkeit und Kenntnis der maximalen Ausrückkraft FAus, welche direkt axial auf die Zungen wirkt, kann mit diesem Zusammenhang die elastische Verformung der Zungen berechnet werden, welche den Aktorweg sAus verlängert.
Einfluss der Belagfederung auf den Aktorweg SAUS,
Die Federung eines Reibbelags der Trennkupplung 4 ist abhängig von der Anpresskraft der Trennkupplung 4 und wirkt sich ebenfalls auf den Aktorweg sAus aus. Bedingt durch die Hebelwirkung der Zungen der Tellerfeder 13 wird die durch eine Belagfederung BF entstehende Nachgiebigkeit mit der Kupplungsübersetzung i an dem Zentralausrücker 1 1 übersetzt:
S Aktor, BF ~ Ϊ ' S Belag ^ S Belag ~ fif Belag ' ^ Belag )
Die Federrate des Kupplungsbelags ist im Gegensatz zur Zungensteifigkeit nicht konstant. Zur Berechnung des durch die Belagfederung BF resultierenden Ausrückweges sAus müssen die Anpresskräfte am Vorlastpunkt VLP und am Tastpunkt TP bekannt sein.
Einfluss der Deckelfederung und Verstellringfederung auf den Aktorweg s^:
Der Einfluss der Steifigkeit von Verstellring VR und Deckel 12 wird wie folgt an den Zentralausrücker 1 1 übersetzt. Der Faktor (i+1 ) ergibt sich durch eine gekoppelte rotatorische sowie translatorische Bewegung der Tellerfeder 13 bei elastischer Deformation des Lagerpunkts Deckel 12.
S Aktor, Deckel ~ ' ~*~ " ' S Deckel ~ ' ~*~ " ' C Deckel ' ^ Deckel
S Aktor, VR = ' + l) ' SVR ^ SVR = f{CVR ' ^VR )
Die elastische Verformung des Deckels 12 wird durch eine konstante Steifigkeit hervorgerufen. Die Federrate des Verstellrings VR weist wiederum einen nichtlinearen Verlauf auf und muss individuell in beiden Punkten ausgewertet werden.
Einfluss aller Steifigkeiten auf den Aktorweg s^ : Die Summe der Nachgiebigkeiten aller Komponenten ergibt schließlich den Wegunterschied, welcher vom Zentralausrücker 1 1 zur Betätigung der Trennkupplung 4 überwunden werden muss:
S Gesamt ^ Aktor, Zunge ^ Aktor, Belag ^ Aktor, Deckel Aktor, VR
S Gesamt ~ S Zunge + S Belag ' ' + (S Deckel + SVR ) ' 0' + "
Der Abstand zwischen dem Vorlastpunkt VLP und dem Tastpunkt TP resultiert aus dem Gesamtweg durch Subtraktion der beiden Bedingungen:
- Weg von Kupplung geschlossen bis zum Vorlastpunkt VLP - SVLP
- Weg vom Tastpunkt TP bis Kupplung 4 offen - sTP
SVLP,TP ~ ^Gesamt ~ SVLP ~ STP
S VLP, TP = S Zunge + S Belag ' ' + iS Deckel + SVR ) ' ( + ~ SVLP ~ STP
Mit der oben aufgeführten Gleichung ist es nun möglich, bei Kenntnis entweder des Tastpunktes TP oder des Vorlastpunktes VLP und Kenntnis der Steifigkeiten sowie Kräfte auf den anderen Punkt zu schließen (Figur 5).
2.Veränderung von Vorlastpunkt VLP und Tastpunkt TP nach einer Verschiebung des Betriebspunkts BP:
Von weiterem Interesse ist die Verschiebung der Kupplungskennlinie durch Einflüsse wie Belagverschleiß oder Temperaturänderung (Figur 6). Durch eine Betriebspunktverschiebung ändert sich die Lage jeden Punkts VLP, TP auf die Kurve der Ausrückkraft FAus relativ zur Aktorachse sAus■ Der relative Weg zwischen der Lage vor und nach der Betriebspunktverschiebung kann über eine differenzielle Betrachtung quantifiziert werden.
