WO2022243526A1 - Verfahren und vorrichtung zur ermittlung wenigstens einer auf ein antriebsaggregat wirkenden kraft und/oder wenigstens eines auf ein antriebsaggregat wirkenden drehmomentes - Google Patents

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WO2022243526A1 PCT/EP2022/063749 EP2022063749W WO2022243526A1 WO 2022243526 A1 WO2022243526 A1 WO 2022243526A1 EP 2022063749 W EP2022063749 W EP 2022063749W WO 2022243526 A1 WO2022243526 A1 WO 2022243526A1
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WO
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drive unit
acceleration
vibration damping
determined
torque
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PCT/EP2022/063749
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French (fr)
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Jens-Werner Falkenstein
Andreas Koch
Ludger SCHUETZ
Gabrielius JAKSTAS
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Universitaet Rostock
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    • G01L—MEASURING FORCE, STRESS, TORQUE, WORK, MECHANICAL POWER, MECHANICAL EFFICIENCY, OR FLUID PRESSURE
    • G01L1/00—Measuring force or stress, in general
    • G01L1/14—Measuring force or stress, in general by measuring variations in capacitance or inductance of electrical elements, e.g. by measuring variations of frequency of electrical oscillators
    • G01L1/142—Measuring force or stress, in general by measuring variations in capacitance or inductance of electrical elements, e.g. by measuring variations of frequency of electrical oscillators using capacitors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/002—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion characterised by the control method or circuitry
    • G—PHYSICS
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    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units
    • B60W30/18—Propelling the vehicle
    • B60W30/20—Reducing vibrations in the driveline
    • B60W2030/206—Reducing vibrations in the driveline related or induced by the engine

Definitions

  • the invention relates to a method and a device for determining at least one force acting on a drive assembly and/or at least one torque acting on a drive assembly, the drive assembly being mounted on at least one vibration damping device in a receiving device.
  • DE 100 52 248 C1 discloses a system for mounting an oscillating mass, in particular for mounting an oscillating mass in a motor vehicle.
  • a sensor with a sensor element made of a piezoelectric film is provided, the output signal of which depends on periodic forces acting on a bearing and is used to control or regulate the bearing.
  • Piezoelectric sensors usually have a zero point drift, making it difficult to record a quasi-stationary bearing force and thus a drive torque.
  • DE 102009 023 903 A1 describes a device and a method for assessing the static and/or dynamic operating state of a drive unit for a vehicle that has at least one drive shaft.
  • a receiving device for receiving the drive unit, a control device with which the drive unit is subjected to defined operating states, and a sensor device.
  • the sensor device can include a distance measuring device, a twist angle measuring device or an acceleration measuring device. When using an accelerometer, it supplies a signal about the acceleration occurring at the measuring point.
  • One or more accelerometers can be attached to an engine block or cylinder head.
  • the measuring devices are preferably arranged at locations on the drive unit which, when there are fluctuations in the drive torque, undergo greater changes in position than other locations on the drive unit.
  • These are e.g. B. Locations of the drive unit, which have a large distance to the drive shaft axis, z. B. on the cylinder head of an internal combustion engine.
  • the distance from the drive shaft axis is preferably equal to or greater than a distance between a cylinder head and the drive shaft axis.
  • US Pat. No. 3,800,599 A describes a similar method for determining a force acting on a drive unit and a device for this.
  • DE 10 2018 209 825 A1 discloses a store for recording vehicle-specific data.
  • the bearing comprises a bearing body which is at least partially made of a dielectric elastomer material.
  • EP 1 424 225 A2 discloses a bearing for a control arm of a wheel suspension of a vehicle, with at least one sensor arranged in or on the bearing determining the relative movement of the vehicle parts connected to one another by the bearing.
  • EP 2 218 934 A1 discloses a vibration damping device and a method for evaluating the performance of the vibration damping device having a main body made of an anti-vibration material.
  • Drive assemblies for example in motor vehicles, are mounted in a vibration-damped manner. Vibration damping of this type protects the drive assembly from transmission of external impacts and also reduces transmission of vibrations from the drive assembly to the vehicle, for example.
  • Drive units can be, for example, combustion, electric or hydraulic motors, but also gears or combinations of motors and gears. Electric or hydraulic motors can also be designed or operated as generators and pumps.
  • a disadvantage of the methods and devices known from the prior art is that they can only unreliably determine the forces acting on the drive assembly.
  • an unreliable determination of the forces acting on the drive unit can have negative effects on the determination of parameters relevant to driving safety, such as a drive torque of the drive unit.
  • the ISO standard 26262 describes the requirements for electrical or electronic, in particular programmable, electronic systems in motor vehicles.
  • electrification and increasing drive-by-wire technology there is a greater risk that errors in the control will result in the undesired conversion of variables, in particular drive torques, in the drive system. This can cause serious accidents.
  • the erroneous implementation of a variable in the drive train should be detected as quickly and reliably as possible.
  • a safety-related controller should take countermeasures to ensure that the driver can control the vehicle.
  • the present invention is based on the object of creating a method and a device for determining at least one force acting on a drive unit and/or at least one torque acting on a drive unit, which avoids the disadvantages of the prior art and in particular is able to do so are to enable a more reliable determination of the force acting on the drive unit or the torque acting on the drive unit than in the prior art.
  • the drive assembly is mounted on at least one vibration damping device in a receiving device.
  • a deflection state and/or a time profile of the deflection state of the vibration damping device is determined by directly measuring a distance between test areas.
  • the test areas are arranged in such a way that the distance is determined by the deflection state.
  • At least one acceleration of the receiving device is also determined.
  • the method according to the invention has the advantage that in order to determine the force acting on the drive unit, in particular a driving force reacting on the drive unit in the case of a linearly acting drive unit, and/or the torque acting on the drive unit, in addition to the deflection and/or the course over time the deflection of the vibration damping device, in particular the resulting spring force, an acceleration acting synchronously on the receiving device is also determined and taken into account.
  • an acceleration acting synchronously on the receiving device is also determined and taken into account.
  • the force and/or the torque acting on the drive unit can also be determined with greater precision.
  • ignoring the acceleration of the recording device leads to an erroneous force and/or torque determination.
  • the method according to the invention therefore makes it possible to determine forces and/or torques in drive systems and can be used, for example, in the field of motor vehicle technology and general drive technology, particularly in connection with functional safety.
  • the method described here contributes to meeting the requirements set out in the ISO standard 26262.
  • the solution according to the invention can also be used as part of condition monitoring for, for example, industrial or ship gears or drives of wind turbines, in order to detect, for example, torques, imbalances or incorrectly aligned clutches.
  • the at least one acceleration and/or angular velocity and/or angular acceleration of the recording device is determined at a location at a distance from the recording device and/or the drive unit and/or the vibration damping device.
  • already existing or already generated sensor signals of an ESP system of a motor vehicle can be used for this purpose be used, whereby additional acceleration sensors can be saved.
  • the ESP sensors are usually attached to the body of the motor vehicle so that in principle they are rigidly connected to the recording device and are therefore subjected to the same angular velocities and angular accelerations as the recording device whose acceleration is to be determined using the method according to the invention. However, different accelerations can occur on the ESP sensors than on the recording device.
  • the angular velocities and angular accelerations determined using the ESP sensors can therefore be assumed to be the angular velocities and angular accelerations of the recording device, and the accelerations determined using the ESP sensors can be converted into the accelerations of the recording device .
  • the angular speeds and/or angular accelerations determined with the ESP sensors can be used for the conversion. Due to the described attachment of the ESP sensors to the body of the motor vehicle, the location is at a distance from the receiving device and/or the drive unit and/or the vibration damping device. Analogous procedures for converting values to be attributed to values measured by means of existing sensors in the recording device are also possible in systems that are different from motor vehicles, such as wind power systems, for example, or in ship applications.
  • the at least one acceleration of the receiving device can therefore be based on an acceleration and/or angular acceleration and/or angular velocity of a further component rigidly or integrally connected to the receiving device , in this case the body, whose acceleration and/or angular acceleration and/or angular velocity is determined using the ESP sensors.
  • an acceleration of the receiving device at a stop point of the at least one vibration damping device is determined based on the at least one acceleration of the receiving device and/or at least one angular acceleration and/or at least one angular velocity of the receiving device.
  • an influence of the gravitational acceleration is taken into account when determining the at least one acceleration. It is particularly advantageous to take account of the effect of gravitational acceleration on the recording device, since this represents an influencing variable which is sufficiently determined, for example, by an inclination of the drive unit and the recording device with respect to the gravitational field. It is therefore subject to fluctuations which can be linked to a position of the vehicle and can therefore be determined.
  • At least one parameter of the vibration damping device by means of a dynamic Model for a movement of the drive unit is identified.
  • Parameters of the vibration damping device such as a spring constant and/or a damping constant, can be subject to variability over time.
  • the parameters of the vibration damping device are not only assumed on the basis of specification values, for example, but rather as part of the method , in particular regularly, are determined.
  • the reaction forces exerted by the vibration damping device on the drive unit can be determined particularly reliably.
  • the dynamic model enables the extraction of the at least one parameter from time profiles of measurement data of the deflection state. Such a data record can be recorded in particular during normal operation of the drive unit.
  • An advantageous development of the method according to the invention can consist in determining the torque acting on the drive unit based on the determined deflection state and/or the time profile of the deflection state of the vibration damping device and/or the determined acceleration and/or the identified parameters.
  • the torque is determined in a particularly reliable manner using the determined reaction forces on the basis of the deflection state of the vibration damping device, the determined acceleration and the identified parameters.
  • the dynamic model maps at least two degrees of freedom of the movement of the drive unit in the vibration damping device, one of the two degrees of freedom can be used to check the plausibility of the other. This results in an even more precise determination of the force acting on the drive assembly and/or of the torque acting back on the drive assembly
  • the vibration damping device can be formed by an elastomer bearing and the distance can be measured by means of a dielectric elastomer sensor.
  • elastomeric bearings for vibration damping has the advantage that they can be produced inexpensively and at the same time have all the desired properties of a vibration damping device.
  • the use of a dielectric elastomer sensor also enables an advantageous simple and direct measurement of the distance between the test areas. It is of particular advantage here if the test areas also represent the edge areas of the elastomer sensor and are designed, for example, as layers of the elastomer bearing.
  • a deformation of the elastomer bearing and thus the deflection state of the anti-vibration device can be determined directly.
  • Well-known dielectric elastomer sensors contain at least two thin electrodes between which an elastomer layer is applied as a dielectric. An applied force leads to a deformation of the elastomer layer in one or more spatial directions, which leads to a change in the electrical capacitance that can be measured between the electrodes. A deformation state and thus the deflection state of the elastomer bearing are thus determined.
  • An alternative distance measurement or measurement of the spring deflection also provides information about the state of deformation of the elastomer bearing.
  • a parameter adaptation step can be provided in order to determine an initial expansion of the vibration damping device. It is particularly advantageous to determine the initial expansion or an unstressed spring length of the vibration damping device, since this represents a further central parameter of the vibration damping device in addition to the already mentioned parameters of the spring constant and the damping constant, which can be determined in a step provided for this purpose.
  • the determined initial expansion can be present in a specific operating state of the drive unit. This operating state can be characterized, for example, by a predefined value of the force acting on the drive assembly and/or a predefined value of the torque acting on the drive assembly.
  • a specified value for the gradient angle of the roadway and/or a specified value for the vehicle acceleration can also characterize the operating state and thus the determined initial extent.
  • elastomeric materials may creep under load, i.e. the state of deformation changes over time under constant load. This leads to a change in the initial expansion or the unstressed spring length of an elastomer bearing.
  • oxygen diffusion into the interior of the elastomer material Oxidation reactions cause aging-related changes in stiffness, which take place differently in the interior of the elastomer material than near the surface due to the lower oxygen concentration.
  • the initial expansion or the unstressed spring length and the spring stiffness of an elastomeric bearing change over time. Different levels of moisture and temperature also affect the properties of the elastomer material. These parameter changes can be taken into account when determining the bearing forces from the state of deformation.
  • the deformation state of the at least one elastomer bearing of the drive unit is determined with the aid of a direct distance measurement using a dielectric elastomer sensor.
  • the parameters of the at least one elastomeric bearing are identified in order to detect creep or settling phenomena and Changes in the spring stiffness or the spring constant and / or the damping or the to record the damping constant.
  • the torque is then determined, also with the help of a dynamic model.
  • the dynamic model maps at least two degrees of freedom of the movement of the drive unit in the elastomeric bearings. This results in at least two equations which can be used to determine the torque and, based on an equation error, to determine a plausibility between the currently determined state of deformation, the current acceleration and the identified parameters.
  • Sensor signals describing the current state of deformation and the current acceleration can preferably each be filtered with identical, linear low-pass filters.
  • Claim 9 specifies a device for determining at least one force acting on a drive assembly and/or at least one torque acting on a drive assembly.
  • the drive assembly is mounted on at least one vibration damping device in a receiving device.
  • the device has at least one distance measuring device, which is set up for the direct measurement of a distance and/or a time profile of the distance between test areas.
  • the test areas are arranged in such a way that the distance is determined, preferably at all times, by a deflection state of the vibration damping device.
  • the device according to the invention has a computing device that is set up to determine the deflection state from the distance.
  • the device according to the invention has at least one acceleration measuring device, which is set up to determine an acceleration of the recording device.
  • the device according to the invention enables an advantageous exact and precise determination of the force acting on the drive unit and/or the torque acting on the drive unit, in that the deflection state of the vibration damping device and thus its reaction force is advantageously determined quickly and precisely by means of a direct measurement.
  • the device has a computing device.
  • an acceleration of the recording device can be taken into account by means of the acceleration measuring device when determining the force acting on the drive assembly and/or the torque acting on the drive assembly. In combination, this allows a particularly precise determination of the acting force and/or the acting torque and thus, for example, a particularly reliable monitoring of an operating state of the drive assembly.
  • the at least one acceleration measuring device and/or a device for determining an angular velocity and/or an angular acceleration of the recording device is located on one of the Recording device and / or the drive unit and / or the vibration damping device is spaced location.
  • already existing sensors of an ESP system of a motor vehicle can be used, as a result of which additional acceleration sensors can be saved and the costs of the device can be reduced.
  • the ESP sensors are usually attached to the body of the motor vehicle, so that the location is at a distance from the receiving device and/or the drive unit and/or the vibration damping device.
  • Existing sensors that are located at a distance from the recording device and/or the drive unit and/or the vibration damping device can also be used in systems that are different from motor vehicles, such as wind turbines, for example, or in ship applications.
  • the computing device is set up to identify at least one parameter of the vibration damping device using a dynamic model for a movement of the drive unit.
  • the at least one parameter can be extracted from measurement data of the deflection state over time, it being possible for a corresponding data set to be recorded, for example during operation of the drive unit.
  • the computing device is set up, based on the determined deflection state and/or the determined time profile of the deflection state of the vibration damping device and/or the determined acceleration and/or the identified parameters, Drive torque of the drive unit or generally a torque acting on the drive unit to be determined.
  • the drive torque of the drive unit or a torque acting on the drive unit can be determined particularly reliably with a computing device designed in this way.
  • At least two vibration damping devices can be provided and the acceleration measuring device can have at least two acceleration sensors, the at least two acceleration sensors being set up to detect a vertical acceleration of the recording device at a position of the at least two vibration damping devices.
