[go: up one dir, main page]
More Web Proxy on the site http://driver.im/

WO2019214767A1 - Verfahren zur ermittlung der triebstrangsensitivität eines antriebsstrangs eines kraftfahrzeugs - Google Patents

Verfahren zur ermittlung der triebstrangsensitivität eines antriebsstrangs eines kraftfahrzeugs Download PDF

Info

Publication number
WO2019214767A1
WO2019214767A1 PCT/DE2019/100326 DE2019100326W WO2019214767A1 WO 2019214767 A1 WO2019214767 A1 WO 2019214767A1 DE 2019100326 W DE2019100326 W DE 2019100326W WO 2019214767 A1 WO2019214767 A1 WO 2019214767A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
drive train
curve
motor vehicle
parameter
sensitivity
Prior art date
Application number
PCT/DE2019/100326
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Tobias Hoffmann
Jan FAISST
Olaf Werner
Stefan Winkelmann
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG & Co. KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG & Co. KG filed Critical Schaeffler Technologies AG & Co. KG
Priority to US17/051,624 priority Critical patent/US11491991B2/en
Priority to CN201980017523.8A priority patent/CN111819430B/zh
Priority to DE112019002351.9T priority patent/DE112019002351A5/de
Publication of WO2019214767A1 publication Critical patent/WO2019214767A1/de

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/12—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to parameters of the vehicle itself, e.g. tyre models
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/12—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to parameters of the vehicle itself, e.g. tyre models
    • B60W40/13—Load or weight
    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01M—TESTING STATIC OR DYNAMIC BALANCE OF MACHINES OR STRUCTURES; TESTING OF STRUCTURES OR APPARATUS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • G01M13/00—Testing of machine parts
    • G01M13/02—Gearings; Transmission mechanisms
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W2030/203—Reducing vibrations in the driveline related or induced by the clutch
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W40/00—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models
    • B60W40/12—Estimation or calculation of non-directly measurable driving parameters for road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub unit, e.g. by using mathematical models related to parameters of the vehicle itself, e.g. tyre models
    • B60W40/13—Load or weight
    • B60W2040/1392—Natural frequency of components
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W2050/0001—Details of the control system
    • B60W2050/0019—Control system elements or transfer functions
    • B60W2050/0028—Mathematical models, e.g. for simulation
    • B60W2050/0037—Mathematical models of vehicle sub-units
    • B60W2050/0041—Mathematical models of vehicle sub-units of the drive line
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W50/00—Details of control systems for road vehicle drive control not related to the control of a particular sub-unit, e.g. process diagnostic or vehicle driver interfaces
    • B60W2050/0001—Details of the control system
    • B60W2050/0043—Signal treatments, identification of variables or parameters, parameter estimation or state estimation
    • B60W2050/0057—Frequency analysis, spectral techniques or transforms
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • 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
    • B60W2510/00—Input parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2510/10—Change speed gearings
    • B60W2510/1015—Input shaft speed, e.g. turbine speed
    • B60W2510/102—Input speed change rate
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60Y—INDEXING SCHEME RELATING TO ASPECTS CROSS-CUTTING VEHICLE TECHNOLOGY
    • B60Y2304/00—Optimising design; Manufacturing; Testing