Bei einer Verschiebung des Betriebspunkts BP ändert sich die Winkellage der Tellerfeder 13 und führt zu einer Kraftänderung der Tellerfeder 13. Über die Zungen der Tellerfeder 13 wird diese Lageänderung direkt an den Zentralausrücker 1 1 übertragen. Zusätzlich wirkt sich das geänderte Tellerfedermoment auf die Anpresskraft der Trennkupplung, die Deckelkraft sowie die Ausrückkraft FAus aus. Durch die geänderten Kräfte werden die relevanten Komponenten einer geänderten elastischen Deformation unterzogen, welche sich auf den Abstand zwischen dem Vorlastpunkt VLP und dem Tastpunkt TP auswirkt. S = Sl— S2 =—X■ i— AS Ahor>Zunge— Aktor, Belag ~ Aktor, Deckel ~ ^S Aktor, VR Die Gleichung zeigt, dass der Einfluss einer Betriebspunktverschiebung jeden Punkt der Ausrückkraftkennlinie beeinflusst. Zur Berechnung eines bestimmten Punkts, wie beispielsweise dem Tastpunkt TP oder dem Vorlastpunkt VLP, müssen lediglich die Wegunterschiede bzw. die Kraftunterschiede vor und nach der Betriebspunktverschiebung in dem betrachteten Punkt bekannt sein.
Berechnung der Lageänderung des Vorlastpunkts VLP nach einer Betriebspunktverschiebung:
Wie bereits oben beschrieben, wird jeder Punkt auf der Ausrückkraftkennlinie durch eine Betriebspunktverschiebung der Trennkupplung 4 beeinflusst. Die Lage des Vorlastpunkts VLP ändert sich somit allgemein: -VLP = VLPl - VLP2 =—x■ i— AsAktor^Zunge - ^sAhor^Belag— As Aktor>Deckd - AsAktor>VR
Im Gegensatz zu einem beliebigen Punkt auf der Ausrückkraftkennlinie können beim Vorlastpunkt VLP einige Vereinfachungen getroffen werden. Durch die bekannte Vorlast auf die Tellerfederzungen, welche sowohl vor als auch nach der Betriebspunktverschiebung konstant gehalten wird, ändert sich die Nachgiebigkeit der Zungen im Vorlastpunkt VLP nicht:
As Aktor, Zunge = Aktor , Zunge ,1— Aktor, Zunge,2 = Zunge,\— Zunge,2 = 0
Allerdings wird durch die geänderte Winkellage der Tellerfeder 13 eine höhere Anpresskraft auf die Kupplungsbeläge erzeugt, welche zu einem geänderten Belagfederweg führen. Gleichermaßen führt die erhöhte Anpresskraft zu einer Erhöhung der Deckelkraft, welche ebenfalls die Deckelfederung und Verstellringfederung erhöht.
^ Aktor, Belag ~ S Aktor, Belag ,1 ~~ S Aktor, Belag, 2 — ' ' S Belag, l ~ S Belag, 2 ) ^ ^
^ Aktor , Deckel ~ S Aktor , Deckel ,1 ~~ S Aktor , Deckel ,2 ~ 0 "*~ ' Deckel, \ ~ SDeckel,2 ) ^ ^
Aktor, VR ~ S Aktor, VR,l ~ S Aktor, VR,2 ~ "*~ "0' {SVR,l ~ SVR,2 ) ^ ^
Insgesamt ergibt sich bei bekanntem Belagverschleiß folgende Positionsänderung des Vor- lastpunks VLP relativ zur alten Position auf der Aktorachse sAus :
AVLP = VLP, - VLP2 = -x - i - As Aktor lag - As Aktor>Deckel - AsAktor>VR
AVLP = -x - i - AsBelag ■ i - AsDeckel ■ (i + 1) - Asm ■ (i + 1) Im Bereich kleiner Lageänderung können sowohl die Belagfederung BF als auch die Steifigkeit des Verstellrings VR linearisiert werden. Die Deckelsteifigkeit ist über dem gesamten Bereich konstant.
C Belag = h>nSt.
= konst.
C Deckel = k°tlSt.
Die Änderung des Vorlastpunkts VLP resultiert demnach ausschließlich aus der Betriebspunktverschiebung und der Erhöhung der Anpresskraft und Deckelkraft der Trennkupplung 4.
Δ VLP = -x - i - ■ i - ^Deckel ■ (i + 1) - AF°eckel · ( + !)
Figure imgf000015_0001
Berechnung der Lageänderung des Tastpunkts TP nach einer Betriebspunktverschiebung:
Auch im Bereich des Tastpunkts TP wirkt sich die Verschiebung des Betriebspunkts BP nicht auf alle relevanten Komponenten aus. Da das Kupplungsmoment MKu iung im Tastpunkt TP konstant gehalten wird, bleibt die Anpresskraft im Tastpunkt TP konstant. Demnach hat die Belagfederung BF keinen Einfluss auf die geänderte Lage des Tastpunkts TP.
