WO2012171521A1 - Verfahren zur steuerung einer automatisierten reibungskupplung in einem antriebsstrang eines kraftfahrzeugs während eines anfahrvorgangs - Google Patents

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    • F16D2500/70452—Engine parameters
    • F16D2500/70454—Engine speed

Definitions

  • the invention relates to a method for controlling an automated friction clutch in a drive train of a motor vehicle during a starting operation with an internal combustion engine controlled by means of an accelerator pedal to a driver's desired torque engine and a transmission and a motor speed controller, which is a manipulated variable for the transferable via the friction clutch clutch torque based on a Set target speed such that, depending on an accelerator pedal position of the accelerator pedal, a ratio between an engine speed of the internal combustion engine and a transmission input speed of the transmission is adjusted to an identity of engine speed and transmission input speed.
  • Motor vehicles with an internal combustion engine and a transmission for example a manual transmission, an automated manual transmission, a continuously variable Umslingkarmit transmission (CVT), a dual clutch transmission with two independently operating partial transmissions and an arranged between the engine and transmission or partial transmission automated friction clutch powertrain are off Serial applications known.
  • CVT continuously variable Umslingkarmit transmission
  • a dual clutch transmission with two independently operating partial transmissions and an arranged between the engine and transmission or partial transmission automated friction clutch powertrain are off Serial applications known.
  • the internal combustion engine - as known for example from DE 198 37 816 A1 - held in a certain clutch drive in a certain speed range, as this provides little power at low speed and at high speed much friction in the friction clutch is generated.
  • the slip of the friction clutch that is to say the difference between engine input and transmission input rotational speed, decreases until a transition between slip and adhesion of the friction clutch has been reached. This transition can be perceived as uncomfortable by the excitation of so-called Jerking vibrations in the drive train, this being the greater
  • CONFIRMATION COPY and more uncomfortable the more different the angular acceleration of engine and transmission input speed at that transition.
  • an engine speed controller is provided in the controller, which is designed to control the internal combustion engine to a constant target speed.
  • the target speed is continuously raised using a calibratable map that provides a target speed increase, depending on the accelerator pedal angle and the ratio of transmission input to engine speed.
  • the ratio of transmission input speed to engine speed can be viewed as a measure of the progress of the approach.
  • the increase in the target rotational speed for smoothing the transition between the sliding and adhesion phases of the friction clutch does not directly lead to a speed change.
  • the object of the invention is the development of such previously known control of automated friction clutches during a starting process, in which by means of a uniform start-up without loss of comfort different starting situations can be handled.
  • the object is based on a method for controlling an automated friction clutch in a drive train of a motor vehicle during a starting operation with an internal combustion engine controlled by an accelerator pedal to a driver's desired torque engine and a transmission and an engine speed controller, which is a manipulated variable for the transferable via the friction clutch clutch torque set a target speed such that depending on an accelerator pedal position of the accelerator pedal, a ratio between an engine speed of the internal combustion engine and a transmission input speed of the transmission is adjusted to an identity of engine speed and transmission input speed, solved, wherein the target speed by means of one of a slip gradient of the Friction clutch dependent correction variable is corrected.
  • the target speed can be determined without maintaining a controlled variable, whereby a distinction between the target and actual speed of the engine for the control process the friction clutch is not relevant.
  • the slip gradient can be determined from the difference between an engine angular acceleration of the internal combustion engine and a transmission input angular acceleration of the transmission.
  • the control process of the engine speed controller can be divided into a plurality of control intervals in which the correction door size currently determined from a current clutch slip target slip gradient and a transmission input acceleration.
  • a current target rotational speed can each be formed from the preceding target rotational speed and the correction variable determined in the current control interval. It has been shown that the slip gradient is advantageously set negative. In order to ensure a minimum speed of the internal combustion engine and not to regulate this to speed ranges, in the engine torque is too low for a sufficiently rapid approach, the target speed currently corrected by the correction variable is limited to the originally uncorrected target speed.
  • the determination of a target slip gradient forming the correction quantity or participating in its formation can be determined by means of a map from the current clutch slip.
  • the target slip gradient can be estimated from the current clutch slip by means of an extrapolation of a previous clutch slip with the currently determined slip gradient.
  • the manipulated variable for the clutch torque transferable via the friction clutch is determined by means of a characteristic map at least the corrected target rotational speed.
