Diagnose-Verfahren für einen Torsionsdämpfer in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs

Die Erfindung betrifft ein Diagnose-Verfahren für einen Torsionsdämpfer in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs.

Verbrennungsmotoren weisen üblicherweise an einem freien Ende einer Antriebswelle in Form einer Kurbelwelle einen Torsi- onsschwingungsdämpfer, nachfolgend Torsionsdämpfer genannt, auf. Der Torsionsdämpfer dient der Reduzierung unerwünschter Torsionsschwingungen der Antriebswelle. Ein Ausfall des Torsionsdämpfers kann zur Zerstörung der Antriebswelle führen. Torsionsdämpfer dienen also dazu, Torsionsschwingungsenergie des Antriebsstrangs und damit der Antriebswelle aufzunehmen. Infolge dauerhafter Beanspruchung des Torsionsdämpfers können Störungen auftreten, welche das Dämpfungsverhalten des Torsionsdämpfers negativ beeinträchtigen können. Die genannten Störungen können sowohl abrupt als auch während der Lebensdauer des Torsionsdämpfers schleichend auftreten.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren zur Diagnose eines Torsionsdämpfers bereitzustellen, das eine zuverlässige Überwachung des Torsionsdämpfers mit geringem Aufwand ermöglicht.

Diese Aufgabe wird durch ein Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Erfindungsgemäß wurde erkannt, dass eine Diagnose eines Torsionsdämpfers dadurch erfolgen kann, dass ausgehend von einem erfassten Referenz-Schwingungssignal einer Antriebswelle in einem Referenzzustand und einem erfassten Betriebs-Schwingungssignal der Antriebswelle in einem von dem Referenzzustand abweichenden Betriebszustand ein Vergleich des Referenz-Schwingungssignals mit dem Betriebs-Schwingungssignal eine Diagnose des Torsionsdämpfers ermöglicht. Dazu wird ein Antriebsstrang bereitgestellt mit einem Antrieb zur Erzeugung eines Antriebsdrehmoments, wobei der Antrieb als Verbren- nungsmotor ausgeführt sein kann. Weiterhin umfasst der Antriebsstrang die an den Antrieb angekoppelte Antriebswelle zur Übertragung des Antriebsdrehmoments auf eine Abtriebswelle. Die Antriebswelle kann vorzugsweise als Kurbelwelle ausgeführt sein. Ferner umfasst der Antriebsstrang den mit der Antriebswelle verbundenen Torsionsdämpfer zur Dämpfung von Torsionsschwingungen der Antriebswelle.

Die Verwendung eines Drehzahlsignals als Schwingungssignal im Referenzzustand und im Betriebszustand in einem Verfahren nach Anspruch 2 ermöglicht eine direkte Überwachung des Schwingungsverhaltens der Antriebswelle. Eine Änderung des Schwin ^¬ gungsverhaltens der Antriebswelle wirkt sich unmittelbar auf das Drehzahlsignal aus. Grund hierfür ist, dass das Dämpfungs ^¬ verhalten des Torsionsdämpfers und damit das Schwingungsver ^¬ halten der Antriebswelle im Wesentlichen von dem Trägheitsmoment des Torsionsdämpfers geprägt sind. Eine auftretende Störung des Torsionsdämpfers bewirkt somit eine Veränderung der mechanischen Parameter der Antriebswelle am Sitz des Torsionsdämpfers, so dass die Veränderungen der mechanischen Parameter das Schwingungsverhalten der Antriebswelle und somit des Antriebsstrangs beeinflussen .

Eine Signalanalyse in einem Verfahren nach Anspruch 3 ermöglicht eine effiziente Informationsgewinnung durch Auswertung der transformierten Drehzahlsignale im Frequenzbereich. Dadurch ist es möglich, die Amplitude mindestens einer Motorordnung der Antriebswelle zu extrahieren. Dabei hat sich insbesondere die Auswertung niederer Motorordnungen, d. h. Ordnungen kleiner als die Zündordnung, als besonders zweckmäßig herausgestellt. Die Auswahl der 1,5-ten Motorordnung reagiert beispielsweise bei einem Reihen-Sechszylindermotor besonders empfindlich auf Änderungen von Parametern des Torsionsdämpfers und ist daher besonders geeignet für eine Analyse der transformierten

Schwingungssignale .

Eine Auswertung der Signale in einem Verfahren nach Anspruch 4 ermöglicht eine direkte, zuverlässige und unaufwendige Diagnose des Torsionsdämpfers. Die Amplitudensignale der extrahierten Motorordnung der Antriebswelle können bei einer Frequenzanalyse direkt ausgewertet werden.

Ein Verfahren mit einem Amplituden-Summenwert gemäß Anspruch 5 ermöglicht die Bereitstellung eines Referenzkennwerts mit verbesserter Empfindlichkeit, so dass bereits kleine Abwei ^¬ chungen im Schwingungsverhalten der Antriebswelle und somit Störungen des Torsionsdämpfers frühzeitig erkannt werden.

