WO2018001658A1 - Verfahren zur übertragung und dämpfung von drehmomenten - Google Patents

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WO2018001658A1
WO2018001658A1 PCT/EP2017/062830 EP2017062830W WO2018001658A1 WO 2018001658 A1 WO2018001658 A1 WO 2018001658A1 EP 2017062830 W EP2017062830 W EP 2017062830W WO 2018001658 A1 WO2018001658 A1 WO 2018001658A1
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torque
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newp
clutch
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Tobias HÖCHE
Tobias DIECKHOFF
Daniel Lorenz
Andreas Orlamünder
Ingrid Hoffelner
Wolfgang Grosspietsch
Steffen Matschas
Johannes Friess
Christofer EBERT
Matthias Kram
Dennis Egler
Axel Rohm
Erwin Wack
Bernd Unseld
Thomas Dögel
Matthias Reisch
Lukas Spath
Angelika Ebert
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Zf Friedrichshafen Ag
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    • F16D2500/70689—Statistical calculations using maximum or minimum values

Definitions

  • the present invention relates to a method for transmitting and damping an average torque with a superimposed alternating torque in a torque transmission arrangement for the drive train of a motor vehicle with an input area, and a subsequent output area.
  • Such a method is known from the prior art of DE 10 2008 009 135 A1 in a torque transmission arrangement for the drive train of a motor vehicle, in which a friction clutch is provided between an internal combustion engine and a change gear, and wherein the friction clutch is controlled such that one on the Friction clutch applied speed difference of a resonance speed width is reduced when starting, in comparison without control.
  • Object of the present invention is therefore to provide a method for torsional vibration reduction of a torque transmitting device, which causes an advantageous, torsional vibration reduction especially after the starting.
  • This is a method for transmitting and damping an average torque with a superimposed alternating torque, in a torque transmission arrangement for a drive train of a motor vehicle, comprising an input region rotatable about an axis of rotation (A) and an output region rotatable about an axis of rotation (B).
  • the mean torque with is transmitted to the superimposed alternating torque along a torque path from the input portion to the output portion, wherein the input portion of the torque transmitting assembly rotates at an input speed about the rotational axis (A) and the output portion of the torque transmitting assembly at an output rotational speed about the rotational axis (B), wherein at least the input rotational speed composed of an average speed and a superimposed alternating component, wherein the alternating component can be described approximately by a superposition of periodic speed oscillations whose frequencies are substantially in an integer ratio to the ignition frequency, each of these periodic vibrations having a minimum and a maximum, wherein a slip arrangement in the torque path between the input region and the output region for transmitting the average torque with the superimposed alternating torque and for generating a rotational speed slip z between the rotational speed ne and the rotational speed na in the torque path is provided, wherein the slip arrangement in the region of the maxima of at least one periodic oscillation component of the alternating component a maximum of an external activation of the
  • further torsional vibration damping units such as, for example, a first and / or a second spring set as well as an absorber unit can be connected in series between the input area and the outlet area and before the slip arrangement.
  • a first and / or a second spring set as well as an absorber unit can be connected in series between the input area and the outlet area and before the slip arrangement.
  • the slip arrangement aims at reducing the remaining remaining alternating torques, in the optimal case even setting them to "0."
  • the method according to the invention provides that in the region of a maximum of a periodic oscillation of the superimposed one
  • a maximum external activation of the slip arrangement is to permit more slippage, and in the region of a minimum of a periodic oscillation of the superimposed alternating torque, a minimum external activation of the slip arrangement takes place to allow less slippage, that is, the slip arrangement, for example by a slip clutch, for example a multi-plate clutch, can be formed by the external activation receives a hydraulic signal in the form of a lower hydraulic pressure, which may result in a reduction of a contact force on the multi-plate clutch and thus results in a slip increase, ie an increase in the speed difference.
  • the external activation should give a hydraulic signal to the slip clutch in the form that a hydraulic pressure is increased and thus the contact pressure on the slip clutch is also increased, resulting in a slip reduction in the slip clutch.
  • the external activation to achieve the slip reduction or the slip increase can also be referred to as slip modulation.
  • the frequency of the slip modulation is dependent on the use of the drive unit, for example, the internal combustion engine.
  • a further advantageous embodiment provides that the external activation of the slip arrangement is effected by a hydraulic unit.
  • the hydraulic release system can be used for this, which is inexpensive.
  • the hydraulic unit may provide at least a hydraulic pump and a leakage valve.
  • the leakage valve is locally associated with the high-pressure accumulator. It may also be advantageous if the leakage valve is assigned locally to the slip arrangement.
  • the external activation is suitable for providing on the slip arrangement a modulation range of 23 to 50 Hz or a range of 33 to 66 Hz or a range of 50 to 100 Hz
  • slip arrangement can be used as a starting element.
  • the axis of rotation (A) and the axis of rotation (B) can extend coaxially or offset relative to one another. Particularly in vehicles with rear-wheel drive and longitudinally mounted front engine, the two axes of rotation (A) and (B) are coaxial with each other. In a front-wheel drive with a transversely mounted engine, the axis of rotation (A) is usually offset from the axis of rotation (B).
  • Figure 1 a schematic representation of a drive train as the state of
  • Figure 2 advantageous schematic representation of a drive train
  • Figure 3 Diagram of a deflected torque curve
  • Figure 4 advantageous schematic representation of a drive train
  • FIG. 5 preferred topology schematically
  • FIG. 8 Diagram slip speed over time
  • FIG. 9 Diagram friction coefficient over slip speed
  • Figure 1 1 Diagram sinusoidal course of Fa
  • FIG. 12 Diagram of the trapezoidal profile of Fa
  • FIG. 13 Sinusoid diagram of Fa with higher order
  • FIG. 14 further diagrams
  • Figure 15 Diagram input speed at the slip arrangement in an operating point.
  • Figure 17 Schematic structure of a control of a slip clutch by means of a leakage valve
  • FIG. 18 embodiment of a control according to the invention
  • today's torsional vibration decoupling systems for passenger vehicles in addition to spring-mass arrangements, for example DMFs, also provide speed-adaptive absorbers.
  • a reduction in the torque fluctuations of the internal combustion engine can be carried out via a slip in the starting element.
  • active slip mode 1 The technique used here, in which a slip controller adjusts a predetermined average slip speed, is referred to below as "active slip mode 1."
  • a method for controlling a clutch in a passenger car drive train is presented below, which is referred to as “active slip mode 2 "is intended and in particular should allow that at the same average slip speed and thus the same friction losses significantly better decoupling is achieved than in a slipping clutch according to the prior art, or at least an equivalent level of decoupling as conventional systems using lighter and less expensive Components for pre-decoupling, such as spring sets and absorbers.
  • 1 shows a Drehmomentübertragungsan Auntl in an automated drive train of a motor vehicle according to the prior art, which includes a torsional vibration damping unit 15 with speed-adaptive absorber 6.
  • the relevant masses, stiffnesses and the starting element are arranged as follows, wherein the representation is made only up to and including the transmission.
  • the residual drive train is hidden.
  • a lockup clutch 72 is disposed at the input portion 25 of the torsional vibration damping unit 15.
  • the speed-adaptive absorber 6 is placed on an intermediate mass 3 between a first spring set 10 and a second set of springs 20.
  • This topology has the following drawbacks with respect to torsional vibration decoupling.
  • the lockup clutch 72 If the lockup clutch 72 is operated with a clutch slip, this reduces the torque fluctuations which are conducted into the torque transmission arrangement 1. Characterized in that the speed of the components on the output side of the lockup clutch 72, and thus also of the damper 6 to the regulated slip speed is lower than, for example, an engine speed of the drive unit 80, the vote of the damper 6 on the engine order is no longer correct, so that this works worse with increasing slip.
  • the task of the second spring set 20 is to represent a spring stiffness between the relatively high mass inertia of the absorber 6 and the likewise relatively heavy gear 33.
  • FIG. 2 shows a more favorable topology of the components which were also shown in FIG.
  • the second spring set 20 is arranged on the primary side to the absorber 6, resulting in the following advantages.
  • a pre-decoupling in front of the absorber 6 is improved by a reduced sum stiffness of the two series-connected spring sets 10 and 20, so that it can be made smaller and the system already works supercritically at a lower rotational speed, as can be clearly seen in FIG dashed and dotted line.
  • the lockup clutch 72 is disposed on the output side of the torque transmitting device 1, between the damper 6 and the transmission 33. This is advantageous because the clutch slip does not affect the trim tuning of the damper 6. Also, by the clutch slip of the lockup clutch 72, the formation of the above-described vibration nodes is reduced or prevented as shown by the dotted line in FIG.
  • the absorber 6 can be designed in different ways, with constructions as speed-adaptive absorber according to the principle Sarrazin, Salomon or DFTvar are particularly advantageous.
  • FIG. 3 shows the deflected torque over the rotational speed of a torque transmission system according to the prior art, a variant without slip and a variant with slip mode 2.
  • FIG. 4 shows a further topological arrangement, as already described in FIGS. 1 and 2, but with only one spring set 10, here as a dual-mass flywheel with a single-row spring set.
  • FIG. 5 shows an advantageous topology for torsional vibration reduction in the drive train.
  • Rotationsleichförmtechniksvorentkopplung referred to in this sense, a system which reduces the rotational nonuniformity of the slip-enabled clutch 30.
  • This can consist of an arrangement of torsion springs, masses and absorbers as in the concrete example above.
