WO2022233910A1 - Hybridgetriebe mit linearer federkennlinie, fahrzeug, anlassverfahren und steuergerät - Google Patents

Hybridgetriebe mit linearer federkennlinie, fahrzeug, anlassverfahren und steuergerät Download PDF

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WO2022233910A1
WO2022233910A1 PCT/EP2022/061924 EP2022061924W WO2022233910A1 WO 2022233910 A1 WO2022233910 A1 WO 2022233910A1 EP 2022061924 W EP2022061924 W EP 2022061924W WO 2022233910 A1 WO2022233910 A1 WO 2022233910A1
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WO
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combustion engine
internal combustion
torsional vibration
spring
electric motor
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PCT/EP2022/061924
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Martin Hertel
Daniel Lorenz
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Zf Friedrichshafen Ag
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    • B60K6/48—Parallel type
    • B60K2006/4833—Step up or reduction gearing driving generator, e.g. to operate generator in most efficient speed range

Definitions

  • the present invention relates to a hybrid transmission having a torsional vibration balancer to which an internal combustion engine can be connected, and an electric motor prepared for driving a vehicle, the electric motor being suitably connected to the torsional vibration balancer for transmitting torque. Furthermore, the present invention relates to a vehicle with an internal combustion engine which is connected to the connection of the hybrid transmission. The invention also relates to a method for starting an internal combustion engine connected to the torsional vibration balancer of the hybrid transmission using the electric motor. Finally, the invention relates to a control device for carrying out the method.
  • the generic DE 102017221 775 A1 discloses a hybrid drive train for a vehicle with an internal combustion engine, which is designed to transmit torque to at least one drive axle.
  • An input shaft of a transmission is connected to a drive shaft of the engine to transmit torque from the engine to the input shaft and further to a drive axle.
  • the input shaft and the drive shaft of the internal combustion engine are arranged parallel to each other.
  • an electric motor is connected to the input shaft.
  • DE 102018 128650 A1 discloses a hybrid drive system with an electric motor which generates torque via a short-circuitable Torque converter and an output device to wheels can deliver a vehicle.
  • an internal combustion engine can transmit its torque via a transmission gear to the output device and further to the wheels.
  • Torsional vibrations of the internal combustion engine which are caused by periodic inertial forces and gas forces when starting and driving, impair comfort.
  • a drive train of a motor vehicle typically has a first natural frequency between 900 and 1300 rpm. Therefore, this first natural frequency is passed through when starting, when driving at low speeds and especially when using the combustion engine with delay, colloquially “engine brake”, so that strong vibrations can be felt and impair comfort.
  • a torsional vibration balancer to reduce these torsional vibrations. This is often integrated into a dual-mass flywheel or integrated less effectively and more cost-effectively with a single-mass flywheel in a clutch disc.
  • the dual-mass flywheel typically lowers the first natural angular frequency to such an extent that it is only run through and excited during cranking.
  • the object of the invention is to improve the driving comfort of a hybrid transmission.
  • a further task can therefore consist in adapting the hybrid transmission to the installation space of a vehicle, in particular a passenger car, SUV and/or LCV.
  • the invention provides a hybrid transmission having a torsional vibration balancer to which an internal combustion engine can be connected, and an electric motor prepared for driving a vehicle, the electric motor being suitably connected to the torsional vibration balancer for transmitting torque, the torsional vibration balancer having a linear spring characteristic having.
  • the electric motor is prepared to drive a vehicle, it has sufficient torque, in contrast to a conventional starter motor, to accelerate the internal combustion engine to above the first natural frequency without ignition or injection. This firstly prevents gas forces from occurring in the area of the first natural frequency in the internal combustion engine that can be connected, which could excite the first natural oscillation.
  • a space for a suspension is always limited. Because the torsional vibration compensator has a linear spring characteristic, the flattest possible characteristic with regard to the entire spring deflection is achieved. So a soft suspension is achieved over the entire spring travel, so secondly in operation occurring periodic forces with low spring stiffness can be well decoupled.
  • the so-called starting stage meaning a particularly flat stage in the case of a two-stage or multi-stage spring profile
  • the spring characteristic in the driving range has a particularly low spring stiffness, which further improves vibration decoupling.
  • the electric motor is designed to drive a vehicle and can therefore accelerate the connectable internal combustion engine up to a speed above the idle speed
  • the connectable internal combustion engine can be operated in a comparatively narrow speed range.
  • the suspension can therefore be designed for a narrow speed range and, fourthly, dampen torsional vibrations particularly effectively in the narrow speed range.
  • a linear spring characteristic is easier to design and therefore cheaper to design and adapt than a multi-stage spring characteristic. In comparison, there is no need to lay out the gradation. Thus, fifthly, a less expensive hybrid transmission can be obtained.
  • a linear spring characteristic enables a modular system with fewer variants than a multi-stage spring characteristic. This means fewer components to design, validate, tune and manufacture. Furthermore, assembly can be simplified. Sixth, an even more cost-effective hybrid transmission can be obtained.
  • the invention provides a vibration control system that reduces vibrations to at least an acceptable and low level compensates or limits, inhibits or dampens which result from the connectable internal combustion engine part of a resulting hybrid drive train.
  • the torsional vibration balancer can contain a flange which, for example, is complementary to a crankshaft flange of a crankshaft of the internal combustion engine that can be connected, part of a shaft-hub connection and/or a flywheel or a primary mass of a dual-mass flywheel.
  • the torsional vibration balancer is not limited to a connectable internal combustion engine having a crankshaft.
  • the torsional vibration damper is preferably designed for damping periodic torsional irregularities, such as inertial forces and gas forces of a connectable internal combustion engine, and aperiodic torsional irregularities, such as shocks from load cases and the like.
  • the torsional vibration balancer can integrate a flywheel to save effort.
  • the electric motor can be a motor generator, which is advantageously designed to charge an energy store.
  • the hybrid transmission is preferably designed so that the internal combustion engine that can be connected can be used both as a range extender, which generates electricity via a generator function of the electric motor, and as a direct drive. This saves a lossy conversion of kinetic power into electrical power and back into kinetic power, so that the efficiency is increased.
  • a branch can be arranged between the electric motor and the torsional vibration damper, which branch is connected to an output of the hybrid transmission in a suitable manner for transmitting a torque.
  • the branch can be described as a power branch connecting the driving or consuming powers each of the connectable combustion engine, the electric motor and the output coupled to each other depending on the driving mode.
  • the branch can be or contain a rigid branch, which specifies a fixed speed ratio between the internal combustion engine that can be connected, the electric motor and the output. This solution is very inexpensive and robust.
  • the branching can also be or contain a differential gear, such as a planetary gear, which specifies a torque ratio between the connectable internal combustion engine, the electric motor and the output, so that smaller speed fluctuations between the electric motor and the connectable internal combustion engine do not lead to tension in the hybrid transmission.
  • the differential gear can be locked or short-circuited in order to prevent or reduce compensation losses.
  • the branch can be coupled directly to the electric motor, such as a rotor of the electric motor, so that it serves as a direct point of action for the electric motor.
  • the output can include a step-up gear that provides a variable ratio, a shaft, a final drive ratio, a differential, and/or a wheel reduction gear. Each of the output forms mentioned can advantageously be replaced.
  • the hybrid transmission may include a transmission that provides a variable ratio. This enables the connectable combustion engine to be used as a direct drive over a wide range of driving speeds.
  • the step-up gear can be arranged, for example, between the torsional vibration damper and the electric motor or the junction or between the electric motor or the junction and an output or the output. If the step-up gear is arranged between the torsional vibration damper and the electric motor or the branch, the electric motor can act directly on one or the output without the step-up gear, so that the electric motor can be operated very efficiently.
  • the transmission gear is arranged between the electric motor or the junction and one or the output, a relatively smaller electric motor with a correspondingly high efficiency can be installed; In addition, this arrangement is advantageous in terms of size and position in many installation space scenarios.
  • the transmission can be an inexpensive manual transmission (MT).
  • MT manual manual transmission
  • a control strategy can control the transmission and a torque delivered by the electric motor in a particularly efficient manner.
  • AMT automated manual transmission
  • DCT double-clutch transmission
  • AT a stepped automatic transmission
  • an electrically power-split transmission a hydraulic power-split transmission and special forms such as a continuously variable transmission (CVT) come into consideration.
  • the higher the number of gears or spread of the transmission the more narrowly the internal combustion engine can be operated, as a result of which the periodic and aperiodic rotational irregularities can be better compensated for, such as damped and/or eliminated.
  • the electric motor and the transmission gear are arranged concentrically or axially parallel and the internal combustion engine can be connected axially parallel to the transmission gear, a particularly compact installation space can be achieved.
  • the hybrid transmission is therefore particularly suitable for small cars in the typical front-transverse configuration.
  • the torsional vibration balancer Since the torsional vibration balancer has the linear spring characteristic, it has a restoring property.
  • the torsional vibration compensator thus causes at least a resetting of a rotationally movable input side into a constructively defined relative angle to a rotationally movable output side.
  • the spring characteristic describes a restoring torque curve with regard to a relative torsion between a primary or internal combustion engine or external or connection-side input of the torsional vibration balancer and a secondary or hybrid transmission side or internal or output-side output of the torsional vibration balancer.
  • the torsional vibration compensator In order to avoid excitation of vibrations in the hybrid drive train, the torsional vibration compensator preferably has a damping property.
  • the torsional vibration compensator therefore causes an internal consumption of energy, so that a deflection of the relative angle between the input side and the output side decays. Because of the beneficial properties mentioned Combining the electric motor prepared to drive a vehicle with the torsional vibration balancer with a linear spring characteristic, it will be sufficient in many applications for the torsional vibration balancer to be a pure spring damper.
  • torsional vibration compensator also having an absorber function.
  • Customary designs include a centrifugal absorber and/or a spring-loaded absorber.
  • the linear spring characteristic according to the invention preferably does not relate to a spring support of an absorber mass.
  • the spring characteristic according to the invention characterizes at least one spring element which is preferably arranged or switched in a power transmission path suitable for driving the vehicle between the connectable internal combustion engine and the electric motor and/or an output of the hybrid transmission.
  • the spring characteristic is preferably symmetrical for overrun operation and for traction operation.