As Akto , Belag Aktor, Belag, 1 Aktor, Belag,! i - {s
Im Tastpunkt TP ist der Deckel 12 mit negativer Kraft (Zug) belastet. Durch die spezielle Einbaulage des Verstellrings VL kann dieser nur mit Druckkräften belastet werden und bleibt im Tastpunkt TP ebenfalls unberücksichtigt.
^SAktor,VR S Aktor, VR,\ SAktor,VR,2 0 "*~ Ό ' (,SVR,1 SVR,2 ) ^
Δν Aktor, Zunge = v Aktor , Zunge ,1— v Aktor, Zunge,2 = v Zunge,\— v Zunge,2 0
^S Aktor, Deckel ~ S Aktor , Deckel ,1 ~ S Aktor , Deckel ,2 ~ ~*~ ' Deckel, \ ~ S Deckel, 2 ) ^ ^
Demnach ergibt sich die Lageänderung des Tastpunks TP durch die Betriebspunktverschiebung sowie deren Auswirkung auf die verbleibenden Komponenten Tellerfederzungen und Deckel 12.
A TP = 1 T1P l - 1T1P 2 = - Λτ · ;ί' - Λν Aktor, Zungen - Λ ν Aktor, Deckel
ATP = -x - i - AsZungen - AsDeckel ■ (i + 1) Die Steifigkeit der beiden relevanten Komponenten ist im kompletten Betriebsbereich konstant:
C Zungen = kOHSt .
C Deckel = kOHSt .
Somit ergibt sich bezüglich einer Tastpunktverschiebung folgender Zusammenhang:
AF AF /
ATP = -x - i ^ ^sL - (i + l)
c Zungen c Deckel
Durch die Einführung des Zusammenhangs zwischen dem Vorlastpunkt VLP und dem Tastpunkt TP kann bei Kenntnis der Steifigkeiten der Komponenten sowie der Kraftverhältnisse innerhalb der Trennkupplung 4 eine erhöhte Aussagegenauigkeit bezüglich der Lage der Kupplungskennlinie erreicht werden.
Prinzipiell sind mit dem Rechenmodell folgende Möglichkeiten gegeben:
- Berechnung des Tastpunktes TP bei Kenntnis des Vorlastpunktes VLP
- Berechnung des Vorlastpunktes VLP bei Kenntnis des Tastpunktes TP
- Verifikation des Modells (Neuparametrierung) bei Kenntnis von Vorlastpunkt und Tastpunkt
Die Berechnung des jeweils anderen charakteristischen Punkts TP, VLP unter Verwendung eines neu adaptierten Punkts benötigt dabei folgende Größen:
- Kupplungsübersetzung i
- Anpresskraft in Tastpunkt TP oder Vorlastpunkt VLP und dem neu adaptierten Punkt, Kennlinie der Belagfederung BF
- Ausrückkraft in Tastpunkt TP oder Vorlastpunkt VLP und dem neu adaptierten Punkt, Kennlinie der Zungenfederung
- Deckelkraft in Tastpunkt TP oder Vorlastpunkt VLP und dem neu adaptierten Punkt, Kennlinie der Deckelfederung
- Verstellringkraft in Tastpunkt TP oder Vorlastpunkt VLP und dem neu adaptierten Punkt, Kennlinie der Verstellringfederung Liegt keine Betriebspunktverschiebung vor, so können alle oben genannten Größen als konstant angenommen werden. Daraus folgt, dass die Lage von Tastpunkt TP und Vorlastpunkt VLP zueinander konstant ist und sich eine Änderung des Abstands zwischen den beiden Punkten ausschließlich durch Betriebspunktverschiebungen ergibt.