  • other principles are possible, such as rotational nonuniformity decoupling with two parallel torque transmitting paths and a coupling arrangement, a gas spring torsional damper, or a centrifugal force spring arrangement.
  • the required slip-capable coupling 30 may at the same time also be a starting clutch. But this is not absolutely necessary.
  • the starting clutch may otherwise be placed at another arbitrary position of the drive train.
  • the slip-capable clutch can also be one or more clutches of the transmission, which solve each gear, tasks in the transmission circuit and / or rotational nonuniformity decoupling by slip.
  • the type of transmission for example as an automatic transmission (AT), dual-clutch transmission (DCT), automated manual transmission (ASG), continuously variable transmission or manual transmission (MT) and the design of the powertrain as front-rear or all-wheel drive, also in hybridized design, are arbitrary.
  • the topology described is already standard, but not in combination with AT gearboxes.
  • the starting clutch used there is not suitable for permanently assuming a function of rotational uniformity decoupling.
  • the proposed structure is new for these powertrains.
  • FIG. 6 shows in simplified form a block diagram of a slip-capable coupling 30 according to an improved method, the clutch slip mode 2.
  • the clutch slip mode 2 With the topology already described, with the same stiffness values of the spring set 10, 20 a significantly improved decoupling can already be achieved at low rotational speed and clutch slip mode 1 effectively acts to further improve the decoupling or to avoid vibration nodes.
  • the clutch slip generally leads to friction losses, which can assume unacceptable values at high engine torque and high slip speed. Limiting here are the increasing fuel consumption and thus CO 2 emissions and the generated frictional heat, which must be dissipated.
  • the aim of the present invention is to increase at low slip speed, the decoupling effect of the slip.
  • F0 is a force, which is regulated by a slip controller to a certain average speed difference between an input side 31 of
  • Slip arrangement 30 and an output side 32 of the slip assembly 30 to achieve.
  • F0 can be regarded as constant.
  • the transmittable torque of the clutch 30 is calculated so far
  • Fa (a,) is an additional force whose amplitude is dependent on a reference angle a and a phase shift ß.
  • the dependence can be given for example via a sine function.
  • FIG. 7 shows what effect the modulation of the clutch torque has on the torsional vibration decoupling of the engine main order.
  • the slip mode 2 significantly reduces the rotational nonuniformity again, with the same average slip speed and correspondingly equal friction losses.
  • Figures 8, 9 and 10 illustrate the derivation of the operation of the active slip mode 2. Due to non-linear relationships and the non-harmonic excitation in the real drive train, the operation of the modulation of the transmittable clutch torque with respect to the DU decoupling can only be greatly simplified To derive the conditions clearly.
  • M_üb [[F] _0 + F_a-sin (a + ⁇ )] - r- [M_0 + M_a-sin (a)]
  • the modulation creates a new order with twice the modulation frequency.
  • clutch slip mode 2 The function of the clutch slip with active modulation, ie clutch slip mode 2, is determined by the following parameters.
  • this is the waveform.
  • the optimal course of the transmissible clutch torque over time depends on the course of the rotational nonuniformity of the main order at the clutch input.
  • the assumed excitation was purely sinusoidal and the optimum course of the modulated coupling force was also.
  • the already decoupled main order of the alternating torque at the clutch input has an at least approximately sinusoidal profile, so that the modulation of the clutch torque can be described here via a sinusoidal function in order to achieve good results, as shown in FIG.
  • other harmonic and non-harmonic functions may also be used, such as a trapezoidal shape, as seen in FIG. 12.
  • the waveform may be optimized to reduce multiple engine orders. In a simple case, this is possible because the modulation is described by a superimposition of two sinusoidal oscillations, wherein one sinusoidal oscillation has, for example, the ignition frequency and the other two times the ignition frequency.
  • the transmittable torque of the clutch is dynamically changed in a suitable form and with suitable parameters.
  • the modulation frequency must correspond to the ignition frequency of the internal combustion engine. Thus, it increases depending on the engine speed.
  • a necessary modulation frequency for example, for the speed range from 1000 to 2000 rpm a necessary modulation frequency of 25 to 50 Hz.
  • the optimum phase angle of the modulation is 180 ° with respect to the oscillation of the input rotational speed of the slip arrangement, as already described above in the theoretical derivation of the function.
  • Phase shifts in the range of 180 ° ⁇ 45 ° are particularly advantageous.
  • FIG. 14 shows different sizes in the drive train of a motor vehicle according to FIG. 4, for three different cases:
  • the speed at the input area 31 of the slip coupling 30 is shown in the uppermost row. Due to the rotational nonuniformity of the internal combustion engine, the speed varies despite pre-decoupling by, for example, a DMF and a speed-adaptive damper 6, to the arrangement compare the embodiments in Figures 5 and 6, by an average speed, here ⁇ 1205 U / min.
  • the oscillation of the rotational speed in the engine ignition order is also shown. This can be determined by means of fast Fourier transformation from the time course of the overall oscillation.
  • a sinusoidal profile of the force component Fa or of the active torque Ma is predetermined with a specific amplitude and with the ignition frequency of the internal combustion engine.
  • the phase angle of the course of the active torque Ma compared to the course of the rotational speed before the clutch in ignition order in the diagram about 180 °.
  • the active moment Ma has maxima and vice versa. This represents an optimized tuning of the active slip mode 2.
  • the third column shows an unfavorable case in which the active torque is approximately in phase with the speed at the input area of the clutch.
  • the graphs in the third row show the torque transmitted by the clutch, again as the original raw signal and as its component in engine firing order. It can be seen that with the active slip Mode 2 with optimized phase position, see column 2, the non-uniformity of the moment in the engine main order is almost completely smoothed. With the unfavorable phase position, see column 3, the amplitude of the torque nonuniformity compared to the active slip mode 1, see column 1, even increased.
  • phase of the modulation need not be exactly 180 ° with respect to the speed at the input of the slip device to achieve a positive effect. In order to achieve an improvement over the active slip mode 1, however, it is advantageous if the phase shift is in the range 180 ° ⁇ 45 °.
  • FIG. 15 shows the course of the rotational speed in the input region 31 of the slip arrangement 30, as also shown in FIG. 14, middle column, upper row, for a static operating point.
  • the input speed (ne) has an average value (nem), here 1205 1 / min, around which an alternating component (new), here not specifically shown, since congruent with the course of ne, oscillates.
  • the course of the alternating component depends essentially on the nature of the drive unit 80, in particular the number of cylinders, and the pre-decoupling.
  • the alternating component can be described by means of fast Fourier transformation (FFT) approximately as a superposition of sinusoidal oscillations (newp_i).
  • FFT fast Fourier transformation
  • newp_i sinusoidal oscillations
  • the lowest frequency of such a periodic partial oscillation of the alternating component is the ignition frequency of the engine.
  • the frequencies of other harmonic oscillations are in an integer ratio to the firing order.
  • FIG. 15 shows by way of example the periodic alternating components in engine main order (newp_1) and in double engine Main order (newp_2) shown.
  • the amplitudes of the alternating components fluctuate between a minimum (newp i Min) and a maximum (newp i Max).
  • the course of such an alternating component is a reference variable for the phase shift ⁇ of the modulation of the activation of the slip arrangement in order to achieve a reduction of the rotational nonuniformity in the corresponding engine order.
  • amplitudes of the modulation of the torque transferable by the slip arrangement between 5 and 15% of the average engine torque.
  • the effective coefficient of friction in particular a wet-running friction clutch, as is commonly used in motor vehicle drive trains, depends on the instantaneous differential speed between the input and output of the clutch. Usually, the course is significantly adjusted by additives in the oil, material and geometry of the pads so that there is a degressive slope above the slip speed.
  • a conventional friction coefficient profile is shown in FIG. 16.
  • the coefficient of friction lies in a range between 0.05 and 0.15 and rises sharply up to a very high slip speed. Slopes of the coefficient of friction over the rotational speed between 0.001 / rpm and 0.005 / rpm in a slip range up to 30 rpm are particularly favorable.
  • the average slip rotational speed is regulated by a slip regulator. Since slippage generally causes friction losses, which must be dissipated in the form of heat energy, the lowest possible average slip speed should be aimed for.
  • Favorable for the actively modulated slip average slip speeds are less than or equal to 30 rpm, more preferably less than or equal to 10 rpm.
  • the active slip Mode 2 brings a significant improvement in decoupling, especially in the low and medium speed range, compared with the well-known slip mode 1. This has the advantage of the lower cost in the control and in the operation of the slip clutch. In particular, at high speed and depending on the vibration behavior of the drive train, no slip may be necessary in certain operating conditions for the DU decoupling.
  • FIG. 17 shows a schematic representation of a control according to the invention of a slip arrangement 30, here shown as a friction disk clutch.
  • a hydraulic unit 50 which includes a hydraulic pump 53 and a high-pressure accumulator 52, generates a basic hydraulic pressure which acts on the slip arrangement / slip clutch 30 and consequently allows the slip clutch 30 to transmit a desired torque.
  • an additional high-frequency working leakage valve 21 is provided in a pressure line 36 to the clutch 30 in addition to a low-frequency operating pressure control valve that adjusts the base pressure for the desired torque and the desired static clutch slip. This should be arranged in favor of a control precision and to reduce the structural complexity best at the end of the route, ie shortly before or already in the clutch.
  • An aperture 23 is here exemplified for a low-pass filter between the hydraulic pump 53 and transmission hydraulics in the hydraulic path to the leakage valve 21 installed.