Ein Verfahren nach Anspruch 6 ermöglicht die Ermittlung eines unverfälschten, ursprünglichen Schwingungsverhaltens der Antriebswelle .

Mit einem Verfahren nach Anspruch 7 werden die Amplitudenwerte direkt und unaufwendig miteinander verglichen. Ein derartiger Vergleich kann in einer im Kraftfahrzeug ohnehin vorhandenen Steuereinheit durchgeführt werden, so dass zusätzliche Über- wachungs-/Regelungs-Einheiten für das erfindungsgemäße Verfahren nicht erforderlich sind.

Ein Verfahren nach Anspruch 8 ermöglicht Rückschlüsse auf das Schwingungsverhalten der Antriebswelle und somit auf das Dämpfungsverhalten des Torsionsdämpfers.

Ein Verfahren nach Anspruch 9 signalisiert rechtzeitig eine Warnung über ein mögliches, zu erwartendes Versagen des Tor ^¬ sionsdämpfers infolge des veränderten Dämpfungsverhaltens. Es wird also ermöglicht, den Torsionsdämpfer zu tauschen, bevor ein Versagen desselben auftritt und dadurch Schäden, insbesondere irreperable Schäden, verursacht werden. In Abhängigkeit des verwendeten Torsionsdämpfers und der Anwendung in dem Fahrzeug, d. h. in Abhängigkeit des Verbrennungsmotors, kann ein vor ^¬ gebbarer Toleranzbereich für eine Amplitudendifferenz eingestellt werden. Ein Über- oder Unterschreiten des Toleranzbereichs im laufenden Betrieb wird als Indikator für eine Störung des Torsionsdämpfers erkannt. Durch den rechtzeitigen Tausch des Torsionsdämpfers lassen sich insbesondere Brüche der An- triebswelle vermeiden. Somit bietet ein derartiges Verfahren eine Vorsorge, welche auf der Auswertung mindestens einer Motorordnung der Antriebswelle beruht. Ein Verfahren nach Anspruch 10 bietet eine verbesserte Datenbasis für hinterlegte Referenzkennwerte der Schwingungssignale. Dadurch ist es möglich, dass das Diagnose-Verfahren besser, insbesondere für einen großen Bereich relevanter Motordrehzahlen und insbesondere für den gesamten Drehzahlbereich des Ver- brennungsmotors , anwendbar ist, da die Refe ^¬ renz-Schwingungssignale im Allgemeinen abhängig von der Motordrehzahl sind. Dadurch ist es möglich, ein einem gemessenen Betriebs-Schwingungssignal entsprechendes Refe ^¬ renz-Schwingungssignal für eine bestimmte Antriebs-Solldrehzahl auszuwählen und miteinander zu vergleichen. Somit wird die

Genauigkeit des Vergleichs der Signale und damit die Genauigkeit und Zuverlässigkeit des Diagnose-Verfahrens insgesamt ver ^¬ bessert . Ein Verfahren nach Anspruch 11 führt zu einer erhöhten Zuverlässigkeit des Referenzkennwerts. Durch die Mittelung mehrerer Referenz-Werte für eine ausgewählte An ^¬ triebs-Solldrehzahl wird eine größere statistische Sicherheit erreicht. Dabei kann die Mittelung der Referenz-Werte entweder im Zeit- bzw. im Winkelbereich, d. h. vor der Durchführung einer Frequenzanalyse, oder im Winkel-Frequenzbereich, d.h. nach durchgeführter Frequenzanalyse erfolgen.

Ein Verfahren nach Anspruch 12 vereinfacht die Erfassung des Referenz-Schwingungssignals und des Be- triebs-Schwingungssignals , da die Bedingung einer stationären Drehzahl für die Erfassung des Schwingungssignals nicht zwingend eingehalten werden muss . Dies wäre deshalb problematisch, da eine stationäre Drehzahl häufig nur in begrenzt langen Signalab- schnitten erfüllt ist, da beispielsweise infolge von Luftwi ^¬ derstand, abfallender oder ansteigender Fahrbahn oder durch ähnliche äußere Einflüsse die Antriebsdrehzahl nicht stationär ist. Bei einer geplanten Erfassung von beispielsweise zwanzig aufeinanderfolgenden stationären Referenz-Schwingungssignalen kann die Erfassung eines derartigen Zyklus zeit- und damit kostenintensiv sein. Durch die Berücksichtigung eines Trendausgleichs ist es möglich, die Schwingungssignale auch dann mit einer hohen Genauigkeit zu erfassen, indem die Frequenzanalyse auf Basis eines quasi stationären Signals, das durch Ausgleichen des Messsignaltrends in einem digitalen Messsignal erzeugt wird, erfolgt. Dadurch ist es möglich, abfallende oder ansteigende Drehzahltrends auszugleichen. Durch das Bestimmen und Ausgleichen des Messsignaltrends ist das Durchführen der Fre ^¬ quenzanalyse unabhängig davon möglich, ob das tatsächliche Messsignal stationär oder instationär ist. Dementsprechend kann die Frequenzanalyse in einem beliebigen Zustand des Verbren ^¬ nungsmotors durchgeführt werden, ohne dass hierdurch die Ge ^¬ nauigkeit der gewonnenen Informationen beeinträchtigt wird. Der Trendausgleich kann beispielsweise durch Elimination einer störenden Grundtendenz im Messsignal erfolgen, so dass die Grundtendenz die Frequenzanalyse nicht länger beeinträchtigt. Ein daraus resultierendes quasi stationäres Signal ist trendbereinigt, wobei ein möglicherweise verbleibender instationärer Verlauf aufgrund von Ungenauigkeiten bei dem Ausgleichen des Messsignaltrends separierbar ist, so dass dieser die durch die Frequenzanalyse gewonnenen Informationen im Wesentlichen nicht in ihrer Genauigkeit beeinträchtigt.

