Kraftfahrzeugs

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines An- triebsstrangs eines Kraftfahrzeugs.

Aus der DE 196 28 789 A1 ist für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, bei einer in Längsschwingungen in Fahrtrichtung versetzten Fahrzeugkarosserie bekannt, dass die hier zu ermittelnden Längsgeschwindigkeiten der Fahrzeugkarosserie und die dadurch bedingten Winkelgeschwindigkeiten einer Getriebeeingangswelle eines Getriebes des Kraftfahrzeugs ein Parameter für eine Triebstrangsensitivität sind. Die DE 10 2016 124 732 A1 offenbart ein Verfahren zur Auswertung von Messdaten einer Drehzahlschwingung einer Kraftmaschine. Die DE 10 2007 008 613 A1 offenbart ein Verfahren, wonach an mindestens zwei unterschiedlichen Stellen des Antriebsstrangs jeweils die Drehzahl gemessen wird, wobei die gemessenen Drehzahlen einer Auswerteschaltung zugeführt werden, die bei zwischen den beiden Stellen

auftretenden Ruckeischwingungen, welche zu Drehzahldifferenzen zwischen den beiden gemessenen Drehzahlen führen, eine bereinigte, ruckeischwingungsfreie Drehzahl und/oder einen Ruckeischwingungsinformationswert ermittelt.

Die WO 2015/158341 A2 offenbart ein Verfahren zur Parametrierung eines

Softwaretilgers zur Dämpfung von Rupfschwingungen im Antriebsstrang eines

Kraftfahrzeugs.

Die Triebstrangsensitivität eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs ist für die Rupfanfälligkeit einer in dem Antriebsstrang zwischen einer Brennkraftmaschine und einem Getriebe angeordneten Reibungskupplung von relevanter Bedeutung. Die Triebstrangsensitivität wird aktuell mit einer Vielzahl von Fahrzeugsensoren oder indi- viduell von Testpersonen abgeschätzt. Zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität ka- men daher in den letzten Jahren vermehrt entsprechende Simulationsmodelle des Triebstranges zum Einsatz, mit denen die Triebstrangsensitivität eines gegebenen Kraftfahrzeuges bestimmt werden konnte. Nachteilig an dieser Vorgehensweise ist je- doch, dass, falls keine oder nur unzureichende Daten vorliegen, die Parameteridentifi- kation für das Simulationsmodell mit relativ hohen Aufwendungen verbunden ist.

Aufgabe der Erfindung ist, ein einfaches und objektives Verfahren zur Ermittlung der T riebstrangsensitivität vorzuschlagen.

Die Aufgabe wird durch den Gegenstand des Anspruchs 1 gelöst. Die von diesem ab- hängigen Ansprüche geben vorteilhafte Ausführungsformen des Gegenstands des Anspruchs 1 wieder.

Das vorgeschlagene Verfahren dient der Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs. Zur Vereinfachung und Objektivierung der Er- mittlung der Triebstrangsensitivität wird eine Fahrzeugkarosserie des Kraftfahrzeugs mit dem zu prüfenden Antriebsstrang in Längsschwingungen in Fahrtrichtung versetzt und abhängig von hierzu ermittelten Längsbeschleunigungen der Fahrzeugkarosserie und dadurch bedingten Winkelbeschleunigungen einer Getriebeeingangswelle eines Getriebes des Kraftfahrzeugs wird ein Parameter für die Triebstrangsensitivität ermit- telt.

Mittels des Parameters kann eine Einschätzung einer Rupfanfälligkeit einer zwischen einer Brennkraftmaschine und dem Getriebe angeordneten Reibungskupplung ermit- telt werden. Der Parameter kann frequenzabhängig von der Frequenz der Längs- schwingungen ermittelt werden. Erfindungsgemäß wird zur Erzeugung der

Längsschwingungen beispielsweise ein Linearschwinger mit vorgegebener Exzentermasse mit der Fahrzeugkarosserie verbunden. Der Parameter kann abhängig von der Exzentermasse ermittelt werden. Erfasste

Winkelbeschleunigungssignale der Winkelbeschleunigung können mittels zumindest eines Ordnungsfilters behandelt werden. Der Parameter kann abhängig von einem in dem Getriebe geschalteten Gang ermittelt werden. Der Parameter kann mittels einer vorgegebenen Kohärenz validiert werden. Vorteilhafterweise kann ein Frequenz- Sweep der Längsschwingungen über eine vorgegebene Anzahl gleicher