  • the use of at least two vibration damping devices and at least two acceleration sensors enables data to be set up and in particular recorded from at least two movement models of the drive unit or one movement model of the drive unit with at least two degrees of freedom. Due to the mutual dependencies of the movement models mentioned, they can be used to check their mutual plausibility, which in turn contributes to increasing the precision of the force and/or torque determination.
  • the vibration damping device can be used as an elastomer bearing and the distance measuring device can be used as a dielectric elastomer sensor be formed, resulting in a sensor elastomer bearing.
  • the distance measuring device can be used as a dielectric elastomer sensor be formed, resulting in a sensor elastomer bearing.
  • Such elastomer bearings for vibration damping are on the one hand inexpensive and at the same time have all the desired properties of a vibration damping device.
  • An equally simple and direct measurement of the distance between the test areas can be carried out using a dielectric elastomer sensor.
  • test areas also represent the edge areas of the elastomer sensor and are designed, for example, as layers of the elastomer bearing, deformation of the elastomer bearing and thus the deflection state of the anti-vibration device can be determined directly.
  • the dielectric elastomer sensor has at least two electrodes, which are preferably thin compared to the elastomer bearing, with an elastomer layer being arranged as a dielectric between the electrodes.
  • the design of the dielectric elastomer sensor as part of the elastomer bearing has the advantage that the deformation of the elastomer bearing can be measured quickly, precisely and directly as a result.
  • the invention also relates to a motor vehicle with a drive assembly having the features specified in claim 16 .
  • the motor vehicle according to the invention has a drive unit which is mounted on at least one vibration damping device in a receiving device.
  • a device for determining at least one force acting on the drive unit and/or at least one torque acting on the drive unit according to one of claims 9 to 15 is provided. Additionally or alternatively, in the motor vehicle according to the invention, at least one force acting on the drive unit and/or at least one torque acting on the drive unit is determined using a method according to one of claims 1 to 8.
  • the motor vehicle according to the invention has the advantage that an operating state of the drive unit can be determined using the particularly precise values that are detected using the method according to the invention and/or the device according to the invention. This leads to a very high level of operational reliability and/or driving safety of the motor vehicle according to the invention.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a device according to the invention
  • FIG. 2 shows a schematic representation of a further embodiment of the device according to the invention in a motor vehicle; 3 shows a simplified diagrammatic representation of a start-up process; and
  • FIG. 4 shows a basic representation of a block diagram of a low-pass filter.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a device 1 for determining at least one force 3 acting on a drive unit 2 .
  • the drive unit 2 is mounted on at least one vibration damping device 4 in a receiving device 5 .
  • the device 1 has at least one distance measuring device 6, which is set up for the direct measurement of a distance 7 between test areas 8a, 8b.
  • the test areas 8a, 8b are arranged in such a way that the distance 7 and/or a time profile of the distance 7 is determined by a deflection state of the vibration damping device 4.
  • the device 1 has a computing device 9, which is set up to determine the deflection state from the distance 7, and an acceleration measuring device 10, which is used to determine an acceleration of the recording device 5, which is identified by the arrow labeled with the reference number 11. is set up.
  • the device 1 shown in FIG. 1 is particularly suitable for carrying out a method for determining at least one force 3 acting on the drive assembly 2 mounted on the vibration damping device 4 in the receiving device 5.
  • a deflection state and/or or a time course of the deflection state of the vibration damping device 4 is determined by a direct measurement of the distance 7 between the test areas 8a, 8b.
  • the test areas 8a, 8b are arranged in such a way that the distance 7 is determined by the deflection state.
  • at least one acceleration of the recording device 5 identified by the arrow 11 is determined.
  • the device 2 shows a schematic representation of a further embodiment of the device 1 according to the invention in a motor vehicle 12 in which the drive unit 2 is mounted on three vibration damping devices 4 in the receiving device 5 on a body. Furthermore, the motor vehicle 12 has the device 1 for determining the at least one torque acting on the drive unit 2 , in the present case the drive torque 25 of the drive unit 2 . Furthermore, in the motor vehicle shown in FIG. 2, the at least one drive torque 25 acting on the drive assembly 2 is determined using the aforementioned method.
  • motor vehicle 12 is an electric vehicle.
  • the drive unit 2 has an electric machine and a transmission in a manner not shown in detail and is attached to a body 13 of the motor vehicle 12 with the aid of the vibration damping device 4, which in the present case has several elastomeric bearings 4a, 4b, 4c.
  • the vibration damping device 4 which in the present case has several elastomeric bearings 4a, 4b, 4c.
  • the drive unit 2 and the motor vehicle 12 each have only three degrees of freedom, ie it is a plane problem: Translational movement in the direction of an x-axis 14 parallel to the road surface.
  • Rotation (pitching) about a y-axis 16 (pitching axis, perpendicular to the roadway surface) shown in FIG. 2 as a circle with an inner point.
  • the elastomeric bearings 4a, 4b, 4c which are designed to be nonlinear in the exemplary embodiment, are considered to be linearized around an operating point, i.e. they are described by means of linear spring stiffness and linear damping constants.
  • a center of gravity 17 of the drive unit 2 is at the level of unit-side attachment points 18 of the elastomeric bearings 4a, 4b, 4c, a distance l of the center of gravity 17 from the unit-side attachment points 18 is the same on both sides.
  • Inertial effects of rotating, rotationally accelerated parts in the drive unit 2 are not taken into account in the exemplary embodiment. It can easily be taken into account, for example, by measuring an angular acceleration of the rotationally accelerated parts and by using additional terms in the equations given below.
  • the drive unit 2 is supported on the body 13 via three elastomeric bearings 4a, 4b, 4c.
  • the rear vertical elastomer bearing 4a consists of a vertical spring with spring stiffness c h and a vertical damper with damping constant d h .
  • the front vertical elastomer bearing 4b consists of a vertical spring with spring stiffness c v and a vertical damper with damping constant d v .
  • the rear horizontal elastomer bearing 4c consists of a horizontal spring with spring stiffness c x and a horizontal damper with damping constant d x .
  • the variables z h and z Lh describe the heights 20 and 19 of the upper and lower attachment point of the rear vertical elastomer bearing 4a in the inertial system, eg over an ideal, level road surface.
  • the sizes and z Lv correspondingly describe the heights 21 and 22 of the upper and lower stop points of the front vertical elastomer bearing 4b.
  • the variable z 0h describes the unstressed length of the rear vertical elastomer bearing 4a or the rear vertical spring c h and the variable z 0v describes the unstressed length of the front vertical elastomer bearing 4b or the front vertical spring c v .
  • the drive unit 2 has the known mass m and the known mass moment of inertia J y about the y-axis 16 (pitch axis, perpendicular to the road surface).
  • the roadway 23 has the gradient angle 24 with the value ⁇ st .
  • a drive torque 25 of the drive unit 2 with the value MA acts back on the drive unit 2 via the drive shafts and is supported via the elastomer bearings 4a, 4b.
  • the drive torque 25 of the drive unit 2 can be determined based on the determined deflection state of the vibration damping device 4 and/or the acceleration 11 determined by means of the acceleration measuring device 10 and/or the identified parameters.
  • the center of gravity 17 of the drive unit 2 can move in the vertical direction, the following applies:
  • the drive torque or drive torque M A leads to a twisting angle 28 of the drive unit 2 with the value ⁇ about the y-axis 16 (pitching). It applies approximately:
  • the exemplary embodiment described above is based on elastomeric bearings 4a, 4b, 4c with at least two thin electrodes and an elastomer layer in between as the dielectric. Deformation of the elastomer layer leads to a change in the electrical capacitance that can be measured between the electrodes. A corresponding sensor system described below can be implemented cost-effectively.
  • the distance measuring device 6 is designed as a dielectric elastomer sensor.
  • the state of deformation of the elastomer layer or, by suitable scaling, the state of deformation of the entire elastomer bearing can thus be determined by means of suitable evaluation. In this way, the distance 7 can be measured by means of the dielectric elastomer sensor. It it is assumed that sensor signals ⁇ z h and ⁇ z v are available, which characterize the distances between the contact points of the elastomer bearings 4a, 4b on the drive unit 2 and the body 13:
  • two acceleration measuring devices 10 designed as acceleration sensors are also installed, which record the acceleration of the body 13 in the z-direction 15 at the body-side stop points of the front and rear vertical elastomer bearings 4b and 4a. In this way, vertical movements and pitching movements of the body 13 are detected.
  • Corresponding sensors are typically based on the principle of seismic mass, i.e. they also react to the gravitational acceleration g. As a result, an influence of the acceleration due to gravity can be taken into account when determining the at least one acceleration 11 . There are thus sensor signals S h and S v from the acceleration sensors:
  • Equations (7) and (8) result from a division of the gravitational acceleration g into a slope acceleration 27a parallel to the x-axis 14 and an acceleration 27b parallel to the z-axis 15.
  • the sensor signals S h and S v can also be derived from the sensors of an ESP system of the motor vehicle 12 . Then no additional acceleration sensors are required, which minimizes the costs.
  • the acceleration of the body 13 in the x, y, and z directions 14, 16, 15 as well as yaw rates or angular velocities about the x, y, and z axes are determined. Provision can be made for the accelerations at the body-side stop points of the front and rear vertical elastomer bearings 4b, 4a to be calculated using these variables measured at an installation location of the ESP sensor system in or on the body. This can be done in a manner known per se, for example with the aid of calculation methods for the kinematics of rigid bodies. It is advantageous if angular accelerations of the body are also determined here, for example based on the angular velocities.
  • the ESP sensors are attached to the body 13 of the motor vehicle 12 so that the location is at a distance from the receiving device 5 and/or the drive unit 2 and/or the vibration damping device 4 .
  • the at least one acceleration 11 and/or one angular velocity and/or one angular acceleration of the recording device 5 be determined at a location spaced apart from the recording device 5 and/or the drive unit 2 and/or the vibration damping device 4 .
  • the low-pass filters described below in connection with FIG. 4 are preferably used in accordance with Eq. (18) used.
  • the rotational accelerations can thus be determined in a simple manner from the rates of rotation.
  • the described dynamic model maps two degrees of freedom of the movement of the drive assembly 2.
  • the sensor signals ⁇ z h and ⁇ z v which characterize the distances between the contact points of the elastomer bearings 4a, 4b on the drive unit 2 and the body 13, as well as their derivatives over time describe the course over time of the deflection of the vibration damping device 4.
  • Eq. (12) Determine the drive torque 25 acting on the drive assembly 2.
  • the unrestrained length z 0h of the rear vertical elastomeric bearing 4a or its spring c h and the unrestrained length z 0v of the front vertical elastomeric bearing 4b or its spring c v change over time due to the settling of the elastomeric bearings 4a, 4b.
  • the spring stiffnesses c h and c v also change over time, for example as a result of oxidation reactions in the elastomer material. In this respect, an adaptation of these variables is necessary at certain time intervals. This parameter adaptation can be carried out when the motor vehicle 12 is stationary. Except for the portion of the gravitational acceleration, all accelerations in the direction of the z-axis 15 are equal to zero, as are the velocities and Eq. (10) simplifies to:
  • Electric vehicles usually have a creeping behavior, ie, corresponding to a conventional motor vehicle 12 with a torque converter, the motor vehicle 12 creeps away as soon as a brake pedal is released in a selector lever position D “drive”. This is realized by a vehicle control requesting the drive torque 25 with the value M A corresponding to a fixed creep torque M K from the drive unit 2 designed as an electric machine. For reasons of energy, building up a creep torque M K only makes sense if the brake pedal has not been pressed too hard and it is therefore probable that motor vehicle 12 will creep.
  • 3 shows a corresponding start-up process in simplified form.
  • a braking torque M Br which is set via the service brakes of motor vehicle 12 and is specified by a driver of the same, the drive torque MA of drive unit 2 and a vehicle speed v F , are plotted on a vertical axis.
  • the time t is plotted on a horizontal axis.
  • the brake pedal was still pressed hard.
  • the build-up of a creeping torque does not make sense because the set braking torque M Br is far above the value for the creeping torque M K.
  • the four parameters z 0h , c h , z 0v and c v can be calculated with a total of four conditional equations.
  • the damping constants d h and d v can then be calculated from the relevant natural frequency w of the movement of the drive unit 2 in the elastomeric bearings 4a, 4b, an associated loss angle d of the respective elastomeric bearing 4a, 4b and the spring stiffness c h and c v .
  • the measurements are preferably carried out several times during a start-up process and the sensor signals are averaged in order to minimize noise. It is also advantageous to average or filter the calculated parameter values over several start-up processes, since the real values only change slowly over time.
  • the times for the measurements shown above can be seen as examples in FIG. 3 .
  • a drive torque M A ⁇ 0 can be built up as a test when the vehicle is stationary in the D "drive” position or in an R “reverse” position while the brake pedal is actuated with sufficient force. In this case, it must be ensured that the amount of the drive torque M A remains far enough below the braking torque M Br and that the motor vehicle 12 therefore does not move.
  • a countermeasure can be an immediate shutdown of the drive torque MA. This alternative allows different measurements with a variation of the drive torque MA , which improves the parameter determination. In addition, it is also possible with electric vehicles that do not have any creeping. It is also possible to carry out the tests as part of regular maintenance. In this case, a high absolute value driving torque MA can be set in both effective directions, which improves the parameter identification and also allows non-linearities of the elastomer bearings to be detected.
  • the parameter adaptation step described above is mainly used to determine the unstressed length z 0h of the rear vertical elastomer bearing 4a or its spring c h and the unstressed length z 0v of the front vertical elastomer bearing 4b or its To determine spring c v , as these change over time as a result of settling of the elastomeric bearings 4a, 4b.
  • the initial expansion or the unstressed spring length of the vibration damping device is determined.
  • the gradient angle 24 with the value ⁇ St is received via the sensor signals S h and S v of the acceleration sensors. It is advantageous that the parameter adaptation step can be carried out on a horizontal as well as on an uphill or downhill roadway 23; an additional measurement of the gradient angle 24 is not required.
  • methods of parameter identification of dynamic systems can be used, with the time characteristics of the sensor signals Az h (t), Az v (t), S h t ) and S v t ) and the drive torque M A (t) over of time t.
  • the period of time between time T 1 and time T 2 in FIG. 2 can be considered.
  • the least squares method which is based on a time-discrete system description based on Eqs. (10) and (12).
  • the damping constants dh and dv can then also be better estimated under dynamic operating conditions.
  • the dynamic model can determine the energies dissipated due to material damping in the elastomer bearings 4a, 4b based on the time curves of the sensor signals and, together with a measured ambient temperature, can draw conclusions about the elastomer temperatures based on the model. Temperature-dependent parameters can thus be determined more precisely.
  • the methods for parameter identification presented above can also be used to test the condition of the elastomeric bearings 4a, 4b. If one of the identified parameters is outside a predefined range, a defect in the associated elastomer bearing 4a, 4b is inferred and this is stored in the error memory of the vehicle control as part of the diagnostics.
  • the method described above can also be used in conventional motor vehicles 12 with an internal combustion engine and torque converter or an automated starting clutch.
  • the first measurement for the drive torque M A 0 can be made as described above, for example when moving the selector lever from the P “Park” position to the N “Neutral” position or to the D “Drive” position or R die Perform "reverse” position.
  • the second measurement for a drive torque M A 0 can be carried out after a creep or starting torque has built up, with motor vehicle 12 preferably still standing still.
  • the drive torque M A is preferably determined from the instantaneous speed ratios in the torque converter or using a contact force or contact pressure of a slipping starting clutch. A corresponding procedure is proposed in particular for ship and industrial gears.