Da sich bei einer Ausbildung der Trennkupplung 4 als trockene Reibungskupplung die Kupplungsbeläge durch Reibenergie verschleißen, muss zumindest dieser Einfluss in das Rechenmodell einfließen. Der Einfluss einer Betriebspunktverschiebung auf den Abstand von Vorlastpunkt VLP und Tastpunkt TP kann durch Integration einer Verschleißrate berücksichtigt werden. Des Weiteren bietet das Rechenmodell weitere Möglichkeiten:
- Berechnung der Änderung des Tastpunktes TP bei Kenntnis der Betriebspunktverschiebung
- Berechnung der Änderung des Vorlastpunktes VLP bei Kenntnis der Betriebspunktverschiebung
- Berechnung einer Betriebspunktverschiebung durch Differenzbetrachtung von zwei aufeinander folgenden Adaptionen
- Detektion einer Verschleißnachstellung im Kupplungssystem
Durch die Betriebspunktverschiebung ändert sich die Kraft der Tellerfeder 13, was zu einer Änderung aller Kräfte und teilweise auch Steifigkeiten führt. Die Kennlinie der Belagfederung BF sowie die Kennlinie der Verstellringfederung weisen eine starke Nichtlinearität auf und müssen in den relevanten Bereichen für das Rechenmodell linearisiert werden. Die Steifigkeiten des Deckels 12 sowie der Tellerfederzungen sind über dem gesamten Betriebsbereich konstant und können unverändert in das Rechenmodell integriert werden.
Eine Abschätzung der Änderung der einzelnen Kräfte könnte über hinterlegte Kennlinien ausgeführt werden.
Somit ist es im Vergleich zur vorherigen Methode ohne Betriebspunktverschiebung nun möglich, durch Summation der Reibenergien eine theoretische Betriebspunktverschiebung zu errechnen. Auf Basis dieser Berechnung kann die Lageänderung von Tastpunkt TP und Vorlastpunkt VLP auch ohne Adaption aktiv bestimmt werden. Diese Strategie bietet sich vor allem an, wenn Adaptionen über längere Zeit nicht möglich sind. Detektion einer Betriebspunktverschiebunq:
Eine Betriebspunktverschiebung wird hauptsächlich durch Belagverschleiß an den Reibelägen der Trennkupplung 4 erzeugt. Weitere Einflussgrößen wie beispielsweise durch temperaturbedingte Wärmedehnung sind bei unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten denkbar.
Zur Quantifizierung einer temperaturbedingten Betriebspunktverschiebung kann ein Temperatursensor Aufschluss geben. Hierzu muss ein Rechenmodell bzw. ein Kennfeld vorliegen, welches die Betriebspunktverschiebung anhand der gemessenen Temperatur bestimmt.
Durch Integration eines Energiemodells kann der Belagverschleiß des Reibbelags abgeschätzt werden und als Eingangsgröße für das Rechenmodell dienen. Hierzu wird zur Bestimmung der Reibenergie die Reibleistung der Trennkupplung 4 über der Zeit integriert:
^Re ib = ^Reib ' = J ^- Kupplung ' {^E-Motor ~ VKM ) '
Unter Zuhilfenahme der Verschleißrate (VR) und der (einseitigen) Fläche des Reibbelags (Aßeiag) kann die axiale Abnahme der Scheibendicke berechnet werden:
^Belag
Durch die Integration eines Energiemodells (akkumulierte Integration von Reibleistung in der Trennkupplung) kann das Rechenmodell erweitert werden und eine Lageänderung von Tastpunkt TP und/oder Vorlastpunkt VLP bei Kenntnis eines Ausgangswerts ermittelt werden. Somit ist es möglich, die Genauigkeit der Kenntnis der Kupplungskennlinie auch ohne Adaption des Tastpunktes TP oder des Vorlastpunktes VLP zu erhöhen. Wird der Betriebspunkt BP signifikant von der Temperatur der Trennkupplung 4 beeinflusst, so könnte eine Lageanpassung bei Berücksichtigung des Temperatureinflusses durch das Rechenmodell auch bei längerer Unkenntnis von Vorlastpunkt VP und Tastpunkt TP erfolgen (z.B. Autobahnfahrt).
Bei Fahrzeugen mit hybridem Antriebstrang hat die Genauigkeit der Kenntnis über das Drehmoment der Anfahrkupplung einen signifikanten Einfluss auf Qualität und Komfort eines Verbrennungsmotorstarts. Zur Erhöhung der Genauigkeit wurde ein Rechenmodell eingeführt, welches den Vorlastpunkt der Kupplung mit dem Tastpunkt auf der Kupplungskennlinie ver- knüpft und somit die Anzahl an Adaptionen zur Erkennung der Lage der Kupplungskennlinie verringert.