  • the leakage valve 21, for example, as a Servo valve or a high-frequency cycled operated pollution-insensitive seat valve is executed, a defined pressure drop and thus the required pressure modulation, is discharged in the pressure oil in a hydraulic sump 84 and the pressure drop in a reduction of the contact force Fa on the slip clutch 30.
  • the slip clutch 30 is controlled so that, superimposed on the hitherto already usual setting of a constant slip a high-frequency, for example, a frequency ranges in the 3-cylinder of about 23 Hz to 50 Hz, the 4- cylinder about 33 to 66Hz and at 6-cyl. 50 to 100 Hz, a variable slip modulation is made possible, which filters out the residual rotational nonuniformities remaining behind a torsional damping device, for example a dual-mass flywheel and / or a tilting unit, both not shown here.
  • a torsional damping device for example a dual-mass flywheel and / or a tilting unit, both not shown here.
  • FIG. 18 shows a torque transmission assembly 1 for an automated hybrid transmission 2.
  • a basic structure is as follows in order of torque path M from an input portion 25 that can be formed by an internal combustion engine, for example, to an output portion 35, for example, from an output shaft of a transmission can be formed.
  • the torque transmission arrangement 1 is divided into three spatial areas.
  • a first torsional damper 10 is located in the first space area 17 and is designed as a dual-mass flywheel.
  • a speed-adaptive absorber 6 is arranged in the second spatial region 19. This is located in the oil mist-containing working space 26th
  • Slip assembly 30 is pressurized by a hydraulic working chamber 39.
  • the hydraulic working chamber 39 is in operative connection with a leakage valve 21 of a hydraulic unit 50.
  • the leakage valve 21 may be, for example, a servo valve or a high frequency clocked operated pollution-insensitive seat valve that reduces the incoming pressure here in the frequency of the desired torque modulation or torque reduction by a variable leakage and thus discharge of the pressure oil.
  • a sensing of the torque peaks up to the actuation of the leakage valve is to be carried out separately.
  • the slip arrangement by a couplings as mitgesorte system elements such as a separating clutches in a hybrid systems, which can be arranged in the torque flow, for example, behind a Dre hungunförmtechniksreduzi mecanicssystem and also radially within an electric motor, as shown here, or a drive-compatible clutches arranged comparable ,
  • a hydrodynamic cooled clutch (HCC) or a double clutch or a triple clutch that combines the functions of dual clutch and K0 clutch so a clutch that switches the electric motor hybrid drive on and off, or one or depending on the Torque flow in the transmission in the various gears, if necessary, several internal gear clutches or brake, which are operated actively slipping.
  • HCC hydrodynamic cooled clutch
  • One of the clutches or brakes used can be an integrated be driving element.
  • the slip arrangement is to be controlled so that, superimposed on the hitherto already customary setting of a constant slip a high-frequency, for example, a frequency ranges in the 3-cylinder of about 23 Hz to 50 Hz, the 4-cylinder about 33 to 66Hz and the 6th -Zyl. 50 to 100Hz, a variable
  • Slip modulation is made possible, which filters out the remaining rotational nonuniformities remaining behind a torsional damping device, such as here the dual mass flywheel 10 and the absorber unit 6.

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Abstract

Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes (Mm) mit einem überlagerten Wechselmoment (Mw), in einer Drehmomentübertragungsanordnung (1 ) für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Eingangsbereich (25) und einen um eine Drehachse (B) drehbaren Ausgangsbereich (35), wobei das mittlere Drehmoment (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) entlang eines Drehmomentweges (M) von dem Eingangsbereich (25) zu dem Ausgangsbereich (35) übertragen wird, wobei der Eingangsbereich (25) der Drehmomentübertragungsanordnung (1) mit einer Eingangsdrehzahl (ne) um die Drehachse (A) und der Ausgangsbereich (35) der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Ausgangsdrehzahl (na) um die Drehachse (B) rotiert, wobei sich zumindest die Eingangsdrehzahl (ne) aus einer mittleren Drehzahl (nem) und einem überlagerten Wechselanteil (newp) zusammensetzt, wobei der Wechselanteil (new) näherungsweise durch eine Überlagerung periodischer Drehzahlschwingungen (newp_i) beschrieben werden kann, deren Frequenzen (f) im Wesentlichen in einem ganzzahligen Verhältnis (i) zur Zündfrequenz (Zf) stehen, wo-bei jede dieser periodischen Schwingungen (newp i) ein Minimum (newp i Min) und ein Maximum (newp_i_Max) aufweist, wobei eine Schlupfanordnung (30) im Drehmomentweg (M) zwischen dem Eingangsbereich (25) und dem Ausgangsbereich (35) zur Übertragung des mittleren Drehmomentes (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) und zur Erzeugung eines Drehzahlschlupfes (ns) zwischen der Drehzahl ne und der Drehzahl na im Drehmomentweg (M) vorgesehen ist, wobei die Schlupfanordnung (30) im Bereich der Maxima (newpi_i_Max) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils (newp_i) des Wechselanteils (newp) ein Maximum einer externen Aktivierung (40) des Drehzahlschlupfes (ns) und im Bereich der Minima (newpi_i_Min ) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils (newp_i) des Wechselanteils (new) ein Minimum einer externen Aktivierung (45) des Drehzahlschlupfes (ns) vorsieht.

Description

Verfahren zur Übertragung und Dämpfung von Drehmomenten
Vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes mit einem überlagerten Wechselmoment in einer Drehmomentübertragungsanordnung für den Antriebstrang eines Kraftfahrzeugs mit einem Eingangsbereich, und einem nachfolgendem Ausgangsbereich.
Aus dem Stand der Technik der DE 10 2008 009 135 A1 ein solches Verfahren bei einer Drehmomentübertragungsanordnung für den Antriebstrang eines Kraftfahrzeuges bekannt, bei dem zwischen einem Verbrennungsmotor und einem Wechselgetriebe eine Reibungskupplung vorgesehen ist, und wobei die Reibungskupplung so angesteuert wird, dass eine an der Reibungskupplung anliegende Drehzahldifferenz einer Resonanzdrehzahlbreite beim Anfahren verringert wird, im Vergleich ohne An- steuerung.
Nachteilig an diesem Verfahren aus dem Stand der Technik, dass mit diesem Verfahren nur der Anfahrvorgang und das durch den Anfahrvorgang bekannte Rupfen verringert werden soll. Dieses Verfahren besitzt jedoch nicht die Leistungsfähigkeit, Drehschwingungen, die durch den Verbrennungsmotor verursacht werden, zu dämpfen, die bei einem permanenten Fahrzustand auftreten.
Aufgabe vorliegender Erfindung ist es deshalb, ein Verfahren zur Drehschwingungsreduzierung einer Drehmomentübertragungsvorrichtung bereitzustellen, die vor allem nach dem Anfahrvorgang eine vorteilhafte, Drehschwingungsreduzierung bewirkt.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des unabhängigen Patentanspruches 1 gelöst.
Dabei handelt es sich um ein Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes mit einem überlagerten Wechselmoment , in einer Drehmomentübertragungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Eingangsbereich und einen um eine Drehachse (B) drehbaren Ausgangsbereich, wobei das mittlere Drehmoment mit dem überlagerten Wechselmoment entlang eines Drehmomentweges von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich übertragen wird, wobei der Eingangsbereich der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Eingangsdrehzahl um die Drehachse (A) und der Ausgangsbereich der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Ausgangsdrehzahl um die Drehachse (B) rotiert, wobei sich zumindest die Eingangsdrehzahl aus einer mittleren Drehzahl und einem überlagerten Wechselanteil zusammensetzt, wobei der Wechselanteil näherungsweise durch eine Überlagerung periodischer Drehzahlschwingungen beschrieben werden kann, deren Frequenzen im Wesentlichen in einem ganzzahligen Verhältnis zur Zündfrequenz stehen, wobei jede dieser periodischen Schwingungen ein Minimum und ein Maximum aufweist, wobei eine Schlupfanordnung im Drehmomentweg zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich zur Übertragung des mittleren Drehmomentes mit dem überlagerten Wechselmoment und zur Erzeugung eines Drehzahlschlupfes zwischen der Drehzahl ne und der Drehzahl na im Drehmomentweg vorgesehen ist, wobei die Schlupfanordnung im Bereich der Maxima zumindest eines periodischen Schwingungsanteils des Wechselanteils ein Maximum einer externen Aktivierung des Drehzahlschlupfes und im Bereich der Minima zumindest eines periodischen Schwingungsanteils des Wechselanteils ein Minimum einer externen Aktivierung des Drehzahlschlupfes vorsieht. Dabei kann zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich und vor der Schlupfanordnung noch weitere Drehschwingungs- dämpfungseinheiten wie beispielsweise ein erster und/oder ein zweiter Federsatz sowie eine Tilgereinheit vorgeschalten werden. Dies ist besonders vorteilhaft, da die Wechselmomente, die von dem Eingangsbereich beispielsweise einen Verbrennungsmotor kommen, vorgefiltert werden. Die Schlupfanordnung zielt dabei darauf ab, die verbleibenden restlichen Wechselmomente zu reduzieren, im optimalen Falle sogar auf „Null" zu setzen. Um dies zu erreichen sieht das erfindungsgemäße Verfahren vor, dass für den Fall, dass im Bereich eines Maximums einer periodischen Schwingung des überlagerten Wechselmoments eine maximale externe Aktivierung der Schlupfanordnung erfolgt, mehr Schlupf zuzulassen, und im Bereich eines Minimums einer periodischen Schwingung des überlagerten Wechselmoments eine minimale externe Aktivierung der Schlupfanordnung erfolgt, weniger Schlupf zuzulassen. Dies bedeutet, dass die Schlupfanordnung, die beispielsweise von einer Schlupfkupplung, beispielsweise einer Lamellenkupplung, gebildet werden kann von der externen Aktivierung ein hydraulisches Signal erhält in der Form eines niedrigeren hydraulischen Drucks, was eine Verringerung einer Anpresskraft auf die Lamellenkupplung zur Folge haben kann und sich somit eine Schlupferhöhung sprich eine Vergrößerung der Drehzahldifferenz ergibt. Für den Fall der Schlupfreduzierung soll die externe Aktivierung ein hydraulisches Signal zu der Schlupfkupplung in der Form geben, dass hier ein hydraulischer Druck erhöht wird und somit die Anpresskraft auf die Schlupfkupplung ebenfalls erhöht wird, was zu einer Schlupfreduzierung in der Schlupfkupplung zur Folge hat. Hierdurch kann dem Maximum im überlagerten Wechselmoment entgegengewirkt werden. Die externe Aktivierung zur Erzielung der Schlupfreduzierung bzw. der Schlupferhöhung kann auch als Schlupfmodulation bezeichnet werden. Dabei ist die Frequenz der Schlupfmodulation abhängig von der Verwendung des Antriebsaggregates beispielsweise des Verbrennungsmotors. Bei der Verwendung einer Viertakt-Verbrennungsmotors ist ein Frequenzbereich von 23 Hertz bis 60 Hertz, bei der Verwendung eines Vierzylinder-Taktmotors die Verwendung eines Frequenzbereiches von circa 33 bis 66 Hertz, und bei der Verwendung eines Sechszylinder-Viertakt-Verbrennungsmotors die Verwendung eines Frequenzbereiches von 50 bis 100 Hertz vorteilhaft.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, die externe Aktivierung der Schlupfanordnung von einem hydraulischen Aggregat erfolgt. Hierbei kann beispielsweise für den Fall, dass die Schlupfanordnung als eine Reibscheibenkupplung ausgeführt ist, das hydraulische Ausrücksystem hierfür genutzt werden, was kostengünstig ist.