Bei einem Verfahren nach Anspruch 13 erfolgt eine Dämpfung der Torsionsschwingungen der Antriebswelle auf der Anordnung des Torsionsdämpfers an der Antriebswelle besonders effektiv. An einem freien Ende der Antriebswelle können vergleichsweise große Amplituden einer Torsionsschwingung auftreten. Durch die Anordnung des Torsionsdämpfers an dem freien Ende der Antriebswelle werden diese Schwingungsamplituden besonders wirksam gedämpft. Entsprechend wirken sich Änderungen des Dämpfungsverhaltens des Torsionsdämpfers besonders deutlich auf das Schwingungsver ^¬ haltens der Antriebswelle aus.

Die Durchführung eines Verfahrens nach Anspruch 14 ermöglicht eine Erfassung eines von Einflüssen einzelner Zylinder im _r

Wesentlichen entkoppelten Referenz-Schwingungssignals. Da ^¬ durch, dass in einem Schubbetrieb ein Antrieb nicht befeuert wird, können Einflüsse eines zylinderabhängigen Einspritzverhaltens auf das Drehzahlsignal ausgeschlossen werden. Im Schubbetrieb sind im Wesentlichen Einflüsse der Antriebswel ^¬ lenmechanik im Drehzahlsignal sichtbar. Alternativ ist es auch möglich, das Verfahren in einem befeuerten Betrieb anzuwenden, wobei sichergestellt sein sollte, dass das Einspritzverhalten keine Beeinträchtigung der erfassten Signale bewirkt.

Ein Schwingungsausgleich bei einem Verfahren nach Anspruch 15 ermöglicht eine Reduzierung von Drehschwingungen zwischen dem Antrieb und der Kupplung in der Antriebswelle.

Weitere Vorteile und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung mehrerer Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung. Es zeigen:

Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs mit einem Torsionsdämpfer,

Fig. 2 eine vergrößerte Prinzipdarstellung eines Verbrennungsmotors gemäß Fig. 1,

Fig. 3 eine schematische Darstellung eines Refe ^¬ renz-Schwingungssignals und eines Be- triebs-Schwingungssignals in einem Winkelbereich,

Fig. 4 einen Verlauf der 1,5-ten Motorordnung der Schwingungssignale gemäß Figur 3 in einem Winkelbereich,

Fig. 5 extrahierte Amplitudenwerte der 1,5-ten Motorordnung mit einer daraus berechneten Amplitudendifferenz und einem Toleranzbereich für die Amplitudendifferenz und

Fig. 6 extrahierte Amplitudenwerte verschiedener Motor ^¬ ordnungen mit einem daraus berechneten, gewichteten Amplituden-Summenwert . Im Folgenden wird anhand der Fig. 1 und 2 ein Antriebsstrang 1 eines Kraftfahrzeugs für die Durchführung des erfindungsgemäßen Diagnose-Verfahrens näher erläutert. Der Antriebsstrang 1 weist eine Kupplung 2 auf, die den Antriebsstrang 1 in eine Antriebsseite 3 und eine Abtriebsseite 4 unterteilt. Die An ^¬ triebsseite 3 umfasst einen Antrieb 5 in Form eines Verbren ^¬ nungsmotors, der über eine Antriebswelle 6 in Form einer Kurbelwelle mit einem antriebsseitigen, ersten Kupplungselement 7 verbunden ist.

Auf der Abtriebsseite 4 umfasst der Antriebsstrang 1 ein abtriebsseitiges , zweites Kupplungselement 8, das über eine Abtriebswelle 9 und einem darin integrierten Getriebe 10 mit einem Differential 11 verbunden ist. Das Differential 11 ist wiederum über Radwellen 12 mit Antriebsrädern 13 verbunden.