  • a first measurement for the drive torque M A 0 takes place with the clutches open.
  • the second measurement for a drive torque M A 0 is carried out when the clutch is slipping, with the drive torque M A being determined using the contact force or the contact pressure of the slipping clutch. Inertial effects of accelerated rotating parts must be taken into account.
  • the sensor signals Az h , Az v , Sh and S v are preferably filtered in order to remove higher frequencies and the main excitation of the internal combustion engine.
  • the drive torque M A (t) can be determined during the ferry operation based on the time profiles of the sensor signals D z h (t), Az v (t), S h t ) and S v t ).
  • a maximum error response time is usually specified, which is made up of the error detection time and the required shutdown time of the system. If the method and/or the device according to the invention are used in order to detect an incorrectly converted drive torque, then it is proposed that the dynamics of the low-pass filter according to Eq. (18) to adapt to the error detection time. For example, a settling time for the step response of the low-pass filter is half the permitted error detection time. Otherwise, the filter dynamics are specified by the desired dynamics of the ascertained (filtered) drive torque.
  • FIG. 4 shows an example of the block diagram of a low-pass filter with the transfer function G(s) according to Eq. (18) in the time domain.
  • An input quantity 29 is given by a sensor signal ⁇ z hm t)
  • a first output quantity 31 is given by the filtered sensor signal ⁇ z hm * (t)
  • a second output quantity 32 by its first derivative ⁇ z hm * (t)
  • a third output quantity 33 by given its second derivative.
  • a first transformation block 34 corresponds to a multiplier.
  • a second transformation block 35 corresponds to an integrator
  • a third transformation block 36 also corresponds to an integrator
  • a fourth transformation block 37 corresponds to a multiplier.
  • a fifth transformation block 38 corresponds to a multiplier - .
  • a first calculation block 39 corresponds to an addition.
  • Calculation block 40 corresponds to a subtraction.
  • Eq. (25) fulfilled, in reality deviations are to be expected due to errors in the modelling, in the parameter identification and in the acquisition of the sensor signals.
  • Eq. (25) introduced an equation error ⁇ (t):
  • a conditional equation for the filtered equation error ⁇ z * (t) is obtained by Laplace inverse transformation, based on the filtered sensor signals and their time derivatives.
  • Eq. (27) describes the vertical dynamics.
  • the filtered equation error ⁇ z * (t) thus represents a good measure of the quality of the calculations of the parameters Stops of the drive unit 2 on the body 13 or a foreign body that is stuck between the drive unit 2 and the body 13.
  • the filtered drive torque M A * (t ) can thus be checked for plausibility.
  • filtered drive torque M A * (t) deviates from the driver's desired torque or the filtered driver's desired torque by a predetermined threshold, then an error in the drive system, for example in the drive unit 2, is concluded and error reactions are triggered, for example a Emergency operation with reduced drive torque M A (t) or a shutdown of the system. If the equation error ⁇ z * (t) is too large, this diagnosis is no longer meaningful and an error reaction should also take place.
  • a correctly determined, filtered drive torque M A * (t) can contain dynamic torque components that result from the movements of the drive unit 2 in the vibration damping device 4, for example, in that drive shafts twist cyclically as a result of the movements of the drive unit 2 and this affects the drive unit 2 affect retrospective drive torque 25.
  • the movements of the drive unit 2 can be determined based on the time profiles of the modified sensor signals ⁇ z hm t) and ⁇ z vm (t) or the filtered sensor signals ⁇ z hm * (t), ⁇ z vm * t) and together with the Use the torsional spring stiffness and the torsional spring damping of the drive shafts to determine these dynamic torque components.
  • the filtered drive torque M A * (t) is corrected by these dynamic torque components, the drive torque generated by the drive assembly 2 through energy conversion remains. It is also possible to correct the filtered drive torque M A * (t) by torque components that arise as a result of the effects of inertia of rotating, rotationally accelerated parts in the drive unit 2 .
  • the corrected drive torque determined in this way can then be compared with the driver's desired torque or the filtered driver's desired torque, which improves the error detection.
  • the exemplary embodiment contains a few simplifications. In reality, elastomeric bearings show a non-linear behavior with a frequency dependency.
  • the low-pass filter In order to determine the filtered drive torque M A * (t), it is proposed that the low-pass filter also be adjusted in the event of vibrations in the drive unit, for example caused by an internal combustion engine or tooth meshing. This is intended to remove higher frequencies and the main excitation of the combustion engine.
  • the low-pass filters are preferably adapted to the current speed of drive unit 2 .
  • the dynamics of the drive unit 2 from FIG. 2 can be evaluated in a corresponding manner in the direction of the x-axis 14 .
  • the bearing force F x of the rear horizontal elastomer bearing results from the spring stiffness c x , the damping constant d x and the unstressed length x 0 of the rear horizontal elastomer bearing 4c or the horizontal spring
  • variables x and x describe the positions 14 and 41 of the assembly-side and body-side attachment point of the rear horizontal elastomer bearing in the inertial system.
  • a sensor signal Ax is available which characterizes the distance between the stop points of the elastomer bearing 4c, which are located on the drive unit 2 and the body 13:
  • the acceleration measuring device 10 designed as an acceleration sensor is preferably installed, which records the acceleration of the body 13 in the direction of the x-axis 14 at the body-side stop point of the horizontal elastomer bearing 4c.
  • the acceleration sensor also reacts to the gravitational acceleration g.
  • the sensor signal S x is therefore present:
  • the sensor signal S x can be derived from the sensors of an ESP system, as described above.
  • the spring stiffness c x and the unstressed length x 0 of the elastomer bearing 4c can be determined by means of two measurements with the motor vehicle 12 stationary and different pitch angles ⁇ St . It is also possible to average the results of more than two measurements.
  • the damping constant d x can then be calculated from the relevant natural frequency w of the movement of the drive unit 2 in the x-direction, an associated loss angle d of the elastomer bearing 4c and the spring stiffness c x .
  • a filtered equation error ⁇ x * (t) can be determined. If the equation error is greater than a specified threshold, this indicates an error in the sensors or the mechanics, in accordance with the procedure described above. If signals from the ESP sensors are used, it is proposed to use the filtered equation errors ⁇ z * (t) and ⁇ x * (t) to test the ESP sensors.
  • the method described can also be used in that the state of deformation of the at least one elastomer bearing 4a, 4b, 4c is determined by measuring a local force or a local surface pressure in or on the elastomer.
  • the relationship between the local force or the local surface pressure and the state of deformation over time also changes as a result of aging-related creep phenomena and inhomogeneous changes in stiffness.
  • the relationship between the state of deformation and the total bearing force also changes over time.
  • the method can be used to establish a connection between the measured variable, i.e. the local force or a local surface pressure, and the total bearing force by means of parameter identification.
  • the dielectric elastomer sensor briefly described above can have at least two electrodes, preferably electrodes which are thin in comparison to the elastomer bearing 4a, 4b, 4c, between which an elastomer layer is arranged as a dielectric.
  • the method described above and the device 1 described above can also be used in wind turbines, for example.
  • a torque can arise about the pitch axis, ie about a horizontal axis running perpendicular to the rotor axis of rotation.
  • This torque which also acts on the drive unit of the wind turbine, for example on the bearing of the rotor or on a gear used for this purpose, could be detected, for example, via the elastomer bearings 4a, 4b, 4c described above.
  • the method described above and the device 1 described above are therefore not only for determining drive torques, as in the exemplary embodiment described, but generally suitable for determining torques acting on a drive unit.

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Abstract

Ein Verfahren zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat (2) wirkenden Kraft (3) und/oder wenigstens eines auf das Antriebsaggregat (2) wirkenden Drehmomentes (25), bei welchem das Antriebsaggregat (2) auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) in einer Aufnahmeeinrichtung (5) gelagert ist, weist folgende Verfahrensschritte auf: - ein Auslenkungszustand und/oder ein zeitlicher Verlauf des Auslenkungszustands der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) wird durch eine direkte Messung eines Abstands (7) zwischen Prüfbereichen (8a, 8b) ermittelt, wobei die Prüfbereiche (8a, 8b) derart angeordnet sind, dass der Abstand (7) durch den Auslenkungszustand bestimmt wird, und - wenigstens eine Beschleunigung (11) der Aufnahmeeinrichtung (5) wird ermittelt.

Description

Verfahren und Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggreqat wirkenden Kraft und/oder wenigstens eines auf ein Antriebsaqqreqat wirkenden Drehmomentes
Die vorliegende Anmeldung nimmt die Priorität der deutschen Patentanmeldung Nr. 10 2021 113 291 .6 in Anspruch, deren Inhalt durch Verweis hierin vollständig mit aufgenommen wird.
Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebs- aggregat wirkenden Kraft und/oder wenigstens eines auf ein Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes, wobei das Antriebsaggregat auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung in einer Aufnahme- einrichtung gelagert ist.
Aus der DE 100 52 248 C1 ist ein System zur Lagerung einer schwingungsfähigen Masse, insbesondere zur Lagerung einer schwingungsfähigen Masse in einem Kraftfahrzeug bekannt. Dabei ist ein Sensor mit einem Sensorelement aus einem piezoelektrischen Film vorgesehen, dessen Ausgangssignal von auf ein Lager wirkenden periodischen Kräften abhängig ist und zur Steuerung bzw. Regelung des Lagers verwen- det wird. Piezoelektrische Sensoren weisen meist eine Nullpunktdrift auf, sodass die Erfassung einer qua- sistationären Lagerkraft und damit eines Antriebsdrehmomentes erschwert ist.
Die DE 102009 023 903 A1 beschreibt eine Vorrichtung und ein Verfahren zur Beurteilung des statischen und/oder dynamischen Betriebszustands einer wenigstens eine Antriebswelle aufweisenden Antriebsein- heit für ein Fahrzeug. Vorgesehen ist hierbei eine Aufnahmeeinrichtung zur Aufnahme der Antriebseinheit, eine Steuereinrichtung, mit welcher die Antriebseinheit definierten Betriebszuständen unterworfen wird, und eine Sensoreinrichtung. Die Sensoreinrichtung kann ein Wegmessgerät, ein Verdrehwinkelmessgerät oder ein Beschleunigungsmessgerät umfassen. Bei der Verwendung eines Beschleunigungsmessgeräts liefert dieses ein Signal über die auftretende Beschleunigung an der Messstelle. Es können ein oder meh- rere Beschleunigungsmessgeräte an einen Motorblock oder Zylinderkopf angebracht werden. Die Mess- geräte, nämlich Wegmessgeräte, Verdrehwinkelmessgeräte oder Beschleunigungsmessgeräte, werden vorzugsweise an Orten an der Antriebseinheit angeordnet, welche bei Schwankungen im Antriebsmoment größere Positionsänderungen durchlaufen als andere Orte der Antriebseinheit. Dies sind z. B. Orte der Antriebseinheit, welche einen großen Abstand zur Antriebswellenachse aufweisen, z. B. am Zylinderkopf einer Verbrennungskraftmaschine. Der Abstand zur Antriebswellenachse ist vorzugsweise gleich oder grö- ßer einem Abstand eines Zylinderkopfs zur Antriebswellenachse. Somit wird bei diesem Verfahren nicht die Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung, sondern die Beschleunigung des Antriebsaggregats bzw. der Antriebseinheit ermittelt.
Die US 3,800,599 A beschreibt ein ähnliches Verfahren zur Ermittlung einer auf ein Antriebsaggregat wir- kenden Kraft sowie eine Vorrichtung hierzu. Aus der DE 10 2018 209 825 A1 geht ein Lager zur Erfassung fahrzeugspezifischer Daten hervor. Das Lager umfasst hierbei einen zumindest teilweise aus einem dielektrischen Elastomermaterial ausgebilde- ten Lagerkörper.
Die EP 1 424 225 A2 offenbart ein Lager für einen Lenker einer Radaufhängung eines Fahrzeugs, wobei mindestens ein im oder am Lager angeordneter Sensor die relative Bewegung der durch das Lager mitei- nander verbundenen Fahrzeugteile ermittelt.
Aus der EP 2 218 934 A1 ist eine Vibrationsdämpfungseinrichtung sowie ein Verfahren zur Evaluierung der Performance der einen aus einem Antivibrationsmaterial gefertigten Hauptkörper aufweisenden Vibra- tionsdämpfungseinrichtung bekannt.
Aus dem Stand der Technik sind demnach Verfahren und Vorrichtungen bekannt, welche zur Bestimmung von Kräften eingesetzt werden können, welchen beispielsweise ein Antriebsaggregat eines Kraftfahrzeugs ausgesetzt ist.
Aus dem allgemeinen Stand der Technik ist bekannt, dass Antriebsaggregate, beispielsweise in Kraftfahr- zeugen, schwingungsgedämpft gelagert sind. Eine derartige Schwingungsdämpfung schützt das Antriebs- aggregat vor einer Übertragung von äußeren Stößen und verringert ferner eine Übertragung von Vibratio- nen des Antriebsaggregats zum Beispiel auf das Fahrzeug. Antriebsaggregate können beispielsweise Ver- brennungs-, oder Elektro- bzw. Hydraulikmotoren sein, aber auch Getriebe oder Kombinationen aus Mo- toren und Getrieben. Elektro- oder Hydraulikmotoren können dabei auch als Generator und Pumpe aus- geführt sein oder betrieben werden.
Nachteilig an den aus dem Stand der Technik bekannten Verfahren und Vorrichtungen ist, dass diese die auf das Antriebsaggregat wirkenden Kräfte lediglich unzuverlässig bestimmen können. Eine unzuverläs- sige Bestimmung der auf das Antriebsaggregat wirkenden Kräfte kann jedoch negative Auswirkungen auf die Bestimmung fahrsicherheitsrelevanter Parameter, wie beispielsweise ein Antriebsdrehmoment des An- triebsaggregats, bewirken.
In diesem Zusammenhang beschreibt die ISO-Norm 26262 die Anforderungen an elektrische bzw. elekt- ronische, insbesondere programmierbare elektronische Systeme in Kraftfahrzeugen. Mit der Elektrifizie- rung und zunehmender Drive-by-Wire-Technologie erhöht sich die Gefahr, dass Fehler in der Steuerung zur unerwünschten Umsetzung von Größen, insbesondere Antriebsdrehmomenten, im Antriebssystem führen. Dies kann schwerwiegende Unfälle hervorrufen. Die fehlerbehaftete Umsetzung einer Größe im Antriebsstrang sollte so schnell und sicher wie möglich erkannt werden. Des Weiteren sollte eine sicher- heitsbezogene Steuerung Gegenmaßnahmen ergreifen, um die Beherrschbarkeit des Fahrzeuges für den Fahrer sicherzustellen. Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder wenigstens eines auf ein Antriebsag- gregat wirkenden Drehmomentes zu schaffen, welche die Nachteile des Standes der Technik vermeiden und insbesondere in der Lage sind, eine verglichen mit dem Stand der Technik zuverlässigere Bestimmung der auf das Antriebsaggregat wirkenden Kraft oder des auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmomen- tes zu ermöglichen.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die in Anspruch 1 genannten Merkmalen gelöst.
Bei dem erfindungsgemäßen Verfahren zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat wirken- den Kraft und/oder wenigstens eines auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes ist das Antriebs- aggregat auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung in einer Aufnahmeeinrichtung gelagert. Ein Auslenkungszustand und/oderein zeitlicher Verlauf des Auslenkungszustands der Schwingungsdämp- fungseinrichtung wird durch eine direkte Messung eines Abstands zwischen Prüfbereichen ermittelt. Dabei sind die Prüfbereiche derart angeordnet, dass der Abstand durch den Auslenkungszustand bestimmt wird. Ferner wird wenigstens eine Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung ermittelt.