  • the manipulated variable for the clutch torque transmissible via the friction clutch can be determined by means of a characteristic map at least from a currently determined engine target rotational speed gradient.
  • FIG. 1 shows a detail of a block diagram of an engine speed controller for
  • Figure 2 is a diagram illustrating a Anfahrvörgangs with one by means of a
  • Figure 3 is a diagram with the engine and transmission input speeds during a
  • Figure 4 is a diagram with the engine and transmission input speeds during a
  • FIG. 1 shows the control, which is known from DE 198 37 816 A1, for example, of an automated friction clutch in the form of an engine speed controller extended part 1 of the engine speed controller in a schematic diagram.
  • a negative target slip gradient Ndot_SI_Ziel is determined in the form of the difference between an engine angular acceleration and a transmission input angular acceleration.
  • the target slip gradient Ndot_SI_Ziel results here from the map KL_SI_Ziel depending on the current slip N_SI_Akt the friction clutch.
  • the current slip N_SI_Akt can alternatively be extrapolated with the current target slip gradient Ndot_SI_Ziel by predetermining a slip for a definable time interval.
  • Target speed N_Mo_Ziel_neu is determined Target speed N_Mo_Ziel_neu as follows:
  • the target engine acceleration such as the target engine speed gradient Ndot_Mo_Ziel_VS
  • the target engine speed gradient is adjusted to the target engine speed gradient Ndot_Mo_Ziel_VS Ndot_Mo_Ziel_neu fed directly to the engine speed controller and added on the one hand to the target engine acceleration, to avoid that this is zero.
  • the engine target speed gradient Ndot_Mo_Ziel_neu for precontrol of the friction clutch can be converted directly into a clutch torque and added to a definable proportion of a sum clutch desired torque at the same time a direct effect of the engine target speed gradient Ndot_Mo_Ziel_neu be achieved in the clutch torque or this be taken into account in the engine speed controller, so that a Regelu ng of the engine speed controller against the engine target speed gradient Ndo
  • FIG. 2 shows the diagram 2 formed from the partial diagrams I, II.
  • the partial diagram I shows the speed curves of the drive train over time during a start-up procedure
  • part diagram II shows the associated speed gradient curves for this purpose over time.
  • the dashed curve 3 shows the corrected target speed N_Mo_Ziel_neu of FIG. 1 with the speed increase course 4 following the transmission input shaft speed curve 5 over time.
  • the speed increase curve 4 is followed immediately by the actual engine speed curve 6 without the need for a standard deviation, since the target speed N_Mo_Ziel_neu, in contrast to a control of a conventional engine speed controller, depends on the correction variable in the form of the slip gradient of the friction clutch.
  • setpoint and actual speeds run without any necessary deviation, which simplifies coordination on the one hand and enables a more flexible control strategy on the other hand.
  • the partial diagram II shows the target speed gradient curve 7 and the Istmotordieregra- entientenverlauf 8 of the internal combustion engine and set by the friction clutch Getriebeeingangsnavieregradientenverlauf 9.
  • branches 7, 12 of the target speed gradient follows the conventional branch 7, while left of the break point 13 the slip gradient-controlled target speed of the branch 12 of the target engine speed gradient course 10 formed from the branches 11, 12 is predetermined.
  • the limiting target speed gradient in the target engine speed gradient course 10 with the branches 11, 12 influences the engine speed controller only in the branch 12, in that it increases the target speed.
  • speed of the internal combustion engine causes as soon as the target rotational speed gradient course 7 and the target engine speed gradient course 10 intersect at the break point 13.
  • the dot-dash line 14 is shown on the right of the inflection point 13, resulting in small rotational speeds corresponding to small, not the direct speed control underlying speed gradients.
  • FIGS 3 and 4 show carried out by means of the control according to the invention

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Steuerung einer automatisierten Reibungskupplung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs während eines Anfahrvorgangs mit einem abhängig von einem mittels eines Fahrpedals auf ein Fahrerwunsch moment geregelten Verbrennungsmotor und einem Getriebe sowie einem Motordrehzahlregler, der eine Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment anhand einer Zieldrehzahl derart einstellt, dass abhängig von einer Fahrpedalstellung des Fahrpedals ein Verhältnis zwischen einer Motordrehzahl des Verbrennungsmotors und einer Getriebeeingangsdrehzahl des Getriebes bis zu einer Identität von Motordrehzahl und Getriebeeingangsdrehzahl angeglichen wird. Um während eines Anfahrvorgangs einen weichen Übergang der Reibungskupplung vom schlupfenden in den haftenden Zustand unabhängig von der Anfahrvorsituation zu erzielen, wird die Zieldrehzahl mittels einer von einem Schlupfgradienten der Reibungskupplung abhängigen Korrekturgröße korrigiert.