Die Kupplungselemente 7 und 8 sind relativ zueinander ver ^¬ schiebbar, so dass diese in einem offenen Zustand der Kupplung 2 nicht gegeneinander anliegen und in einem geschlossenen Zustand der Kupplung 2 gegeneinander anliegen, wodurch mittels der Kupplung 2 ein Drehmoment von der Antriebsseite 3 zu der Abtriebsseite 4 übertragbar ist. Die Kupplungselemente 7, 8 sind vorzugsweise als Kupplungslamellen bzw. Lamellenpakete aus ^¬ gebildet. Zum Anlegen des ersten Kupplungselements 7 an das zweite Kupplungselement 8 kann ein nicht dargestellter Kupp- lungsaktuator vorgesehen sein, der hydraulisch ausgebildet ist und mittels eines Fluids in Form von Öl betätigbar ist. Der Kupplungsaktuator kann eine Kolben-Zylinder-Einheit mit einem Zylinder und einem darin geführten Kolben umfassen. Dabei kann der Kolben auf das erste Kupplungselement 7 wirken, wobei der Zylinder einen Druckraum ausbilden kann, der an einer Seite von dem axial verschiebbaren Kolben begrenzt ist . Alternativ kann die Kupplung 2 auch elektromotorisch betätigbar sein.

Der Verbrennungsmotor 5 weist einen Motorblock 14 mit mehreren Zylindern 15 und einem Einspritzsystem 16 auf. Das Einspritzsystem 16 umfasst für jeden Zylinder 15 eine Ein- spritzeinheit 17 zum Einspritzen von Kraftstoff 18. Wie in Fig. 2 gezeigt ist, weist der Verbrennungsmotor 5 sechs Zylinder 15 auf, so dass eine Zylinderanzahl Z = 6 beträgt. Der Verbrennungsmotor 5 kann sowohl ein selbstzündender als auch ein nicht selbstzündender Verbrennungsmotor 5 sein. Innerhalb des Mo- torblocks 14 ist die Kurbelwelle 6 angeordnet und aus diesem beidseitig herausgeführt. Zur Umwandlung der in den Zylindern 15 freigesetzten Energie des Kraftstoffs 18 in eine Rotations ^¬ bewegung ist die Kurbelwelle 6 mit nicht näher dargstellten Zylinderkolben verbunden.

An einem aus dem Motorblock 14 herausgeführten freien Ende 23 der Kurbelwelle 6 ist ein Torsionsdämpfer 19 vorgesehen. Der Torsionsdämpfer 19 dient der Dämpfung von Torsionsschwin- gungsenergie der Kurbelwelle 6 infolge einer stoßweisen

Kraftübertragung der Zylinderkolben auf die Kurbelwelle 6, so dass kurzzeitig Drehmomentspitzen resultieren, die beispielsweise im Getriebe 10 zu Geräuschentwicklungen und Verschleiß führen können. Die Torsionsschwingungen tordieren zusätzlich die Kurbelwelle 6, so dass insbesondere infolge dauerhafter Belastung Torsionsbrüche der Kurbelwelle 6 auftreten können. Der Torsionsdämpfer 19 ist als sogenannter Viskositätsdämpfer ausgeführt, wobei auch andere Bauarten eines Torsionsdämpfers mit dem erfindungsgemäßen Diagnose-Verfahren überwacht werden können. Der Torsionsdämpfer 19 umfasst eine feststehende Primärmasse, die durch ein Gehäuse 20 des Mo ^¬ torblocks 14 gebildet wird. Weiterhin ist eine Sekundärmasse in Form eines Schwungrings 21 vorgesehen. Zwischen dem Schwungring 21 und dem Gehäuse 20 ist ein Federelement 22 vorgesehen, das das Gehäuse 20 mit dem Schwungring 21 miteinander koppelt. Das Federelement 22 ist als Elastomer wie beispielsweise Gummi oder Kautschuk ausgeführt, wobei andere Materialien mit guten Dämpfungseigenschaften alternativ verwendbar sind wie beispielsweise Silikon, Öl oder ein Federelement als Schrauben- tellerfeder. Fest mit dem Schwungring 21 an einer dem Feder- element 22 gegenüberliegenden Seite verbunden ist das freie Ende 23 der Kurbelwelle 6. An einem dem freien Ende 23 gegenüberliegend angeordneten Ende 34 der Kurbelwelle 6 ist ein Geberrad 24 zur Messung einer Drehzahl der Kurbelwelle 6 vorgesehen. Das Ende 34 wird auch als festes Ende bezeichnet, da es über die Kupplung 2 mit der Abtriebswelle 9 und dem Getriebe 10 fest verbunden ist. Im

Gegensatz zu dem freien Ende 23 kann das feste Ende 34 nicht frei schwingen .