Das erfindungsgemäße Verfahren hat den Vorteil, dass zur Ermittlung der auf das Antriebsaggregat wir- kenden Kraft, insbesondere einer auf das Antriebsaggregat rückwirkenden Antriebskraft bei einem linear wirkenden Antriebsaggregat, und/oder des auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes neben der Auslenkung und/oder dem zeitlichen Verlauf der Auslenkung der Schwingungsdämpfungseinrichtung, ins- besondere der daraus resultierenden Federkraft, auch eine synchron auf die Aufnahmeeinrichtung wir- kende Beschleunigung bestimmt und berücksichtigt wird. Durch die Berücksichtigung der Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung kann auch die wirkende Kraft und/oder das wirkende Drehmoment auf das An- triebsaggregat mit einer höheren Präzision bestimmt werden. Ein Ignorieren der Beschleunigung der Auf- nahmeeinrichtung führt hingegen zu einer fehlerbehafteten Kraft- und/oder Drehmomentbestimmung.
Das erfindungsgemäße Verfahren ermöglich demnach die Ermittlung von Kräften und/oder Drehmomenten in Antriebssystemen und kann zum Beispiel im Bereich der Kraftfahrzeugtechnik sowie der allgemeinen Antriebstechnik eingesetzt werden, insbesondere im Zusammenhang mit der funktionalen Sicherheit. Dadurch liefert das hierin beschriebene Verfahren einen Beitrag zur Erfüllung der in der ISO-Norm 26262 gestellten Anforderungen. Auch im Rahmen eines Condition-Monitorings für beispielsweise Industrie- oder Schiffsgetriebe oder Antriebe von Windkraftanlagen, lässt sich die erfindungsgemäße Lösung einsetzen, um beispielsweise Drehmomente, Unwuchten oder nicht korrekt ausgerichtete Kupplungen zu erkennen.
In einer sehr vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass die wenigstens eine Beschleunigung und/oder eine Winkelgeschwindigkeit und/oder eine Winkelbeschleunigung der Aufnah- meeinrichtung an einem von der Aufnahmeeinrichtung und/oder dem Antriebsaggregat und/oder der Schwingungsdämpfungseinrichtung beabstandeten Ort ermittelt wird. Beispielsweise können hierzu be- reits vorhandene bzw. ohnehin erzeugte Sensorsignale eines ESP-Systems eines Kraftfahrzeugs eingesetzt werden, wodurch zusätzliche Beschleunigungssensoren eingespart werden können. Die ESP- Sensoren sind üblicherweise an der Karosserie des Kraftfahrzeugs angebracht, sodass sie im Prinzip starr mit der Aufnahmeeinrichtung verbunden sind und demnach mit denselben Winkelgeschwindigkeiten und Winkelbeschleunigungen beaufschlagt werden wie die Aufnahmeeinrichtung, deren Beschleunigung mit dem erfindungsgemäßen Verfahren ermittelt werden soll. Jedoch können an den ESP-Sensoren andere Beschleunigungen auftreten als an der Aufnahmeeinrichtung. In dieser Ausführungsform des Verfahrens können demnach die mit den ESP-Sensoren ermittelten Winkelgeschwindigkeiten und Winkelbeschleuni- gungen als die Winkelgeschwindigkeiten und Winkelbeschleunigungen der Aufnahmeeinrichtung ange- nommen werden und die die mit den ESP-Sensoren ermittelten Beschleunigungen können in die Beschleu- nigungen der Aufnahmeeinrichtung umgerechnet werden. Zur Umrechnung können die mit den ESP- Sensoren ermittelten Winkelgeschwindigkeiten und/oder Winkelbeschleunigungen genutzt werden. Durch die beschriebene Anbringung der ESP-Sensoren an der Karosserie des Kraftfahrzeugs handelt es sich um einen von der Aufnahmeeinrichtung und/oder dem Antriebsaggregat und/oder der Schwingungsdämp- fungseinrichtung beabstandeten Ort. Analoge Vorgehensweisen zur Umrechnung von mittels vorhandener Sensoren gemessenen Werten in der Aufnahmeeinrichtung zuzurechnende Werte sind auch bei von Kraft- fahrzeugen unterschiedlichen Anlagen, wie zum Beispiel Windkraftanlagen, oder bei Schiffsanwendungen möglich.
Durch die oben beschriebene starre Verbindung bzw. Kopplung der ESP-Sensoren mit der Aufnahmeein- richtung überdie Karosserie kann demnach die wenigstens eine Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung anhand einer Beschleunigung und/oder Winkelbeschleunigung und/oder Winkelgeschwindigkeit einer mit der Aufnahmeeinrichtung starr bzw. einstückig verbundenen weiteren Komponente, in diesem Fall der Ka- rosserie, deren Beschleunigung und/oder Winkelbeschleunigung und/oder Winkelgeschwindigkeit mittels der ESP-Sensoren ermittelt wird, ermittelt werden.
Des Weiteren kann vorgesehen sein, dass anhand der wenigstens einen Beschleunigung der Aufnahme- einrichtung und/oder mindestens einer Winkelbeschleunigung und/oder mindestens einer Winkelge- schwindigkeit der Aufnahmeeinrichtung eine Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung an einem An- schlagpunkt der wenigstens einen Schwingungsdämpfungseinrichtung ermittelt wird.
In einer vorteilhaften Weiterbildung des erfindungsgemäßen Verfahrens kann vorgesehen sein, dass bei der Ermittlung der wenigstens einen Beschleunigung ein Einfluss der Erdbeschleunigung berücksichtigt wird. Eine Berücksichtigung einer Wirkung der Erdbeschleunigung auf die Aufnahmeeinrichtung ist von besonderem Vorteil, da diese eine Einflussgröße darstellt, welche beispielsweise durch eine Neigung des Antriebsaggregats und der Aufnahmeeinrichtung gegenüber dem Schwerefeld hinreichend bestimmt ist. Sie ist somit Schwankungen unterworfen, welche mit einer Lage des Fahrzeugs verknüpfbar und damit bestimmbar sind.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verfahrens kann vorgesehen sein, dass wenigstens ein Parameter der Schwingungsdämpfungseinrichtung mittels eines dynamischen Modells für eine Bewegung des Antriebsaggregats identifiziert wird. Parameter der Schwingungsdämp- fungseinrichtung, wie beispielsweise eine Federkonstante und/oder eine Dämpfungskonstante, können ei- ner zeitlichen Variabilität unterliegen. Zur besonders zuverlässigen Ermittlung der auf das Antriebsaggre- gat wirkenden Kraft und/oder des auf das Antriebsaggregat zurückwirkenden Drehmomentes ist es von Vorteil, wenn die Parameter der Schwingungsdämpfungseinrichtung nicht nur lediglich auf Basis von bei- spielsweise Spezifikationswerten angenommen werden, sondern vielmehr im Rahmen des Verfahrens, insbesondere regelmäßig, ermittelt werden. Hierdurch können die von der Schwingungsdämpfungseinrich- tung auf das Antriebsaggregat ausgeübten Reaktionskräfte besonders zuverlässig bestimmt werden. Das dynamische Modell ermöglicht hierbei die Extraktion des wenigstens einen Parameters aus zeitlichen Ver- läufen von Messdaten des Auslenkungszustands. Ein derartiger Datensatz kann insbesondere während eines bestimmungsgemäßen Betriebs des Antriebsaggregats erfasst werden.
Eine vorteilhafte Weiterbildung des erfindungsgemäßen Verfahrens kann darin bestehen, dass basierend auf dem ermittelten Auslenkungszustand und/oder dem zeitlichen Verlauf des Auslenkungszustandes der Schwingungsdämpfungseinrichtung und/oder der ermittelten Beschleunigung und/oder der identifizierten Parameter das auf das Antriebsaggregat wirkende Drehmoment ermittelt wird. Zur Ermittlung eines Be- triebszustandes des Antriebsaggregats ist eine Bestimmung des vom Antriebsaggregat ausgeübten Dreh- moments, d.h. des Antriebsdrehmoments, von besonderem Vorteil. Insbesondere ist es von Vorteil, wenn die Ermittlung des Drehmoments mithilfe der ermittelten Reaktionskräfte auf Basis des Auslenkungszu- stands der Schwingungsdämpfungseinrichtung, der ermittelten Beschleunigung und der identifizierten Pa- rameter besonders zuverlässig durchgeführt wird.
Wenn in einer weiteren Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verfahrens das dynamische Modell we- nigstens zwei Freiheitsgrade der Bewegung des Antriebsaggregats in der Schwingungsdämpfungseinrich- tung abbildet, so kann beispielsweise einer der beiden Freiheitsgrade zur Plausibilisierung des jeweils anderen verwendet werden. Hierdurch ergibt sich eine noch präzisere Bestimmung der auf das Antriebs- aggregat wirkenden Kraft und/oder des auf das Antriebsaggregat zurückwirkenden Drehmomentes
In einer vorteilhaften Weiterbildung des erfindungsgemäßen Verfahrens kann die Schwingungsdämpfungs- einrichtung durch ein Elastomerlager ausgebildet und die Messung des Abstands mittels eines dielektri- schen Elastomersensors durchgeführt werden. Die Verwendung von Elastomerlagern zur Schwingungs- dämpfung hat den Vorteil, dass diese kostengünstig zu produzieren sind und zugleich alle gewünschten Eigenschaften einer Schwingungsdämpfungseinrichtung aufweisen. Eine Verwendung eines dielektri- schen Elastomersensors ermöglicht ferner eine vorteilhafte einfache und direkte Messung des Abstands der Prüfbereiche. Von besonderem Vorteil ist es hierbei, wenn die Prüfbereiche zugleich die Randbereiche des Elastomersensors darstellen und beispielsweise als Schichten des Elastomerlagers ausgebildet sind. Hierdurch kann direkt eine Verformung des Elastomerlagers und damit der Auslenkungszustand der Schwindungsdämpfungseinrichtung bestimmt werden. Allgemein bekannte dielektrische Elastomersensoren enthalten mindestens zwei dünne Elektroden, zwi- schen denen eine Elastomer-Schicht als Dielektrikum angebracht ist. Eine angreifende Kraft führt zu einer Verformung der Elastomer-Schicht in eine oder mehrere Raumrichtungen, was zu einer Änderung der zwi- schen den Elektroden messbaren elektrischen Kapazität führt. Somit wird ein Verformungszustand und damit der Auslenkungszustand des Elastomerlagers bestimmt. Eine alternative Abstandsmessung bzw. Messung des Federweges liefert ebenfalls eine Aussage über der Verformungszustand des Elastomerla- gers.
In einer vorteilhaften Weiterbildung des erfindungsgemäßen Verfahrens kann ein Parameteradaptions- schritt vorgesehen sein, um eine Ausgangsausdehnung der Schwingungsdämpfungseinrichtung zu be- stimmen. Besonders vorteilhaft ist eine Ermittlung der Ausgangsausdehnung bzw. einer ungespannten Federlänge der Schwingungsdämpfungseinrichtung, da diese neben den bereits erwähnten Parametern der Federkonstante und der Dämpfungskonstante einen weiteren zentralen Parameter der Schwingungs- dämpfungseinrichtung darstellt, welcher in einem hierfür vorgesehenen Schritt bestimmt werden kann. Al- ternativ zur ungespannten Federlänge kann die ermittelte Ausgangsausdehnung in einem bestimmten Be- triebszustand des Antriebsaggregates vorliegen. Dieser Betriebszustand kann beispielsweise durch einen vorgegebenen Wert der auf das Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder einen vorgegebenen Wert des auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmoments gekennzeichnet sein. Bei Fahrzeuganwendungen kön- nen beispielsweise zusätzlich ein vorgegebener Wert des Steigungswinkels der Fahrbahn und/oder ein vorgegebener Wert der Fahrzeugbeschleunigung den Betriebszustand und somit die ermittelte Ausgangs- ausdehnung kennzeichnen.
Es ist bekannt, dass Elastomerwerkstoffe unter Umständen unter Last kriechen, d.h. der Verformungszu- stand ändert sich über der Zeit bei konstanter Belastung. Dies führt zu einer Änderung der Ausgangsaus- dehnung bzw. der ungespannten Federlänge eines Elastomerlagers. Zudem erfolgt eine Sauerstoffdiffus- sion ins Innere des Elastomermaterials. Oxidationsreaktionen rufen hierbei alterungsbedingte Steifigkeits- änderungen hervor, die im Inneren des Elastomermaterials aufgrund der geringeren Sauerstoffkonzentra- tion anders ablaufen als nahe der Oberfläche. Somit ändern sich die Ausgangsausdehnung bzw. die un- gespannte Federlänge sowie die Federsteifigkeit eines Elastomerlagers über der Zeit. Auch unterschiedli- che Feuchte und Temperatur wirken sich auf die Eigenschaften des Elastomermaterials aus. Diese Para- meteränderungen können bei der Bestimmung der Lagerkräfte aus dem Verformungszustand berücksich- tigt werden.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsform erfolgt die Ermittlung des Verformungszustandes des mindestens einen Elastomerlagers des Antriebsaggregats mit Hilfe einer direkten Abstandmessung, mittels eines dielektrischen Elastomersensors. Mit mindestens einer Beschleunigung, wobei ein Beschleunigungs- signal der Beschleunigung vorzugsweise Einflüsse der Erdbeschleunigung beinhaltet und mit Hilfe eines dynamischen Modells für die Bewegung des Antriebsaggregats in den Elastomerlagern erfolgt eine Iden- tifikation der Parameter des mindestens einen Elastomerlagers, um Kriech- bzw. Setzerscheinungen und Änderungen in der Federsteifigkeit bzw. der Federkonstante und/oder der Dämpfung bzw. der Dämpfungskonstante zu erfassen. Basierend auf dem aktuell ermittelten Verformungszustand, der aktuel- len Beschleunigung sowie den identifizierten Parametern erfolgt dann die Ermittlung des Drehmomentes, ebenfalls mit Hilfe eines dynamischen Modells.
In einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung bildet das dynamische Modell mindestens zwei Freiheits- grade der Bewegung des Antriebsaggregats in den Elastomerlagern ab. Damit entstehen mindestens zwei Gleichungen, welche verwendet werden können, um das Drehmoment zu ermitteln und anhand eines Glei- chungsfehlers eine Plausibilität zwischen dem aktuell ermittelten Verformungszustand, der aktuellen Be- schleunigung sowie den identifizierten Parametern zu bestimmen. Vorzugsweise können den aktuellen Verformungszustand und die aktuelle Beschleunigung beschreibende Sensorsignale jeweils mit identi- schen, linearen Tiefpassfiltern gefiltert werden.
Eine Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder we- nigstens eines auf ein Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes ist in Anspruch 9 angegeben.