Schwingungsperioden durchgeführt werden. Die Längsschwingungen können mit über die Frequenz konstanter Kraftanregung vorgegeben werden. Zur Anregung der Längsschwingungen können harmonische oder nicht harmonische Schwingungen, ein Rauschen oder dergleichen vorgesehen sein. Da zur Ermittlung der

Triebstrangsensitivität die Beschleunigung der Fahrzeugkarosserie und hierzu re- levante Kräfte entscheidend sind, kann die Masse des Längsschwingers variabel vor- gegeben werden, um die entsprechenden Kräfte zu erzeugen.

Mit anderen Worten kann die Triebstrangsensitivität für die Bewertung der Rupfanfäl- ligkeit eines Kraftfahrzeuges beziehungsweise eines Antriebsstrangs eines Kraftfahr- zeugs vorgesehen sein. Die Triebstrangsensitivität SFzg bezeichnet gemäß Gleichung 1 das Übertragungsverhalten zwischen der Momentenmodulation Mexc.ci einer schlup- fenden Reibungskupplung und einer für den Fahrer resultierenden beziehungsweise spürbaren Beschleunigungsamplitude aFzg des Kraftfahrzeugs:

Eine direkte Ermittlung der Triebstrangsensitivität nach Gleichung 1 scheitert in der Regel, da eine Messung der wirkenden Momentenmodulation an der Reibungskupp- lung oder die Bereitstellung einer gezielten, konstanten sowie bekannten Kupplungs- anregung (Rupfnormal) nicht praktikabel durchführbar beziehungsweise mit erhebli- chem Aufwand verbunden ist.

Es wird daher folgende Vorgehensweise vorgeschlagen:

Für ein mechanisches System lässt sich das Systemverhalten vollständig durch die folgende Bewegungsgleichung beschreiben:

Im Falle der Triebstrangsensitivität, stellt sich - im Kontext der Bewegungsgleichung - die Frage, wie ein System auf eine gegebene Kraft-/Momentenanregung reagieren wird. Unter Betrachtung ausschließlich periodischer Anregungen lässt sich die Bewe- gungsgleichung der Gleichung 2 durch den Lösungsansatz der Gleichung 3

zu der Bewegungsgleichung der Gleichung 4 umstellen:

Wie aus dieser Gleichung ersichtlich lässt sich das Übertragungsverhalten des Sys- tems - bei einer gegebenen Anregungsfrequenz - eindeutig über die Frequenzgang- matrix beschreiben. Aufgrund der Symmetrieeigenschaften der zugrundeliegen- den System matrizen ist die Frequenzgangmatrix selbst symmetrisch. Daher entspre- chend Gleichung 5:

Diese grundlegende symmetrische Eigenschaft eines mechanischen Systems gemäß Gleichung 5 lässt sich erfindungsgemäß ausnutzen, um das vorgeschlagene Verfah- ren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität umsetzen. Dabei ist von einem Modell mit zwei Massen auszugehen, die miteinander elastisch gekoppelt sind, wobei eine der Massen gegen eine sehr große Masse beziehungsweise gehäusefest elastisch gekoppelt ist. Unter Verwendung der Gleichung 5 ergibt sich für dieses Modell gemäß Gleichung 6

Wird dieses Modell mit einer Kraft angeregt, ergeben sich gemäß Gleichung 7 zwei Konfigurationen:

Gl. 7

und

Gl. 8

Wie an diesem Beispiel leicht erkennbar wird, lässt sich die gleiche Übertragungsfunktion GI,2 auf zwei unterschiedliche Weisen ermitteln. Im ersten Fall durch Anregung der ersten Masse und Beobachtung der zweiten Masse und im zweiten Fall durch An- regung der zweiten Masse und Beobachtung der ersten Masse. Entsprechend kann gemäß dem erfinderischen Gedanken die gesuchte Übertragungsfunktion bei einer Anregung der Reibungskupplung mit einer vom Fahrer unkomfortabel empfundenen Fahrzeuglängsbeschleunigung in umgekehrter Weise durch Anregung der Längsbe schleunigung des Kraftfahrzeugs und Beobachtung der torsionalen Getriebeein gangsbeschleunigung ermittelt werden.