Description

Verfahren zur Steuerung einer automatisierten Reibungskupplung in einem Antriebs- strang eines Kraftfahrzeugs während eines Anfahrvorgangs
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Steuerung einer automatisierten Reibungskupplung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs während eines Anfahrvorgangs mit einem abhängig von einem mittels eines Fahrpedals auf ein Fahrerwunschmoment geregelten Verbrennungsmotor und einem Getriebe sowie einem Motordrehzahlregler, der eine Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment anhand einer Zieldrehzahl derart einstellt, dass abhängig von einer Fahrpedalstellung des Fahrpedals ein Verhältnis zwischen einer Motordrehzahl des Verbrennungsmotors und einer Getriebeeingangsdrehzahl des Getriebes bis zu einer Identität von Motordrehzahl und Getriebeeingangsdrehzahl angeglichen wird.
Kraftfahrzeuge mit einem einen Verbrennungsmotor und ein Getriebe, beispielsweise ein Handschaltgetriebe, ein automatisiertes Schaltgetriebe, ein kontinuierlich verstellbares Um- schlingungsmittelgetriebe (CVT), ein Doppelkupplungsgetriebe mit zwei unabhängig voneinander arbeitenden Teilgetrieben sowie einer zwischen Verbrennungsmotor und Getriebe beziehungsweise Teilgetriebe angeordnete automatisierte Reibungskupplung enthaltenden Antriebsstrang sind aus Serienanwendungen bekannt. Beim Anfahren eines derartigen Kraftfahrzeugs ist dabei eine Steuerung des Schlupfs der Reibungskupplung nötig, um den Drehzahlunterschied der stehenden oder sich nur mit geringer Drehzahl drehenden Antriebsräder und dem mit zumindest mit Leerlaufdrehzahl drehenden Verbrennungsmotor auszugleichen und damit einen komfortablen Anfahrvorgang ohne Abwürgen des Verbrennungsmotors zu ermöglichen.
Hierbei wird der Verbrennungsmotor - wie beispielsweise aus der DE 198 37 816 A1 bekannt - in einem über eine geeignete Kupplungsansteuerung in einem gewissen Drehzahlband gehalten, da dieser bei niedriger Drehzahl wenig Leistung liefert und bei hoher Drehzahl viel Reibleistung in der Reibungskupplung erzeugt wird. Mit ansteigender Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs nimmt der Schlupf der Reibungskupplung, also die Differenz von Motor- und Getriebeeingangsdrehzahl ab, bis ein Übergang zwischen Schlupf und Haftung der Reibungskupplung erreicht ist. Dieser Übergang kann durch die Anregung sogenannter Ruckelschwingungen im Antriebsstrang als unkomfortabel empfunden werden, wobei dieser umso größer
BESTÄTIGUNGSKOPIE und unkomfortabler ist, je unterschiedlicher die Winkelbeschleunigung von Motor- und Getriebeeingangsdrehzahl bei diesem Übergang sind.