Bei der erfindungsgemäßen Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat wirken- den Kraft und/oder wenigstens eines auf ein Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes ist das Antriebs- aggregat auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung in einer Aufnahmeeinrichtung gelagert. Die Vorrichtung weist wenigstens eine Abstandsmesseinrichtung auf, die zur direkten Messung eines Ab- stands und/oder eines zeitlichen Verlaufs des Abstandes zwischen Prüfbereichen eingerichtet ist. Dabei sind die Prüfbereiche derart angeordnet, dass der Abstand, vorzugsweise jederzeit, durch einen Auslen- kungszustand der Schwingungsdämpfungseinrichtung bestimmt ist. Ferner weist die erfindungsgemäße Vorrichtung eine Recheneinrichtung auf, die zur Ermittlung des Auslenkungszustands aus dem Abstand eingerichtet ist. Weiterhin weist die erfindungsgemäße Vorrichtung wenigstens eine Beschleunigungsmes- seinrichtung auf, welche zur Ermittlung einer Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung eingerichtet ist.
Die erfindungsgemäße Vorrichtung ermöglicht eine vorteilhafte genaue und präzise Bestimmung der auf das Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder des auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes, indem der Auslenkungszustand der Schwingungsdämpfungseinrichtung und damit deren Reaktionskraft mittels einer direkten Messung vorteilhaft schnell und präzise bestimmt wird. Hierzu weist die Vorrichtung eine Recheneinrichtung auf. Zusätzlich kann bei der erfindungsgemäßen Vorrichtung eine Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung mittels der Beschleunigungsmesseinrichtung bei der Bestimmung der auf das Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder des auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes be- rücksichtigt werden. Dies erlaubt im Zusammenspiel ein besonders präzises Bestimmen der wirkenden Kraft und/oder des wirkenden Drehmomentes und damit beispielsweise eine besonders zuverlässige Kon- trolle eines Betriebszustands des Antriebsaggregats.
In einer sehr vorteilhaften Ausführungsform der Vorrichtung kann vorgesehen sein, dass sich die wenigs- tens eine Beschleunigungsmesseinrichtung und/oder eine Einrichtung zur Bestimmung einer Winkelge- schwindigkeit und/oder einer Winkelbeschleunigung der Aufnahmeeinrichtung an einem von der Aufnahmeeinrichtung und/oder dem Antriebsaggregat und/oder der Schwingungsdämpfungseinrichtung beabstandeten Ort befindet. Beispielsweise können bereits vorhandene Sensoren eines ESP-Systems ei- nes Kraftfahrzeugs verwendet werden, wodurch zusätzliche Beschleunigungssensoren eingespart werden können und sich die Kosten der Vorrichtung verringern. Die ESP-Sensoren sind üblicherweise an der Ka- rosserie des Kraftfahrzeugs angebracht, sodass es sich um einen von der Aufnahmeeinrichtung und/oder dem Antriebsaggregat und/oder der Schwingungsdämpfungseinrichtung beabstandeten Ort handelt. Auch bei von Kraftfahrzeugen unterschiedlichen Anlagen, wie zum Beispiel Windkraftanlagen, oder bei Schiffs- anwendungen können bereits vorhandene Sensoren, die sich an einem von der Aufnahmeeinrichtung und/oder dem Antriebsaggregat und/oder der Schwingungsdämpfungseinrichtung beabstandeten Ort be- finden, eingesetzt werden.
In einer vorteilhaften Weiterbildung der erfindungsgemäßen Vorrichtung kann vorgesehen sein, dass die Recheneinrichtung eingerichtet ist, um wenigstens einen Parameter der Schwingungsdämpfungseinrich- tung mittels eines dynamischen Modells für eine Bewegung des Antriebsaggregats zu identifizieren. Mittels des dynamischen Modells kann der wenigstens eine Parameter aus zeitlichen Verläufen von Messdaten des Auslenkungszustands extrahiert werden, wobei die Erfassung eines entsprechenden Datensatzes zum Beispiel während des Betriebs des Antriebsaggregats erfasst werden kann.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Vorrichtung kann vorgesehen sein, dass die Recheneinrichtung eingerichtet ist, um basierend auf dem ermittelten Auslenkungszustand und/oder dem ermittelten zeitlichen Verlauf des Auslenkungszustands der Schwingungsdämpfungseinrich- tung und/oder der ermittelten Beschleunigung und/oder der identifizierten Parameter das Antriebsdrehmo- ment des Antriebsaggregats oder allgemein ein auf das Antriebsaggregat wirkendes Drehmoment zu er- mitteln. Das Antriebsdrehmoment des Antriebsaggregats bzw. ein auf das Antriebsaggregat wirkendes Drehmoment lässt sich mit einer derart ausgeführten Recheneinrichtung besonders zuverlässig bestim- men.
Des Weiteren können wenigstens zwei Schwingungsdämpfungseinrichtungen vorgesehen sein und die Beschleunigungsmesseinrichtung kann wenigstens zwei Beschleunigungssensoren aufweisen, wobei die wenigstens zwei Beschleunigungssensoren eingerichtet sind, eine vertikale Beschleunigung der Aufnah- meeinrichtung an einer Position der wenigstens zwei Schwingungsdämpfungseinrichtungen zu erfassen. Die Verwendung wenigstens zweier Schwingungsdämpfungseinrichtungen sowie wenigstens zweier Be- schleunigungssensoren ermöglicht das Aufstellen und insbesondere Erfassen von Daten wenigstens zweier Bewegungsmodelle des Antriebsaggregats bzw. eines Bewegungsmodells des Antriebsaggregates mit wenigstens zwei Freiheitsgraden. Aufgrund gegenseitiger Abhängigkeiten der genannten Bewegungs- modelle können diese zu ihrer gegenseitigen Plausibilitätsprüfung herangezogen werden, was wiederum zu einer Erhöhung der Präzision der Kraft- und/oder Drehmomentbestimmung beiträgt.
In einer vorteilhaften Weiterbildung der erfindungsgemäßen Vorrichtung kann die Schwingungsdämp- fungseinrichtung als Elastomerlager und die Abstandsmesseinrichtung als dielektrischer Elastomersensor ausgebildet sein, wodurch sich ein Sensor-Elastomerlager ergibt. Derartige Elastomerlager zur Schwin- gungsdämpfung sind zum einen kostengünstig und weisen zugleich sämtliche gewünschten Eigenschaften einer Schwingungsdämpfungseinrichtung auf. Mittels eines dielektrischen Elastomersensors kann eine gleichermaßen einfache wie direkte Messung des Abstands der Prüfbereiche vorgenommen werden. Wenn dabei die Prüfbereiche zugleich die Randbereiche des Elastomersensors darstellen und zum Bei- spiel als Schichten des Elastomerlagers ausgebildet sind, kann eine Verformung des Elastomerlagers und damit der Auslenkungszustand der Schwindungsdämpfungseinrichtung direkt bestimmt werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Vorrichtung kann vorgesehen sein, dass der dielektrische Elastomersensor wenigstens zwei, vorzugsweise im Vergleich zu dem Elastomerla- ger dünne, Elektroden aufweist, wobei zwischen den Elektroden eine Elastomerschicht als Dielektrikum angeordnet ist. Die Ausführung des dielektrischen Elastomersensors als Teil des Elastomerlagers hat den Vorteil, dass hierdurch die Verformung des Elastomerlagers schnell, präzise und direkt gemessen werden kann.
Die Erfindung betrifft ferner ein Kraftfahrzeug mit einem Antriebsaggregat mit den in Anspruch 16 genann- ten Merkmalen.
Das erfindungsgemäße Kraftfahrzeug weist ein Antriebsaggregat auf, welches auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung in einer Aufnahmeeinrichtung gelagert ist. Hierbei ist eine Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf das Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder wenigstens einem auf das Antriebsaggregat wirkenden Drehmomentes gemäß einem der Ansprüche 9 bis 15 vorgesehen. Zu- sätzlich oder alternativ wird bei dem erfindungsgemäßen Kraftfahrzeug wenigstens eine auf das Antriebs- aggregatwirkende Kraft und/oder wenigstens ein auf das Antriebsaggregat wirkendes Drehmoment mittels eines Verfahrens gemäß einem der Ansprüche 1 bis 8 ermittelt.
Das erfindungsgemäße Kraftfahrzeug hat den Vorteil, dass ein Betriebszustand des Antriebsaggregats mit den besonders präzisen Werten, welche mittels des erfindungsgemäßen Verfahrens und/oder der erfin- dungsgemäßen Vorrichtung erfasst werden, bestimmt werden kann. Dies führt zu einer sehr hohen Be- triebssicherheit und/oder Fahrsicherheit des erfindungsgemäßen Kraftfahrzeugs.
Nachfolgend sind Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung prinzipmäßig dargestellt.
Es zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen Vorrichtung;
Fig. 2 eine schematische Darstellung einerweiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vor- richtung in einem Kraftfahrzeug; Fig. 3 eine vereinfachte diagrammmäßige Darstellung eines Anfahrvorganges; und
Fig. 4 eine prinzipmäßige Darstellung eines Blockschaltbilds eines Tiefpassfilters.
Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung einer Vorrichtung 1 zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat 2 wirkenden Kraft 3. Das Antriebsaggregat 2 ist auf wenigstens einer Schwingungsdämp- fungseinrichtung 4 in einer Aufnahmeeinrichtung 5 gelagert.
Die Vorrichtung 1 weist wenigstens eine Abstandsmesseinrichtung 6 auf, die zur direkten Messung eines Abstands 7 zwischen Prüfbereichen 8a, 8b eingerichtet ist. Die Prüfbereiche 8a, 8b sind derart angeordnet, dass der Abstand 7 und/oder ein zeitlicher Verlauf des Abstandes 7 durch einen Auslenkungszustand der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 bestimmt ist. Ferner weist die Vorrichtung 1 eine Recheneinrichtung 9, die zur Ermittlung des Auslenkungszustands aus dem Abstand 7 eingerichtet ist, sowie eine Beschleu- nigungsmesseinrichtung 10 auf, die zur Ermittlung einer Beschleunigung der Aufnahmeeinrichtung 5, die durch den mit dem Bezugszeichen 11 bezeichneten Pfeil gekennzeichnet ist, eingerichtet ist.
Die in Fig. 1 dargestellte Vorrichtung 1 eignet sich in besonderem Maße zur Durchführung eines Verfahrens zur Ermittlung wenigstens einer auf das auf der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 in der Aufnahme- einrichtung 5 gelagerte Antriebsaggregat 2 wirkenden Kraft 3. Bei dem Verfahren wird ein Auslenkungszu- stand und/oder ein zeitlicher Verlauf des Auslenkungszustands der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 durch eine direkte Messung des Abstands 7 zwischen den Prüfbereichen 8a, 8b ermittelt. Dabei sind die Prüfbereiche 8a, 8b derart angeordnet, dass der Abstand 7 durch den Auslenkungszustand bestimmt wird. Des Weiteren wird wenigstens eine durch den Pfeil 11 gekennzeichnete Beschleunigung der Aufnahme- einrichtung 5 ermittelt.
Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vor- richtung 1 in einem Kraftfahrzeug 12, bei dem das Antriebsaggregat 2 auf drei Schwingungsdämpfungs- einrichtungen 4 in der Aufnahmeeinrichtung 5 an einer Karosserie gelagert ist. Ferner weist das Kraftfahr- zeug 12 die Vorrichtung 1 zur Ermittlung des wenigstens einen auf das Antriebsaggregat 2 wirkenden Drehmoments, im vorliegenden Fall des Antriebsdrehmomentes 25 des Antriebsaggregats 2, auf. Ferner wird bei dem in Fig. 2 dargestellten Kraftfahrzeug das wenigstens eine auf das Antriebsaggregat 2 wir- kende Antriebsdrehmoment 25 mittels des vorgenannten Verfahrens ermittelt.
Bei dem Kraftfahrzeug 12 handelt es sich im vorliegenden Fall um ein Elektrofahrzeug. Das Antriebsaggre- gat 2 weist in nicht näher dargestellter Art und Weise eine Elektromaschine und ein Getriebe auf und ist mit Hilfe der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4, die im vorliegenden Fall mehrere Elastomerlager 4a, 4b, 4c aufweist, an einer Karosserie 13 des Kraftfahrzeugs 12 angebracht. Der einfacheren Darstellung halber sind einige nachfolgend beschriebene Vereinfachungen zugrunde gelegt:
Es werden keine Kurvenfahrt und kein Wanken betrachtet. Das Antriebsaggregat 2 und das Kraft- fahrzeug 12 besitzen jeweils nur drei Freiheitsgrade, d.h. es handelt sich um ein ebenes Problem: Translatorische Bewegung in Richtung einer x-Achse 14 parallel zur Fahrbahnoberflä- che.
Translatorische Bewegung in Richtung einer z-Achse 15 senkrecht zur Fahrbahnoberflä- che.
Drehung (Nicken) um eine in der Figur 2 als Kreis mit innenliegendem Punkt dargestell- ten y-Achse 16 (Nickachse, senkrecht zur Fahrbahnoberfläche).
Die in dem Ausführungsbeispiel nichtlinear ausgebildeten Elastomerlager 4a, 4b, 4c werden um einen Arbeitspunkt als linearisiert betrachtet, d.h. mittels linearen Federsteifigkeiten und linearen Dämpfungskonstanten beschrieben.
Verkopplung zwischen Einfederungen eines der Elastomerlager 4a, 4b, 4c und Lagerkräften in ver- schiedenen Raumrichtungen werden nicht betrachtet.
Ein Schwerpunkt 17 des Antriebsaggregats 2 liegt auf der Höhe von aggregateseitigen Anschlag- punkten 18 der Elastomerlager 4a, 4b, 4c, ein Abstand l des Schwerpunktes 17 von den aggrega- teseitigen Anschlagpunkten 18 ist auf beiden Seiten gleich groß.
Trägheitswirkungen von rotierenden, drehbeschleunigten Teilen in dem Antriebsaggregat 2 sind in dem Ausführungsbeispiel nicht berücksichtigt. Eine Berücksichtigung kann beispielsweise mittels einer Messung einer Winkelbeschleunigungen der drehbeschleunigten Teile und durch zusätzliche Terme in den nachfolgend angegebenen Gleichungen einfach realisiert werden.
In dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Antriebsaggregat 2 über drei Elastomerlager 4a, 4b, 4c an der Karosserie 13 abgestützt. Das hintere vertikale Elastomerlager 4a besteht aus einer vertikalen Feder mit der Federsteifigkeit ch und einem vertikalen Dämpfer mit der Dämpfungskonstanten dh. Das vordere vertikale Elastomerlager 4b besteht aus einer vertikalen Feder mit der Federsteifigkeit cv und einem vertikalen Dämpfer mit der Dämpfungskonstanten dv. Das hintere horizontale Elastomerlager 4c besteht aus einer horizontalen Feder mit der Federsteifigkeit cx und einem horizontalen Dämpfer mit der Dämp- fungskonstanten dx.
Die Größen zh und zLh beschreiben die Höhen 20 und 19 des oberen und unteren Anschlagpunktes des hinteren vertikalen Elastomerlagers 4a im Inertialsystem, z.B. über einer idealen, ebenen Fahrbahnober- fläche. Die Größen
Figure imgf000013_0001
und zLv beschreiben entsprechend die Höhen 21 und 22 des oberen und unteren Anschlagpunktes des vorderen vertikalen Elastomerlagers 4b. Die Größe z0h beschreibt die ungespannte Länge des hinteren vertikalen Elastomerlagers 4a bzw. der hinteren vertikalen Feder ch und die Größe z0v beschreibt die ungespannte Länge des vorderen vertikalen Elastomerlagers 4b bzw. der vorderen vertika- len Feder cv.