Eine kann es vorteilhaft sein, die externe Aktivierung der Schlupfanordnung von einem Hydraulischen Aggregat erfolgt.
Auch kann das hydraulische Aggregat zumindest einen hydraulische Pumpe und ein Leckageventil vorsehen.
Dabei kann das Leckageventil örtlich dem Hochdruckspeicher zugeordnet ist. Auch kann es vorteilhaft sein, wenn das Leckageventil örtlich der Schlupfanordnung zugeordnet ist.
Es kann weiter vorteilhaft sein, wenn die externe Aktivierung geeignet ist, an der Schlupfanordnung einen Modulationsbereich von 23 bis 50 Hz oder einen Bereich von 33 bis 66 Hz oder einen Bereich von 50 bis 100 Hz vorzusehen
Weiter kann die Schlupfanordnung als ein Anfahrelement verwendet werden.
Auch kann es vorteilhaft sein, wenn zusätzlich zu der Schlupfanordnung ein Anfahrelement vorgesehen ist.
Weiter kann die Drehachse (A) und die Drehachse (B) koaxial verlaufen oder versetzt zueinander. Besonders bei Fahrzeugen mit Heckantrieb und längs eingebauten Frontmotor liegen die beiden Drehachsen (A) und (B) zueinander koaxial. Bei einem Frontantrieb mit quer eingebautem Motor liegt meist die Drehachse (A) zu der Drehachse (B) versetzt.
Im Folgenden soll die Erfindung anhand von Darstellungen näher erläutert werden. Dabei stellen die in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiele lediglich bevorzugte Ausführungen dar und sollen nicht den Rahmen der Erfindung festlegen. Dieser wird allein durch die anhängigen Ansprüche definiert.
Es zeigen in
Figur 1 : eine schematische Darstellung eines Antriebsstranges als Stand der
Technik
Figur 2 : vorteilhafte schematische Darstellung eines Antriebsstranges
Figur 3: Diagramm eines umgelenkten Momentenverlaufs
Figur 4: vorteilhafte schematische Darstellung eines Antriebsstranges
Figur 5: Vorzugstopologie schematisch
Figur 6: Prinzipschaltbild einer Schlupfkupplung
Figur 7: Diagramm eines umgelenkten Momentenverlaufs Figur 8: Diagramm Schlupfdrehzahl über Zeit
Figur 9: Diagramm Reibkoeffizient über Schlupfdrehzahl
Figur 10: Diagramm Reibkoeffizient über Zeit
Figur 1 1 : Diagramm Sinusverlauf von Fa
Figur 12: Diagramm Trapezverlauf von Fa
Figur 13: Diagramm Sinusverlauf von Fa mit höherer Ordnung
Figur 14: weitere Diagramme
Figur 15: Diagramm Eingangsdrehzahl an der Schlupfanordnung in einem Betriebspunkt.
Figur 16: Diagramm Reibwertverlauf über Schlupf
Figur 17: Schematischer Aufbau einer Ansteuerung einer Schlupfkupplung mittels eines Leckageventils
Figur 18: Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Ansteuerung
Im Folgenden werden gleiche oder funktionell gleichwirkenden Bauteile mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet.
Vorab zu der Figur 1 ist zu erwähnen, dass heutige Drehschwingungsentkopplungs- systeme für PKWs neben Feder-Masse-Anordnungen, beispielsweise ZMS, auch drehzahladaptive Tilger vorsehen. Zudem kann und wird, zumindest in Antriebssträngen mit nasslaufendem Anfahrelement, über einen Schlupf im Anfahrelement eine Reduzierung der Drehmomentschwankungen des Verbrennungsmotors durchgeführt. Die hier zum Einsatz kommende Technik, bei der ein Schlupfregler eine vorgegebene mittlere Schlupfdrehzahl einstellt, wird im Folgenden als„aktiver Schlupf Mode 1 " bezeichnet. Nachfolgend wird ein Verfahren zur Ansteuerung einer Kupplung in einem PKW-Antriebsstrang vorgestellt, welches als„aktiver Schlupf Mode 2" bezeichnet wird und insbesondere ermöglichen soll, dass bei gleicher mittlerer Schlupfdrehzahl und somit den gleichen Reibungsverlusten eine deutlich bessere Entkopplung zu erreichen ist als bei einer schlupfende Kupplung nach dem Stand der Technik, oder zumindest ein gleichwertiges Entkopplungsniveau wie konventionelle Systeme bei Verwendung leichterer und kostengünstigerer Komponenten für die Vorentkopplung, beispielsweise Federsätze und Tilger. Die Figur 1 zeigt eine Drehmomentübertragungsanordnungl in einem automatisiertes Antriebstrang eines Kraftfahrzeuges nach Stand der Technik, welcher eine Dreh- schwingungsdämpfunsgeinheit 15 mit drehzahladaptivem Tilger 6 enthält. Dabei sind die relevanten Massen, Steifigkeiten und das Anfahrelement, folgendermaßen angeordnet, wobei die Darstellung nur bis einschließlich Getriebe erfolgt. Der Restantriebsstrang ist ausgeblendet. Eine Wandlerüberbrückungskupplung 72 ist am Eingangsbereich 25 der Drehschwingungsdämpfunsgeinheit 15 angeordnet.
Der drehzahladaptivem Tilger 6 ist an einer Zwischenmasse 3 zwischen einem ersten Federsatz 10 und einem zweiten Federsatz 20 platziert. Diese Topologie weist folgende Nachteile in Bezug auf die Drehschwingungsentkopplung auf.
Wird die Wandlerüberbrückungskupplung 72 mit einem Kupplungsschlupf betrieben, verringert dies die Drehmomentschwankungen, welche in die Drehmomentübertra- gungsanordnungl geleitet werden. Dadurch, dass die Drehzahl der Komponenten auf der Ausgangsseite der Wandlerüberbrückungskupplung 72, und somit auch die des Tilgers 6, um die eingeregelte Schlupfdrehzahl niedriger ist als beispielsweise eine Motordrehzahl des Antriebsaggregates 80, stimmt die Abstimmung des Tilgers 6 auf die Motorordnung nicht mehr, so dass dieser mit zunehmendem Schlupf immer schlechter arbeitet. Die Aufgabe des zweiten Federsatzes 20 ist es, eine Federstei- figkeit zwischen der relativ hohen Massenträgheit des Tilgers6 und dem ebenfalls relativ schweren Getriebe 33 darzustellen. Würde der Tilger 6 direkt auf einer Getriebeeingangswelle 100 angebunden sein, hätte dies bei den üblicherweise vorliegenden Trägheitsmomenten und Wellensteifigkeiten zur Folge, dass sich sogenannte Schwingungsknoten ausbilden. Dies bedeutet, dass bei bestimmten, auch gangabhängigen Drehzahlen, der Tilger im Schwingungssystem keine Anregung erfährt und somit kein Reaktionsmoment aufstellen und folglich nicht zur Drehungleichförmig- keitsentkopplung beitragen kann. Dies äußert sich dann bei der entsprechenden Drehzahl durch eine deutliche Erhöhung der verbleibenden Drehungleichförmigkeit, vergleiche auch in der Figur 3, die gestrichelte Linie im oberer Drehzahlbereich. Mit der bestehenden Topologie wird dies zwar verhindert, allerdings kann sich durch das relativ hohe Massenträgheitsmoment der Zwischenmasse 3 und des Tilgers 6, im Zusammenwirken mit den Steifigkeiten der Federsätze 10 und 20, eine in Bezug auf die Drehungleichförmigkeitsentkopplung ungünstige Zwischenmassen-Resonanz ausbilden.