Hierzu wird ein Längsbeschleuniger, beispielsweise eine Unwucht, ein Linearmotor, ein luftdruckbetriebener Klopfer oder dergleichen starr an der Fahrzeugkarosserie, beispielsweise an einer Sitzaufnahme oder dergleichen befestigt. Beispielsweise kön- nen zwei gegenläufig rotierende Exzentermassen als Kraftanregung vorgesehen werden. Hierbei wird die maximale Kraft durch unterschiedliche Exzentermassen und eine Drehzahlbegrenzung eingestellt. Dies bedeutet, dass eine definierte Kraftanregung bei bevorzugt fahrendem Fahrzeug und einer Messung der torsionalen Getriebeein- gangsbeschleunigung durch numerische Ableitung des gemessenen Drehzahlverlau- fes die gesuchte Übertragungsfunktion direkt am entsprechenden Betriebspunkt der Reibungskupplung mit geringem versuchstechnischen Aufwand und einer begrenzten Anzahl von Sensoren ermittelt werden kann.

Die Erfindung wird anhand des in den Figuren 1 bis 7 dargestellten Ausführungsbei- spiels näher erläutert. Dabei zeigen:

Figur 1 ein Kraftfahrzeug zur Durchführung des Verfahrens in schematischer

Darstellung,

Figur 2 ein Ausführungsbeispiel eines Linearschwingers in schematischer Dar- stellung,

Figur 3 Anregungskennlinien verschiedener Schwingermassen,

Figur 4 ein Diagramm von Triebstrangsensitivitäten und zugehörigen Kohären- zen bei einer vorgegebenen Schwingermasse,

Figur 5 ein Diagramm von Triebstrangsensitivitäten bei unterschiedlichen

Schwingermassen und im Getriebe eingelegten Gängen,

Figur 6 ein Diagramm der Kohärenzen ermittelter Triebstrangsensitivitäten mit unterschiedlichen Schwingermassen

und

Figur 7 ein Diagramm einer verbesserten Anregung zur Ermittlung der Über- tragungsfunktion.

Die Figur 1 zeigt in schematischer Darstellung das Kraftfahrzeug 1 zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität des Antriebsstrangs 2 - hier ein Frontquereinbau mit den ange- triebenen Rädern 3. Im Fährbetrieb des Kraftfahrzeugs 1 auf der Fahrbahn 4 in Fahrt- richtung wird die Fahrzeugkarosserie 5 mittels des Linearschwingers 6 entlang der Fahrtrichtung zu Längsschwingungen angeregt. Die Längsschwingungen werden mit- tels des Beschleunigungssensors 7 erfasst und mit den aus dem Drehzahlsensor 8 der Getriebeeingangswelle des Antriebsstrangs 2 ermittelten Winkelbeschleunigungen korreliert. Hieraus wird die Triebstrangsensitivität und eine davon abhängige Rupfan- fälligkeit einer im Antriebsstrang 2 angeordneten Reibungskupplung ermittelt.

Die Figur 2 zeigt den Linearschwinger 6 der Figur 1 in schematischer Darstellung. Die beiden miteinander verzahnten Exzenterscheiben 9, 10 sind um die Drehachsen d1 , d2 verdrehbar angeordnet und beispielsweise von zumindest einem DC-Motor dreh- angetrieben. Die Exzenterscheiben 9, 10 weisen exzentrisch zu den Drehachsen d1 , d2 angeordnete Exzentermassen 11 , 12 auf, so dass sich bei Drehantrieb dieser eine lineare Kraft in Richtung des Pfeils 13, die der Fahrtrichtung des Kraftfahrzeugs 1 der Figur 1 entspricht, ergibt. Die beiden gegenläufig rotierenden Exzentermassen 11 , 12 werden als Kraftanregung verwendet, wobei die maximale Kraft durch unterschiedli- che Exzentermassen und eine Drehzahlbegrenzung eingestellt wird.