  • overrun mode the internal combustion engine that can be connected is driven (“pushed”) by the electric motor and/or the vehicle.
  • traction mode the electric motor and/or the vehicle are driven (“pulled”) by the combustion engine.
  • the spring characteristic preferably runs linearly between two maximum deflections. As a result, any irregularity in rotation is compensated particularly evenly.
  • the secondary mass causes rotational irregularities in the internal combustion engine to be eliminated when the clutch is open. This further increases comfort.
  • a wet or dry-running single or multiple disk clutch and/or a multi-plate clutch can be used as the clutch.
  • the spring characteristic describes an elasticity of at least one spring device.
  • a spring device can be a spring.
  • the spring device or Spring devices are preferably arranged to act in the circumferential direction around a shaft.
  • a spring device can be a curved and/or tangentially arranged helical spring.
  • a spring device can be an at least partially radially arranged spring with a deflection lever.
  • a spring device can be a series connection of at least two spring devices; these are connected so that they add spring deflection or add spring angle.
  • a spring device can be a parallel connection of at least two spring devices; these are connected to add spring force or add spring torque.
  • the spring characteristic preferably describes an elasticity of at least one spring device in both directions of rotation.
  • the linear spring characteristic describes a combined elasticity of at least two first spring devices connected in parallel, which each contain at least two second spring devices connected in series.
  • a particularly cost-saving modular system is obtained when the second spring devices per hybrid transmission contain a maximum of two different types of spring device. For example, four standard springs and one application-specific spring could be used for each second spring device.
  • the modular system can also include a placeholder, which can be accommodated in a first spring device instead of a second spring device.
  • a steeper characteristic curve can thus be achieved with simple means.
  • each first spring device has the same number of placeholders, so that the first spring devices behave symmetrically.
  • the second spring devices and possibly the placeholder are interchangeable with regard to their relative position in the torsional vibration balancer, the number of achievable characteristic curves can be increased again without increasing the number of variants of the second spring devices due to dynamic effects, mainly centrifugal force-reinforced friction.
  • the second spring devices, including the placeholder advantageously satisfy a uniform form factor.
  • Hybrid drives are increasingly being installed in a front-transverse arrangement or in a rear-transverse arrangement because, compared to a front-longitudinal arrangement, this gives vehicle developers, for example, a long vehicle interior, a large frontal crumple zone, a vehicle center of gravity that is more central in the longitudinal direction or a relatively easy-to-implement vehicle construction kit.
  • the transverse arrangements have to fit into tight installation spaces.
  • the connectable combustion engine and a component connected downstream of it, such as the transmission gear or the branching are arranged paraxially and via a first transverse drive are connected.
  • the torsional vibration compensator is preferably arranged between the internal combustion engine that can be connected and the first transverse drive.
  • the first transverse drive and the second transverse drive can each be a chain drive, a belt drive and/or a gear drive, such as a so-called gear chain, independently of one another.
  • one of the transverse drives is a non-positive belt drive
  • the non-positive connection limits the torque that can be transmitted by the transverse drive.
  • the transverse drive can therefore be at least part of the respective clutch.
  • the transmittable torque can be adjusted by using an adjustable belt tensioner.
  • the belt drive can be a switchable clutch that limits the torque that can be transmitted.
  • the nominal torque of the electric motor is lower than the nominal torque of a connectable internal combustion engine, which is why a chain drive or toothed belt drive is preferred as the first transverse drive, and a non-positive belt drive is preferred as the second transverse drive.
  • the aim is to have the lowest possible transmission ratio, preferably 1:1, in order to keep the torque on the output-side components as low as possible.
  • the transmission gear is arranged between the first transverse drive and the torsional vibration balancer, the first transverse drive can be designed with a higher transmission ratio than the final drive transmission, so that the number of installed components can be reduced.
  • the invention also provides a vehicle having an internal combustion engine, the internal combustion engine being connected to the torsional vibration balancer of a hybrid transmission as described above.
  • the hybrid transmission combines the electric motor prepared to drive the vehicle with the linear spring characteristic of the torsional vibration absorber, so that the advantages mentioned are achieved.
  • the level of comfort can be further increased by again reducing an oscillation amplitude of an oscillation in the drive train.
  • a dual-mass flywheel can be used as a torsional vibration balancer, which forms two effective inertial masses in the vehicle, which differ from each other by a maximum of 25%.
  • the effective inertial mass is the mass of the respective flywheel plus rigid attachments.
  • an effective inertial mass on the primary side results from a primary flywheel and part of the crankshaft with part of the connecting rods and pistons of a conventional internal combustion engine.
  • the effective inertial mass on the secondary side results from a secondary flywheel, a pressure plate and a short shaft section, insofar as it can be assumed that the shaft is comparatively stiff.
  • a drive wheel or drive gear wheel can be counted as part of the effective inertial mass on the secondary side.
  • the vehicle can also contain a control system, described in more detail below, which can be controlled and preferably regulated iSv. is feedback controllable connected to the hybrid transmission and the connected internal combustion engine.
  • the control unit can be implemented as a separate control unit, as part of an internal combustion engine control unit, as part of a hybrid transmission control unit or as part of another more general control unit.
  • the output that can be output by the electric motor is therefore preferably at least 50% of the output that can be output by the internal combustion engine.
  • By providing an electric motor with a large output that can be output a spread of the output that can be output by the internal combustion engine can be kept narrower.
  • internal combustion engines with 2 to 6 cylinders are preferred. The principle here is that periodic inertial forces can be better balanced internally in the internal combustion engine, the greater the number of cylinders. Thus, the driving comfort can be increased again.
  • the combination with the preferably powerful electric motor reduces the torque to be delivered by the combustion engine; therefore, a variety of variants of the torsional vibration compensator can be reduced, so Design effort, development effort and parts costs can be further reduced.
  • the invention also provides a method for starting an internal combustion engine connected to the torsional vibration balancer of a hybrid transmission as described above using the electric motor, the method having an ignition-free or injection-free acceleration of the internal combustion engine to above a first drive train natural frequency.
  • the method immediately ensures that gas forces in the internal combustion engine are avoided in the area of the first natural frequency, and it enables the other advantages mentioned of the combination of the electric motor prepared for driving a vehicle with the torsional vibration balancer with a linear spring characteristic.
  • the invention finally provides a control unit that is set up to control a hybrid transmission as described above and an internal combustion engine connected to it, the control unit being set up to carry out the method as described above.
  • the control unit according to the invention thus has the same advantages as the hybrid transmission according to the invention, the vehicle according to the invention and the method according to the invention.
  • 1 shows a comparison of a linear spring characteristic according to a first embodiment with a two-stage spring characteristic
  • 2 shows a vehicle with an internal combustion engine and a hybrid transmission according to the first embodiment
  • FIG. 3 shows a vehicle with an internal combustion engine and a hybrid transmission according to a second embodiment
  • FIG. 5 shows a vehicle with an internal combustion engine and a hybrid transmission according to a fourth embodiment
  • FIG. 1 A first embodiment will now be described with reference to FIGS. 1 and 2.
  • FIG. 1 A first embodiment will now be described with reference to FIGS. 1 and 2.
  • FIG. 1 is a stiffness diagram in which a torque M is plotted against a twist angle phi.
  • the torsional vibration balancer 4 has a linear spring characteristic L1.
  • the linear spring characteristic L1 is compared in FIG. 1 with a generic two-stage spring characteristic L2. It can be clearly seen that the spring characteristic curve L1 as a linear spring characteristic curve shows the same rigidity over the entire twisting angle phi, ie the same increase in torque for each twisting angle.
  • the two-stage spring characteristic L2 starting from the origin of the diagram, shows a flat, i.e.
  • the torsional vibration compensator 4 is designed here as a dual-mass flywheel, with the linear spring characteristic L1 describing a spring system that supports a primary mass against a secondary mass for torque transmission.
  • the internal combustion engine 5 is indirectly connected to the primary mass of the torsional vibration balancer 4 by means of an intermediate shaft 6 .
  • the secondary mass of the torsional vibration balancer 4 is connected to a drive-side gear wheel of a first transverse drive 7 .
  • the intermediate shaft 6 is guided through a central recess of the drive-side gear coaxial thereto, so that the torsional vibration balancer 4 is placed on the side of the first transverse drive 7 facing away from the internal combustion engine 5, whereby a space-efficient arrangement of the first transverse drive is achieved.
  • the first transverse drive 7 is a chain drive with a translation of 1:1.
  • An output-side gear of the first cross drive 7 is connected to an input side of a clutch 8 .
  • the clutch 8 is a normally closed clutch that can be released.
  • An output side of the clutch 8 is connected to a ring gear of a planetary gear 9 .
  • a planet carrier of the planetary gear 9 is provided with an input shaft a transmission gear 10 connected.
  • a sun gear of the planetary gear 9 is connected to a rotor of the electric motor 3 .
  • the planetary gear 9 serves as a junction 11 which is a torque-balancing power junction.
  • the hybrid transmission 2 also contains a differential gear 12.
  • the differential gear 12 and the transmission gear 10 are together an output 13 of the hybrid transmission 2.
  • Side shafts 14 connect the differential gear 12 of the hybrid transmission 2 to front wheels of the vehicle 1 for driving the vehicle 1 in a forward direction v.
  • the vehicle 1 contains an optional second electric motor 15 which can drive rear wheels of the vehicle 1 via side shafts 14 .
  • the electric motor 3 is connected to the torsional vibration compensator 4 via the junction 11 designed as the planetary gear 9, the clutch 8 and the first transverse drive 7 in a manner suitable for torque transmission. Because the torsional vibration compensator 4 also has the linear spring characteristic L1, the vehicle 1 has the properties according to the invention that gas forces of the internal combustion engine 5 are avoided in the area of the first natural frequency, that periodic mass forces and gas forces occurring over the entire spring travel, i.e.
  • the entire torsion angle phi be well decoupled, that in the driving range a particularly low spring stiffness further improves vibration decoupling, that the internal combustion engine 5 is operated in a narrow speed range and the torsional vibration compensator 4 is optimized for this, and that the hybrid transmission is comparatively inexpensive due to the lack of stage design and few variants.
  • control unit which is operatively connected to the electric motor 3, the internal combustion engine 5 and an actuator which actuates the clutch 8.