Die Figur 2 zeigt eine günstigere Topologie der Komponenten, die auch in der Figur 1 gezeigt wurden. Diese zeichnet sich dadurch aus, dass der zweite Federsatz 20 primärseitig zum Tilger 6 angeordnet ist, wodurch sich folgende Vorteile ergeben. Zum einen wird durch eine verringerte Summensteifigkeit der beiden in Reihe geschalteten Federsätze 10 und 20 eine Vorentkopplung vor dem Tilger 6 verbessert, so dass dieser kleiner ausgeführt werden kann und das System bereits bei niedrigerer Drehzahl überkritisch arbeitet, gut zu sehen in der Figur 3, die gestrichelte und gepunktete Linie. Weiter fällt die Zwischenmasse 3 ohne die Anbindung an den Tilger 6 deutlich kleiner aus, so dass keine störende Zwischenmassenresonanz im Betriebsbereich entstehen. Weiter ist die Wandlerüberbrückungskupplung 72 auf der Ausgangsseite der Drehmomentübertragungsanordnung 1 angeordnet, zwischen dem Tilger 6 und dem Getriebe 33. Dies ist vorteilhaft, da durch den Kupplungsschlupf die Ordnungsabstimmung des Tilgers 6 nicht beeinträchtigt wird. Auch wird durch den Kupplungsschlupf der Wandlerüberbrückungskupplung 72 die Ausbildung der oben beschriebenen Schwingungsknoten reduziert bzw. verhindert, wie in der Figur 3 mit der gepunkteten Linie gezeigt.
Die in der Figur 2 dargestellte Anordnung verwendet aus Gründen der besseren Vergleichbarkeit prinzipiell die gleiche schematische Ausführung von und Anzahl an Unterbaugruppen, insbesondere Federsätzen, wie in der Figur 1 beschrieben.
Dies ist allerdings nur exemplarisch zu verstehen. Funktionell sind beispielsweise auch andere Ausführungen des Torsionsdämpfers 10, 20 möglich, unter anderem auch als ein- oder mehrreihiges ZMS. Auch der Tilger 6 kann auf unterschiedliche Arten ausgeführt sein, wobei Konstruktionen als drehzahladaptiver Tilger nach dem Prinzip Sarrazin, Salomon oder DFTvar besonders vorteilhaft sind.
Die Figur 3 zeigt das umgelenkte Moment über die Drehzahl von einem Drehmomentübertragungssystem nach dem Stand der Technik, eine Variante ohne Schlupf und eine Variante mit Schlupf Mode 2. Die Figur 4 zeigt eine weitere Topologieanordnung, wie bereits in den Figuren 1 und 2 beschrieben, jedoch mit nur einem Federsatz 10, hier als ein Zweimassenschwungrad mit einem einreihigen Federsatz.
Die Figur 5 zeigt eine Vorteilhafte Topologie zur Drehschwingungsreduzierung im Antriebsstrang. Drehungleichförmigkeitsvorentkopplung bezeichnet in diesem Sinn ein System, welches die Drehungleichförmigkeit vor der schlupf fähigen Kupplung 30 reduziert. Dieses kann wie im konkreten Beispiel oben aus einer Anordnung aus Torsionsfedern, Massen und Tilgern bestehen. Es sind jedoch auch andere Prinzipien möglich, wie beispielsweise eine Drehungleichförmigkeitsentkopplung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen und einer Kopplungsanordnung, ein Gasfeder-Torsionsdämpfer oder eine Anordnung mit Fliehkraft-Federn.
Bei der geforderten schlupffähigen Kupplung 30 kann es sich gleichzeitig auch um eine Anfahrkupplung handeln. Dies ist aber nicht zwingend notwendig. Die Anfahrkupplung kann ansonsten an einer anderen, beliebigen Position des Antriebsstrangs platziert sein. Genauso kann es sich bei der schlupffähigen Kupplung aber auch um eine oder auch mehrere Kupplungen des Getriebes handeln, die je Gang, Aufgaben bei der Getriebeschaltung und/oder der Drehungleichförmigkeitsentkopplung durch Schlupf lösen. Die Art des Getriebes, beispielsweise als ein Automatgetriebe (AT), Doppelkupplungsgetriebe (DCT), automatisiertes Schaltgetriebe (ASG), Stufenlosge- triebe oder manuelles Getriebe (MT) und die Ausführung des Antriebsstrangs als Front- Heck- oder Allrad-Antrieb, auch in hybridisierter Bauart, sind beliebig. Insbesondere bei MT- und DCT-Getrieben ist die beschriebene Topologie bereits Standard, in Kombination mit AT-Getrieben jedoch nicht. Allerdings ist insbesondere bei MT-Getrieben, aber auch bei trockenlaufenden DCT-Getrieben die dort eingesetzte Anfahrkupplung nicht geeignet, auf Dauer durch Schlupf eine Funktion zur Drehun- gleichförmigkeitsentkopplung einzunehmen. Insofern ist auch für diese Antriebsstränge der vorgeschlagene Aufbau neu.
Die Figur 6 zeigt vereinfacht ein Prinzipschaltbild einer schlupffähigen Kupplung 30 nach einem verbessertes Verfahren, dem Kupplungsschlupf Mode 2. Mit der bereits beschriebenen Topologie kann bei gleichen Steifigkeitswerten des Federsatzes 10, 20 bereits bei niedriger Drehzahl eine deutlich verbesserte Entkopplung erreicht werden und bereits Kupplungsschlupf Mode 1 wirkt effektiv zur weiteren Verbesserung der Entkopplung bzw. zur Vermeidung von Schwingungsknoten. Allerdings führt der Kupplungsschlupf generell zu Reibungsverlusten, welche bei hohem Motormoment und hoher Schlupfdrehzahl inakzeptable Werte annehmen können. Begrenzend wirken hier der steigende Kraftstoffverbrauch und somit C02-Ausstoß sowie die erzeugte Reibungswärme, welche abgeführt werden muss.
Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, bei niedriger Schlupfdrehzahl die Entkopplungswirkung des Schlupfes zu steigern.
Dies wird dadurch erreicht, dass das von der Kupplung übertragbare Moment aktiv moduliert wird. Dieses Verfahren wird daher aktiver Schlupf Mode 2 genannt.
Dabei ist F0 eine Kraft, welche von einem Schlupfregler eingeregelt wird, um eine bestimmte mittlere Drehzahldifferenz zwischen einer Eingangsseite 31 der
Schlupfanordnung 30 und einer Ausgangsseite 32 der Schlupfanordnung 30 zu erreichen. In einem stationären Betriebspunkt kann F0 als konstant angesehen werden.
Das übertragbare Moment der Kupplung 30 berechnet sich so weit zu
M_üb=F_0-r-M(n_Schlupf )
mit
r = mittlerer Reibradius
μ = Reibwert der Kupplungsbeläge, welcher von der
Schlupfdrehzahl n_Schlupf abhängt.
Fa(a,) ist eine zusätzliche Kraft, deren Amplitude in Abhängigkeit von einem Bezugswinkel a und einer Phasenverschiebung ß verläuft.
Die Abhängigkeit kann beispielsweise über eine Sinusfunktion gegeben sein.
Als Bezugswinkel kommt beispielsweise die Kurbelwellen-Stellung in Frage. Für eine Abstimmung auf die Haupt-Motorordnung bei einem 4-Zylinder 4-Takt-Motor würde dies bedeuten:
F_a (a,ß)=F_a-sin (2a+ß)
Das übertragbare Moment berechnet sich damit wie folgt: M_üb=[[F|_0+F_a-sin (2a+ß)]-r-M(n_Schlupf )
In der Figur 7 ist zu sehen, welchen Effekt die Modulation des Kupplungsmoments auf die Drehschwingungsentkopplung der Motor-Hauptordnung bewirkt. Verglichen mit Schlupf Mode 1 wird durch den Schlupf Mode 2 die Drehungleichförmigkeit noch einmal deutlich verringert, und das bei gleicher mittlerer Schlupfdrehzahl und entsprechend gleichen Reibungsverlusten.
Die Figuren 8, 9 und 10 verdeutlichen die Herleitung der Funktionsweise des aktiven Schlupfes Mode 2. Aufgrund von nichtlinearen Zusammenhängen und der nichtharmonischen Anregung im realen Antriebsstrang, lässt sich die Wirkungsweise der Modulation des übertragbaren Kupplungsmoments in Bezug auf die DU-Entkopplung nur unter stark vereinfachten Bedingungen anschaulich herleiten.
Hierzu wird eine in der Hauptordnung, hier die 1 . Motorordnung, eine rein sinusförmige Drehungleichförmigkeit an der Eingangsseite der Kupplung angenommen. Mit einer konstanten Kupplungskraft F0 stellt sich in diesem Beispiel dann ein mittlerer Schlupf von 5 rpm ein, welcher mit einer Amplitude von 4 rpm um den Mittelwert schwingt, vergleiche die Figur 8.
Der Verlauf des Reibwertes der Schlupfkupplung über den Schlupf wird in diesem Bereich linearisiert, dargestellt mit der durchgezogene Linie, in der Figur 9.