Die Lagerkraft des hinteren vertikalen Elastomerlagers Fzh ergibt sich somit zu
Figure imgf000013_0002
die Lagerkraft des vorderen vertikalen Elastomerlagers Fzv ergibt sich zu
Figure imgf000014_0001
Das Antriebsaggregat 2 besitzt die bekannte Masse m und das bekannte Massenträgheitsmoment Jy um die y-Achse 16 (Nickachse, senkrecht zur Fahrbahnoberfläche). Die Fahrbahn 23 weist den Steigungswin- kel 24 mit dem Wert αst auf. Über die Antriebswellen wirkt ein Antriebsdrehmoment 25 des Antriebsaggre- gats 2 mit dem Wert MA zurück auf das Antriebsaggregat 2 und stützt sich über die Elastomerlager 4a, 4b ab. Basierend auf dem ermittelten Auslenkungszustand der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 und/oder der mittels der Beschleunigungsmesseinrichtung 10 ermittelten Beschleunigung 11 und/oder der identifi- zierten Parameter kann das Antriebsdrehmoment 25 des Antriebsaggregats 2 ermittelt werden.
Nachfolgend werden die Dynamik in z-Richtung 15 und das Nicken beschrieben:
Beispielsweise infolge von Fahrbahnunebenheiten 26 kann sich der Schwerpunkt 17 des Antriebsaggre- gats 2 in vertikaler Richtung bewegen, es gilt:
Figure imgf000014_0002
Das Antriebsdrehmoment bzw. Antriebsmoment MA führt zu einem Verdrehwinkel 28 des Antriebsaggre- gats 2 mit dem Wert υ um die y-Achse 16 (Nicken). Es gilt näherungsweise:
Figure imgf000014_0003
In dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel wird von Elastomerlagern 4a, 4b, 4c mit mindestens zwei dünnen Elektroden und dazwischenliegender Elastomer-Schicht als Dielektrikum ausgegangen. Eine Ver- formung der Elastomer-Schicht führt zu einer Änderung der zwischen den Elektroden messbaren elektri- schen Kapazität. Eine entsprechende, nachfolgend beschriebene Sensorik lässt sich kostengünstig Umset- zern Die Abstandsmesseinrichtung 6 ist dabei als dielektrischer Elastomersensor ausgebildet. Mittels ge- eigneter Auswertung kann somit der Verformungszustand der Elastomer-Schicht bzw. durch geeignete Skalierung der Verformungszustand des gesamten Elastomerlagers ermittelt werden. Auf diese Weise kann die Messung des Abstands 7 mittels des dielektrischen Elastomersensors durchgeführt werden. Es wird davon ausgegangen, dass Sensorsignale Δzh und Δzv verfügbar sind, welche die Abstände der An- schlagpunkte der Elastomerlager 4a, 4b an dem Antriebsaggregat 2 und der Karosserie 13 kennzeichnen:
Figure imgf000015_0001
In dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel sind ferner zwei als Beschleunigungssensoren ausge- bildete Beschleunigungsmesseinrichtungen 10 verbaut, welche die Beschleunigung der Karosserie 13 in z-Richtung 15 an den karosserieseitigen Anschlagpunkten des vorderen und des hinteren vertikalen Elastomerlagers 4b und 4a aufnehmen. Damit werden Vertikalbewegungen und Nickbewegungen der Ka- rosserie 13 erfasst. Entsprechende Sensoren basieren typischerweise auf dem Prinzip der seismischen Masse, reagieren also auch auf die Erdbeschleunigung g. Dadurch kann bei der Ermittlung der wenigstens einen Beschleunigung 11 ein Einfluss der Erdbeschleunigung berücksichtigt werden. Es liegen somit Sen- sorsignale Sh und Sv der Beschleunigungssensoren vor:
Figure imgf000015_0002
Die Gleichungen (7) und (8) ergeben sich anhand einer Aufteilung der Erdbeschleunigung g in eine Hangabtriebsbeschleunigung 27a parallel zur x-Achse 14 sowie in eine Beschleunigung 27b parallel zurz- Achse 15.
Alternativ dazu lassen sich die Sensorsignale Sh und Sv auch aus der Sensorik eines ESP-Systems des Kraftfahrzeugs 12 ableiten. Dann sind keine zusätzlichen Beschleunigungssensoren erforderlich, was die Kosten minimiert. Bei modernen ESP-Sensorkonzepten werden die Beschleunigung der Karosserie 13 in x-, y-, und z-Richtung 14, 16, 15 sowie Drehraten bzw. Winkelgeschwindigkeiten um die x-, y- und z-Achse ermittelt. Es kann vorgesehen sein, dass anhand dieser an einem Einbauort der ESP-Sensorik in bzw. an der Karosserie gemessenen Größen die Beschleunigungen an den karosserieseitigen Anschlagpunkten des vorderen und des hinteren vertikalen Elastomerlagers 4b, 4a berechnet werden. Dies kann in an sich bekannter Weise zum Beispiel mit Hilfe von Berechnungsmethoden der Kinematik starrer Körper erfolgen. Von Vorteil ist, wenn hierbei zusätzlich Winkelbeschleunigungen der Karosserie ermittelt werden, beispiels- weise basierend auf den Winkelgeschwindigkeiten.
Die ESP-Sensoren sind dabei an der Karosserie 13 des Kraftfahrzeugs 12 angebracht, sodass es sich um einen von der Aufnahmeeinrichtung 5 und/oder dem Antriebsaggregat 2 und/oder der Schwingungsdämp- fungseinrichtung 4 beabstandeten Ort handelt. Auf diese Weise kann die wenigstens eine Beschleunigung 11 und/oder eine Wnkelgeschwindigkeit und/oder eine Wnkelbeschleunigung der Aufnahmeeinrichtung 5 an einem von der Aufnahmeeinrichtung 5 und/oder dem Antriebsaggregat 2 und/oder der Schwingungs- dämpfungseinrichtung 4 beabstandeten Ort ermittelt werden.
Vorzugsweise werden hierbei die im Folgenden im Zusammenhang mit Fig. 4 beschriebenen Tiefpassfilter entsprechend Gl. (18) eingesetzt. Damit lassen sich die Drehbeschleunigungen aus den Drehraten auf einfache Weise bestimmen.
Subtrahiert man die mit dem Faktor
Figure imgf000016_0007
multiplizierten Gl. (7) und (8) von der Gl. (2), so ergibt sich:
Figure imgf000016_0001
Nach Einsetzen von Gl. (5) und Gl. (6) in Gl. (9) erhält man:
Figure imgf000016_0002
Subtrahiert man in ähnlicher Weise die mit dem Faktor multiplizierten Gl. (7) von der Gl. (4) und addiert
Figure imgf000016_0005
die die mit dem Faktor multiplizierten Gl. (8), so ergibt sich:
Figure imgf000016_0006
Figure imgf000016_0003
Nach Einsetzen von Gl. (5) und Gl. (6) in Gl. (11) erhält man:
Figure imgf000016_0004
Ein Vorteil der beschriebenen Methodik besteht darin, dass der Steigungswinkel 24 mit dem Wert αSt über die Sensorsignale Sh und Sv der Beschleunigungssensoren eingeht. Die Gl. (10) und (12) gelten sowohl bei horizontaler als auch ansteigender bzw. abfallender Fahrbahn 23. Eine zusätzliche Sensorik für den Steigungswinkel 24 mit dem Wert αSt ist nicht erforderlich. Auf dieselbe Weise gehen variierende Nickwin- kel der Karosserie 13, beispielsweise infolge verschiedener Beladungszustände des Kraftfahrzeuges 12, bei Beschleunigungs- und Bremsvorgängen oder bei Fahrbahnunebenheiten 26, über die Sensorsignale Sh und Sv der Beschleunigungssensoren ein. Die Gl. (10) und (12) stellen ein dynamisches Modell für die Bewegung des Antriebsaggregats 2 in der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 dar. Entsprechend den zwei Gl. (10) und (12) bildet das beschrie- bene dynamische Modell zwei Freiheitsgrade der Bewegung des Antriebsaggregats 2 ab. Die Sensorsig- nale Δzh und Δzv, welche die Abstände der Anschlagpunkte der Elastomerlager 4a, 4b an dem Antriebsag- gregat 2 und der Karosserie 13 kennzeichnen, sowie deren zeitliche Ableitungen
Figure imgf000017_0003
beschreiben den zeitlichen Verlauf der Auslenkung der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4. Zusammen mit den Sensorsignalen Sh und Sv der Beschleunigungsmesseinrichtung 10, welche auf die Aufnahmeein- richtung 5 wirkende Beschleunigungen bestimmt, lässt sich entsprechend Gl. (12) das auf das Antriebsag- gregat 2 rückwirkende Antriebsdrehmoment 25 ermitteln.
Mittels des dynamischen Modells für die Bewegung des Antriebsaggregats 2 in der Schwingungsdämp- fungseinrichtung 4 entsprechend den Gl. (10) und (12) wird mindestens ein Parameter der Schwingungs- dämpfungseinrichtung 4 identifiziert. Nachfolgend wird die Parameteridentifikation am Beispiel eines als Elektrofahrzeug ausgebildeten Fahrzeugs 12 beschrieben:
Die ungespannte Länge z0h des hinteren vertikalen Elastomerlagers 4a bzw. dessen Feder ch und die ungespannte Länge z0v des vorderen vertikalen Elastomerlagers 4b bzw. dessen Feder cv ändern sich über der Zeit infolge von Setzerscheinungen der Elastomerlager 4a, 4b. Die Federsteifigkeiten ch und cv ändern sich ebenfalls über der Zeit, z.B. infolge von Oxidationsreaktionen im Elastomermaterial. Insofern ist in gewissen Zeitabständen eine Adaption dieser Größen erforderlich. Diese Parameteradaption kann am stehenden Kraftfahrzeug 12 durchgeführt werden. Bis auf den Anteil der Erdbeschleunigung sind sämt- liche Beschleunigungen in Richtung der z-Achse 15 gleich Null, ebenso die Geschwindigkeiten und die Gl. (10) vereinfacht sich zu:
Figure imgf000017_0001
In der Gl. (12) kompensieren sich zudem die Terme und da beide Sensorsignale Sh und Sv nur noch die Erdbeschleunigung enthalten:
Figure imgf000017_0002
Elektrofahrzeuge weisen meist ein Ankriechverhalten auf, d.h. entsprechend einem konventionellen Kraft- fahrzeug 12 mit Drehmomentwandler kriecht das Kraftfahrzeug 12 los, sobald in einer Wählhebelstellung D „drive“ ein Bremspedal losgelassen wird. Dies wird realisiert, indem eine Fahrzeugsteuerung von dem als Elektromaschine ausgebildeten Antriebsaggregat 2 das Antriebsmoment 25 mit dem Wert MA entspre- chend einem festgelegten Kriechmoment MK anfordert. Aus energetischen Gründen macht der Aufbau ei- nes Kriechmoments MK nur Sinn, wenn das Bremspedal nicht zu stark getreten ist und ein Ankriechen des Kraftfahrzeugs 12 somit wahrscheinlich wird. Fig. 3 zeigt vereinfacht einen entsprechenden Anfahrvorgang. Aufgetragen sind auf einer vertikalen Achse ein Bremsmoment MBr, welches über Betriebsbremsen des Kraftfahrzeugs 12 eingestellt und von einem Fahrer desselben vorgegeben wird, das Antriebsmoment MA des Antriebsaggregats 2 und eine Fahrzeug- geschwindigkeit vF. Auf einer horizontalen Achse ist die Zeit t aufgetragen. Zu Beginn des dargestellten Verlaufes ist das Bremspedal noch stark getreten. Der Aufbau eines Kriechmomentes ist nicht sinnvoll, weil das eingestellte Bremsmoment MBr noch weit über dem Wert für das Kriechmoment MK liegt. Es ist zu Beginn des Prozesses ein Antriebsmoment MA = 0 eingestellt. Es wird vorgeschlagen, dass zu einem Zeit- punkt T1 eine erste Messung der Sensorsignale Azh, Azv, Sh und Sv erfolgt. Durch Einsetzen dieser Werte sowie MA = 0 in die Gl. (13) und (14) ergeben sich die ersten zwei Bestimmungsgleichungen für die ge- suchten Parameter z0h, ch, z0v und cv.
Infolge einer Reduktion der Bremspedalbetätigung nimmt das Bremsmoment MBr ab und die Fahrzeug- steuerung gibt der Elektromaschine bzw. dem Antriebsaggregat 2 ein Antriebsmoment MA = MK entspre- chend dem Kriechmoment vor. Es wird vorgeschlagen, dass zum Zeitpunkt T2, nachdem das Antriebsmo- ment aufgebaut wurde und eine gewisse Zeit vergangen ist, bis sich das Antriebsaggregat in den Elastomerlagern 4a, 4b eingeschwungen hat, eine zweite Messung der Sensorsignale Azh, Azv, Sh und Sv erfolgt. Das Kraftfahrzeug 12 ist dabei immer noch im Stillstand. Durch Einsetzen dieser Werte und MA = MK in die Gl. (13) und (14) ergeben sich weitere zwei Bestimmungsgleichungen für die gesuchten Parame- ter z0h, ch, z0v und cv.
Mit insgesamt vier Bestimmungsgleichungen lassen sich die vier Parameter z0h, ch, z0v und cv berechnen. Aus der maßgeblichen Eigenfrequenz w der Bewegung des Antriebsaggregats 2 in den Elastomerlagern 4a, 4b, einem zugehörigen Verlustwinkel d des jeweiligen Elastomerlagers 4a, 4b und der Federsteifigkeit ch bzw. cv lassen sich dann die Dämpfungskonstanten dh bzw. dv berechnen.
Vorzugsweise werden die Messungen bei einem Anfahrvorgang mehrfach durchgeführt und die Sensor- signale einer Mittelung unterzogen, um ein Rauschen zu minimieren. Ebenso ist von Vorteil, die berechne- ten Parameterwerte über mehrere Anfahrvorgänge zu mittein bzw. zu filtern, da die realen Werte sich nur langsam über der Zeit ändern.
Das Verfahren kann bei jedem Anfahrvorgang durchgeführt werden, und die berechneten Parameter z0h, ch, z0v und cv können mit den über mehrere Messungen gemittelten Werten verglichen werden. Liegen eine oder mehrere Abweichungen über vorgegebenen Schwellen, so wird auf eine Fehlfunktion der Elekt- romaschine bzw. des Antriebsaggregats 2 geschlossen. D.h. die Elektromaschine setzt das Antriebsmo- ment MA = MK nicht korrekt um. Eine Fehlfunktion kann somit erkannt werden, noch bevor das Kraftfahr- zeug 12 anfährt. Eine Fehlerreaktion kann somit eine unerwünschte Fahrzeugbewegung sicher verhindern.
Die oben dargestellten Zeitpunkte für die Messungen sind als Beispiele in der Fig. 3 zu sehen. Die erste Messung für das Antriebsmoment MA = 0 lässt sich z.B. auch beim Überführen des Wählhebels aus einer P „Park“-Position in eine N „Neutral“-Position bzw. in die D „Drive“-Position durchführen. Um die P „Park“- Position zu verlassen, ist meist eine Betätigung des Bremspedals erforderlich, die den Stillstand des Kraft- fahrzeugs 12 weiterhin gewährleistet. Mit dem Verlassen der P „Park“-Position und Übergang in die N „Neutral“-Position wird typischerweise eine mechanische Parksperre im Antriebsaggregat 2 deaktiviert, wodurch auch bei abschüssiger Fahrbahn 23 das Antriebsmoment auf MA = 0 reduziert wird.