  • the control unit is programmed to close clutch 8 to start combustion engine 5, combustion engine 5 to accelerate without ignition up to about 1500 rpm by the electric motor 3, and then to ignite the internal combustion engine 5.
  • the torsional vibration compensator 4 is arranged between the internal combustion engine 5 and the first cross drive 7
  • the clutch 8 is arranged between the first cross drive 7 and the junction 11
  • the electric motor 3 is connected via the planetary gear 9 Branch 11 connected to the transmission gear 10 and the internal combustion engine 5 for torque transmission.
  • the torsional vibration compensator 4 and the clutch 8 are arranged between the internal combustion engine 5 and the first transverse drive 7 .
  • the torsional vibration compensator 4 and the clutch 8 are also arranged in the power flow between the internal combustion engine 5 and the first transverse drive 7, but are spatially by means of a central passage as in the first embodiment arranged on the side of the first transverse drive 7 facing away from the internal combustion engine 5 .
  • the embodiment shown in FIG. 5 is the electric motor 3 arranged axially parallel to the input shaft of the transmission 10 .
  • the electric motor 3 is connected to the junction 11 via a second transverse drive 16 .
  • no second electric motor 15 is installed. Otherwise, embodiments two to four should correspond to the first embodiment.
  • Figs. 6a to 6c show parts of respective torsional vibration balancers 4 of fifth to seventh embodiments. Otherwise, these embodiments correspond to the first embodiment.
  • torsional vibration balancers 4 shown are dual-mass flywheels each with two first spring devices 17 connected between the primary side and the secondary side connected in parallel, so they are arranged to add torque. These are controlled by, for example, a housing 18 that includes the spring devices 17 and is connected to the internal combustion engine 5 or a hub disk that is connected to the electric motor 3 and the transmission gear 10 .
  • Each of the first spring devices 17 shown comprises five second spring devices 19 connected in series, which are mounted in slidable bearing shoes 20 at the ends and in each case arranged between them.
  • FIGS. 6a-c differ, for example, with regard to part of the second spring devices 19.
  • all of these second spring devices 19 are formed from two individual springs connected one inside the other. This is the only type of second spring means 19 in the fifth embodiment.
  • a second spring device 19 for each first spring device 17 is replaced by a simple individual spring.
  • two second spring devices 19 for each first spring device 17 are each replaced by a simple individual spring. All in Figs.
  • the springs shown in FIGS. 6a-c are in contact with the sliding shoes, resulting in a linear, non-stepped spring characteristic.
  • the Figs. Figures 7a-c and 8 show an eighth, ninth and tenth embodiment of the invention.
  • the Figs. 6a to 6c each depict a part of the respective torsional vibration compensator 4; otherwise these embodiments correspond to the first embodiment.
  • the first spring devices 17 shown each contain four second spring devices 19 made of two nested individual springs and a second spring device 19 made of a single spring.
  • the torsional vibration balancers 4 shown differ only with regard to the position of the individual springs. Because the torsional vibration compensators 4 are operated at a speed of, for example, 1500 rpm to 4000 rpm, a centrifugal force acts on the second spring devices 19 and the sliding shoes 20 .
  • FIG. 8 shows the spring characteristics dynamically resulting from the eight to ten embodiments at the same speed.
  • the weakest second spring device 19 is the foremost one in the direction of rotation, so that in order to compress this second spring device 19, all the sliding shoes have to be moved against the respective frictional force. Therefore, in FIG.
  • the top spring characteristic with a stiffness C1 and a torque M_Motor1 required for compression by a twisting angle Phi_ges corresponds to the eighth embodiment shown in FIG. 7a.
  • the mean characteristic curve with a stiffness C2 and a torque M_Motor2 required for compression by the torsion angle Phi_ges corresponds to the ninth embodiment shown in FIG. 7b.
  • the lower characteristic curve corresponds to the tenth embodiment shown in FIG. 7c with a stiffness C3 and a torque M_Motor3 required for compression by the torsion angle Phi_ges.
  • the second spring devices 19 and possibly a placeholder described later can be exchanged with regard to their relative position in the torsional vibration equalizer 4 . This means that more linear characteristics can be achieved with fewer spring variants.
  • the effect of the centrifugal friction described above occurs more strongly the higher the rotational speed of the torsional vibration balancer 4 .
  • an operating speed of the internal combustion engine 5 is limited to the range from 1500 rpm to 4500 rpm
  • optimization can be carried out towards this comparatively narrow speed range.
  • the sliding shoes 20 and the second spring devices 19, e.g. a spring plate or a spring geometry or a deflection, can be optimized for a specific friction force value. In this way, the tuning of the torsional vibration limiter 4 can be optimized and comfort can be increased.
  • the Figs. 9 and 10 show an eleventh embodiment of the invention.
  • a second spring device 19 has been replaced by a placeholder 21 for each first spring device 17 .
  • the placeholder 21 shown in FIG. 9 is a molded part which contains a sliding shoe at the end, the actual placeholder body and a sliding shoe in one piece.
  • a Placeholder which consists only of a placeholder body that can be used instead of a spring device 19.
  • a placeholder can, for example, have at least ten times the rigidity compared to a second spring device 19 .
  • FIG. 10 shows the effect of the placeholder or the absence of one of five second spring devices 19: a twisting angle Phi_11 is 20% smaller than a twisting angle Phi_5 because the placeholder is not effectively compressed. Also, the stiffness increases by 20% from C5 to C11 and the torque needed to compress decreases by 20% from M5 to M11.
  • the vehicle 1 preferably has an axis-parallel front transverse flybrid system.
  • the internal combustion engine 5 is accelerated by the electric motor 3 to idle speed before the internal combustion engine 5 is fired to deliver power.
  • a lower operating speed of the internal combustion engine 5 of 1500 rpm is approximately 66% above the lower operating speeds of approximately 900 rpm that are customary today.
  • the internal combustion engine 5 is preferably designed for the combined driving of the vehicle 1 in cooperation with the electric motor 3, so the internal combustion engine 5 can be offered with comparatively little torque and can be operated economically.
  • the torque of the internal combustion engine 5 is transmitted via a chain drive, the transverse drive 7, to an input axle of the transmission.
  • the electric motor 3 of the hybrid transmission 2 is preferably coupled to an input shaft of the transmission 10 by means of a branch 11 .
  • the branch 11 can be, for example, a planetary gear 9 or a rigid branch.
  • the internal combustion engine 5 is preferably separably connected to downstream components by means of a clutch 8 . If the internal combustion engine 5 is coupled to the junction 11 by means of the first transverse drive 7, the torsional vibration damper 4 is preferably arranged between the internal combustion engine 5 and the first transverse drive 7, and the clutch 8 is preferably between the junction 11 and the torsional vibration damper 4 are arranged in front of or behind the first transverse drive 7 .

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Hybridgetriebe (2), aufweisend einen Drehschwingungsausgleicher (4), an den ein Verbrennungsmotor (5) anschließbar ist, und einen zum Antreiben eines Fahrzeugs (1) vorbereiteten Elektromotor (3), wobei der Elektromotor (3) mit dem Drehschwingungsausgleicher (4) zum Übertragen eines Drehmoments geeignet verbunden ist, wobei der Drehschwingungsausgleicher (4) eine lineare Federkennlinie aufweist.

Description

Hybridgetriebe mit linearer Federkennlinie. Fahrzeug, Anlassverfahren und
Steuergerät
TECHNISCHES GEBIET
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Hybridgetriebe, aufweisend einen Drehschwingungsausgleicher, an den ein Verbrennungsmotor anschließbar ist, und einen zum Antreiben eines Fahrzeugs vorbereiteten Elektromotor, wobei der Elektromotor mit dem Drehschwingungsausgleicher zum Übertragen eines Drehmoments geeignet verbunden ist. Ferner bezieht sich die vorliegende Erfindung auf ein Fahrzeug mit einem Verbrennungsmotor, der an den Anschluss des Hybridgetriebes angeschlossen ist. Die Erfindung bezieht sich auch auf ein Verfahren zum Anlassen eines an den Drehschwingungsausgleicher des Hybridgetriebes angeschlossenen Verbrennungsmotors durch den Elektromotor. Schließlich bezieht sich die Erfindung auf ein Steuergerät zum Ausführen des Verfahrens.
TECHNISCHER HINTERGRUND
Aus Verbrauchsgründen gibt es zunehmend Fahrzeuge mit einem Hybridantriebstrang aufweisend einen Elektromotor, der Teil eines Hybridgetriebes ist, und einen damit verbundenen Verbrennungsmotor, wobei beide Motoren jeweils zumindest teilweise das Fahrzeug antreiben.
Die gattungsbildende DE 102017221 775 A1 offenbart einen Hybridantriebsstrang für ein Fahrzeug mit einem Verbrennungsmotor, der dazu ausgelegt ist, ein Drehmoment auf zumindest eine Antriebsachse zu übertragen. Eine Eingangswelle eines Getriebes ist mit einer Antriebswelle des Verbrennungsmotors verbunden, um ein Drehmoment von dem Verbrennungsmotor auf die Eingangswelle und weiter auf eine Antriebsachse zu übertragen. Die Eingangswelle und die Antriebswelle des Verbrennungsmotors sind parallel zueinander angeordnet. Außerdem ist ein Elektromotor mit der Eingangswelle verbunden.
Die DE 102018 128650 A1 offenbart ein Hybrid-Antriebssystem mit einem Elektromotor, welcher ein Drehmoment über einen kurzschließbaren Drehmomentwandler und eine Abtriebseinrichtung an Räder ein Fahrzeug abgeben kann. Dazu teilweise parallel kann ein Verbrennungsmotor sein Drehmoment über ein Übersetzungsgetriebe an die Abtriebseinrichtung und weiter an die Räder abgeben.