Das Geberrad 24 weist zur Ermittlung eines der Drehzahl ent- sprechenden Drehzahlsignals N der Kurbelwelle 6 äquidistante Winkelmarkierungen 25 auf. Die Winkelmarkierungen 25 weisen einen Markenabstand AW auf, der beispielsweise 6° oder 10° Kurbelwellenumdrehung entspricht. Die Winkelmarkierungen 25 können beispielsweise durch Löcher oder Zähne ausgeführt sein. Benachbart zu dem Geberrad 24 ist ein Sensor wie beispielsweise ein Induktivsensor 26 vorgesehen, der geeignet ist, die Markierungen 25 auf dem Geberrad 24 zu detektieren. Die Verwendung des Geberrads 24 zur Bestimmung des Drehzahlsignals N ermöglicht einerseits eine besonders robuste und effektive Ermittlung des Messsignals und andererseits eine unaufwendige und damit kostengünstige Bereitstellung des Drehzahlsignals N, da das Geberrad 24 an dem Antriebsstrang 1 zur Ermittlung der Drehzahl für eine Motorsteuerung ohnehin vorgesehen ist. Zusätzliche Komponenten und Baugruppen für die Ermittlung der Drehzahl der Kurbelwelle 6 sind für die Durchführung des Verfahrens also nicht erforderlich .

Der Sensor 26 und die Einspritzeinheiten 17 stehen in Signalverbindung mit einer Steuereinheit 27 zur Ermittlung des Drehzahlsignals N der Kurbelwelle 6 und zur Steuerung des

Verbrennungsmotors 5. Die Steuereinheit 27 umfasst eine Sig ^¬ nalabtastungseinheit 28, eine Signalvorverarbeitungseinheit 29, eine Transformationseinheit 30 und eine Regelungs- und De- tektionseinheit 31. Die Steuereinheit 27 weist weiterhin eine Vergleichs- und Auswerteeinheit 32 auf, die mit einer Anzei ^¬ geeinheit 33 in Signalverbindung steht. Ebenfalls an dem festen Ende 34 der Kurbelwelle 6, also an einer dem Torsionsdämpfer 19 abgewandten Seite des Verbrennungsmotors 5, ist ein Schwungrad 35 als Energiespeicher vorgesehen. Das Schwungrad 35 dient zum Ausgleich von Drehzahlschwankungen in der Kurbelwelle 6, um insbesondere eine Laufruhe der Kurbelwelle 6 zu verbessern. Das Schwungrad 35 ist in der Lage, Drehzahlspitzen aufzunehmen, die zwischen zwei Schwungmassen auftreten können, die miteinander durch Dämpfungselemente wie beispielsweise Schraubenfedern und/oder Zahnräder verbunden sind. Das in den Fig. 1 und 2 schematisch dargstellte Schwungrad 35 ist als

Zweimassenschwungrad, also zweigeteilt, ausgeführt. Dabei ist ein erster Teil über die Kurbelwelle 6 mit dem Verbrennungsmotor 5 verbunden. Ein zweiter Teil ist über die Kurbelwelle 6 mit der Kupplung 2 und somit mit dem Getriebe 10 verbunden. Der zweite Teil ermöglicht eine Vermeidung von Resonanzen im Getriebe 10 und in dem Abschnitt der Kurbelwelle 6 zwischen dem Schwungrad 35 und der Kupplung 2.

Dadurch, dass das Geberrad 24 direkt an dem zweiten Teil des Zweimassenschwungrads 35 angeordnet und drehfest mit diesem verbunden ist, ist das das mit dem Geberrad 24 ermittelte Drehzahlsignal N geringeren Prozessschwankungen ausgesetzt als beispielsweise ein ungefiltertes, mit Drehzahlschwankungen behaftetes Drehzahlsignal N. Das Schwungrad 35 ist weiterhin geeignet, in den Federelementen gespeicherte Energie bei ge ^¬ ringen Drehzahlen an die Kurbelwelle 6 abzugeben und somit zu einer Verbesserung der Konstanz des Drehzahlsignals N beizutragen. Durch die Anordnung des Geberrads 24 zusammen mit dem Schwungrad 35 an dem festen Ende 34 der Kurbelwelle 6 wird die Erfassung des Drehzahlsignals N verbessert.