Bezugszeichenliste Antriebsstrang
Verbrennungsmotor
Elektromotor
Trennkupplung
Kurbelwelle
Rotor
Stator
8 Abtriebswelle
9 Getriebe
10 Antriebsräder
1 1 Elektrischer Zentralausrücker
12 Deckel der Kupplung
13 Tellerfeder
14 Ausrücklager
15 Flanschwelle
16 Kupplungsscheibe
17 Anpressplatte
18 Gegenplatte
VP Verstellring
ZMS Zweimassenschwungrad

Claims

Patentansprüche
Verfahren zur Bestimmung einer Kennlinie einer Kupplung eines Kupplungsbetäti- gungssystems in einem Antriebsstrang, insbesondere eines Kraftfahrzeuges, bei welchem die Kupplung (4) durch einen Aktor (1 1 ) betätigt wird, wobei ein Tastpunkt (TP) der Kupplung (4) als eine erste Stützstelle der Kennlinie adaptiert wird, dadurch gekennzeichnet, dass als zweite Stützstelle der Kennlinie ein Vorlastpunkt (VLP) des Aktor (1 1 ), vorzugsweise eines elektrischen Zentralausrückers, verwendet wird.
Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ausgehend von dem adaptierten Tastpunkt (TP) der Vorlastpunkt (VLP) berechnet wird oder der Vorlastpunkt (VLP) vor der Aktivierung des Antriebsstranges (1 ) adaptiert und ausgehend von dem adaptierten Vorlastpunkt (VLP) der Tastpunkt (TP) berechnet wird.
Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass geprüft wird, ob eine Betriebspunktverschiebung der Kennlinie der Kupplung(4) vorliegt und der Tastpunkt (TP) und/oder der Vorlastpunkt (VLP) in Abhängigkeit von Betriebspunktverschiebung der Kennlinie der Kupplung (4) berechnet werden.
Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass bei einem unveränderten Betriebspunkt (BP) der Kupplung (4) zu dem adaptierten Tastpunkt (TP) oder dem adaptierten Vorlastpunkt (VLP) eine Konstante hinzu addiert wird, woraus sich der berechnete Vorlastpunkt (VLP) oder der berechnete Tastpunkt (TP) ergibt.
Verfahren nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Berechnung des Vor- lastpunktes (VLP) bzw. des Tastpunktes (TP) in Abhängigkeit einer Kupplungsübersetzung (i) und/oder einer Anpresskraft der Kupplung (4) in Vorlastpunkt (VLP) und Tastpunkt (TP) und/oder einer Deckelfederung einer Kupplungsabdeckung in Vorlastpunkt (VLP) und Tastpunkt (TP) und/oder einer Verstellringkraft in Vorlastpunkt (VLP) und Tastpunkt (TP) erfolgt.
Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass bei Detektion einer Betriebspunktverschiebung eine Verschleißrate (VR) der Kupplung (4) ermittelt wird, welche auf einen Abstand von Tastpunkt (TP) und Vorlastpunkt (VLP) integriert wird, wodurch ein verschleißratenabhängiger Parameter erhalten wird und der Tastpunkt (TP) mittels des verschleißratenabhängigen Parameters aus dem Tastpunkt (TP) ohne Betriebspunktverschiebung und/oder der Vorlastpunkt (VLP) mittels des verschleißratenabhängigen Parameters aus dem Vorlastpunkt (VP) ohne Betriebspunktverschiebung berechnet werden.
7. Verfahren nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Betriebspunktverschiebung infolge eines Belagverschleißes der trockenen Kupplung (4) und/oder infolge von Temperaturunterschieden in der Kupplung (4) auftritt.
8. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine Berechnung der Betriebspunktverschiebung durch eine Differenzbetrachtung zweier aufeinander folgender Adaptionen des Tastpunktes (TP) oder des Vorlastpunktes (VLP) erfolgt.
9. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Betriebspunktverschiebung auf eine Verschleißnachstellung der Kupplung (4) detektiert wird.
10. Verfahren nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die als Trennkupplung (4) ausgebildete Kupplung in einem Hybridantriebsstrang (1 ) verwendet wird, wobei die Trennkupplung (4) zwischen einem Verbrennungsmotor (2) und einem Elektromotor (3) angeordnet ist und bei geschlossener Trennkupplung (4) eine Drehmomentübertragung vom Elektromotor (4) auf den stehenden Verbrennungsmotor (2) zum Start des Verbrennungsmotors erfolgt.
PCT/DE2015/200044 2014-02-14 2015-01-29 Verfahren zur bestimmung einer kennlinie einer kupplung eines kupplungsbetätigungssystems in einem antriebsstrang, insbesondere eines kraftfahrzeuges WO2015120850A1 (de)

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