Fahrer erwarten von einem Fahrzeug neben einem niedrigen Energieverbrauch auch einen angenehmen Komfort. Den Komfort beeinträchtigen Drehschwingungen des Verbrennungsmotors, welche durch periodische Massekräfte und Gaskräfte bei einem Anlassen wie bei einem Antreiben entstehen. Ein Antriebstrang eines Kraftfahrzeugs weist typisch eine erste Eigenfrequenz zwischen 900 und 1300 U/Min auf. Daher wird diese erste Eigenfrequenz beim Anlassen, bei einem niedertourigen Fahren und insbesondere bei einem verzögernden Einsatz des Verbrennungsmotors, umgangssprachlich „Motorbremse“, durchlaufen, sodass starke Vibrationen fühlbar werden und einen Komfort beeinträchtigen. Bekannt ist, zum Vermindern dieser Drehschwingungen einen Drehschwingungsausgleicher zu verwenden. Dieser ist häufig in ein Zweimassenschwungrad integriert oder weniger wirksam und kostengünstiger mit einem Einmassenschwungrad kombiniert in einer Kupplungsscheibe integriert. Durch das Zweimassenschwungrad wird die erste Eigenkreisfrequenz typisch so weit abgesenkt, dass sie nur während des Anlassens durchlaufen und angeregt wird.
Die DE 102012211 093 A1 erläutert für ein Zweimassenschwungrad unterschiedliche Federkennlinien. Ein Bogenfedersystem mit gleichzeitig komprimierten Federn führt zu einer linearen Federkennlinie, welche einen Motorstart erschwert. Auch eine zweistufig verlaufende Federkennlinie ist sehr steif und erschwert einen Motorstart. Eine dreistufig verlaufende Federkennlinie ist sehr schwierig zu realisieren. Vorgeschlagen wird schließlich eine Federkennlinie mit einem zweistufigen Verlauf mit deutlich unterschiedlichen Teil-Steifigkeiten.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, den Fahrkomfort eines Hybridgetriebes zu verbessern.
Aus Kostengründen sollen dieselben Komponenten für PKWs, SUVs (sport utility verhicle, etwa Stadtgeländewagen) und LCVs (light commercial vehicle, etwa Lieferwagen) verwendet werden können. Eine weitere Aufgabe kann also darin bestehen, das Hybridgetriebe an den Bauraum eines Fahrzeugs, insbesondere eines PKWs, SUVs und/oder LCVs anzupassen.
Des Weiteren sollen branchentypische Anforderungen der Fahrzeugindustrie, insbesondere der Automobilindustrie nach Möglichkeit berücksichtigt werden, diese können insbesondere Forderungen nach einem möglichst geringen Bauraum, einem möglichst geringen Gewicht, möglichst geringen Herstellungskosten und/oder einem möglichst geringen Verbrauch sein.
ZUSAMMENFASSUNG
Zum Lösen der Aufgabe sieht die Erfindung vor ein Hybridgetriebe aufweisend einen Drehschwingungsausgleicher, an den ein Verbrennungsmotor anschließbar ist, und einen zum Antreiben eines Fahrzeugs vorbereiteten Elektromotor, wobei der Elektromotor mit dem Drehschwingungsausgleicher zum Übertragen eines Drehmoments geeignet verbunden ist, wobei der Drehschwingungsausgleicher eine lineare Federkennlinie aufweist.
Der zum Antreiben eines Fahrzeugs vorbereitete Elektromotor und die lineare Federkennlinie ermöglichen in der erfindungsgemäßen Kombination zumindest die folgenden Verbesserungen:
Indem der Elektromotor zum Antreiben eines Fahrzeugs vorbereitet ist, verfügt er im Gegensatz zu einem üblichen Startermotor über genügend Drehmoment, um den Verbrennungsmotor zündungsfrei bzw. einspritzungsfrei bis über die erste Eigenfrequenz zu beschleunigen. Dadurch wird erstens vermieden, dass im Bereich der ersten Eigenfrequenz im anschließbaren Verbrennungsmotor Gaskräfte entstehen, welche die erste Eigenschwingung anregen könnten.
Ein Bauraum für eine Federung ist stets beschränkt. Indem der Drehschwingungsausgleicher eine lineare Federkennlinie aufweist, wird die flachste mögliche Kennlinie bezüglich des gesamten Federwegs erreicht. Also wird über den gesamten Federweg eine weiche Federung erreicht, sodass zweitens im Betrieb auftretende periodische Kräfte mit niedriger Federsteifigkeit gut entkoppelt werden können.
Indem der Elektromotor geeignet ist, den anschließbaren Verbrennungsmotor bis über die erste Eigenfrequenz zu beschleunigen, kann auf die sog. Startstufe, gemeint ist bei einem zwei- oder mehrstufigem Federverlauf eine besonders flache Stufe, verzichtet werden. Dadurch wird für die lineare Federkennlinie ein größerer Federweg in einem stets konstruktiv begrenzten maximalen Verdrehwinkel verfügbar zum Ausgleichen einer verbrennungsmotorischen Antriebsschwingung, sodass drittens die Federkennlinie im Fahrbereich eine besonders niedrigere Federsteifigkeit aufweist, was eine Schwingungsentkopplung nochmals verbessert.
Indem der Elektromotor zum Antreiben eines Fahrzeugs ausgelegt ist und daher den anschließbaren Verbrennungsmotor bis zu einer Drehzahl über der Leerlaufdrehzahl beschleunigen kann, kann der anschließbare Verbrennungsmotor in einem vergleichsweise schmalen Drehzahlband betrieben werden. Daher kann die Federung auf einen schmalen Drehzahlbereich ausgelegt werden, und daher viertens im schmalen Drehzahlbereich besonders wirksam Drehschwingungen dämpfen.
Eine lineare Federkennlinie ist leichter auszulegen und daher günstiger zu entwerfen und zu adaptieren als eine mehrstufige Federkennlinie. Im Vergleich entfällt das Auslegen der Abstufung. Also kann fünftens ein kostengünstigeres Hybridgetriebe erhalten werden.
Eine lineare Federkennlinie ermöglicht ein Baukastensystem mit weniger Varianten als eine mehrstufige Federkennlinie. Es müssen also weniger Bauteile entworfen, validiert, abgestimmt und hergestellt werden. Weiters kann die Montage vereinfacht werden. Also kann sechstens ein nochmals kostengünstigeres Hybridgetriebe erhalten werden.
Mit anderen Worten, die Erfindung sieht vor ein Schwingungsbegrenzungssystem , welches die Schwingungen zumindest auf ein akzeptables und niedriges Niveau ausgleicht bzw. begrenzt, hemmt oder dämpft, welche aus dem anschließbaren verbrennungsmotorischen Teil eines resultierenden Hybridantriebstrangs resultieren.
Der Drehschwingungsausgleicher kann zum Anschließen des anschließbaren Verbrennungsmotors einen Flansch, der beispielsweise zu einem Kurbelwellenflansch einer Kurbelwelle des anschließbaren Verbrennungsmotors komplementär ist, einen Teil einer Welle-Nabe-Verbindung und/oder ein Schwungrad oder eine Primärmasse eines Zweimassenschwungrads enthalten. Der Drehschwingungsausgleicher ist nicht darauf beschränkt, dass ein anschließbarer Verbrennungsmotor eine Kurbelwelle aufweist. Der Drehschwingungsdämpfer ist vorzugsweise ausgelegt zum Dämpfen periodischer Drehungleichförmigkeiten, wie Massekräfte und Gaskräfte eines anschließbaren Verbrennungsmotors, und aperiodischer Drehungleichförmigkeiten, wie Stöße aus Lastfällen und dergleichen.
Ist der Verbrennungsmotor unmittelbar an den Drehschwingungsausgleicher anschließbar, kann der Drehschwingungsausgleicher aufwandsparend ein Schwungrad integrieren.
Ist der Elektromotor zum alleinigen Antreiben eines Fahrzeugs geeignet, kann kostensparend auf einen weiteren Elektromotor verzichtet werden. Der Elektromotor kann ein Motorgenerator sein, der vorteilhaft zum Laden eines Energiespeichers ausgelegt ist.
Vorzugsweise ist das Hybridgetriebe dazu ausgelegt, dass der anschließbare Verbrennungsmotor sowohl als Reichweitenverlängerer, der über eine Generatorfunktion des Elektromotors Strom erzeugt, wie auch als Direktantrieb eingesetzt werden kann. Dies erspart eine verlustbehaftete Umwandlung von kinetischer Leistung in elektrische Leistung und zurück in kinetische Leistung, sodass der Wirkungsgrad erhöht wird.
Im Hybridgetriebe kann zwischen dem Elektromotor und dem Drehschwingungsdämpfer eine Verzweigung angeordnet sein, welche zum Übertragen eines Drehmoments geeignet mit einem Abtrieb des Hybridgetriebes verbunden ist. Die Verzweigung kann beschrieben werden als eine Leistungsverzweigung, welche die antreibenden oder verbrauchenden Leistungen jeweils des anschließbaren Verbrennungsmotors, des Elektromotors und des Abtriebs miteinander je nach Fahrmodus koppelt. Die Verzweigung kann eine starre Verzweigung sein oder enthalten, welche zwischen dem anschließbaren Verbrennungsmotor, dem Elektromotor und dem Abtrieb ein festes Drehzahlverhältnis vorgibt. Diese Lösung ist sehr kostengünstig und robust. Die Verzweigung kann auch ein Ausgleichsgetriebe, wie ein Planetengetriebe sein oder enthalten, welches zwischen dem anschließbaren Verbrennungsmotor, dem Elektromotor und dem Abtrieb ein Drehmomentverhältnis vorgibt, sodass kleinere Drehzahlschwankungen zwischen dem Elektromotor und dem anschließbaren Verbrennungsmotor nicht zu einer Verspannung im Hybridgetriebe führen. Optional kann das Ausgleichsgetriebe sperrbar bzw. kurzschließbar sein, um Ausgleichsverluste zu verhindern oder zu vermindern. In einer bevorzugten Ausführungsform kann die Verzweigung unmittelbar mit dem Elektromotor, etwa einem Rotor des Elektromotors gekoppelt sein, sodass sie als direkter Angriffspunkt des Elektromotors dient. Der Abtrieb kann ein Übersetzungsgetriebe, welches eine veränderbare Übersetzung bereitstellt, eine Welle, eine Achsübersetzung, ein Differential und/oder ein Raduntersetzung enthalten. Jede der genannten Abtrieb- Formen ist vorteilhaft ersetzbar.