Die Figur 3 zeigt das Diagramm 14 mit den Kennlinien 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21 , die die Kraft der Anregung des Antriebsstrangs über die Frequenz bei unterschiedlichen Massen des Linearschwingers wiedergibt. Die horizontale Linie 22 zeigt die ge- wünschte Anregung, die horizontale Linie 23 die maximal gewünschte Anregung. Die Massen betragen zwischen 0,073 kg der Kennlinie 21 und 1 ,27 kg der Kennlinie 15. Eine Beschleunigungsamplitude am Kraftfahrzeug von 0,3 m/s ² wird von den meisten Fahrern wahrgenommen und ist hier als minimale Beschleunigungsamplitude defi- niert. Übliche Fahrzeugmassen von 1500 kg bis 3000 kg erfordern somit eine Kraftan- regung von 500N bis 1000N. Die Übertragungsfunktion im Kraftfahrzeug wird bevor- zugt für einen Frequenzbereich von 3Hz - 30Hz ermittelt.

Eine massive Erhöhung der Kraftanregung kann, bedingt durch nichtlineare Steifigkei- ten, zu Verfälschungen der Übertragungsfunktion führen. Um eine gleichmäßige, langsame Drehzahlrampe und somit eine quasistatische Auswertung der Frequenzen zu ermöglichen, können zwei DC-Motoren als Antrieb auf die zwei Drehachsen d1 , d2 (Figur 2) adaptiert werden. Ein langsamer Anstieg der Drehzahl bzw. ein langsames abfallen der Drehzahl ist vorteilhaft, damit sich die Eigenfrequenzen in ausreichender Zeit ausbilden können.

Die Figur 4 zeigt das Diagramm 24 mit den Teildiagrammen I und II. Hierbei zeigt das Teildiagramm I die Sensitivität des Antriebsstrangs gegen die Frequenz des Linear- schwingers bei einer vorgegebenen Masse von 0,45 kg. Die Kurve 25 zeigt eine reale Messung ohne Ordnungsfilter, die Kurve 26 eine reale Messung unter Verwendung eines Ordnungsfilters und die Kurve 27 ein Simulationsergebnis. Es zeigt sich, dass unbereinigte Eigenformen und Störanteile die Messungen verfälschen und in bevor- zugter Weise Ordnungsfilter bei der Messung der Winkelbeschleunigungen der Ge- triebeeingangswelle angewandt werden.

Das Teildiagramm II zeigt anhand der Kurven 28, 29 die Kohärenz der Kurven 25, 26 über die Frequenz. Die Kohärenz ist als Maß für den Grad der linearen Abhängigkeit des Eingangs- zum Ausgangssignals zu verstehen und ist im Wertebereich von null bis eins definiert. Eine Kohärenz von eins bedeutet, dass zwischen Eingangs- und Ausgangssignalen eine vollständige lineare Abhängigkeit besteht. Somit ist die Kohä- renz ein geeignetes Maß für die Bewertung, ob die gemessenen Signale geeignet sind um das Systemverhalten eines linearen-zeitinvarianten Systems mit den Hilfsm itteln der linearen Systemtheorie zu identifizieren. Für die praktische Anwendung gilt eine Kohärenz von > 0,75 als ausreichend, um aus den gemessenen Signalen eine ver- lässliche Übertragungsfunktion ermitteln zu können. Gründe für eine von eins abwei- chende Kohärenz sind im Allgemeinen:

nichtlineares Systemverhalten,

Beeinflussung des Ausgangssignals durch andere, nicht mit dem Eingangssignal kor- relierende Signale,

unkorreliertes Rauschen des Eingang-/Ausgangsignals,

Leckeffekt wegen zu geringer Frequenzauflösung.

Die Kurve 29 zeigt daher die eindeutig verbesserte Kohärenz eines mit Ordnungsfil- tern belegten Signalverlaufs der Winkelbeschleunigung gegenüber dem in Kurve 28 gezeigten Signalverhalten ohne Ordnungsfilter.

Die Figur 5 zeigt das Diagramm 30 mit den Teildiagrammen I, II, III. Das Teildiagramm I zeigt die Sensitivität eines Antriebsstrangs bei eingelegtem erstem Gang. Der Kurve 31 liegt eine Masse von 1 ,2 kg, der Kurve 32 eine Masse von 0,45 kg und der Kurve 33 eine Masse von 0,3 kg zugrunde. Zum Vergleich zeigt die Kurve 34 eine Simulation des Antriebsstrangs.

Das Teildiagramm II zeigt die Sensitivitäten des Antriebsstrangs bei eingelegtem zwei- tem Gang mit der Kurve 35 bei einer Masse von 1 ,2 kg, mit der Kurve 36 bei einer Masse von 0,45 kg und Kurve 37 mit einer Simulation.