Im Folgenden wird das Diagnose-Verfahren für den Torsionsdämpfer 19 im Einzelnen erläutert. Die von dem Sensor 26 ermittelten Detektionssignale der Winkelmarkierungen 25 werden an die Signalabtastungseinheit 28 übermittelt. Im Betrieb des Ver ^¬ brennungsmotors 1 werden ständig die Zeiten zwischen den de- tektierten Winkelmarkierungen 28 des Geberrades 24 mittels der Signalabtastungseinheit 28 in das digitale Drehzahlsignal N der Kurbelwelle 6 umgerechnet. Das Drehzahlsignal N wird an ^¬ schließend der Signalvorverarbeitungseinheit 29 zugeführt, in der mittels gespeicherter Korrekturwerte mechanische Ferti ^¬ gungstoleranzen des Geberrads 24 korrigiert werden. Mechanische Fertigungstoleranzen sind beispielsweise nicht äquidistante Abstände der Winkelmarkierungen 25. Dadurch, dass die Winkelmarkierungen 25 beispielsweise mit 6° oder 10° Kurbelwel ^¬ lenumdrehung an dem Geberrad 24 angeordnet sind, ist das Drehzahlsignal N diskret und weist Abtastwerte im Abstand von 6° bzw. 10° Kurbelwellenumdrehung auf. Es sind auch Geberräder mit einer beliebigen Anzahl von Winkelmarkierungen 25 denkbar, wobei die Anzahl der Winkelmarkierungen derart gewählt sein sollte, dass das Abtasttheorem erfüllt ist, d. h. dass gilt: f _s > 2 · BW, wobei f _s die Abtastfrequenz und BW die Bandbreite des Messsignals sind. Zum Erzeugen eines quasi stationären Signals N' aus dem Drehzahlsignal N kann dieses einer nicht dargestellten

Trendausgleichseinheit zugeführt werden, die in der Steuer ^¬ einheit 27 angeordnet ist. Die Trendausgleichseinheit dient zum Bestimmen eines Messsignaltrends des Drehzahlsignals N. Das Drehzahlsignal N kann beispielsweise nach einem zunächst stationären Verhalten ein instationäres fallendes Verhalten aufweisen. Der Messsignaltrend wird in der Trendausgleichs ^¬ einheit durch ein Ausgleichspolynom erster Ordnung, also eine Gerade approximiert . Hierzu wird ein Auswertefenster betrachtet, das schrittweise um eine Schrittweite verschoben wird. Der Beginn des jeweiligen Auswertefensters entspricht dem Beginn eines jeweils zugehörigen Arbeitsspiels , wobei die Schrittweite sowie eine Auswertefensterlänge des Auswertefensters genau einem Arbeitsspiel entsprechen. Ein Arbeitsspiel des Verbrennungs ^¬ motors 5 entspricht 720° Kurbelwellenumdrehung. Dementsprechend wird das Drehzahlsignal N in jedem Arbeitsspiel durch ein Ausgleichspolynom approximiert.

Aus dem Drehzahlsignal N wird durch Ausgleichen des Messsig ^¬ naltrends, der durch das Ausgleichspolynom charakterisiert ist, das quasi stationäre Signal N' erzeugt. Zum Erzeugen des quasi stationären Signals N' wird eine Differenz zwischen dem

Drehzahlsignal N und dem Ausgleichspolynom gebildet. Die Differenzbildung findet über eine derartige Signallänge statt, dass ein Analysefenster für die nachfolgende Frequenzanalyse mit dem stationären Signal N' gefüllt ist. Das Analysefenster kann eine Analysefensterlänge von drei Arbeitsspielen aufweisen und ist somit größer als die Auswertefensterlänge. Für die Durchführung des erfindungsgemäßen Diagnose-Verfahrens für den Torsionsdämpfer 19 wird zunächst der Verbrennungsmotor 5 in einem Referenzzustand betrieben, wobei ein stationäres Referenz-Drehzahlsignal N _ref bzw. ein durch Trendausgleich erhaltendes quasi stationäres Referenz-Drehzahlsignal N' _ref , wie vorstehend beschrieben, erfasst wird. Rein aus Gründen der

Übersichtlichkeit wird das weitere Verfahren ausschließlich mit Bezugnahme auf das stationäre Referenz-Drehzahlsignal N _ref , kurz Referenz-Drehzahlsignal N _ref , erläutert. Das Verfahren ist aber auch entsprechend auf das quasi stationäre Refe- renz-Drehzahlsignal N' _ref anwendbar. Vorzugsweise erfolgt das Erfassen des Referenz-Drehzahlsignals N _ref in einem Neuzustand der Kurbelwelle 6, da dann das Schwingungsverhalten der Kurbelwelle 6 unverfälscht ist. Das Referenz-Drehzahlsignal N _ref wird anschließend in den Frequenzbereich transformiert, wobei im Bedarfsfall ein Trendausgleich stattfinden kann.

Bevorzugt findet die Erfassung des Referenz-Drehzahlsignals N _ref im Schubbetrieb des Verbrennungsmotors 5 statt, d. h. es findet keine Befeuerung des Verbrennungsmotors 5 statt. Dadurch wird erreicht, dass Einflüsse einzelner Zylinder, die ein unterschiedliches Einspritzverhalten aufweisen können, auf das Drehzahlsignal ausgeschlossen werden. Im Schubbetrieb sind im Wesentlichen nur Einflüsse der Kurbelwellenmechanik im Referenz-Drehzahlsignal N _ref sichtbar.