In der Steuerung ist hierbei ein Motordrehzahlregler vorgesehen, der darauf ausgelegt ist, den Verbrennungsmotor auf eine konstante Zieldrehzahl zu regeln. Um die Motorbeschleunigung an die Getriebeeingangsbeschleunigung anzugleichen, erfolgt eine kontinuierliche Anhebung der Zieldrehzahl anhand eines kalibrierbaren Kennfelds, das in Abhängigkeit vom Fahrpedalwinkel und vom Verhältnis von Getriebeeingangs- zu Motordrehzahl eine Zieldreh- zahlanhebung vorgibt. Das Verhältnis von Getriebeeingangsdrehzahl zu Motordrehzahl kann dabei als Maß für den Fortschritt der Anfahrt angesehen werden. Hierbei führt die Anhebung der Zieldrehzahl zum Verschleifen des Übergangs zwischen Gleit- und Haftphase der Reibungskupplung nicht direkt zu einer Drehzahländerung. Vielmehr muss, um eine bestimmte Winkelbeschleunigung zu erhalten, erst eine Regelabweichung in der Zieldrehzahl erzeugt werden, sodass sich grundsätzlich eine Differenz zwischen Soll- und Ist-Drehzahl des Verbrennungsmotors ausbilden muss, um die gewünschte Winkelbeschleunigung zum Verschleifen zu erhalten. Diese Regelabweichung ist nur auf sogenannte Standardanfahrten unter vorgegebenen Bedingungen ideal ausgelegt. Bei der Abstimmung des Anfahrvorgangs auf verschiedene Anfahrsituationen, beispielsweise bei veränderlichem Fahrpedalwinkel, bei Anfahrvorgängen mit unterschiedlicher Last, an unterschiedlichen Steigungen, rollendem oder stehendem Kraftfahrzeug oder dergleichen treten unkalkulierbare Schwierigkeiten auf.
Aufgabe der Erfindung ist die Weiterbildung einer derart vorbekannten Steuerung automatisierter Reibungskupplungen während eines Anfahrvorgangs, bei der mittels eines einheitlichen Anfahrvorgangs ohne Komforteinbußen verschiedene Anfahrsituationen bewältigt werden können.
Die Aufgabe wird durch ein Verfahren zur Steuerung einer automatisierten Reibungskupplung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs während eines Anfahrvorgangs mit einem abhängig von einem mittels eines Fahrpedals auf ein Fahrerwunschmoment geregelten Verbrennungsmotor und einem Getriebe sowie einem Motordrehzahlregler, der eine Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment anhand einer Zieldrehzahl derart einstellt, dass abhängig von einer Fahrpedalstellung des Fahrpedals ein Verhältnis zwischen einer Motordrehzahl des Verbrennungsmotors und einer Getriebeeingangsdrehzahl des Getriebes bis zu einer Identität von Motordrehzahl und Getriebeeingangsdrehzahl angeglichen wird, gelöst, wobei die Zieldrehzahl mittels einer von einem Schlupfgradienten der Reibungskupplung abhängigen Korrekturgröße korrigiert wird. Durch die Einführung der Korrekturgröße, die den Schlupfgradienten der Reibungskupplung und damit die einzelnen Winkelbeschleunigungen des Verbrennungsmotors wie Kurbelwelle und der Getriebeeingangsseite wie Getriebeeingangswelle berücksichtigt, kann die Zieldrehzahl ohne Vorhalten einer Regelgröße ermittelt werden, wodurch eine Unterscheidung von Soll- und Istdrehzahl des Verbrennungsmotors für den Regelvorgang der Reibungskupplung nicht relevant ist.
Hierbei kann der Schlupfgradient aus der Differenz zwischen einer Motorwinkelbeschleunigung des Verbrennungsmotors und einer Getriebeeingangswinkelbeschleunigung des Getriebes ermittelt werden. Hierbei kann während eines Anfahrvorgangs der Regelprozess des Motordrehzahlreglers in eine Vielzahl von Regelintervallen aufgeteilt werden, in denen jeweils die Korrektürgröße aktuell aus einem aktuellen Kupplungsschlupf ermittelten Zielschlupfgradienten und einer Getriebeeingangsbeschleunigung ermittelt werden. Dabei kann eine aktuelle Zieldrehzahl jeweils aus der vorgehenden Zieldrehzahl und der in dem aktuellen Regelintervall ermittelten Korrekturgröße gebildet werden. Es hat sich gezeigt, dass der Schlupfgradient vorteilhafterweise negativ angesetzt wird. Um eine Mindestdrehzahl des Verbrennungsmotors zu gewährleisten und diesen nicht auf Drehzahlbereiche zu regeln, in- de en das Motormoment zu gering für eine ausreichend zügige Anfahrt ist, wird die durch die Korrekturgröße jeweils aktuell korrigierte Zieldrehzahl auf die ursprünglich nicht korrigierte Zieldrehzahl begrenzt.