Definitions

  • the invention relates to a method for determining the drive train sensitivity of a drive train of a motor vehicle.
  • DE 196 28 789 A1 is known for a drive train of a motor vehicle, in a longitudinal direction in the direction of travel vehicle body that the here to be determined longitudinal velocities of the vehicle body and the consequent angular velocities of a transmission input shaft of a transmission of the motor vehicle are a parameter for a driveline sensitivity.
  • DE 10 2016 124 732 A1 discloses a method for evaluating measured data of a speed oscillation of an engine.
  • DE 10 2007 008 613 A1 discloses a method according to which the rotational speed is measured in each case at at least two different locations of the drive train, wherein the measured rotational speeds are fed to an evaluation circuit which is located between the two locations
  • WO 2015/158341 A2 discloses a method for parameterizing a
  • the drivetrain sensitivity of a drive train of a motor vehicle is for the Rupfan perennialkeit arranged in the drive train between an internal combustion engine and a transmission friction clutch of relevant importance.
  • the Drive train sensitivity is currently estimated using a large number of vehicle sensors or individually by test persons.
  • corresponding drive train simulation models were increasingly used in recent years with which the drive train sensitivity of a given motor vehicle could be determined.
  • a disadvantage of this approach is that if there are no or only insufficient data, the parameter identification for the simulation model is associated with relatively high expenditures.
  • the object of the invention is to propose a simple and objective method for determining the driveline sensitivity.
  • the proposed method is used to determine the drivetrain sensitivity of a drive train of a motor vehicle.
  • a vehicle body of the motor vehicle is offset with the drive train to be tested in longitudinal direction in the direction of travel and dependent on this determined longitudinal accelerations of the vehicle body and consequent angular acceleration of a transmission input shaft of a transmission of the motor vehicle, a parameter for the drivetrain sensitivity ermit - telt.
  • an assessment of a Rupfan pedalkeit an arranged between an internal combustion engine and the transmission friction clutch can be determined.
  • the parameter can be determined as a function of the frequency of the longitudinal oscillations. According to the invention is used to generate the
  • Angular acceleration signals of the angular acceleration can be treated by means of at least one order filter.
  • the parameter can be determined depending on a gear connected in the transmission.
  • the parameter can be validated by means of a given coherence.
  • Vibration periods are performed.
  • the longitudinal vibrations can be specified with the frequency of constant force excitation.
  • harmonic or nonharmonic vibrations, noise or the like may be provided.
  • the drive train sensitivity can be provided for the evaluation of the rupfan liability of a motor vehicle or a drive train of a motor vehicle.
  • the drive train sensitivity SFzg denotes the transmission behavior between the torque modulation Mexc.ci of a slipping friction clutch and an acceleration amplitude aFzg of the motor vehicle resulting or perceptible for the driver:
  • a direct determination of the drive train sensitivity according to equation 1 usually fails because a measurement of the effective torque modulation at the friction clutch or the provision of a targeted, constant as well as known clutch stimulation (Rupfnormal) is not practicable or involves considerable effort.
  • Equation 2 In the case of drivetrain sensitivity, in the context of the equations of motion, the question arises as to how a system will react to a given force / moment excitation. Considering only periodic excitations, the equation of motion of Equation 2 can be solved by the solution approach of Equation 3
  • Equation 5 the transmission behavior of the system - at a given excitation frequency - can be clearly described via the frequency response matrix. Due to the symmetry properties of the underlying system matrices, the frequency response matrix itself is symmetrical. Therefore, according to Equation 5:
  • Equation 5 This basic symmetrical property of a mechanical system according to Equation 5 can be exploited according to the invention in order to implement the proposed method for determining the drive train sensitivity. It is assumed that a model with two masses, which are elastically coupled to each other, with a the masses is coupled elastically to a very large mass or fixed to the housing. Using equation 5 results for this model according to equation 6
  • the same transfer function GI, 2 can be determined in two different ways. In the first case by excitation of the first mass and observation of the second mass and in the second case by excitation of the second mass and observation of the first mass. Accordingly, according to the inventive idea, the desired transfer function at an excitation of the friction clutch with an uncomfortable felt by the driver longitudinal acceleration in the reverse manner by exciting the L jossbe acceleration of the motor vehicle and observation of the torsional Getriebeein gangsbestructung be determined.
  • a longitudinal accelerator for example, an imbalance, a linear motor, an air-pressure operated knocker or the like rigidly to the vehicle body, for example, attached to a seat or the like.
  • two counter-rotating eccentric masses can be provided as a force excitation.
  • the maximum force by different eccentric masses and a Speed limitation set This means that a defined force excitation in preferably moving vehicle and a measurement of the torsional transmission input acceleration by numerical derivative of the measured Drehiereverlau- fes the desired transfer function can be determined directly at the corresponding operating point of the friction clutch with little experimental effort and a limited number of sensors.
  • FIG. 2 shows an exemplary embodiment of a linear oscillator in a schematic representation
  • FIG. 3 shows excitation characteristics of various oscillator masses
  • FIG. 4 shows a diagram of drive train sensitivities and associated coherences for a given oscillator mass
  • Figure 5 is a graph of driveline sensitivities at different
  • FIG. 6 shows a diagram of the coherences of ascertained drive train sensitivities with different oscillator masses
  • FIG. 7 shows a diagram of an improved excitation for determining the transfer function.
  • the vehicle body 5 is excited by means of the linear oscillator 6 along the direction of travel to longitudinal vibrations.