Somit ergibt sich auch für den Reibwert ein sinusförmiger Verlauf über der Zeit, zu sehen in der Figur 10. Der mittlere Reibwert beträgt hier μ_0=0.105 und die Amplitude M_a=0.012.
Für das übertragbare Moment gilt bei Modulation in Hauptordnung wiederum:
M_üb=[[F]_0+F_a-sin (a+ß)]-r-[M_0+M_a-sin (a) ]
Der Winkel a berechnet sich hierbei zu α=2 π η ί mit n=Drehzahl t=Zeit
Mit einer optimalen Phasenverschiebung β=180°=π folgt sin (a+n)=-sin (a)
Durch Ausmultiplizieren von M_üb:
M_üb=r [F_0 M_0+(F_0 M_a-F_a μ_0 ) sin (a)-F_a M_a sinA2 [(a)] ] Mit sinA2 [(a)=1/2(1 -cos (2a)]) folgt:
M_üb=r-[ (F]_0 M_0-(F_a M_a)/2)+(F_0 _a-F_a μ_0 ) sin (a)+(F_a M_a)/2 cos (2a)]
Die Summanden in der eckigen Klammer dieses Terms lassen sich unterschiedlichen Ordnungen zuweisen:
0. Ordnung: F_0 M_0-(F_a M_a)/2
mittleres Moment
Um das gleiche mittlere übertragbare Moment zu erhalten, sind für unterschiedliche Subtrahenden (F_a M_a)/2 unterschiedliche Kräfte F_0 notwendig (wird durch Schlupfregler nachgeregelt).
1 . Ordnung: (F_0 M_a-F_a μ_0 ) sin (a)
Hauptordnung in diesem Beispiel
Lässt sich unter den vereinfachten Annahmen bei Wahl von F_a=(F_0
_a)/ _0 komplett auslöschen!□ Hierin ist der Effekt der Erfindung begründet! 2. Ordnung: (F_a M_a)/2 cos (2a)
Durch die Modulation entsteht eine neue Ordnung mit doppelter Modulationsfrequenz.
Die Amplitude dieser Ordnung ist jedoch vergleichsweise gering und zudem werden höhere Ordnungen vom Antriebsstrang besser gedämpft als niedrige, so dass der positive Effekt der Reduzierung der Hauptordnung überwiegt.
Es handelt sich bei dieser Herleitung um ein stark vereinfachtes Modell. Aufgrund der abweichenden Bedingungen in der Realität, ist zwar mit diesem Verfahren praktisch keine vollständige Auslöschung der Haupt-Motorordnung möglich, jedoch eine deutliche Reduzierung, wie in der Figur 7 zu sehen ist.
Dabei wird die Die Funktion des Kupplungsschlupfes mit aktiver Modulation, also Kupplungsschlupf Mode 2, durch folgende Parameter bestimmt.
Zum einen ist die die Schwingungsform. Der optimale Verlauf des übertragbaren Kupplungsmoments über der Zeit hängt vom Verlauf der Drehungleichförmigkeit der Hauptordnung am Kupplungseingang ab. Im vorangegangenen Beispiel war die angenommene Anregung rein sinusförmig und der optimale Verlauf der modulierten Kupplungskraft ebenfalls. In einem realen Antriebsstrang hat die bereits vorentkoppelte Hauptordnung des Wechselmoments am Kupplungseingang einen zumindest näherungsweise sinusförmigen Verlauf, so dass auch hier die Modulation des Kupplungsmoments über eine Sinusfunktion beschrieben werden kann, um gute Ergebnisse zu erreichen, zu sehen in der Figur 1 1 . Es können jedoch auch andere harmonische sowie nichtharmonische Funktionen zugrunde gelegt werden, wie beispielsweise ein trapezförmiger Verlauf, zu sehen in der Figur 12. Ebenso kann die Schwingungsform darauf optimiert werden, mehrere Motorordnungen zu reduzieren. In einem einfachen Fall ist dies dadurch möglich, dass die Modulation durch eine Überlagerung zweier Sinusschwingungen beschrieben wird, wobei die eine Sinusschwingung beispielsweise die Zündfrequenz und die andere die doppelte Zündfrequenz aufweist.
Die Aufteilung der Betätigungskraft der Kupplung in eine über den Schlupfregler vor- gegebene, im stationären Betriebspunkt konstante Kraft F0, und eine dynamische Kraft Fa zur Modulation des übertragbaren Moments, ist jedoch vornehmlich ein Gedankenmodell zur Beschreibung des Wirkprinzips der Erfindung. Es ist Sache der konstruktiven Umsetzung, ob tatsächlich zwei Kräfte überlagert werden, z.B. im Sinne von zwei separaten Aktoren, ob die Kraft, welche ein einzelner Aktor auf die Kupplung aufbringt, entsprechend variiert wird, oder ob Mischformen eingesetzt werden.
Entscheidend für das Verfahren ist lediglich, dass das übertragbare Moment der Kupplung in einer geeigneten Form und mit geeigneten Parametern dynamisch verändert wird. Für eine Abstimmung auf die Haupt-Motorordnung muss die Modulationsfrequenz der Zündfrequenz des Verbrennungsmotors entsprechen. Somit steigt sie in Abhängigkeit zur Motordrehzahl an. Für einen 3-Zylinder 4-Takt-Motor ergibt sich beispielsweise für den Drehzahlbereich von 1000 bis 2000 rpm eine notwendige Modulationsfrequenz von 25 bis 50 Hz. Bei Motoren mit Zylinderabschaltung ist es besonders vorteilhaft, wenn die Regelung der Schlupfbetätigung eine Umschaltung zwischen den Ordnungen des Voll- und Abschaltbetriebs ermöglicht. Ebenso ist eine Auslegung auf höhere Ordnungen, bzw. eine kombinierte Auslegung auf mehrere Ordnungen möglich.
Die optimale Phasenlage der Modulation beträgt 180° in Bezug auf die Schwingung der Eingangsdrehzahl der Schlupfanordnung, wie auch schon in der theoretische Herleitung der Funktion vorangehend beschrieben.
Besonders vorteilhaft sind Phasenverschiebungen im Bereich 180° ± 45°.
Bei zu geringer Phasenverschiebung kommt es zur einer Vergrößerung der Drehun- gleichförmigkeit, welche bei Phasengleichheit maximal wird.
Die Figur 14 zeigt verschiedene Größen im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs gemäß der Figur 4, für drei verschiedene Fälle:
1. Spalte: Schlupf Mode 1
2. Spalte: Schlupf Mode 2 - Phasenlage in einem günstigen Bereich 3. Spalte: Schlupf Mode 2 - Phasenlage in einem ungünstigen Bereich
In der obersten Zeile ist jeweils die Drehzahl am Eingangsbereich 31 der Schlupfk- Kupplung 30 dargestellt. Aufgrund der Drehungleichförmigkeit des Verbrennungsmotors schwankt die Drehzahl trotz Vorentkopplung durch beispielsweise ein ZMS und einen drehzahladaptiven Tilger 6, zu der Anordnung vergleiche die Ausführungen in den Figuren 5 und 6, um eine mittlere Drehzahl, hier ~ 1205 U/min. Der Anschaulichkeit halber ist neben dem Rohsignal auch die Schwingung der Drehzahl in Motor- Zündordnung eingezeichnet. Diese kann mittels schneller Fourier-Transformation aus dem Zeitverlauf der Gesamtschwingung ermittelt werden.
In der zweiten Zeile sind die Schlupfdrehzahl ns zwischen Eingangsseite 31 und Ausgangsseite 32 der Schlupfkupplung 30, sowie das aktive Moment Ma dargestellt. Das aktive Moment Ma ist direkt proportional zur oben aufgeführten aktiven Kraftkomponente Fa und berechnet sich zu: M_a=F_a r^
Beim aktiven Schlupf Mode 1 in der ersten Spalte ist die Kraft Fa und somit auch das Moment Ma gleich null. Der sich einstellende Verlauf des Schlupfes ist somit das Resultat der vom Schlupfregler eingestellten Betätigungskraft F0, um einen mittleren Schlupf (hier 5 1/min) zu erhalten, dem Verlauf der Anregung, d.h. der Drehzahlbzw. Drehmomentschwankung an der Kupplung und dem Verlauf des Reibkoeffizienten der Kupplung über der Schlupfdrehzahl.
Beim aktiven Schlupf Mode 2 in der zweiten und dritten Spalte ist ein sinusförmiger Verlauf der Kraftkomponente Fa bzw. des aktiven Moments Ma mit einer bestimmten Amplitude und mit der Zündfrequenz des Verbrennungsmotors vorgegeben.
In der zweiten Spalte beträgt die Phasenlage des Verlaufs des aktiven Moments Ma gegenüber dem Verlauf der Drehzahl vor der Kupplung in Zündordnung im Diagramm darüber ca. 180°. Anders ausgedrückt: In den Zeitbereichen, in denen die Drehzahlschwankung in Zündordnung Minima aufweist, hat das aktive Moment Ma Maxima und umgekehrt. Dies stellt eine optimierte Abstimmung des aktiven Schlupfes Mode 2 dar. In der dritten Spalte ist ein ungünstiger Fall dargestellt, in dem das aktive Moment in etwa phasengleich zur Drehzahl am Eingangsbereich der Kupplung verläuft.