In Fig. 3 sind das Referenz-Drehzahlsignal N _ref (durchgezogene Linie) und ein Betriebs-Drehzahlsignal N _B (gestrichelte Linie) in Abhängigkeit der Kurbelwellenumdrehung im Zeitbereich bzw. Winkelbereich schematisch dargestellt. Aufsetzend auf einen durch eine konstante Motordrehzal N ₀ charakterisierten, ge ^¬ meinsamen Gleichanteil der Drehzahlsignale N _ref , N _B , zeigen die Wellenberge die Ausschläge der sechs Zylinder des Verbren- nungsmotors 5. Die Wellenberge des Betriebs-Drehzahlsignals N _B sind höher als die des Referenz-Drehzahlsignal N _ref , d.h. die Dämpfung der Torsionsschwingungen durch den Torsionsdämpfer 19 ist ausgehend von dem Referenzzustand in dem Betriebszustand reduziert. Aus Fig. 3 geht ebenfalls die Tatsache hervor, dass ein Arbeitsspiel des Verbrennungsmotors 5 720° Kurbelwellen ^¬ umdrehung entsprechen.

Die Drehzahlsignale N _ref , N _B werden anschließend der Trans ^¬ formationseinheit 30 zugeführt und in einen Win ^¬ kel-Frequenzbereich transformiert. Die Transformation findet beispielsweise mittels einer diskreten Fourier-Transformation (DFT) statt. Alternativ kann die Transformation auch mittels einer diskreten Hartley-Transformation (DHT) durchgeführt werden. Gegenüber DFT bietet DHT den Vorteil, dass eine Be ^¬ rechnung ausschließlich durch reelle Operationen durchgeführt werden kann. Aus der Transformation ergibt sich jeweils ein Frequenzspektrum der Drehzahlsignale N _ref , N _B , die der Regelungsund Detektionseinheit 31 zugeführt werden. In dieser wird anschließend jeweils eine Frequenzanalyse des entsprechenden Frequenzspektrums vorgenommen, wobei genaue Informationen über das Drehzahlverhalten der Kurbelwelle 6 und damit über das Dämpfungsverhalten des Torsionsdämpfers 19 gewonnen werden. Durch die Frequenzanalyse, insbesondere die DFT oder die DHT, kann das Drehzahlsignal der Kurbelwelle 6 analysiert und eine Motorordnung, insbesondere bei einem Reihen-Sechszylindermotor die 1,5-te Motorordnung, extrahiert werden.

Die Amplituden A _ref , A _B der 1,5-ten Motorordnung der transformierten Drehzahlsignale N _ref , N _B sind in Fig. 4 in Abhängigkeit der Kurbelwellenumdrehung dargestellt. Der jeweilige Amplitudenwert A _ref , A _B ergibt sich unmittelbar aus der DFT bzw. der DHT . Die transformierten Drehzahlsignale N _ref , N _B werden anschließend an die Vergleichs- und Auswerteeinheit 32 zur Extraktion der Amplitudenwerte A _ref , A _B übermittelt. Zunächst erfolgt ein Vergleich der beiden Amplitudenwerte A _ref , A _B der 1,5-ten Mo- torordnung, der mittels einer Differenzbildung durch eine Amplitudendifferenz ΔΑ dargestellt wird, wobei gilt:

ΔΑ = A _ref - A _B . Der Vergleich der Amplituden A _ref , A _B kann auch anderweitig, beispielsweise durch Quotientenbildung oder andere aus dem Bereich der Signalauswertung bekannten Methoden erfolgen. Die aus dem Vergleich der Amplituden A _ref , A _B resuliterende Amplitudendifferenz ΔΑ ist in Fig. 5 zusammen mit einem vorge- gebenen, einstellbaren Toleranzbereich TB dargestellt. Der Toleranzbereich gemäß Fig. 5 ist symmetrisch zur Referenz-Amplitude A _ref angeordnet, so dass gemäß der gezeigten Ausführung sowohl eine gegenüber der Referenz-Amplitude A _ref erhöhte oder verringerte Betriebs-Amplitude A _B grundsätzlich innerhalb des Toleranzbereichs TB liegen kann. Es ist in Ab ^¬ hängigkeit eines Anwendungsfalls auch denkbar, den Toleranz ^¬ bereich TB nur oberhalb oder nur unterhalb der Referenz-Amplitude A _ref vorzusehen. Gemäß Fig. 5 befindet sich die Amplituden ^¬ differenz ΔΑ innerhalb des Toleranzbereichs.