Das Hybridgetriebe kann ein Übersetzungsgetriebe enthalten, das eine veränderbare Übersetzung bereitstellt. Dies ermöglicht, den anschließbaren Verbrennungsmotor in einem breiten Fahrgeschwindigkeitsband als Direktantrieb zu nutzen. Das Übersetzungsgetriebe kann beispielsweise zwischen dem Drehschwingungsdämpfer und dem Elektromotor bzw. der Verzweigung oder zwischen dem Elektromotor bzw. der Verzweigung und einem bzw. dem Abtrieb angeordnet sein. Ist das Übersetzungsgetriebe zwischen dem Drehschwingungsdämpfer und dem Elektromotor bzw. der Verzweigung angeordnet, kann der Elektromotor ohne das Übersetzungsgetriebe direkt auf einen bzw. den Abtrieb wirken, sodass der Elektromotor sehr effizient betreibbar ist. Ist das Übersetzungsgetriebe zwischen dem Elektromotor bzw. der Verzweigung und einem bzw. dem Abtrieb angeordnet, kann ein im Verhältnis kleinerer Elektromotor mit entsprechend hoher Effizienz verbaut werden; außerdem ist diese Anordnung bezüglich der Größe und Position in vielen Bauraumszenarien vorteilhaft. Das Übersetzungsgetriebe kann ein kostengünstiges manuell betätigbares Schaltgetriebe (MT) sein. Ist das Übersetzungsgetriebe ein automatisiertes oder automatisches Getriebe, kann eine Steuerstrategie die Übersetzung und ein durch den Elektromotor abgegebenes Drehmoment besonders effizient steuern. Insbesondere kommen ein automatisiertes Schaltgetriebe (AMT), ein Doppelkupplungsgetriebe (DCT), ein Stufenautomatikgetriebe (AT), ein elektrisch leistungsverzweigtes Getriebe, ein hydraulisch leistungsverzweigtes Getriebe und Sonderformen wie ein stufen los veränderlich übersetzendes Getriebe (CVT) in Betracht. Je höher die Gangzahl bzw. Spreizung des Getriebes ist, desto schmalbandiger kann der Verbrennungsmotor betrieben werden, wodurch die periodischen und aperiodischen Drehungleichförmigen besser ausgeglichen, wie gedämpft und/oder getilgt, werden können.
Falls der Elektromotor und das Übersetzungsgetriebe konzentrisch oder achsparallel angeordnet und der Verbrennungsmotor zum Übersetzungsgetriebe achsparallel anschließbar sind, ist ein besonders kompakter Bauraum erzielbar. Insbesondere für Kleinwägen in typischer Front-Quer-Konfiguration wird das Hybridgetriebe somit besonders geeignet.
Da der Drehschwingungsausgleicher die lineare Federkennlinie aufweist, hat er eine Rückstelleigenschaft. Der Drehschwingungsausgleicher bewirkt also zumindest ein Rückstellen einer drehbewegbaren Eingangsseite in einen konstruktiv festgelegten Relativwinkel zu einer drehbewegbaren Ausgangsseite. Mit anderen Worten, die Federkennlinie beschreibt einen rückstellenden Drehmomentverlauf bezüglich einer Relativverdrehung zwischen einem primären bzw. verbrennungsmotorischen bzw. externen bzw. anschlussseitigen Eingang des Drehschwingungsausgleichers und einem sekundären bzw. hybridgetriebeseitigen bzw. internen bzw. abtriebsseitigen Ausgang des Drehschwingungsausgleichers.
Um eine Schwingungsanregung des Hybridantriebsstrangs zu vermeiden, verfügt der Drehschwingungsausgleicher vorzugsweise über eine Dämpfereigenschaft. Der Drehschwingungsausgleicher bewirkt also einen internen Energieaufbrauch, sodass eine Auslenkung des Relativwinkels zwischen der Eingangsseite und der Ausgangsseite abklingt. Wegen der genannten vorteilhaften Eigenschaften der Kombination des zum Antreiben eines Fahrzeugs vorbereiteten Elektromotors mit dem Drehschwingungsausgleicher mit linearer Federkennlinie wird es in vielen Applikationen ausreichen, dass der Drehschwingungsausgleicher ein reiner Federdämpfer ist.
Andererseits kann der Fahrkomfort nochmals gesteigert werden, indem der Drehschwingungsausgleicher zusätzlich noch eine Tilgerfunktion aufweist. Übliche Bauformen umfassen einen Fliehkrafttilger und/oder einen federgelagerten Tilger.
Die erfindungsgemäße lineare Federkennlinie betrifft vorzugsweise nicht eine Federabstützung einer Tilgermasse. Mit anderen Worten: die erfindungsgemäße Federkennlinie charakterisiert zumindest ein Federelement, welches vorzugsweise in einem zum Antreiben des Fahrzeugs geeigneten Leistungsübertragungspfad zwischen dem anschließbaren Verbrennungsmotor und dem Elektromotor und/oder einem Abtrieb des Hybridgetriebes angeordnet bzw. geschaltet ist.
Vorzugsweise ist die Federkennlinie symmetrisch für einen Schubbetrieb und für einen Zugbetrieb. In dem Schubbetrieb wird der anschließbare Verbrennungsmotor durch den Elektromotor und/oder das Fahrzeug angetrieben („geschoben“). Im Zugbetrieb werden der Elektromotor und/oder das Fahrzeug durch den Verbrennungsmotor angetrieben („gezogen“). Mit anderen Worten, die Federkennlinie verläuft vorzugsweise zwischen zwei maximalen Auslenkungen linear. Hierdurch wird jede Drehunregelmäßigkeit besonders gleichmäßig ausgeglichen.
Werden der Elektromotor und eine Sekundärmasse des Drehschwingungsausgleichers durch eine schaltbare Kupplung trennbar zum Drehmomentübertragen verbunden, dann bewirkt die Sekundärmasse bei geöffneter Kupplung ein Tilgen von Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors. Dies steigert nochmals den Komfort. Als Kupplung können beispielsweise eine nass oder trocken laufende Ein- oder Mehrscheibenkupplung und/oder eine Lamellenkupplung verwendet werden.
Die Federkennlinie beschreibt eine Elastizität zumindest einer Federeinrichtung. Eine Federeinrichtung kann eine Feder sein. Die Federeinrichtung oder Federeinrichtungen sind vorzugsweise in Umfangsrichtung um eine Welle wirkend angeordnet. Beispielsweise kann eine Federeinrichtung eine bogenförmig und/oder tangential angeordnete Schraubenfeder sein. Beispielsweise kann eine Federeinrichtung eine zumindest teilweise radial angeordnete Feder mit einem Umlenkhebel sein.
Eine Federeinrichtung kann eine Reihenschaltung zumindest zweier Federeinrichtungen sein; diese sind also Federweg-addierend bzw. Federwinkel addierend verschaltet. Eine Federeinrichtung kann eine Parallelschaltung zumindest zweier Federeinrichtungen sein; diese sind also Federkraft-addierend bzw. Federmoment-addierend verschaltet. Die Federkennlinie beschreibt vorzugsweise in beide Drehrichtungen eine Elastizität zumindest einer Federeinrichtung.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform beschreibt die lineare Federkennlinie eine kombinierte Elastizität zumindest zweier parallel geschalteter erster Federeinrichtungen, welche jeweils zumindest zwei in Reihe geschaltete zweite Federeinrichtungen enthalten. Indem zwei erste Federeinrichtungen parallelgeschaltet werden, können hohe Drehmomente übertragen werden, ohne dass eine einzelne erste Federeinrichtung vollständig komprimiert und somit in Komforthinsicht wirkungslos würde. Indem je erster Federeinrichtung mehrere zweite Federeinrichtungen vorgesehen sind, kann einerseits bei bogenförmig angeordneten Federn eine Fliehkraftreibung je Windung durch Verwenden geeigneter Lagerschuhe reduziert werden, und kann andererseits kostensparend ein Baukastensystem entwickelt werden.
Ein besonders kostensparendes Baukastensystem wird erhalten, wenn die zweiten Federeinrichtungen je Hybridgetriebe maximal zwei unterschiedliche Typen von Federeinrichtung enthalten. Rein beispielsweise könnten je zweiter Federeinrichtung vier Standardfedern und eine applikationsspezifische Feder eingesetzt werden.
Das Baukastensystem kann auch einen Platzhalter umfassen, welcher anstelle einer zweiten Federeinrichtung in eine erste Federeinrichtung aufnehmbar ist. Somit kann mit einfachen Mitteln ein steilerer Kennlinienverlauf erreicht werden. Vorzugsweise weist jede erste Federeinrichtung gleich viele Platzhalter auf, sodass sich die ersten Federeinrichtungen symmetrisch verhalten.
Sind die zweiten Federeinrichtungen und ggf. der Platzhalter bezüglich ihrer relativen Position im Drehschwingungsausgleicher austauschbar, kann wegen dynamischer Effekte, hauptsächlich Fliehkraft-verstärkter Reibung, die Zahl erzielbarer Kennlinien ohne Erhöhen der Zahl der Varianten der zweiten Federeinrichtungen nochmals erhöht werden. Mit anderen Worten: Die zweiten Federeinrichtungen einschließlich des Platzhalters genügen vorteilhafterweise einem einheitlichen Formfaktor.
Hybridantriebe werden zunehmend in einer Front-Quer-Anordnung oder in einer Heck-Quer-Anordnung verbaut, weil dies Fahrzeugentwicklern im Vergleich zu einer Front-Längs-Anordnung beispielsweise einen lange Fahrzeuginnenraum, eine große frontale Knautschzone, einen in Längsrichtung zentraleren Fahrzeugschwerpunkt oder einen verhältnismäßig einfach umsetzbaren Fahrzeugbaukasten ermöglicht. Die Quer-Anordnungen müssen aber in enge Bauräume passen.
Für solche engen Bauräume bei einem PKW, SUV oder LCV und/oder um einen in Querrichtung zentraleren Schwerpunkt zu ermöglichen ist von Vorteil, wenn der anschließbare Verbrennungsmotor und ein diesem nachgeschaltetes Glied, wie das Übersetzungsgetriebe oder die Verzweigung, achsparallel angeordnet und über einen ersten Quertrieb verbunden sind. Der Drehschwingungsausgleicher ist vorzugsweise zwischen dem anschließbaren Verbrennungsmotor und dem ersten Quertrieb angeordnet werden. Dadurch können von einem bestehenden Drehschwingungsausgleicher Gleichteile kostengünstig übernommen werden. Andererseits können so Drehschwingungen mit Komfortgewinn von dem Quertrieb ferngehalten werden.