Die Diagramme in der dritten Zeile zeigen das von der Kupplung übertragene Drehmoment, wiederum als ursprüngliches Rohsignal und als dessen Anteil in Motor- Zündordnung. Zu erkennen ist, dass mit dem aktiven Schlupf Mode 2 mit optimierter Phasenlage, siehe Spalte 2, die Ungleichförmigkeit des Moments in Motor- Hauptordnung fast vollständig geglättet wird. Mit der ungünstigen Phasenlage, siehe Spalte 3, wird die Amplitude der Momenten-Ungleichförmigkeit gegenüber dem aktiven Schlupf Mode 1 , siehe Spalte 1 , sogar noch erhöht.
Die Phasenlage der Modulation muss nicht exakt 180° in Bezug auf die Drehzahl am Eingang der Schlupfvorrichtung betragen um eine positive Wirkung zu erzielen. Um eine Verbesserung gegenüber dem aktiven Schlupf Mode 1 zu erreichen, ist es jedoch vorteilhaft, wenn die Phasenverschiebung im Bereich 180° ± 45°liegt.
Die Figur 15 zeigt den Verlauf der Drehzahl im Eingangsbereich 31 der Schlupfanordnung 30, wie auch in der Figur 14, mittlere Spalte, obere Zeile dargestellt, für einen statischen Betriebspunkt.
Die Eingangsdrehzahl (ne) besitzt einen Mittelwert (nem), hier 1205 1 /min, um welchen ein Wechselanteil (new), hier nicht eigens dargestellt, da deckungsgleich mit dem Verlauf von ne, schwingt. Der Verlauf des Wechselanteils hängt im Wesentlichen ab von der Beschaffenheit des Antriebsaggregates 80, insbesondere der Anzahl an Zylindern, und der Vorentkopplung. Der Wechselanteil kann mittels schneller Fourier-Transformation (FFT) näherungsweise als Überlagerung sinusförmiger Schwingungen (newp_i) beschrieben werden. Die niedrigste Frequenz einer solchen periodischen Teilschwingung des Wechselanteils ist die Zündfrequenz des Motors. Die Frequenzen weiterer Harmonischer Schwingungen stehen in einem ganzzahligen Verhältnis zur Zündordnung. In einem realen Antriebsstrang können auch Schwingungsanteile mit nicht ganzzahligem Bezug zur Zündfrequenz auftreten, diese seien hier jedoch vernachlässigt. In der Figur 15 sind beispielhaft die periodischen Wechselanteile in Motor-Hauptordnung (newp_1 ) und in doppelter Motor- Hauptordnung (newp_2) dargestellt. Die Amplituden der Wechselanteile schwanken zwischen einem Minimum (newp i Min) und einem Maximum (newp i Max). Der Verlauf eines solchen Wechselanteils ist eine Bezugsgröße für die Phasenverschiebung ß der Modulation der Aktivierung der Schlupfanordnung um eine Reduzierung der Drehungleichförmigkeit in der entsprechenden Motorordnung zu erreichen.
Es existiert eine optimale Amplitude des aktiven Moments Ma, welche vorwiegend vom mittleren Motormoment 0. Ordnung und der mittleren Schlupfdrehzahl abhängt. Zwischen der optimalen Amplitude und dem mittleren Moment bei verschiedenen Lastzuständen besteht ein annähernd linearer Zusammenhang.
Besonders geeignet sind Amplituden der Modulation des von der Schlupfanordnung übertragbaren Moments zwischen 5 und 15% des mittleren Motormoments.
Der effektiv wirkende Reibwert, insbesondere einer nasslaufenden Reibkupplung, wie sie üblicherweise in Kraftfahrzeug-Antriebssträngen eingesetzt wird, hängt von der momentanen Differenzdrehzahl zwischen An- und Abtrieb der Kupplung ab. Üblicherweise wird der Verlauf maßgeblich durch Additive im Öl, Material und Geometrie der Beläge so angepasst, dass sich eine degressive Steigung über der Schlupfdrehzahl ergibt. Ein üblicher Reibwertverlauf ist in der Figur 16 dargestellt.
Für die hier vorgeschlagene Schlupfkupplung ist es besonders vorteilhaft, wenn der Reibwert in einem Bereich zwischen 0,05 und 0,15 liegt und bis zu einer möglichst hohen Schlupfdrehzahl steil ansteigt. Besonders günstig sind Steigungen des Reibwerts über der Drehzahl zwischen 0,001/rpm und 0,005/rpm in einem Schlupfbereich bis 30 rpm. Die mittlere Schlupfdrehzahl wird von einem Schlupfregler eingeregelt. Da Schlupf generell Reibungsverluste verursacht, welche in Form von Wärmeenergie abgeführt werden müssen, ist eine möglichst geringe mittlere Schlupfdrehzahl anzustreben. Günstig sind für den aktiv modulierten Schlupf mittlere Schlupfdrehzahlen kleiner gleich 30 rpm, besonders günstig kleiner gleich 10 rpm.
Der aktive Schlupf Mode 2 bringt vor allem im niedrigen und bis in den mittleren Drehzahlbereich eine deutliche Verbesserung der Entkopplung, verglichen mit dem bekannten Schlupf Mode 1 . Dieser hat den Vorteil, des geringeren Aufwands bei der Regelung und bei der Betätigung der Schlupfkupplung. Insbesondere bei hoher Drehzahl und abhängig vom Schwingungsverhalten des Antriebsstrangs, kann in bestimmten Betriebszuständen für die DU-Entkopplung auch kein Schlupf notwendig sein.
Es ist somit sinnvoll, eine bedarfsorientierte Betriebsstrategie zu implementieren. Diese kann sich an folgendem Schema orientieren:
Figure imgf000019_0001
Besondere Betriebszustände, wie gangabhängig auftretende Schwingungsknoten, Anfahren oder Resonanzen, sind dabei ebenfalls zu berücksichtigen.
Die Figur 17 zeigt eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen Ansteue- rung einer Schlupfanordnung 30, hier als eine Reibscheibenkupplung dargestellt. Dabei erzeugt ein hydraulisches Aggregat 50, das eine hydraulische Pumpe 53 und einen Hochdruckspeicher 52 umfasst einen hydraulischen Basisdruck, der auf die Schlupfanordnung/ Schlupfkupplung 30 wirkt und die Schlupfkupplung 30 folglich ein gewünschtes Drehmoment übertragen lässt. Dabei wird in einer Druckleitung 36 zur Kupplung 30 neben einem niederfrequent arbeitenden Kupplungsdruckregelventil, das den Basisdruck für das gewünschte Drehmoment und den gewünschten statischen Kupplungsschlupfes einstellt, ein zusätzliches hochfrequent arbeitsfähiges Leckageventil 21 vorgesehen. Dieses sollte zugunsten einer Regelpräzision und zu einer Reduzierung des baulichen Aufwandes am besten am Ende der Strecke, also kurz vor oder bereits in der Kupplung angeordnet sein.
Eine Blende 23 ist hier beispielhaft für einen Tiefpassfilter zwischen der hydraulischen Pumpe 53 und Getriebehydraulik in der hydraulischen Strecke zum Leckageventil 21 eingebaut. Dabei erzeugt das Leckageventil 21 , das beispielsweise als ein Servoventil oder ein hochfrequent getaktet betriebenes verschmutzungsunempfindliches Sitzventil ausgeführt ist, einen definierten Druckabfall und damit die erforderliche Druckmodulation, in dem Drucköl in einen Hydrauliksumpf 84 abgeführt wird und der Druckabfall sich in einer Verringerung der Anpresskraft Fa auf die Schlupfkupplung 30 auswirkt.
Die Schlupfkupplung 30 wird dabei so angesteuert, dass, überlagert zu der bisher bereits üblichen Einstellung eines konstanten Schlupfes eine hochfrequent, beispielsweise ein Frequenzbereiche beim 3-Zylinder von ca. 23 Hz bis 50 Hz, beim 4- Zylinder ca. 33 bis 66Hz und beim 6-Zyl. 50 bis 100Hz, eine variable Schlupfmodulation ermöglicht wird, die die hinter einer Torsionsdämpfungseinrichtung, beispielsweise ein Zweimassenschwungrad und oder eine Tilgereinheit, beide hier nicht dargestellt, noch verbleibenden Rest-Drehungleichförmigkeiten herausfiltert.
Die Figur 18 zeigt eine Drehmomentübertragungsanordnung 1 für ein automatisiertes Hybridgetriebe 2. Dabei ist ein Grundaufbau wie folgt in einer Reihenfolge eines Drehmomentweges M von einem Eingangsbereich 25, der beispielsweise von einem Verbrennungsmotor gebildet werden kann zu einem Ausgangsbereich 35, der beispielsweise von einer Ausgangswelle eines Getriebes gebildet werden kann. Die Drehmomentübertragungsanordnung 1 gliedert sich in drei Raumbereiche auf. Ein erster Raumbereich 17, der auch als ein Trockenraum 24 bezeichnet werden kann, ein nachfolgender zweiter Raumbereich 19, der auch als ein Feuchtraum 26 bezeichnet werden kann und ein nachfolgender dritter Raumbereich 29, der auch als ein Nassraum 29 bezeichnet werden kann. Ein erster Torsionsdämpfer 10 befindet sich in dem ersten Raumbereich 17 und ist als ein Zweimassenschwungrad ausgeführt. Dieser kann mit einer Fettfüllung betrieben werden und wird vorzugsweise in dem Trockenraum, in dem kein viskoses Medium enthalten ist, platziert. Nach dem Zweimassenschwungrad ist ein drehzahladaptiver Tilger 6 im zweiten Raumbereich 19 angeordnet. Dieser befindet sich im ölnebelhaltigen Arbeitsraum 26.