  • the longitudinal vibrations are detected by means of the acceleration sensor 7 and correlated with the angular accelerations determined from the rotational speed sensor 8 of the transmission input shaft of the drive train 2. From this, the driveline sensitivity and a dependent Rupfan- maturity of a arranged in the drive train 2 friction clutch is determined.
  • FIG. 2 shows the linear oscillator 6 of FIG. 1 in a schematic representation.
  • the two toothed eccentric discs 9, 10 are arranged rotatably about the axes of rotation d1, d2 and, for example, rotationally driven by at least one DC motor.
  • the eccentric discs 9, 10 have eccentric to the axes of rotation d1, d2 arranged eccentric weights 11, 12, so that in rotary drive this results in a linear force in the direction of the arrow 13, which corresponds to the direction of travel of the motor vehicle 1 of Figure 1.
  • the two counter-rotating eccentric weights 11, 12 are used as force excitation, the maximum force being set by means of different eccentric masses and a speed limitation.
  • FIG. 3 shows the diagram 14 with the characteristics 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, which represents the force of the excitation of the drive train over the frequency at different masses of the linear oscillator.
  • the horizontal line 22 shows the desired excitation, the horizontal line 23 the maximum desired excitation.
  • the masses are between 0.073 kg of the characteristic curve 21 and 1, 27 kg of the characteristic curve 15.
  • An acceleration amplitude on the motor vehicle of 0.3 m / s 2 is perceived by most drivers and is defined here as the minimum acceleration amplitude.
  • Usual vehicle masses of 1500 kg to 3000 kg thus require a force from 500N to 1000N.
  • the transfer function in the motor vehicle is preferably determined for a frequency range of 3 Hz to 30 Hz.
  • two DC motors can be adapted as a drive to the two axes of rotation d1, d2 ( Figure 2).
  • a slow increase in the speed or a slow drop in the speed is advantageous so that the natural frequencies can form in sufficient time.
  • FIG. 4 shows the diagram 24 with the partial diagrams I and II.
  • the partial diagram I shows the sensitivity of the drive train against the frequency of the linear oscillator for a given mass of 0.45 kg.
  • the curve 25 shows a real measurement without order filter, the curve 26 a real measurement using an order filter and the curve 27 a simulation result. It turns out that unadulterated eigenmodes and interference components falsify the measurements and, in a preferred manner, order filters are used in the measurement of the angular accelerations of the transmission input shaft.
  • the partial diagram II shows on the basis of the curves 28, 29, the coherence of the curves 25, 26 on the frequency.
  • Coherence is to be understood as a measure of the degree of linear dependence of the input to the output signal and is defined in the value range from zero to one.
  • a coherence of one means that there is a complete linear dependence between input and output signals.
  • the coherence is a suitable measure for the evaluation of whether the measured signals are suitable for identifying the system behavior of a linear-time invariant system using the auxiliary means of the linear system theory.
  • Coherence of> 0.75 is sufficient to be able to determine a reliable transfer function from the measured signals.
  • Reasons for deviating coherence are generally:
  • the curve 29 therefore shows the clearly improved coherence of a signal curve of the angular acceleration occupied by order filters compared to the signal behavior shown in curve 28 without an order filter.
  • FIG. 5 shows the diagram 30 with the partial diagrams I, II, III.
  • Partial diagram I shows the sensitivity of a powertrain when the first gear is engaged.
  • the curve 31 is a mass of 1, 2 kg
  • the curve 32 is a mass of 0.45 kg
  • the curve 33 is based on a mass of 0.3 kg.
  • the curve 34 shows a simulation of the drive train.
  • the partial diagram II shows the sensitivities of the drive train with engaged second gear with the curve 35 at a mass of 1, 2 kg, with the curve 36 at a mass of 0.45 kg and curve 37 with a simulation.
  • the partial diagram III shows the drive train with reverse gear engaged.
  • the curve 38 gives the sensitivity at a mass of 1.2 kg, the curve 39 at a mass of 0.45 kg, the curve 40 at a mass of 0.3 kg and the curve 41 the simulation again.
  • the respective deviations of the measured sensitivities, for example at 15 Hz, from the simulations are due to the excessive or not constant force amplitudes.
  • FIG. 6 shows the diagram 42 with the curves 43, 44, 45, 46, 47 of the coherence over the frequency at different masses.
  • the curve 43 shows the coherence at a mass of 1, 2 kg, the curve 44 at a mass of 0.45 kg, the curve 45 at a mass of 0.117 kg, the curve 46 at a mass of 0.095 kg and the curve 47th at a mass of 0,073 kg.
  • FIG. 6 shows which force amplitudes a linear oscillator must provide in order to generate an evaluable reaction at the transmission input shaft.
  • Table 1 gives evaluation criteria for the evaluability based on the coherence of the measured sensitivities. In this case, a reliable evaluation of a measured transfer function with a coherence l> 0.8 is assumed.
  • a motor vehicle with a mass of about 1500 kg is assumed.
  • the transfer function in the frequency range from 3 Hz to 30 Hz can be evaluated as per Table 1. Extrapolated to higher vehicle masses, this means that with a force amplitude of 400 N motor vehicles up to 3000 kg would be sufficiently excitable by a linear oscillator.
  • FIG. 7 shows the diagram 48 with an optimized frequency sweep of a linear oscillator of the frequency over time. To form a robust evaluator tion is excited for all frequencies the same number of measuring periods, so that at low frequencies a longer time than at higher frequencies is provided and a frequency curve shown in the curve 49 is formed.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Mathematical Physics (AREA)
  • Electric Propulsion And Braking For Vehicles (AREA)
  • Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
  • Measurement Of Mechanical Vibrations Or Ultrasonic Waves (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines Antriebsstrangs (2) eines Kraftfahrzeugs (1). Es wird hierzu vorgeschlagen, eine Fahrzeugkarosserie (5) in Längsschwingungen in Fahrtrichtung zu versetzen und abhängig von hierzu ermittelten Längsbeschleunigungen der Fahrzeugkarosserie (5) und dadurch bedingten Winkelbeschleunigungen einer Getriebeeingangswelle eines Getriebes des Kraftfahrzeugs (1) einen Parameter für die Triebstrangsensitivität zu ermitteln.