Für die engen Bauräume bei einem PKW, SUV oder LCV und/oder um einen in Querrichtung zentraleren Schwerpunkt zu ermöglichen ist genauso von Vorteil, wenn der Elektromotor und ein diesem nachgeschaltetes Glied, wie das Übersetzungsgetriebe oder die Verzweigung, achsparallel angeordnet und über einen zweiten Quertrieb verbunden sind. Der erste Quertrieb und der zweite Quertrieb können jeweils und voneinander unabhängig beispielsweise ein Kettentrieb, ein Riementrieb und/oder ein Zahnradgetriebe, wie eine sog. Räderkette, sein.
Falls einer der Quertriebe ein kraftschlüssiger Riementrieb ist, begrenzt der Kraftschluss das durch den Quertrieb übertragbare Drehmoment. Der Quertrieb kann also zumindest ein Teil der jeweiligen Kupplung sein. Durch Verwenden eines einstellbaren Riemenspanners kann das übertragbare Drehmoment eingestellt werden. Durch Verwenden eines schaltbaren Riemenspanners kann der Riementrieb eine jeweilige das übertragbare Drehmoment begrenzende und schaltbare Kupplung sein.
Generell wird bevorzugt, dass das Nenndrehmoment des Elektromotors niedriger als das Nenndrehmoment eines anschließbaren Verbrennungsmotors ist, weswegen als erster Quertrieb ein Kettentrieb oder Zahnriementrieb bevorzugt wird, und als zweiter Quertrieb ein kraftschlüssiger Riementrieb bevorzugt wird.
Bei beiden Quertrieben wird ein möglichst niedriges Übersetzungsverhältnis angestrebt, vorzugsweise 1 :1 , um die Drehmomente auf den abtriebsseitigen Komponenten möglichst niedrig zu halten. Falls jedoch das Übersetzungsgetriebe zwischen dem ersten Quertrieb und dem Drehschwingungsausgleicher angeordnet wird, kann der erste Quertrieb mit einem höheren Übersetzungsverhältnis als Achsübersetzung ausgeführt werden, sodass die Zahl der verbauten Komponenten reduziert werden kann.
Zum Lösen der Aufgabe sieht die Erfindung weiterhin vor ein Fahrzeug aufweisend einen Verbrennungsmotor, wobei der Verbrennungsmotor an den Drehschwingungsausgleicher eines Hybridgetriebes wie vorstehend beschrieben angeschlossen ist. Das Hybridgetriebe kombiniert den zum Antreiben des Fahrzeugs vorbereiteten Elektromotor mit der linearen Federkennlinie des Drehschwingungsausgleichers, sodass die genannten Vorteile erreicht werden.
Der Komfort lässt sich nochmals steigern, indem eine Schwingungsamplitude einer Schwingung im Antriebstrang nochmals gesenkt wird. Hierzu kann als Drehschwingungsausgleicher ein Zweimassenschwungrad verwendet werden, welches im Fahrzeug zwei wirksame träge Massen bildet, die voneinander um höchstens 25% abweichen. Als wirksame träge Masse gilt hierbei die Masse des jeweiligen Schwungrads zuzüglich steifer Anbauteile. Beispielsweise ergibt sich eine wirksame träge Masse auf der Primärseite aus einem Primärschwungrad und einem Teil der Kurbelwelle mit einem Teil der Pleuel und Kolben eines herkömmlichen Verbrennungsmotors. Beispielsweise ergibt sich die wirksame träge Masse auf der Sekundärseite aus einem Sekundärschwungrad, einer Druckplatte und einem kurzen Wellenstück, insofern als von einer vergleichsweise hohen Steifigkeit der Welle ausgegangen werden kann. Beispielsweise kann bei einem bauraumgünstig auf die Sekundärmasse folgenden Quertrieb ein Antriebsrad bzw. Antriebszahnrad zur wirksamen trägen Masse auf der Sekundärseite gezählt werden.
Das Fahrzeug kann auch ein nachstehend näher beschriebenes Steuerungssystem enthalten, welches steuerfähig und vorzugsweise regelfähig iSv. rückmeldungssteuerfähig mit dem Hybridgetriebe und dem angeschlossenen Verbrennungsmotor verbunden ist. Das Steuergerät kann dazu als separates Steuergerät, als Teil eines Verbrennungsmotorsteuergeräts, als Teil eines Hybridgetriebesteuergeräts oder als Teil eines sonstigen allgemeineren Steuergeräts realisiert sein.
Je größer die abgebbare Leistung des Elektromotors im Verhältnis zur abgebbaren Leistung des Verbrennungsmotors ist, desto größer wird der rein elektrisch angetriebene Anteil einer gefahrenen Strecke. Daher beträgt die abgebbare Leistung des Elektromotors vorzugsweise mindestens 50% der abgebbaren Leistung des Verbrennungsmotors. Indem ein Elektromotor mit großer abgebbarer Leistung vorgesehen wird, kann eine Spreizung der abgebbaren Leistung des Verbrennungsmotors enger gehalten werden. Letztlich sind Verbrennungsmotoren mit 2 bis 6 Zylindern bevorzugt. Dabei gilt, dass periodische Massekräfte umso besser verbrennungsmotorintern konstruktiv ausgeglichen werden können, je größer die Zylinderzahl ist. Somit kann der Fahrkomfort nochmals gesteigert werden. Die Kombination mit dem bevorzugt leistungsstarken Elektromotor senkt andererseits das abzugebende Drehmoment des Verbrennungsmotors; daher kann eine Variantenvielfalt des Drehschwingungsausgleichers gesenkt werden, sodass Auslegungsaufwand, Entwicklungsaufwand und Teileaufwand noch weiter gesenkt werden können.
Zum Lösen der Aufgabe sieht die Erfindung außerdem vor ein Verfahren zum Anlassen eines an den Drehschwingungsausgleicher eines Hybridgetriebes wie vorstehend beschrieben angeschlossenen Verbrennungsmotors durch den Elektromotor, wobei das Verfahren aufweist ein zündungsfreies bzw. einspritzungsfreies Beschleunigen des Verbrennungsmotors bis über eine erste Antriebsstrangeigenfrequenz. Das Verfahren realisiert unmittelbar, dass Gaskräfte im Verbrennungsmotor im Bereich der ersten Eigenfrequenz vermieden werden, und es ermöglicht die übrigen genannten Vorteilen der Kombination des zum Antreiben eines Fahrzeugs vorbereiteten Elektromotors mit dem Drehschwingungsausgleicher mit linearer Federkennlinie.
Zum Lösen der Aufgabe sieht die Erfindung schließlich vor ein Steuergerät, das zum Steuern eines Hybridgetriebes wie vorstehend beschrieben und eines daran angeschlossenen Verbrennungsmotors eingerichtet ist, wobei das Steuergerät zum Ausführen des Verfahrens wie vorstehend beschrieben eingerichtet ist. Somit hat das erfindungsgemäße Steuergerät dieselben Vorteile wie das erfindungsgemäße Hybridgetriebe, das erfindungsgemäße Fahrzeug und das erfindungsgemäße Verfahren.
Weitere Aspekte und Merkmale der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen, der beigefügten Zeichnung und der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen.
FIGURENLISTE
Ausführungsformen werden nun beispielhaft und unter Bezugnahme auf die beigefügte Zeichnung beschrieben, dabei zeigen:
Fig. 1 einen Vergleich einer linearen Federkennlinie gemäß einer ersten Ausführungsform mit einer zweistufigen Federkennlinie, Fig. 2 ein Fahrzeug mit einem Verbrennungsmotor und einem Hybridgetriebe gemäß der ersten Ausführungsform,
Fig. 3 ein Fahrzeug mit einem Verbrennungsmotor und einem Hybridgetriebe gemäß einer zweiten Ausführungsform,
Fig. 4 ein Fahrzeug mit einem Verbrennungsmotor und einem Hybridgetriebe gemäß einer dritten Ausführungsform,
Fig. 5 ein Fahrzeug mit einem Verbrennungsmotor und einem Hybridgetriebe gemäß einer vierten Ausführungsform,
Fig. 6a bis 6c jeweils einen Drehschwingungsausgleicher einer fünften bis siebten Ausführungsform,
Fig. 7a bis 7c jeweils einen Drehschwingungsausgleicher einer achten bis zehnten Ausführungsform,
Fig. 8 einen Vergleich linearer Kennlinien gemäß der achten bis zehnten Ausführungsformen,
Fig. 9 einen Drehschwingungsausgleicher einer elften Ausführungsform, und
Fig. 10 einen Vergleich linearer Kennlinien gemäß der fünften und elften Ausführungsformen.
BESCHREIBUNG VON AUSFÜHRUNGSFORMEN
Eine erste Ausführungsform wird nun anhand der Fig. 1 und 2 beschrieben.
Die Fig. 2 zeigt ein Fahrzeug 1 mit einem front-quer eingebautem Hybridgetriebe 2. Das Hybridgetriebe 2 enthält einen Elektromotor 3, der zum Antreiben des Fahrzeugs 1 vorbereitet ist, sowie einen Drehschwingungsausgleicher 4. Die Fig. 1 ist ein Steifigkeitsdiagramm, wobei ein Drehmoment M über einem Verdrehwinkel phi aufgetragen ist. Der Drehschwingungsausgleicher 4 weist eine lineare Federkennlinie L1 auf. Die lineare Federkennlinie L1 wird in der Fig. 1 einer generischen zweistufigen Federkennlinie L2 gegenübergestellt. Dabei ist deutlich zu erkennen, dass die Federkennlinie L1 als lineare Federkennlinie über den gesamten Verdrehwinkel phi hinweg dieselbe Steifigkeit, also denselben Drehmomentzuwachs je Verdrehwinkel, zeigt. Demgegenüber zeigt die zweistufige Federkennlinie L2 ausgehend vom Ursprung des Diagramms eine flache, also nachgiebige Startstufe, an die sich eine steile, also steife Fahrstufe anschließt. Wegen dieser steifen Fahrstufe werden im Fährbetrieb durch die zweistufige Federkennlinie L2 verhältnismäßig viele Anteile der Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors 5 an das restliche Hybridgetriebe 2 weitergegeben. Wegen der weicheren linearen Federkennlinie L1 werden im Fährbetrieb verhältnismäßig weniger Anteile der Drehungleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors 5 an das restliche Hybridgetriebe 2 weitergegeben. Das Fahrzeug 1 mit dem Hybridgetriebe 2 bietet also einen hohen Fahrkomfort, während das Fahrzeug Passagiere befördert.