Vorteilhaft bei dieser Variante sind eine effiziente und kostengünstige Bauraumausnutzung, sowie eine daraus resultierende hohe Güte der Entkopplung von Drehun- gleichförmigkeiten, die von dem Antriebsaggregat 80, beispielsweise die Verbren- nungsmaschine eingeleitet werden. Nachfolgend ist eine Schlupfanordnung 30 in Form einer Lamellenkupplung angeordnet, wobei ein Innenlameiienträger 27 drehfest mit der Tilgereinheit 6 verbunden ist. Ein Außenlamellenträger 28 der Schlupfanordnung 30 ist drehfest mit dem Ausgansgbereich 35 verbunden. Weiter ist mit dem Außenlamellenträger 28 ein Rotor 42 eines elektrischen Antriebsaggregates 70, das hier als Hybridmotor verwendet wird, verbunden. Ein Ausrückkolben 38 der
Schlupfanordnung 30 wird von einer hydraulischen Arbeitskammer 39 Druckbeaufschlagt. Dabei steht die hydraulische Arbeitskammer 39 mit einem Leckageventil 21 eines hydraulischen Aggregates 50 in Wirkverbindung. Das Leckageventil 21 kann beispielsweise ein Servoventil oder ein hochfrequent getaktet betriebenes verschmutzungsunempfindliches Sitzventil sein, dass den hier ankommenden Druck in der Frequenz der gewünschten Drehmomentmodulation bzw. Drehmomentabsenkung durch eine variable Leckage und damit Abführung des Drucköles reduziert.
So kann ohne eine erforderliche Änderungen an dem hydraulischen Aggregat 50, das sowieso für die Ansteuerung der Schlupfkupplung, die hier auch als eine Anfahrkupplung verwendet werden kann, vorhanden ist und ebenso eine vorhandene Druckleitung 36 eine recht preiswerte Aktuatorik dargestellt werden. Eine unterstützend recht steif ausgeführte Kupplungskonstruktion trägt zur Regelpräzision bei.
Dabei ist eine Sensierung der Drehmomentspitzen bis zur Ansteuerung des Lecka- geventiles gesondert auszuführen. Dabei kann die Schlupfanordnung durch eine Kupplungen als mitgenutzte Systemelemente, beispielsweise eine Trennkupplungen in einem Hybridsystemen, das im Drehmomentfluss beispielsweise hinter einem Dre- hungleichförmigkeitsreduzierungssystem und auch radial innerhalb einer E-Maschine angeordnet sein kann, wie hier gezeigt, oder eine anfahrtaugliche Kupplungen, vergleichbar angeordnet, beispielsweise auch in einer Bauart einer hydrodynamischen gekühlten Kupplung (HCC) oder einer Doppelkupplung oder einer Triplekupplung, die die Funktionen von Doppelkupplung und K0 Kupplung, also eine Kupplung, die den Elektromotor eins Hybridantriebes zu und abschaltet, vereint, oder eine oder je nach dem Drehmomentfluss im Getriebe in der verschiedenen Gängen bedarfsweise mehrere getriebeinterne Kupplungen oder Bremse, die aktiv schlupfend betrieben werden. Dabei kann eine der genutzten Kupplungen oder Bremsen ein integriertes An- fahrelement sein. Dabei ist die Schlupfanordnung so anzusteuern, dass, überlagert zu der bisher bereits üblichen Einstellung eines konstanten Schlupfes eine hochfrequent, beispielsweise ein Frequenzbereiche beim 3-Zylinder von ca. 23 Hz bis 50 Hz, beim 4-Zylinder ca. 33 bis 66Hz und beim 6-Zyl. 50 bis 100Hz, eine variable
Schlupfmodulation ermöglicht wird, die die hinter einer Torsionsdämpfungseinrich- tung, wie hier das Zweimassenschwungrad 10 und die Tilgereinheit 6, noch verbleibenden Rest-Drehungleichförmigkeiten herausfiltert.
Bezuqszeichen Drehmomentübertragungsanordnung
Primärmasse
Zwischen masse
Sekundärmasse
Tilgereinheit / drehzahladaptiver Tilgereinheit / variabler drehzahlfester Tilgereinheit / Tilger
Getriebeeingangswelle
1 . Federsatz / Torsionsdämpfer / Zweimassenschwungrad
Drehschwingungsdämpfungseinheit
erster Raumbereich
zweiter Raumbereich
2. Federsatz Torsionsdämpfer / Zweimassenschwungrad
Leckageventil
Blende
Trockenraum
Eingangsbereich
Innenlamellenträger
Außenlamellenträger
Nassraum
Schlupfanordnung / Trennkupplung / KO-Kupplung / Schlupfkupplung Eingangsteil Schlupfanordnung
Ausgangsteil Schlupfanordnung
Getriebeeinheit
Steuergerät
Ausgangsbereich
Druckleitung
Ausrückkolben
Drucksensor
hydraulische Arbeitskammer
externe Aktivierung
Rotor 45 externe Aktivierung
50 hydraulisches Aggregat
52 Hochdruckspeicher
53 hydraulische Pumpe
54 Druckregelventil
60 Anfahrelement
70 elektrisches Antriebsaggregat
72 Wandlerüberbrückungskupplung
80 Antriebsaggregat
84 Hydrauliksumpf
100 Getriebeeingangswelle
M Drehmomentweg
Mm mittleres Drehmoment
Mw überlagertes Wechselmoment
ne Eingangsdrehzahl
na Ausgangsdrehzahl
nm mittlere Drehzahl
ns Drehzahlschlupf
newp überlagerter Wechselanteil
newp i periodische Schwingungen
newp_i_Min Minimum einer periodischen Schwingung newp_i_Max Maximum einer periodischen Schwingung
Drehachse
Drehachse

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes (Mm) mit einem überlagerten Wechselmoment (Mw) , in einer Drehmomentübertragungsanordnung (1 ) für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Eingangsbereich (25) und einen um eine Drehachse (B) drehbaren Ausgangsbereich (35), wobei das mittlere Drehmoment (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) entlang eines Drehmomentweges (M) von dem Eingangsbereich (25) zu dem Ausgangsbereich (35) übertragen wird, wobei der Eingangsbereich (25) der Drehmomentübertragungsanordnung (1) mit einer Eingangsdrehzahl (ne) um die Drehachse (A) und der Ausgangsbereich (35) der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Ausgangsdrehzahl (na) um die Drehachse (B) rotiert, wobei sich zumindest die Eingangsdrehzahl (ne) aus einer mittleren Drehzahl (nem) und einem überlagerten Wechselanteil (newp) zusammensetzt, wobei der Wechselanteil (new) näherungsweise durch eine Überlagerung periodischer Drehzahlschwingungen (newp i) beschrieben werden kann, deren Frequenzen (f) im Wesentlichen in einem ganzzahligen Verhältnis (i) zur Zündfrequenz (Zf) stehen, wobei jede dieser periodischen Schwingungen (newp_i) ein Minimum (newp_i_Min) und ein Maximum (newp_i_Max) aufweist, wobei eine Schlupfanordnung (30) im Dreh- momentweg (M) zwischen dem Eingangsbereich (25) und dem Ausgangsbereich (35) zur Übertragung des mittleren Drehmomentes (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) und zur Erzeugung eines Drehzahlschlupfes (ns) zwischen der Drehzahl ne und der Drehzahl na im Drehmomentweg (M) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet,
dass die Schlupfanordnung (30) im Bereich der Maxima (newpi_i_Max) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils (newp_i) des Wechselanteils (newp) ein Maximum einer externen Aktivierung (40) des Drehzahlschlupfes (ns) und im Bereich der Minima (newp_i_Min ) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils
(newp i) des Wechselanteils (newp) ein Minimum einer externen Aktivierung (45) des Drehzahlschlupfes (ns) vorsieht.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die externe Aktivierung (40; 45) der Schlupfanordnung (30) von einem hydraulischen Aggregat erfolgt.
3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das hydraulische Aggregat (50) zumindest eine hydraulische Pumpe (53) und ein Leckageventil (21 ) vorsieht.
4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Leckageventil (21 ) örtlich der hydraulischen Pumpe (53) zugeordnet ist.
5. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Leckageventil (21 ) örtlich der Schlupfanordnung (30) zugeordnet ist.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die externe Aktivierung (40; 45) geeignet ist, an der Schlupfanordnung (30) einen Modulationsbereich von 23 bis 50 Hz oder einen Bereich von 33 bis 66 Hz oder einen Bereich von 50 bis 100 Hz vorzusehen
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Schlupfanordnung (30) als ein Anfahrelement (60) verwendet wird..
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzlich zu der Schlupfanordnung (30) ein Anfahrelement (60) vorgesehen ist.
9. Verfahren nach einem der Ansprüche 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Schlupfanordnung (30) und/ oder das Anfahrelement als eine Reibkupplung, oder als eine Lamellenkupplung, oder als eine hydrodynamische Kupplung, oder als eine Trennkupplung in Hybridantrieben, oder als eine Doppelkupplung oder eine Triple- kupplung ausgeführt, oder als eine Bremse in Verbindung mit einem Planetengetriebe ausgeführt ist.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachse (A) und die Drehachse (B) koaxial verlaufen oder dass die Drehachse (A) und die Drehachse (B) versetzt verlaufen.
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