Description

Verfahren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines Antriebsstranqs eines
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:
Figure imgf000004_0001
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:
Figure imgf000005_0001
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
Figure imgf000005_0002
zu der Bewegungsgleichung der Gleichung 4 umstellen:
Figure imgf000005_0003
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:
Figure imgf000005_0004
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
Figure imgf000006_0001
Wird dieses Modell mit einer Kraft angeregt, ergeben sich gemäß Gleichung 7 zwei Konfigurationen:
Gl. 7
Figure imgf000006_0002
und
Gl. 8
Figure imgf000006_0003
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/s2 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.
Figure imgf000011_0001
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

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines Antriebsstrangs (2) eines Kraftfahrzeugs (1 ), wobei eine Fahrzeugkarosserie (5) in
Längsschwingungen in Fahrtrichtung versetzt und abhängig von hierzu ermittelten Längsbeschleunigungen der Fahrzeugkarosserie (5) und dadurch bedingten Winkelbeschleunigungen einer Getriebeeingangswelle eines Getrie- bes des Kraftfahrzeugs (1 ) ein Parameter für die Triebstrangsensitivität ermittelt wird, wobei die Triebstrangsensitivität (SFzg) das Übertragungsverhalten zwischen einer Momentenmodulation (Mexc.ci) einer schlupfenden
Reibungskupplung und einer für den Fahrer spürbaren
Beschleunigungsamplitude (aFzg) des Kraftfahrzeugs bezeichnet, dadurch gekennzeichnet, dass zur Erzeugung der Längsschwingungen ein
Linearschwinger (6) mit zumindest einer Exzentermasse (11 , 12) mit der Fahrzeugkarosserie (5) verbunden wird.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass mittels des Para- meters eine Einschätzung einer Rupfanfälligkeit einer zwischen einer Brenn- kraftmaschine und dem Getriebe angeordneten Reibungskupplung ermittelt wird.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Parame- ter frequenzabhängig von der Frequenz der Längsschwingungen ermittelt wird.
4. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Parameter ab- hängig von der zumindest einen Exzentermasse (11 , 12) ermittelt wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass erfasste Winkelbeschleunigungssignale der Winkelbeschleunigung mittels zu- mindest eines Ordnungsfilters behandelt werden.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Parameter abhängig von einem in dem Getriebe geschalteten Gang ermit- telt wird.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Parameter mittels einer vorgegebenen Kohärenz (l) validiert wird.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein Frequenz-Sweep der Längsschwingungen über eine vorgegebene Anzahl gleicher Schwingungsperioden durchgeführt wird.
9. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Längsschwingungen mit über die Frequenz konstanter Kraftanregung vor- gegeben werden.
PCT/DE2019/100326 2018-05-09 2019-04-09 Verfahren zur ermittlung der triebstrangsensitivität eines antriebsstrangs eines kraftfahrzeugs WO2019214767A1 (de)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US17/051,624 US11491991B2 (en) 2018-05-09 2019-04-09 Method for determining the drive train sensitivity of a drive train of a motor vehicle
CN201980017523.8A CN111819430B (zh) 2018-05-09 2019-04-09 确定机动车辆传动系的传动系灵敏度的方法
DE112019002351.9T DE112019002351A5 (de) 2018-05-09 2019-04-09 Verfahren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102018111150.9A DE102018111150B4 (de) 2018-05-09 2018-05-09 Verfahren zur Ermittlung der Triebstrangsensitivität eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs
DE102018111150.9 2018-05-09