Für die zweite Messung kann bei Stillstand in der D „Drive“-Position oder einer R „Reverse“-Position wäh- rend einer ausreichend starken Bremspedalbetätigung testweise ein Antriebsmoment MA ~ 0 aufgebaut werden. Dabei ist sicherzustellen, dass das Antriebsmoment MA betragsmäßig weit genug unter dem Bremsmoment MBr bleibt und sich das Kraftfahrzeug 12 somit nicht bewegt. Als weitere Sicherheitsmaß- nahme wird die Erkennung einer ungewollten Fahrzeugbewegung durch Überprüfen der Elektromaschi- nen- bzw. Raddrehzahlen vorgeschlagen. Eine Gegenmaßnahme kann eine sofortige Abschaltung des Antriebsmomentes MA sein. Diese Alternative lässt unterschiedliche Messungen mit einer Variation des Antriebsmoments MA zu, wodurch die Parameterbestimmung verbessert wird. Daneben ist sie auch bei Elektrofahrzeugen möglich, die kein Ankriechen aufweisen. Ebenfalls ist möglich, die Tests im Rahmen einer turnusgemäßen Wartung durchzuführen. Hierbei kann testweise ein betragsmäßig hohes An- triebsmoment MA in beide Wirkrichtungen eingestellt werden, welches die Parameteridentifikation verbes- sert und auch Nichtlinearitäten der Elastomerlager detektieren lässt.
Neben der Ermittlung der Federsteifigkeiten ch und cv dient der zuvor beschriebene Parameteradaptions- schritt hauptsächlich dazu, die ungespannte Länge z0h des hinteren vertikalen Elastomerlagers 4a bzw. dessen Feder ch und die ungespannte Länge z0v des vorderen vertikalen Elastomerlagers 4b bzw. dessen Feder cv zu bestimmen, da sich diese über der Zeit infolge von Setzerscheinungen der Elastomerlager 4a, 4b ändern. Es wird die Ausgangsausdehnung bzw. die ungespannten Federlänge der Schwingungsdämp- fungseinrichtung bestimmt. Der Steigungswinkel 24 mit dem Wert αSt geht über die Sensorsignale Sh und Sv der Beschleunigungssensoren ein. Von Vorteil ist, dass sich der Parameteradaptionsschritt sowohl bei horizontaler als auch ansteigender bzw. abfallender Fahrbahn 23 durchführen lässt, eine zusätzliche Mes- sung des Steigungswinkels 24 ist nicht erforderlich.
Ergänzend oder alternativ dazu lasen sich Methoden der Parameteridentifikation dynamischer Systeme anwenden, wobei zeitliche Verläufe der Sensorsignale Azh( t), Azv(t), Sh t ) und Sv t ) sowie des An- triebsmoments MA(t) über der Zeit t zugrunde gelegt werden. Beispielsweise kann hierbei der Zeitraum zwischen dem Zeitpunkt T1 und dem Zeitpunkt T2 der Fig. 2 betrachtet werden. Als dynamisches Modell für die Bewegung des Antriebsaggregats 2 in der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 dienen die Gl. (10) und (12). Als klassische Parameterschätzverfahren bietet sich beispielsweise das Least-Square-Verfahren an, welches auf einer zeitdiskreten Systembeschreibung basierend auf den Gl. (10) und (12) aufbaut. Unter dynamischen Betriebsbedingungen lassen sich dann auch die Dämpfungskonstanten dh und dv besser abschätzen. Das dynamische Modell kann anhand der zeitlichen Verläufe der Sensorsignale die aufgrund von Werkstoffdämpfung in den Elastomerlagern 4a, 4b dissipierten Energien ermitteln und zusammen mit einer gemessenen Umgebungstemperatur modellbasiert auf die Elastomertemperaturen schließen. Tem- peraturabhängige Parameter lassen sich so genauer bestimmen. Die oben dargestellten Verfahren zur Parameteridentifikation lassen sich zudem nutzen, um den Zustand der Elastomerlager 4a, 4b zu testen. Liegt einer der identifizierten Parameter außerhalb eines vordefinier- ten Bereiches, so wird auf einen Defekt des zugehörigen Elastomerlagers 4a, 4b geschlossen und dies im Rahmen der Diagnostik im Fehlerspeicher der Fahrzeugsteuerung abgelegt.
Bei konventionellen Kraftfahrzeugen 12 mit Verbrennungsmotor und Drehmomentwandler oder einer auto- matisierter Anfahrkupplung lässt sich das oben beschriebene Verfahren ebenfalls anwenden. Die erste Messung für das Antriebsmoment MA 0 lässt sich wie oben beschrieben z.B. beim Überführen des Wähl- hebels aus der P „Park“-Position in die N „Neutral“-Position bzw. in die D „Drive“-Position oder R die „Re- verse“-Position durchführen. Die zweite Messung für ein Antriebsmoment MA 0 lässt sich nach Aufbau eines Kriech bzw. Anfahrmomentes durchführen, wobei das Kraftfahrzeug 12 vorzugsweise noch stillsteht. Das Antriebsmoment MA wird dabei vorzugsweise aus den momentanen Drehzahlverhältnissen im Dreh- momentwandler oder anhand einer Anpresskraft bzw. eines Anpressdruckes einer schlupfenden Anfahr- kupplung ermittelt. Eine entsprechende Vorgehensweise wird insbesondere bei Schiffs- und Industriege- trieben vorgeschlagen.
Eine erste Messung für das Antriebsmoment MA 0 erfolgt bei geöffneten Kupplungen. Die zweite Mes- sung für ein Antriebsmoment MA 0 wird bei schlupfender Kupplung durchgeführt, wobei das Antriebsmo- ment MA anhand der Anpresskraft bzw. des Anpressdruckes der schlupfenden Kupplung ermittelt wird. Trägheitseffekte von beschleunigten rotierenden Teilen sind hierbei zu berücksichtigen. Bei Vibrationen im Antriebsaggregat 2, beispielsweise hervorgerufen durch einen Verbrennungsmotor, werden die Sensorsig- nale Azh, Azv, Sh und Sv vorzugsweise gefiltert, um höhere Frequenzen und die Hauptanregung des Ver- brennungsmotors zu entfernen.
Nachfolgend wird die Ermittlung des Antriebdrehmoments erläutert:
Wurden die Parameter identifiziert, so kann mittels Gl. (12) während des Fährbetriebes basierend auf den zeitlichen Verläufen der Sensorsignale D zh(t), Azv(t), Sh t ) und Sv t ) das Antriebsmoment MA(t) bestimmt werden.
Zweckmäßig ist hierzu eine Umrechnung auf modifizierte Sensorsignale Δzhrn und Δzvm:
Figure imgf000020_0001
Die Gl. (12) vereinfacht sich damit zu
Figure imgf000020_0002
Die Sensorsignale enthalten Rauschen, sodass eine numerische Bildung der Ableitungen z.B. durch Diffe- renzenbildung typischerweise problematisch ist. Daher wird vorgeschlagen, die Sensorsignale jeweils mit identischen, stabilen linearen Tiefpassfiltern zu filtern. Im Laplace-Bereich werden die Tiefpassfilter z.B. durch die Übertagungsfunktion G(s) beschrieben:
Figure imgf000021_0001
Bei sicherheitsgerichteten Steuerungen ist meist eine maximale Fehlerreaktionszeit vorgegeben, welche sich aus der Fehlererkennungszeit und der erforderlichen Abschaltzeit des Systems zusammensetzt. Wer- den das Verfahren und/oder die Vorrichtung gemäß der Erfindung eingesetzt, um ein fehlerhaft umgesetz- tes Antriebsdrehmoment zu erkennen, so wird vorgeschlagen, die Dynamik der Tiefpassfilter nach Gl. (18) an die Fehlererkennungszeit anzupassen. Beispielsweise indem eine Ausregelzeit der Sprungantwort der Tiefpassfilter die Hälfte der erlaubten Fehlererkennungszeit beträgt. Andernfalls wird die Filterdynamik durch die erwünschte Dynamik des ermittelten (gefilterten) Antriebsdrehmomentes vorgegeben.
Die Größen Δzhm s), Δzvm(s), Sh(s ) und Sv(s ) beschreiben die Sensorsignale im Laplace-Bereich, die ent- sprechenden gefilterten Sensorsignale Δzhm * s), Δzvm *(s), Sh * s ) und 5v *(s) ergeben sich aus:
Figure imgf000021_0002
Der Vorteil dieser Vorgehensweise besteht darin, dass die Ableitungen sΔzhm *( s), s2Δzhm *( s), sΔzvm *{ s) und s2Δzvm * s) der gefilterten Sensorsignale Δzhm * s) und Δzvm *(s) sich direkt aus den Filter-Übertagungs- funktionen G(s) ermitteln lassen.
Fig. 4 zeigt beispielhaft das Blockschaltbild eines Tiefpassfilters mit der Übertagungsfunktion G(s) entspre- chend Gl. (18) im Zeitbereich. Eine Eingangsgröße 29 ist hierbei durch ein Sensorsignal Δzhm t) gegeben, eine erste Ausgangsgröße 31 ist durch das gefilterte Sensorsignal Δzhm *(t), eine zweite Ausgangsgröße 32 durch dessen erste Ableitung Δzhm *( t) und eine dritte Ausgangsgröße 33 durch dessen zweite Ableitung gegeben.
Figure imgf000021_0003
Ein erster Transformationsblock 34 entspricht einem Multiplikator Ein zweiter Transformationsblock 35
Figure imgf000021_0004
entspricht einem Integrator Ein dritter Transformationsblock 36 entspricht ebenfalls einem Integrator
Figure imgf000021_0005
Ein vierter Transformationsblock 37 entspricht einem Multiplikator Ein fünfter Transformationsblock 38 entspricht einem Multiplikator — . Ein erster Verrechnungsblock 39 entspricht einer Addition. Ein zweiter
Verrechnungsblock 40 entspricht einer Subtraktion.
Durch Laplace-Transformation der GI. (17), Multiplikation mit G(s) und Einsetzen der GI. (19) bis (22) erhält man
Figure imgf000022_0001
mit dem Laplace-transformierten Antriebsmoment MA( s) und dem gefilterten, Laplace-transformierten An- triebsmoment MA *(s):
Figure imgf000022_0002
Durch Laplace-Rücktransformation der Gl. (23) erhält man eine Bestimmungsgleichung für das gefilterte Antriebsmoment MA *(t), basierend auf den gefilterten Sensorsignalen sowie deren aus den Filter- Überta- gungsfunktionen G(s) ermittelten zeitlichen Ableitungen.
Nachfolgend wird die Plausibilität nachgewiesen:
Mit den modifizierten Sensorsignalen Δzhm und Δzvm vereinfacht sich die Gl. (10) zu:
Figure imgf000022_0003
Bei idealen Verhältnissen ist die Gl. (25) erfüllt, in der Realität sind aufgrund von Fehlern bei der Modellie- rung, bei der Parameteridentifikation und bei der Erfassung der Sensorsignale Abweichungen zu erwarten. Zur Plausibilisierung der Sensorsignale sowie der identifizierten Parameter wird in Gl. (25) ein Gleichungs- fehler ε(t) eingeführt:
Figure imgf000022_0004
Durch Laplace-Transformation der GI. (26), Multiplikation mit G(s) und Einsetzen der Gl. (19) bis (22) erhält man
Figure imgf000023_0002
mit dem Laplace-transformierten Gleichungsfehler εz(s) und dem gefilterten Laplace-transformierten Glei- chungsfehler εz *(s):
Figure imgf000023_0001
Durch Laplace-Rücktransformation erhält man eine Bestimmungsgleichung für den gefilterten Gleichungs- fehler εz *(t), basierend auf den gefilterten Sensorsignalen sowie deren zeitlichen Ableitungen. Die Gl. (27) beschreibt die Vertikaldynamik. Infolge der Fahrbahnunebenheiten 26 wird sich das Antriebsaggregat 2 andauernd in den Elastomerlagern 4a, 4b, 4c bewegen. Der gefilterte Gleichungsfehler εz *(t) stellt somit ein gutes Maß für die Güte der Berechnungen der Parameter dar. Wird der Gleichungsfehler betragsmäßig größer als eine vorgegebene Schwelle, so wird auf einen Fehler in der Sensorik oder der Mechanik ge- schlossen, beispielsweise ein Anschlägen des Antriebsaggregats 2 an der Karosserie 13 oder einen Fremdkörper, der zwischen dem Antriebsaggregat 2 und der Karosserie 13 klemmt. Letztendlich wird dann auch auf einen Fehler in der Ermittlung des gefilterten Antriebsmoments MA * t ) geschlossen. Somit kann das gefilterte Antriebsmoment MA *(t ) plausibilisiert werden.
Weicht ein korrekt ermitteltes gefiltertes Antriebsmoments MA *(t) um eine vorgegebene Schwelle von dem Fahrerwunschmoment oder dem gefilterten Fahrerwunschmoment ab, so wird auf einen Fehler im Antriebs- system, z.B. in dem Antriebsaggregat 2, geschlossen und es werden Fehlerreaktionen ausgelöst, z.B. ein Not-Betrieb mit vermindertem Antriebsmoment MA(t) oder eine Abschaltung des Systems. Bei einem zu großen Gleichungsfehler εz *(t) ist diese Diagnose nicht mehr aussagekräftig und es sollte ebenfalls eine Fehlerreaktion erfolgen.
Ein korrekt ermitteltes gefiltertes Antriebsdrehmoment MA *(t) kann dynamische Momentenanteile enthal- ten, die sich aus den Bewegungen des Antriebsaggregats 2 in der Schwingungsdämpfungseinrichtung 4 ergeben, beispielsweise, indem Antriebswellen infolge der Bewegungen des Antriebsaggregats 2 zyklisch tordieren und das auf das Antriebsaggregat 2 rückwirkende Antriebsdrehmoment 25 beeinflussen. Die Be- wegungen des Antriebsaggregats 2 lassen sich basierend auf den zeitlichen Verläufen der modifizierten Sensorsignale Δzhm t ) und Δ zvm(t) bzw. der gefilterten Sensorsignale Δzhm *(t), Δzvm * t) bestimmen und zusammen mit der Drehfedersteifigkeit und der Drehfederdämpfung der Antriebswellen dazu benutzen, um diese dynamischen Momentenanteile zu ermitteln. Wird das gefilterte Antriebsdrehmoment MA *(t) um diese dynamischen Momentenanteile korrigiert, so bleibt das von dem Antriebsaggregat 2 durch Energie- wandlung erzeugte Antriebsdrehmoment übrig. Ebenfalls möglich ist, das gefilterte Antriebsdrehmoment MA *(t) um Momentenanteile zu korrigieren, die durch Trägheitswirkungen von rotierenden, drehbeschleu- nigten Teilen in dem Antriebsaggregat 2 entstehen. Das so bestimmte korrigierte Antriebsdrehmoment kann dann mit dem Fahrerwunschmoment oder dem gefilterten Fahrerwunschmoment verglichen werden, was die Fehlerdetektion verbessert. Das Ausführungsbeispiel enthält der einfacheren Darstellung halber einige Vereinfachungen. In der Reali- tät zeigen Elastomerlager mit einer Frequenzabhängigkeit ein nichtlineares Verhalten. Daher wird vorge- schlagen, die Übertagungsfunktionen G(s) der Tiefpassfilter zur Ermittlung der gefilterten Sensorsignale Δzhm *(s) und Δzvm *(s ) beziehungsweise zur Ermittlung der Ableitungen sΔzhm *( s), sΔzvm *( s) zu modifizie- ren. Der geänderte Amplitudengang der modifizierten Tiefpassfilter kann die Frequenzabhängigkeit der Elastomerlager 4a, 4b zumindest teilweise berücksichtigen. Durch Multiplikation mit ch, cv, dh, dv ergeben sich dann Frequenzabhängigkeiten in den Kräften, was die frequenzabhängigen Nichtlinearitäten der Elastomere nachbildet. Ein zunehmender Steifigkeitsanstieg über der Verformung, die sogenannten Pro- gression, lässt sich z.B. durch eine Erhöhung von ch, cv bei größerer Verformung Δzhm * s) und Δzvm * s ) berücksichtigen.