Das Teildiagramm III zeigt den Antriebsstrang bei eingelegtem Rückwärtsgang. Die Kurve 38 gibt die Sensitivität bei einer Masse von 1 ,2 kg, die Kurve 39 bei einer Mas- se von 0,45 kg, die Kurve 40 bei einer Masse von 0,3 kg und die Kurve 41 die Simula tion wieder. Die jeweiligen Abweichungen der gemessenen Sensitivitäten beispielsweise bei 15 Hz von den Simulationen sind den zu großen beziehungsweise nicht konstanten Kraft- amplituden geschuldet.

Die Figur 6 zeigt das Diagramm 42 mit den Kurven 43, 44, 45, 46, 47 der Kohärenz über die Frequenz bei unterschiedlichen Massen. Die Kurve 43 zeigt die Kohärenz bei einer Masse von 1 ,2 kg, die Kurve 44 bei einer Masse von 0,45 kg, die Kurve 45 bei einer Masse von 0,117 kg, die Kurve 46 bei einer Masse von 0,095 kg und die Kurve 47 bei einer Masse von 0,073 kg.

Aus der Figur 6 ergibt sich, welche Kraftamplituden ein Linearschwinger bereitstellen muss, um eine auswertbare Reaktion an der Getriebeeingangswelle zu erzeugen. Die Tabelle 1 gibt Bewertungskriterien für die Auswertbarkeit anhand der Kohärenz der gemessenen Sensitivitäten wieder. Hierbei wird eine verlässliche Auswertung einer gemessenen Übertragungsfunktion bei einer Kohärenz l > 0,8 vorausgesetzt. Hierbei wird ein Kraftfahrzeug mit einer Masse von ca. 1500 kg angenommen. Ab einer Kraft- amplitude von 210 N ist nach Tabelle 1 die Übertragungsfunktion im Frequenzbereich von 3 Hz - 30 Hz als auswertbar. Extrapoliert auf höhere Fahrzeugmassen bedeutet dies, dass mit einer Kraftamplitude von 400 N Kraftfahrzeuge bis ca. 3000 kg durch einen Linearschwinger ausreichend erregbar wären.

Tabelle 1

Die Figur 7 zeigt das Diagramm 48 mit einem optimierten Frequenz-Sweep eines Li- nearschwingers der Frequenz über die Zeit. Zur Ausbildung einer robusten Auswer- tung wird für alle Frequenzen die gleiche Anzahl von Messperioden angeregt, so dass bei kleinen Frequenzen eine längere Zeit als bei höheren Frequenzen bereitgestellt wird und ein in der Kurve 49 gezeigter Frequenzverlauf entsteht.

Weiterhin wird eine konstante Kraftanregung vorgeschlagen, die zu einer Verbesse- rung der Übertragungsfunktion beiträgt. Grund hierfür ist, dass im Falle einer konstan- ten Anregung die Nichtlinearitäten von Steifigkeiten sowie Nichtlinearitäten von Dämp- fungen einen geringeren Einfluss auf die Übertragungsfunktion haben. Alle hier er- wähnten Verbesserungen der Messung sind durch einen Linearschwinger mit kon- stanter Kraftanregung und einem frei konfigurierbaren Frequenzverlauf möglich.

Bezuqszeichenliste Kraftfahrzeug

Antriebsstrang

Rad

Fahrbahn

Fahrzeugkarosserie

Linearschwinger

Beschleunigungssensor

Drehzahlsensor

Exzenterscheibe

Exzenterscheibe

Exzentermasse

Exzentermasse

Pfeil

Diagramm

Kennlinie

Kennlinie

Kennlinie

Kennlinie

Kennlinie

Kennlinie

Kennlinie

Linie

Linie

Diagramm

Kurve

Kurve

Kurve

Kurve

Kurve

Diagramm

Kurve 32 Kurve

33 Kurve

34 Kurve

35 Kurve

36 Kurve

37 Kurve

38 Kurve

39 Kurve

40 Kurve

41 Kurve

42 Diagramm

43 Kurve

44 Kurve

45 Kurve

46 Kurve

47 Kurve

48 Diagramm

49 Kurve

I Teildiagramm

II Teildiagramm

III Teildiagramm d1 Drehachse d2 Drehachse