Der Drehschwingungsausgleicher 4 ist hier als Zweimassenschwungrad ausgeführt, wobei die lineare Federkennlinie L1 eine Federung beschreibt, welche eine Primärmasse zum Drehmomentübertragen gegen eine Sekundärmasse abstützt. Der Verbrennungsmotor 5 ist mit der Primärmasse des Drehschwingungsausgleichers 4 mittels einer Zwischenwelle 6 mittelbar verbunden. Die Sekundärmasse des Drehschwingungsausgleichers 4 ist mit einem antriebsseitigen Zahnrad eines ersten Quertriebs 7 verbunden. Die Zwischenwelle 6 ist durch eine zentrale Ausnehmung des dazu koaxialen antriebsseitigen Zahnrads geführt, sodass der Drehschwingungsausgleicher 4 an der vom Verbrennungsmotor 5 abgewandten Seite des ersten Quertriebs 7 platziert ist, wodurch eine bauraumgünstige Anordnung des ersten Quertriebs erzielt wird. Der erste Quertrieb 7 ist ein Kettentrieb mit einer Übersetzung von 1:1. Ein abtriebsseitiges Zahnrad des ersten Quertriebs 7 ist mit einer Eingangsseite einer Kupplung 8 verbunden. Die Kupplung 8 ist eine normalerweise geschlossene, lüftbare Kupplung.
Eine Ausgangsseite der Kupplung 8 ist mit einem Hohlrad eines Planetengetriebes 9 verbunden. Ein Planetenträger des Planetengetriebes 9 ist mit einer Eingangswelle eines Übersetzungsgetriebes 10 verbunden. Ein Sonnenrad des Planetengetriebes 9 ist mit einem Rotor des Elektromotors 3 verbunden. Das Planetengetriebe 9 dient als eine Verzweigung 11 , welche eine Drehmoment-ausgleichende Leistungsverzweigung ist.
Das Hybridgetriebe 2 enthält außerdem ein Differenzialgetriebe 12. Das Differentialgetriebe 12 und das Übersetzungsgetriebe 10 sind zusammen ein Abtrieb 13 des Hybridgetriebes 2.
Seitenwellen 14 verbinden das Differentialgetriebe 12 des Hybridgetriebes 2 mit Fronträdern des Fahrzeugs 1 zum Antreiben des Fahrzeugs 1 in eine Vorwärtsrichtung v. Außerdem enthält das Fahrzeug 1 einen optionalen zweiten Elektromotor 15, welcher über Seitenwellen 14 Heckräder des Fahrzeugs 1 antreiben kann.
Der Elektromotor 3 ist mit dem Drehschwingungsausgleicher 4 also über die als das Planetengetriebe 9 ausgestaltete Verzweigung 11 , die Kupplung 8 und den ersten Quertrieb 7 in zum Drehmomentübertragen geeigneter Weise verbunden. Weil der Drehschwingungsausgleicher 4 außerdem über die lineare Federkennlinie L1 verfügt, hat das Fahrzeug 1 die erfindungsgemäßen Eigenschaften, dass Gaskräfte des Verbrennungsmotors 5 im Bereich der ersten Eigenfrequenz vermieden werden, dass über den gesamten Federweg, d.h. den gesamten Verdrehwinkel phi, auftretende periodische Massekräfte und Gaskräfte gut entkoppelt werden, dass im Fahrbereich eine besonders niedrige Federsteifigkeit eine Schwingungsentkopplung noch weiter verbessert, dass der Verbrennungsmotor 5 in einem schmalen Drehzahlband betrieben wird und der Drehschwingungsausgleicher 4 darauf optimiert ist, und dass das Hybridgetriebe mangels Stufenauslegung und mit wenig Varianten vergleichsweise kostengünstig ist.
In den Fign. 2 bis 5 nicht abgebildet ist ein Steuergerät, welches mit dem Elektromotor 3, dem Verbrennungsmotor 5 und einem die Kupplung 8 betätigenden Aktor wirkverbunden ist. Das Steuergerät ist dazu programmiert, zum Anlassen des Verbrennungsmotors 5 die Kupplung 8 zu schließen, den Verbrennungsmotor 5 zündungsfrei bis ca. 1500 U/min durch den Elektromotor 3 zu beschleunigen, und dann den Verbrennungsmotor 5 zu zünden.
Bei der in der Fig. 2 gezeigten Ausführungsform ist der Drehschwingungsausgleicher 4 zwischen dem Verbrennungsmotor 5 und dem ersten Quertrieb 7 angeordnet, ist die Kupplung 8 zwischen dem ersten Quertrieb 7 und der Verzweigung 11 angeordnet, und ist der Elektromotor 3 über die als Planetengetriebe 9 ausgestaltete Verzweigung 11 mit dem Übersetzungsgetriebe 10 und dem Verbrennungsmotor 5 zum Drehmomentübertragen verbunden.
Bei einer in der Fig. 3 gezeigten zweiten Ausführungsform sind im Gegensatz zu der ersten Ausführungsform der Drehschwingungsausgleicher 4 und die Kupplung 8 zwischen dem Verbrennungsmotor 5 und dem ersten Quertrieb 7 angeordnet.
Bei einer in der Fig. 4 gezeigten dritten Ausführungsform sind im Gegensatz zur zweiten Ausführungsform zwar der Drehschwingungsausgleicher 4 und die Kupplung 8 ebenfalls im Leistungsfluss zwischen dem Verbrennungsmotor 5 und dem ersten Quertrieb 7 angeordnet, sind aber bauraumlich mittels einer zentralen Durchführung wie bei der ersten Ausführung an dem vom Verbrennungsmotor 5 abgewandten Seite des ersten Quertriebs 7 angeordnet.
Bei einer in der fig. 5 gezeigten Ausführungsform ist im Gegensatz zur ersten Ausführungsform der Elektromotor 3 achsparallel zur Eingangswelle des Übersetzungsgetriebes 10 angeordnet. Der Elektromotor 3 ist mit der Verzweigung 11 über einen zweiten Quertrieb 16 verbunden. Bei den beiden letztgenannten Ausführungsformen ist kein zweiter Elektromotor 15 verbaut. Ansonsten sollen die Ausführungsformen zwei bis vier der ersten Ausführungsform entsprechen.
Die Fign. 6a bis 6c zeigen einen Teile jeweiliger Drehschwingungsausgleicher 4 einer fünften bis siebten Ausführungsform. Im Übrigen entsprechen diese Ausführungsformen der ersten Ausführungsform. Bei den in den Fign. 6a-c gezeigten Drehschwingungsausgleichern 4 handelt es sich um Zweimassenschwungräder mit jeweils zwei zwischen die Primärseite und die Sekundärseite geschalteten ersten Federeinrichtungen 17. Die jeweils zwei ersten Federeinrichtungen 17 sind parallelgeschaltet, sie sind also Drehmoment-addierend angeordnet. Diese werden angesteuert durch beispielsweise ein die Federeinrichtungen 17 umfassendes mit dem Verbrennungsmotor 5 verbundenes Gehäuse 18 oder eine Nabenscheibe, welche mit dem Elektromotor 3 und dem Übersetzungsgetriebe 10 verbunden ist. Jede der gezeigten ersten Federeinrichtungen 17 umfasst fünf in Reihe geschaltete zweite Federeinrichtungen 19, welche endseitig und jeweils dazwischen angeordnet in gleitfähigen Lagerschuhen 20 gelagert sind. Die in den Fign. 6a-c gezeigten Ausführungsformen unterscheiden sich beispielhaft bezüglich eines Teils der zweiten Federeinrichtungen 19. Bei der fünften Ausführungsform sind alle diese zweiten Federeinrichtung 19 aus jeweils zwei ineinander geschalteten Einzelfedern gebildet. Dieser ist der einzige Typ zweite Federeinrichtung 19 bei der fünften Ausführungsform. Bei der sechsten Ausführungsform ist eine zweite Federeinrichtung 19 je erster Federeinrichtung 17 durch eine einfache Einzelfeder ersetzt. Bei der siebten Ausführungsform sind zwei zweite Federeinrichtungen 19 je erster Federeinrichtung 17 durch jeweils eine einfache Einzelfeder ersetzt. Alle in den Fign. 6a-c gezeigten Federn liegen an den Gleitschuhen an, sodass sich eine lineare nicht-abgestufte Federkennlinie ergibt.