Zur Bestimmung des gefilterten Antriebsmoments MA *(t) wird vorgeschlagen, bei Vibrationen im Antriebs- aggregat, beispielsweise hervorgerufen durch einen Verbrennungsmotor oder Zahneingriffe, die Tiefpass- filter ebenfalls anzupassen. Damit sollen höhere Frequenzen und die Hauptanregung des Verbrennungs- motors entfernt werden. Vorzugsweise werden die Tiefpassfilter an die aktuelle Drehzahl des Antriebsag- gregats 2 angepasst.
In entsprechender Weise lässt sich die Dynamik des Antriebsaggregats 2 aus Fig. 2 in Richtung der x- Achse 14 auswerten.
Mit der Federsteifigkeit cx, der Dämpfungskonstanten dx sowie der ungespannten Länge x0 des hinteren horizontalen Elastomerlagers 4c bzw. der horizontalen Feder ergibt sich die Lagerkraft Fx des hinteren horizontalen Elastomerlagers zu
Figure imgf000024_0001
Die Größen x und x beschreiben dabei die Positionen 14 und 41 des aggregateseitigen und karossierie- seitigen Anschlagpunktes des hinteren horizontalen Elastomerlagers im Inertialsystem.
Für den Schwerpunkt 17 des Antriebsaggregats 2 in horizontaler Richtung gilt:
Figure imgf000024_0002
Es sei ein Sensorsignal Ax verfügbar, welches den Abstand der Anschlagpunkte des Elastomerlagers 4c, die sich an dem Antriebsaggregat 2 und der Karosserie 13 befinden, kennzeichnet:
Figure imgf000024_0003
Vorzugsweise ist auch hier die als Beschleunigungssensor ausgebildete Beschleunigungsmesseinrichtung 10 verbaut, welche die Beschleunigung der Karosserie 13 in Richtung der x-Achse 14 an dem karosserie- seitigen Anschlagpunkt des horizontalen Elastomerlagers 4c aufnimmt. Auch der Beschleunigungssensor reagiert auf die Erdbeschleunigung g. Es liegt somit das Sensorsignal Sx vor:
Figure imgf000025_0001
Alternativ dazu lässt sich das Sensorsignal Sx wie oben beschrieben aus der Sensorik eines ESP-Systems ableiten.
Subtrahiert man die mit der Masse m multiplizierte Gl. (31) von der Gl. (29), so ergibt sich:
Figure imgf000025_0002
Nach Einsetzen von Gl. (30) in Gl. (32) erhält man:
Figure imgf000025_0003
Mittels zweier Messungen bei stehendem Kraftfahrzeug 12 und unterschiedlichen Steigungswinkeln αSt lassen sich die Federsteifigkeit cx und die ungespannte Länge x0 des Elastomerlagers 4c bestimmen. Auch eine Mittelung der Ergebnisse von mehr als zwei Messungen ist möglich. Aus der maßgeblichen Eigenfre- quenz w der Bewegung des Antriebsaggregats 2 in x-Richtung, einem zugehörigen Verlustwinkel d des Elastomerlagers 4c und der Federsteifigkeit cx lässt sich dann die Dämpfungskonstante dx berechnen. Auch basierend auf Gl. (33) lässt sich ein gefilterter Gleichungsfehler εx *(t) ermitteln. Wird der Gleichungs- fehler betragsmäßig größer als eine vorgegebene Schwelle, lässt dies auf einen Fehler in der Sensorik oder der Mechanik schließen, entsprechend der oben dargestellten Vorgehensweise. Werden Signale der ESP-Sensorik genutzt, so wird vorgeschlagen, die gefilterten Gleichungsfehler εz *(t) und εx *(t) zur Prü- fung der ESP-Sensorik einzusetzen.
Unwuchten oder nicht korrekt ausgerichtete Kupplungen können wie folgt ermittelt werden:
Einzelne Terme aus der Gl. (27) beschreiben die gefilterte Lagerkraft des hinteren vertikalen Elastomerla- gers 4a:
Figure imgf000025_0004
und die gefilterte Lagerkraft des vorderen vertikalen Elastomerlagers
Figure imgf000025_0005
In entsprechender Weise lässt sich mit einem modifizierten Sensorsignal Δxm = Δ0 - x0 bzw. einem gefil- terten modifizierten Sensorsignal Δxm * die gefilterte Lagerkraft des horizontalen Elastomerlagers 4c ermit- teln:
Figure imgf000026_0001
Es wird vorgeschlagen, Unwuchten oder nicht korrekt ausgerichtete Kupplungen während des Betriebes anhand einer drehzahlabhängigen, phasenversetzten Schwingung der gefilterten Lagerkraft des horizon- talen Elastomerlagers 4c gegenüber den Schwingungen der gefilterten Lagerkräfte der beiden vertikalen Elastomerlagern 4a, 4b zu erkennen. Bei einer umlaufenden Radialkraft ergeben sich Abhängigkeiten in den Schwingungsamplituden der drei Kräfte. Eine Unwucht führt zu einer mit der Drehzahl ansteigenden umlaufenden Radialkraft und damit einem Anstieg der Schwingungsamplituden. Bei einer nicht korrekt aus- gerichteten Kupplung fehlt dieser Anstieg typischerweise, d.h. anhand den Schwingungsamplituden, einer Drehzahlabhängigkeit der Schwingungsamplituden sowie anhand des Phasenversatzes der Schwingun- gen lässt sich eine Unwucht oder eine nicht korrekt ausgerichtete Kupplung nachweisen. Dieser Ansatz ist auch bei Schiffs- und Industriegetrieben möglich.
Das beschriebene Verfahren lässt sich ebenfalls einsetzen, indem der Verformungszustand des mindes- tens einen Elastomerlagers 4a, 4b, 4c anhand der Messung einer lokalen Kraft oder einer lokalen Flächen- pressung im oder am Elastomer ermittelt wird. Durch alterungsbedingte Kriecherscheinungen sowie inho- mogene Steifigkeitsänderungen ändert sich auch der Zusammenhang zwischen der lokalen Kraft oder der lokalen Flächenpressung und dem Verformungszustand über der Zeit. Ebenso ändert sich der Zusammen- hang zwischen dem Verformungszustand und der gesamten Lagerkraft über der Zeit. Das Verfahren lässt sich einsetzen, um mittels Parameteridentifikation einen Zusammenhang zwischen der gemessenen Größe, d.h. der lokalen Kraft oder einer lokalen Flächenpressung, und der gesamten Lagerkraft herzustel- len.
Der oben kurz beschriebene dielektrische Elastomersensor kann wenigstens zwei, vorzugsweise im Ver- gleich zu dem Elastomerlager 4a, 4b, 4c dünne, Elektroden aufweisen, zwischen denen eine Elastomer- schicht als Dielektrikum angeordnet ist.
Das oben beschriebene Verfahren und die oben beschriebene Vorrichtung 1 lassen sich zum Beispiel auch bei Windkraftanlagen einsetzen. Bei Windkraftanlagen kann infolge einer ungleichmäßigen Vertei- lung der Windgeschwindigkeit über der Höhe ein Drehmoment um die Nickachse, d.h. um eine horizon- tale, senkrecht zu der Rotordrehachse verlaufende Achse, entstehen. Dieses auch auf das Antriebsag- gregat der Windkraftanlage, also beispielsweise auf die Lagerung des Rotors oder auf ein hierzu einge- setztes Getriebe, wirkende Drehmoment könnte zum Beispiel über die oben beschriebenen Elastomerla- ger 4a, 4b, 4c erfasst werden. Das oben beschriebene Verfahren und die oben beschriebene Vorrichtung 1 sind demnach nicht nur zur Ermittlung von Antriebsdrehmomenten, wie im Ausführungsbeispiel beschrieben, sondern allgemein zur Ermittlung von auf ein Antriebsaggregat wirkenden Drehmomenten geeignet.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Verfahren zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat (2) wirkenden Kraft (3) und/oder wenigstens eines auf das Antriebsaggregat (2) wirkenden Drehmomentes (25), wobei das Antriebsaggregat (2) auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) in einer Auf- nahmeeinrichtung (5) gelagert ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass
- ein Auslenkungszustand und/oder ein zeitlicher Verlauf des Auslenkungszustands der Schwin- gungsdämpfungseinrichtung (4) durch eine direkte Messung eines Abstands (7) zwischen Prüf- bereichen (8a, 8b) ermittelt wird, wobei die Prüfbereiche (8a, 8b) derart angeordnet sind, dass der Abstand (7) durch den Auslenkungszustand bestimmt wird, und
- dass wenigstens eine Beschleunigung (11) der Aufnahmeeinrichtung (5) ermittelt wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die wenigstens eine Beschleunigung (11) und/oder eine Winkelgeschwindigkeit und/oder eine Win- kelbeschleunigung der Aufnahmeeinrichtung (5) an einem von der Aufnahmeeinrichtung (5) und/oder dem Antriebsaggregat (2) und/oder der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) beabstan- deten Ort ermittelt wird.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass bei der Ermittlung der wenigstens einen Beschleunigung (11) ein Einfluss der Erdbeschleunigung berücksichtigt wird.
4. Verfahren nach Anspruch 1 , 2 oder 3, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass wenigstens ein Parameter der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) mittels eines dynamischen Modells für eine Bewegung des Antriebsaggregats (2) identifiziert wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass basierend auf dem ermittelten Auslenkungszustand und/oder dem ermittelten zeitlichen Verlauf des Auslenkungszustands der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) und/oder der ermittelten Be- schleunigung (11) und/oder der identifizierten Parameter das auf das Antriebsaggregat (2) wirkende Drehmoment (25) ermittelt wird.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass das dynamische Modell wenigstens zwei Freiheitsgrade der Bewegung des Antriebsaggregats (2) in der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) abbildet.
7. Verfahren nach Anspruch einem der Ansprüche 1 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) wenigstens ein Elastomerlager (4a, 4b, 4c) aufweist, wo- bei die Messung des Abstands (7) mittels eines dielektrischen Elastomersensors durchgeführt wird.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Parameteradaptionsschritt vorgesehen ist, um eine Ausgangsausdehnung der Schwingungs- dämpfungseinrichtung (4) zu bestimmen.
9. Vorrichtung (1) zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat (2) wirkenden Kraft (3) und/oder wenigstens eines auf das Antriebsaggregat (2) wirkenden Drehmomentes (25), wobei das Antriebsaggregat (2) auf wenigstens einer Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) in einer Auf- nahmeeinrichtung (5) gelagert ist, g e k e n n z e i c h n e t d u r c h wenigstens eine Abstandsmesseinrichtung (6), die zur direkten Messung eines Abstands (7) und/oder eines zeitlichen Verlaufs des Abstandes (7) zwischen Prüfbereichen (8a, 8b) einge- richtet ist, wobei die Prüfbereiche (8a, 8b) derart angeordnet sind, dass der Abstand (7), vor- zugsweise jederzeit, durch einen Auslenkungszustand der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) bestimmt ist, und eine Recheneinrichtung (9), die zur Ermittlung des Auslenkungszustands aus dem Abstand (7) eingerichtet ist, wenigstens eine Beschleunigungsmesseinrichtung (10), welche zur Ermittlung einer Beschleu- nigung (11) der Aufnahmeeinrichtung (5) eingerichtet ist.
10. Vorrichtung nach Anspruch 9, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass sich die wenigstens eine Beschleunigungsmesseinrichtung und/oder eine Einrichtung zur Bestim- mung einer Winkelgeschwindigkeit und/oder einer Wnkelbeschleunigung der Aufnahmeeinrichtung (5) an einem von der Aufnahmeeinrichtung (5) und/oder dem Antriebsaggregat (2) und/oder der Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) beabstandeten Ort befindet.
11. Vorrichtung (1) nach Anspruch 9 oder 10, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Recheneinrichtung (9) eingerichtet ist, um wenigstens einen Parameter der Schwingungsdämp- fungseinrichtung (4) mittels eines dynamischen Modells für eine Bewegung des Antriebsaggregats (2) zu identifizieren.
12. Vorrichtung (1) nach Anspruch 9, 10 oder 11, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Recheneinrichtung (9) eingerichtet ist, um basierend auf dem ermittelten Auslenkungszustand und/oder dem ermittelten zeitlichen Verlauf des Auslenkungszustands der Schwingungsdämpfungs- einrichtung (4) und/oder der ermittelten Beschleunigung (11) und/oder der identifizierten Parameter das auf das Antriebsaggregat (2) wirkende Drehmoment (25) zu ermitteln.
13. Vorrichtung (1) nach einem der Ansprüche 9 bis 12, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass wenigstens zwei Schwingungsdämpfungseinrichtungen (4) vorgesehen sind und die Beschleuni- gungsmesseinrichtung (10) wenigstens zwei Beschleunigungssensoren aufweist, wobei die wenigs- tens zwei Beschleunigungssensoren eingerichtet sind, eine vertikale Beschleunigung der Aufnah- meeinrichtung (5) an einer Position der wenigstens zwei Schwingungsdämpfungseinrichtungen (4) zu erfassen.
14. Vorrichtung (1) nach einem der Ansprüche 9 bis 13, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass die Schwingungsdämpfungseinrichtung (4) wenigstens ein Elastomerlager (4a, 4b, 4c) aufweist und die Abstandsmesseinrichtung (6) als dielektrischer Elastomersensor ausgebildet ist.
15. Vorrichtung (1) nach einem der Ansprüche 9 bis 14, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass der dielektrische Elastomersensor wenigstens zwei, vorzugsweise im Vergleich zu dem Elastomer- lager (4a, 4b, 4c) dünne, Elektroden aufweist, wobei zwischen den Elektroden eine Elastomerschicht als Dielektrikum angeordnet ist.
16. Kraftfahrzeug (12) mit einem Antriebsaggregat (2), welches auf wenigstens einer Schwingungs- dämpfungseinrichtung (4) in einer Aufnahmeeinrichtung (5) gelagert ist, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Vorrichtung (1) zur Ermittlung wenigstens einer auf das Antriebsaggregat (2) wirkenden Kraft
(3) und/oder wenigstens eines auf das Antriebsaggregat (2) wirkenden Drehmomentes (25), gemäß einem der Ansprüche 9 bis 15 vorgesehen ist und/oder wenigstens eine auf das Antriebsaggregat (2) wirkende Kraft (3) und/oder wenigstens ein auf das Antriebsaggregat (2) wirkendes Drehmoment (25) mittels eines Verfahrens gemäß einem der Ansprüche 1 bis 8 ermittelt wird.
PCT/EP2022/063749 2021-05-21 2022-05-20 Verfahren und vorrichtung zur ermittlung wenigstens einer auf ein antriebsaggregat wirkenden kraft und/oder wenigstens eines auf ein antriebsaggregat wirkenden drehmomentes WO2022243526A1 (de)

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