Die Ermittlung eines die Korrekturgröße bildenden beziehungsweise an deren Bildung beteiligten Zielschlupfgradienten kann mittels eines Kennfelds aus dem aktuellen Kupplungsschlupf ermittelt werden. Insbesondere in dynamischen Regelsituationen, bei denen eine derartige Ermittlung des Zielschlupfgradienten zeitkritisch ist, kann alternativ der Zielschlupfgradient aus dem aktuellen Kupplungsschlupf mittels einer Extrapolation eines vorhergehenden Kupplungsschlupfs mit dem aktuell ermittelten Schlupfgradienten geschätzt werden.
Die Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment wird mittels eines Kennfelds zumindest äus der korrigierten Zieldrehzahl ermittelt, alternativ oder zusätzlich kann die Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment mittels eines Kennfelds zumindest aus einem aktuell ermittelten Motorzieldrehzahlgradienten ermittelt werden. Die Erfindung wird anhand des in den Figuren 1 bis 4 dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Dabei zeigen:
Figur 1 einen Ausschnitt aus einem Prinzipschaltbild eines Motordrehzahlreglers zur
Bildung der Korrekturgröße,
Figur 2 ein Diagramm zur Darstellung eines Anfahrvörgangs mit einer mittels einer
Korrekturgröße korrigierten Zieldrehzahl des Verbrennungsmotors,
Figur 3 ein Diagramm mit den Motor- und Getriebeeingangsdrehzahlen während einer
Anfahrt eines Kraftfahrzeugs an einer Steigung
und
Figur 4 ein Diagramm mit den Motor- und Getriebeeingangsdrehzahlen während einer
Anfahrt eines Kraftfahrzeugs an einem Gefälle.
Figur 1 zeigt den gegenüber beispielsweise aus der DE 198 37 816 A1 bekannten Steuerung einer automatisierten Reibungskupplung in Form eines Motordrehzahlreglers erweiterten Teil 1 des Motordrehzahlreglers in Prinzipdarstellung. Zunächst wird ein negativer Zielschlupfgradient Ndot_SI_Ziel in Form der Differenz zwischen einer Motorwinkelbeschleunigung und einer Getriebeeingangswinkelbeschleunigung ermittelt. Hierzu werden beispielsweise die zeitabhängigen Drehzahlen der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors und der Getriebeeingangswelle mittels entsprechender Sensoren erfasst. Der Zielschlupfgradient Ndot_SI_Ziel ergibt sich hierbei aus dem Kennfeld KL_SI_Ziel in Abhängigkeit vom aktuellen Schlupf N_SI_Akt der Reibungskupplung. Um in sehr dynamischen Situationen einer Anfahrregelung eventuelle zu lange Antwortzeiten der Ermittlung des Zielschlupfgradienten Ndot_SI_Ziel mittels des Kennfelds KL_SI_Ziel zu vermeiden, kann alternativ der aktuelle Schlupf N_SI_Akt mit dem aktuellen Zielschlupfgradienten Ndot_SI_Ziel extrapoliert werden, indem auf diese Weise ein Schlupf für ein festlegbares Zeitintervall vorausgesagt wird.
Um einen ungestörten Übergang zwischen dem ursprünglichen Motordrehzahlregler, der eine konstante Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_min regelt, und der in dem erweiterten Teil 1 aufgrund des Schlupfgradienten korrigierten Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_alt beziehungsweise der laufend mittels der in den Regelintervallen dt ermittelten Korrekturgröße aktualisierten Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_neu herzustellen, erfolgt die Ermittlung der aktuellen Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_neu wie folgt:
Aus der aktuellen Getriebeeingangswinkelbeschleunigung Ndot_IPS_Akt und dem Sollschlupfgradienten Ndot_SI_Ziel ergibt sich eine Änderung des Zielmotordrehzahlgradienten Ndot_Mo_Ziel_VS pro Regelintervall„dt". Diese wird auf die vorhergehende Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_alt des Verbrennungsmotors addiert. Um eine Mindestmotordrehzahl zu ge- währleisten, wird die erhaltene Zieldrehzahl nach unten auf die„normale" Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_min limitiert. Wird dieses Limit erreicht, so wird auch die Sollmotorbeschleunigung wie der Zielmotordrehzahlgradient Ndot_Mo_Ziel_VS korrigiert, damit dieser an den Solldrehzahlverlauf wie die aktuelle Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_neu angeglichen wird. Weiterhin wird der Motorzieldrehzahlgradient Ndot_Mo_Ziel_neu direkt dem Motordrehzahlregler zugeführt und zum Einen zu der Sollmotorbeschleunigung addiert, um zu vermeiden, dass diese Null ist. Zum Anderen kann der Motorzieldrehzahlgradient Ndot_Mo_Ziel_neu zur Vorsteuerung der Reibungskupplung direkt in ein Kupplungsmoment umgerechnet werden und zu einem definierbaren Anteil einem Summenkupplungssollmoment hinzugefügt werden. Damit kann gleichzeitig eine direkte Auswirkung des Motorzieldrehzahlgradienten Ndot_Mo_Ziel_neu im Kupplungsmoment erzielt werden beziehungsweise dieser im Motordrehzahlregler berücksichtigt werden, sodass eine Regelung des Motordrehzahlreglers gegen den Motorzieldrehzahlgradienten Ndot_Mo_Ziel_neu unterbleibt beziehungsweise dessen Regelung vom Motordrehzahlregler unterstützt wird.