Die Fign. 7a-c und 8 zeigen eine achte, neunte und zehnte Ausführungsform der Erfindung. Die Fign. 6a bis 6c bilden jeweils einen Teil jeweiliger Drehschwingungsausgleicher 4 ab, im Übrigen entsprechen diese Ausführungsformen der ersten Ausführungsform. Die gezeigten ersten Federeinrichtungen 17 enthalten jeweils vier zweite Federeinrichtungen 19 aus zwei ineinander geschachtelten Einzelfedern und eine zweite Federeinrichtung 19 aus einer einzelnen Feder. Die gezeigten Drehschwingungsausgleicher 4 unterscheiden sich lediglich hinsichtlich der Position der einzelnen Feder. Weil die Drehschwingungsausgleicher 4 bei einer Drehzahl, beispielsweise 1500 U/min bis 4000 U/min betrieben werden, wirkt auf die zweiten Federeinrichtungen 19 und die Gleitschuhe 20 eine Fliehkraft. Diese drückt die Gleitschuhe 20 nach außen gegen das Gehäuse 18, sodass eine Reibungskraft entsteht, welche das Ausgleichen von Drehschwingungen behindert. Mit anderen Worten: Durch diese Fliehkraftreibung wird die Feder teilweise über das Gehäuse 18 mechanisch kurzgeschlossen und kann nur noch eingeschränkt arbeiten. Daher hat im dynamischen Fall bei unterschiedlichen zweiten Federeinrichtungen 19 die Position der schwächsten Feder einen erheblichen Einfluss auf eine dynamisch resultierende Federkennlinie. Die Fig. 8 zeigt die aus den Ausführungsformen acht bis zehn dynamisch resultierenden Federkennlinien bei derselben Drehzahl. Bei der Fig. 7a ist die schwächste zweite Federeinrichtung 19 in Drehrichtung die vorderste, sodass zum Komprimieren dieser zweiten Federeinrichtung 19 sämtliche Gleitschuhe gegen die jeweilige Reibkraft bewegt werden müssen. Daher entspricht in der Fig. 8 die oberste Federkennlinie mit einer Steifigkeit C1 und einem zum Komprimieren um einen Verdrehwinkel Phi_ges notwendigen Drehmoment M_Motor1 der in der Fig. 7a gezeigten achten Ausführungsform. Weiters entspricht die mittlere Kennlinie mit einer Steifigkeit C2 und einem zum Komprimieren um den Verdrehwinkel Phi_ges notwendigen Drehmoment M_Motor2 der in der Fig. 7b gezeigten neunten Ausführungsform. Schließlich entspricht die untere Kennlinie mit einer Steifigkeit C3 und einem zum Komprimieren um den Verdrehwinkel Phi_ges notwendigen Drehmoment M_Motor3 der in der Fig. 7c gezeigten zehnten Ausführungsform. Um diesen Effekt kostengünstig nutzen zu können, ist es von Vorteil, wenn die zweiten Federeinrichtungen 19 und ggf. ein später beschriebener Platzhalter bezüglich ihrer relativen Position im Drehschwingungsausgleicher 4 austauschbar sind. Somit können mit weniger Federvarianten also mehr lineare Kennlinien erreicht werden.
Der oben beschriebene Effekt der Fliehkraftreibung tritt umso stärker auf, je höher die Drehzahl des Drehschwingungsausgleichers 4 ist. Wenn beispielsweise eine Betriebs-Drehzahl des Verbrennungsmotors 5 aber auf den Bereich von 1500 U/min bis 4500 U/min beschränkt wird, kann auf diesen vergleichsweise schmalbandigen Drehzahlbereich hin optimiert werden. Beispielsweise können die Gleitschuhe 20 und die zweiten Federeinrichtungen 19, z.B. ein Federteller oder eine Federgeometrie oder eine Durchbiegung, auf einen bestimmten Reibkraftwert hin optimiert werden. Auf diese Weise kann die Abstimmung des Drehschwingungsbegrenzers 4 optimiert und der Komfort erhöht werden.
Die Fign. 9 und 10 zeigen eine elfte Ausführungsform der Erfindung. Hierbei ist eine zweite Federeinrichtung 19 je erster Federeinrichtung 17 durch einen Platzhalter 21 ersetzt worden. Der in der Fig. 9 gezeigte Platzhalter 21 ist ein Formteil, welches einen endseitigen Gleitschuh, den eigentlichen Platzhalterkörper und einen Gleitschuh einstückig enthält. Nicht dargestellt, aber ebenso denkbar ist ein Platzhalter, welcher nur aus einem Platzhalterkörper besteht, der anstelle einer Federeinrichtung 19 eingesetzt werden kann. Ein Platzhalter kann beispielsweise eine zumindest zehnfache Steifigkeit verglichen mit einer zweiten Federeinrichtung 19 aufweisen.
Die Fig. 10 zeigt im Vergleich zur fünften Ausführungsform die Auswirkung des Platzhalters bzw. des Fehlens einer von fünf zweiten Federeinrichtungen 19: ein Verdrehwinkel Phi_11 wird um 20% kleiner als ein Verdrehwinkel Phi_5, weil der Platzhalter nicht wirksam komprimiert wird. Außerdem steigt die Steifigkeit von C5 um 20% auf C11 und nimmt das zum Komprimieren notwendige Drehmoment von M5 um 20% auf M11 ab.
Einzelne Aspekte und Variationen der Ausführungsformen lassen sich mit anderen Worten wie folgt zusammenfassen. Das Fahrzeug 1 verfügt vorzugsweise über ein achsparalleles Front-Quer-Flybridsystem. Der Verbrennungsmotor 5 wird im Betrieb durch den Elektromotor 3 bis zur Leerlaufdrehzahl beschleunigt, ehe der Verbrennungsmotor 5 gezündet wird, um Leistung abzugeben. Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung liegt eine untere Betriebsdrehzahl des Verbrennungsmotors 5 mit 1500 U/min ca. 66% über heute üblichen unteren Betriebsdrehzahlen von ca. 900 U/min. Der Verbrennungsmotor 5 ist vorzugsweise zum kombinierten Antreiben des Fahrzeugs 1 im Zusammenwirken mit dem Elektromotor 3 ausgelegt, daher kann der Verbrennungsmotor 5 mit vergleichsweise wenig Drehmoment angeboten und sparsam betrieben werden. Das Drehmoment des Verbrennungsmotors 5 wird über einen Kettentrieb, den Quertrieb 7, zu einer Eingangsachse des Übersetzungsgetriebes übertragen. Der Elektromotor 3 des Hybridgetriebes 2 ist vorzugsweise mit einer Eingangswelle des Übersetzungsgetriebes 10 mittels einer Verzweigung 11 gekoppelt. Die Verzweigung 11 kann beispielsweise ein Planetengetriebe 9 oder eine starre Verzweigung sein. Der Verbrennungsmotor 5 wird vorzugsweise mittels einer Kupplung 8 mit nachgelagerten Komponenten trennbar verbunden. Ist der Verbrennungsmotor 5 mittels des ersten Quertriebs 7 mit der Verzweigung 11 gekoppelt, ist der Drehschwingungsdämpfer 4 vorzugsweise zwischen dem Verbrennungsmotor 5 und dem ersten Quertrieb 7 angeordnet, und ist die Kupplung 8 vorzugsweise zwischen der Verzweigung 11 und dem Drehschwingungsdämpfer 4 vor oder hinter dem ersten Quertrieb 7 angeordnet.
Die beschriebenen Ausführungsformen sollen untereinander auch auszugsweise kombinierbar sein. Weitere Variationen und Ausführungsformen der Erfindung ergeben sich für den Fachmann im Rahmen der Ansprüche.
Bezuqszeichen
1 Fahrzeug
Hybridgetriebe
Elektromotor
Drehschwingungsausgleicher
5 Verbrennungsmotor
Zwischenwelle
7 erster Quertrieb
8 Kupplung
9 Planetengetriebe
10 Übersetzungsgetriebe 11 Verzweigung 12 Differentialgetriebe
13 Abtrieb
14 Seitenwellen
15 zweiter Elektromotor
16 zweiter Quertrieb
17 erste Federeinrichtung
18 Gehäuse
19 zweite Federeinrichtung
20 Gleitschuh 21 Platzhalter C1 Steifigkeit C2 Steifigkeit C3 Steifigkeit C5 Steifigkeit C11 Steifigkeit L1 lineare Federkennlinie L2 zweistufige Federkennlinie M Drehmoment M5 Drehmoment M11 Drehmoment
M Motoi Drehmoment M_Motor2 Drehmoment
M_Motor3 Drehmoment phi Verdrehwinkel
Phi_5 Verdrehwinkel
Phi_11 Verdrehwinkel
Phi_ges Verdrehwinkel v Vorwärtsrichtung

Claims

Patentansprüche
1. Hybridgetriebe (2), aufweisend einen Drehschwingungsausgleicher (4), an den ein Verbrennungsmotor (5) anschließbar ist, und einen zum Antreiben eines Fahrzeugs (1) vorbereiteten Elektromotor (3), wobei der Elektromotor (3) mit dem Drehschwingungsausgleicher (4) zum Übertragen eines Drehmoments geeignet verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Drehschwingungsausgleicher (4) eine lineare Federkennlinie aufweist.
2. Hybridgetriebe (2) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Federkennlinie zwischen zwei maximalen Auslenkungen linear verläuft.
3. Hybridgetriebe (2) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die lineare Federkennlinie eine kombinierte Elastizität zumindest zweier parallel geschalteter erster Federeinrichtungen (17) beschreibt, welche jeweils zumindest zwei in Reihe geschaltete zweite Federeinrichtungen (19) enthalten.
4. Hybridgetriebe (2) nach Anspruch 3, wobei die zweiten Federeinrichtungen (19) maximal zwei unterschiedliche Typen von Federeinrichtung enthalten.
5. Hybridgetriebe (2) nach einem der Ansprüche 3 oder 4, wobei zumindest eine der zweiten Federeinrichtungen (19) einen Platzhalter (21) enthält.
6. Hybridgetriebe (2) nach einem der Ansprüche 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die zweiten Federeinrichtungen (19) und ggf. der Platzhalter (21) bezüglich ihrer relativen Position im Drehschwingungsausgleicher (4) austauschbar sind.
7. Fahrzeug (1) aufweisend einen Verbrennungsmotor (5), dadurch gekennzeichnet, dass Verbrennungsmotor (5) an den Drehschwingungsausgleicher (4) eines Hybridgetriebes (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche angeschlossen ist.
8. Fahrzeug (1) nach Anspruch 7 dadurch gekennzeichnet, dass der Drehschwingungsausgleicher (4) ein Zweimassenschwungrad ist, welches zwei wirksame träge Massen bildet, die voneinander um höchstens 25% abweichen.
9. Verfahren zum Anlassen eines an den Drehschwingungsausgleicher (4) eines Hybridgetriebes (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 7 angeschlossenen Verbrennungsmotors (5) durch den Elektromotor (3), dadurch gekennzeichnet, dass das Verfahren aufweist ein zündungsfreies und/oder einspritzungsfreies Beschleunigen des Verbrennungsmotors (5) bis über eine erste Antriebsstrangeigenfrequenz.
10. Steuergerät, das zum Steuern eines Hybridgetriebes (2) nach einem der Ansprüche 1 bis 7 und eines daran angeschlossenen Verbrennungsmotors (5) eingerichtet ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuergerät zum Ausführen des Verfahrens nach Anspruch 9 eingerichtet ist.
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