Sobald die Amplitudendifferenz ΔΑ den vorgegebenen Toleranzbereich TB verlässt, verursacht die Vergleichs- und Auswer ^¬ teeinheit 32 ein Alarmsignal, das an die Anzeigeeinheit 33 übermittelt wird. Die Anzeigeeinheit 33 kann beispielsweise in Form einer Kontrolllampe im Armaturenbereich des Kraftfahrzeugs ausgeführt sein. Es ist auch denkbar, dass ein entsprechender Eintrag in einem Fehlerspeicher des Kraftfahrzeugs hinterlegt wird, so dass dieser Eintrag bei einer routinemäßigen Kontrolle des Kraftfahrzeugs beispielsweise an einem Motorenprüfstand registriert wird. Dieser Eintrag in dem Fehlerspeicher kann beispielsweise davon abhängig gemacht werden, in welchem Zeitraum mit einer Überprüfung des Fehlerspeichers zu rechnen ist, d. h. wann die nächste Überprüfung des Kraftfahrzeugs durchgeführt werden wird. Es ist auch denkbar, den Toleranzbereich TB beispielsweise zweistufig derart auszulegen, dass ein innerer Toleranzbereich und ein äußerer Toleranzbereich, der größer ist als der innere Toleranzbereich, festgelegt werden. Sofern die Amplitudendifferenz ΔΑ sich innerhalb des inneren Toleranzbereichs befindet, erfolgt kein Alarmsignal von der Steuereinheit 27 an die Anzeigeeinheit 33. Sofern die Ampli ^¬ tudendifferenz ΔΑ den inneren Toleranzbereich verlässt und sich innerhalb des äußeren Toleranzbereichs befindet, wird ein Alarmsignal in Form einer Warnung an die Anzeigeeinheit 33 übermittelt, so dass ein Bediener gewarnt ist, dass der Tor ^¬ sionsdämpfer 19 in näherer Zukunft ausfallen könnte und daraus Schäden entstehen könnten. In einer zweiten Stufe könnte ein Stoppsignal als Alarmsignal an die Anzeigeeinheit 33 übermittelt werden, wenn die Amplitudendifferenz ΔΑ den äußeren Toleranzbereich verlässt. In einem derartigen Fall wird der Bediener unmissverständlich darauf hingewiesen, dass bei weiterem Betrieb des Verbrennungsmotors 5 mit einer Schädigung des Torsions ^¬ dämpfers 19 und damit der Kurbelwelle 6 unmittelbar gerechnet werden muss.

Da die Drehzahlsignale N _ref , N _B und damit auch die zugehörigen Amplitudenwerte drehzahlabhängig sind, ist es vorteilhaft, mehrere Referenz-Schwingungssignale N _ref in Abhängigkeit der Antriebs-Solldrehzahl N ₀ zu analysieren.

Da weiterhin, wie bei jeder Messaufgabe an sich, statistische Schwankungen zu einer Messunsicherheit führen, ist es vorteilhaft, für jede der ausgewählten Antriebs-Solldrehzahlen Ν ₀ ,±, mehrere Referenz-Schwingungssignale N _ref(i zu erfassen und diese zu mittein oder daraus mehrere Referenz-Amplituden A _ref(i zu extrahieren und diese zu mittein. Der Index i kennzeichnet einen Zählindex für die verschiedenen Antriebs-Solldrehzahlen Ν ₀ ,±, z.B. N ₀ , i = 600 1/min, N ₀ , ₂ = 1500 1/min, N ₀ , ₃ = 2500 1/min etc.. Die Referenz-Amplituden A _ref(i können also anschließend zu einem Amplituden-Mittelwert A _m wie beispielsweise dem arithmetischen Mittelwert zusammengefasst werden. Wie oben ausgeführt, hat sich die 1,5-te Ordnung beispielsweise bei einem Reihen-Sechszylindermotor als besonders geeignet erwiesen, Änderungen des Schwingungsverhaltens der Kurbelwelle 6 und damit des Dämpfungsverhaltens des Torsionsdämpfers 19 zu erfassen, da diese Ordnungen besonders empfindlich auf Änderungen der mechanischen Dämpfungseigenschaften des Torsionsdämpfers 19 reagieren. Eine Schädigung des Torsionsdämpfers 19 und insbesondere des Federelements 22 führt zu einer veränderten Schwingungscharakteristik des Torsionsdämpfers 19, so dass daraus ein verändertes Schwingungssignal resultiert. Gegebe ^¬ nenfalls kann es deshalb sinnvoll sein, verschiedene Motor ^¬ ordnungen zu erfassen und deren Referenz-Amplituden A _ref;j zu extrahieren, wobei der Index j die jeweilige Motorordnung kennzeichnet. Die extrahierten Referenz-Amplituden A _ref;j können, wie in Fig. 6 dargestellt, zu einem, insbesondere gewichteten, Amplituden-Summenwert A _sum gemäß

A _{S M} ^— 2(A _ref;j · k _j ) zusammengefasst werden, wobei k _j ein für eine Referenz-Amplitude A _ref;j einer bestimmten Motorordnung zugehöriger Gewichtungsfaktor ist.