Figur 2 zeigt das aus den Teildiagrammen I, II gebildete Diagramm 2. Das Teildiagramm I zeigt die Drehzahlverläufe des Antriebsstrangs über die Zeit während eines Anfahrvorgangs, Teildiagramm II zeigt die zugehörigen Drehzahlgradientenverläufe hierzu über die Zeit. Im Einzelnen zeigen in Teildiagramm I die gestrichelt dargestellte Kurve 3 die korrigierte Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_neu der Figur 1 mit dem dem Getriebeeingangswellendrehzahlverlauf 5 folgenden Drehzahlanhebungsverlauf 4 über die Zeit. Dem Drehzahlanhebungsverlauf 4 folgt unmittelbar der Istmotordrehzahlverlauf 6 ohne nötige, lediglich auf eine Standardanfahrt kalkulierbare Regelabweichung, da die Zieldrehzahl N_Mo_Ziel_neu im Gegensatz zu einer Regelung eines konventionellen Motordrehzahlreglers abhängig von der Korrekturgröße in Form des Schlupfgradienten der Reibungskupplung erfolgt. Hier laufen Soll- und Istdrehzahlen ohne notwendige Abweichung, was zum Einen die Abstimmung vereinfacht und zum Anderen eine flexiblere Regelstrategie ermöglicht.
Das Teildiagramm II zeigt den Solldrehzahlgradientenverlauf 7 und den Istmotordrehzahlgra- dientenverlauf 8 des Verbrennungsmotors sowie den von der Reibungskupplung eingestellten Getriebeeingangsdrehzahlgradientenverlauf 9. Am Knickpunkt 13 der für den Motordrehzahlregler verwendeten Äste 7, 12 folgt der Zieldrehzahlgradient dem konventionellen Ast 7, während links des Knickpunkts 13 die schlupfgradientengeregelte Zieldrehzahl des Asts 12 des aus den Ästen 11 , 12 gebildeten Sollmotordrehzahlgradientenverlaufs 10 vorgegeben ist. Der limitierende Solldrehzahlgradient im Sollmotordrehzahlgradientenverlauf 10 mit den Ästen 11 , 12 beeinflusst den Motordrehzahlregler erst im Ast 12, indem dieser eine Anhebung der Ziel- drehzahl des Verbrennungsmotors bewirkt, sobald sich Solldrehzahlgradientenverlauf 7 und Sollmotordrehzahlgradientenverlauf 10 im Knickpunkt 13 schneiden. Zur Verdeutlichung des konventionellen Regelverhaltens eines Motordrehzahlreglers ist rechts des Knickpunkts 13 die strichpunktlinierte Linie 14 eingezeichnet, aus dem bei kleinen Drehzahlen entsprechend kleine, nicht der direkten Drehzahlregelung unterliegende Drehzahlgradienten resultieren.
Die Figuren 3 und 4 zeigen mittels der erfindungsgemäßen Steuerung durchgeführte
Anfahrvorgärige anhand der Diagramme 13, 14 mit den Motordrehzahlverläufen 15, 15a und den Getriebeingangsdrehzahlverläufen 16, 16a über die Zeit t an einem starken Gefälle (Figur 3) und an einem starken Steigung (Figur 4) mit ansonsten identischen Rahmenbedirigungen. Im Gegensatz zu einem konventionellen Motordrehzahlregler erfolgt mittels des erfindungsgemäßen Motordrehzahlreglers aufgrund des Vergleichs der Drehzahlgradienten von Kurbelwelle und Getriebeeingangswelle eine Drehzahlanhebung erst, wenn sie notwendig ist. Gemäß einer konventionellen Steuerung würde in beiden Situationen bei der gleichen Getriebeeingangsdrehzahl mit der Drehzahlanhebung begonnen und damit einmal zu spät und zu schwach und einmal zu früh und zu stark reagiert.
Bezuqszeichenliste
1 Teil eines Prinzipschaltbild eines Motordrehzahlreglers
2 Diagramm
3 Kurve
4 Drehzahlanhebungsverlauf
5 Getriebeeingangswellenverlauf
6 Istmotordrehzahlverlauf
7 Solldrehzahlgradientenverlauf
8 Istmotordrehzahlgradientenverlauf
9 Getriebeeingangsdrehzahlgradientenverlauf
10 Sollmotordrehzahlgradientenverlauf
1 1 Ast
12 Ast
13 Diagramm
14 Diagramm
15 Motordrehzahlverlauf
15a Motordrehzahlverlauf
16 Getriebei ngangsdrehzahlverlauf
16a Getriebei ngangsdrehzahlverlauf
dt Regelintervall
KL_SI_Ziel Kennfeld
KP Knickpunkt
L Linie
Ndot_IPS_Akt aktuelle Getriebeeingangswinkelbeschleunigung
Ndot_Mo_Ziel_neu Motorzieldrehzahlgradient
Ndot_Mo_Ziel_VS Zielmotordrehzahlgradient aus Verschleifstrategie
Ndot_SI_Ziel Zielschlupfgradient
N_Mo_Ziel_alt vorhergehende Zieldrehzahl
N_Mo_Ziel_min Zieldrehzahl
N_Mo_Ziel_neu aktualisierte Zieldrehzahl
N_SI_Akt aktueller Kupplungsschlupf
t Zeit
I Teildiagramm
II Teildiagramm

Claims

Patentansprüche
Verfahren zur Steuerung einer automatisierten Reibungskupplung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs während eines Anfahrvorgangs mit einem abhängig von einem mittels eines Fahrpedals auf ein Fahrerwunschmoment geregelten Verbrennungsmotor und einem Getriebe sowie einem Motordrehzahlregler, der eine Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment anhand einer Zieldrehzahl derart einstellt, dass abhängig von einer Fahrpedalstellung des Fahrpedals ein Verhältnis zwischen einer Motordrehzahl des Verbrennungsmotors und einer Getriebeeingangsdrehzahl des Getriebes bis zu einer Identität von Motordrehzahl und Getriebeeingangsdrehzahl angeglichen wird, dadurch gekennzeichnet, dass die Zieldrehzahl mittels einer von einem Schlupfgradienten der Reibungskupplung abhängigen Korrekturgröße korrigiert wird.
Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Schlupfgradient aus der Differenz zwischen einer Motorwinkelbeschleunigung des Verbrennungsmotors und einer Getriebeeingangswinkelbeschleunigung des Getriebes ermittelt wird.
Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Korrekturgröße jeweils über ein sich wiederholendes Regelintervall aktuell aus einem aktuellen Kupplungsschlupf ermittelten Zielschlupfgradienten und einer Getriebeeingangsbeschleunigung ermittelt wird.
Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine aktuelle Zieldrehzahl jeweils aus der vorgehenden Zieldrehzahl und der in dem aktuellen Regelintervall ermittelten Korrekturgröße gebildet wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche. 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die aktuelle Zieldrehzahl auf die ursprünglich, nicht korrigierte Zieldrehzahl begrenzt wird.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass ein die Korrekturgröße beeinflussender Zielschlupfgradient mittels eines Kennfelds aus dem aktuellen Kupplungsschlupf ermittelt wird.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der aktuelle Kupplungsschlupf mittels einer Extrapolation eines vorhergehenden Kupplungsschlupfs mit dem aktuell ermittelten Schlupfgradienten geschätzt wird.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment mittels eines Kennfelds zumindest aus der korrigierten Zieldrehzahl ermittelt wird.
9. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Stellgröße für das über die Reibungskupplung übertragbare Kupplungsmoment mittels eines Kennfelds zumindest aus einem aktuell ermittelten Motorzieldrehzahlgradienten ermittelt wird.
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