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019214767A1 true WO2019214767A1 (de) 2019-11-14

Family

ID=66589147

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE2019/100326 WO2019214767A1 (de) 2018-05-09 2019-04-09 Verfahren zur ermittlung der triebstrangsensitivität eines antriebsstrangs eines kraftfahrzeugs

Country Status (4)

Country Link
US (1) US11491991B2 (de)
CN (1) CN111819430B (de)
DE (2) DE102018111150B4 (de)
WO (1) WO2019214767A1 (de)

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19628789A1 (de) 1996-07-17 1998-01-22 Daimler Benz Ag Automatisch gesteuerte Kupplung
EP1122531A2 (de) * 2000-02-01 2001-08-08 Renk Aktiengesellschaft Drehschwingungsprüfstand für Kraftfahrzeug- und/oder Reifenprüfung
DE102007008613A1 (de) 2007-02-22 2008-08-28 Robert Bosch Gmbh Antriebsvorrichtung sowie Verfahren zum Antreiben eiens Fahrzeugs
DE102010007735A1 (de) * 2010-02-12 2011-08-18 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, 80809 Verfahren zum Ermitteln und/oder Überwachen des Zustandes von technischen Komponenten und/oder Regelsystemen eines Kraftfahrzeuges
WO2015158341A2 (de) 2014-04-16 2015-10-22 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur parametrierung eines softwaretilgers zur dämpfung von rupfschwingungen
DE102014222457A1 (de) * 2014-11-04 2016-05-04 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur Ermittlung eines Übertragungsverhaltens eines Antriebsstrangs
DE102016124732A1 (de) 2016-12-17 2017-05-18 FEV Europe GmbH Verfahren zur Auswertung von Messdaten einer Drehzahlschwingung einer Kraftmaschine

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4365196A (en) * 1977-12-14 1982-12-21 Finch Colin M Proximity sensing transducer with simulation means
US5439428A (en) 1994-02-22 1995-08-08 Eaton Corporation Method and apparatus for robust automatic clutch control with pid regulation
US20040112707A1 (en) * 2002-12-17 2004-06-17 Watt Duane O. Parallel shift clutch
DE102004046558A1 (de) * 2004-09-24 2006-04-06 Volkswagen Ag Sensoranordnung und Verfahren zur Steuerung eines automatisierten Doppelkupplungsgetriebes
US7487679B2 (en) * 2005-05-10 2009-02-10 Eaton Corporation Vehicle vibration analyzer
US8222897B2 (en) * 2007-06-12 2012-07-17 Jentek Sensors, Inc. Test circuit with sense elements having associated and unassociated primary windings
US7765858B2 (en) * 2008-08-08 2010-08-03 Gm Global Technology Operations, Inc. Method of measuring torsional dynamics of a steering column at small dynamic amplitudes
DE102012217132B4 (de) 2011-10-04 2021-12-02 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur Verminderung von Rupfschwingungen
DE112013001982A5 (de) 2012-04-11 2015-01-08 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Verfahren zur Verminderung von Rupfschwingungen
DE112014001944A5 (de) * 2013-04-11 2016-01-07 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur Verminderung von Rupfschwingungen einer Reibungskupplung in einem Antriebsstrang eines Kraffahrzeugs
SE539607C2 (sv) * 2014-06-24 2017-10-17 Dsensed Tech Ab En metod och ett system för reglering av stabilitet och gir-svar hos ett fordon
DE102014213514A1 (de) * 2014-07-11 2016-01-14 Zf Friedrichshafen Ag Ermittlung einer Fahrzeuggetriebewellendrehzahl mittels eines Beschleunigungssensors

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19628789A1 (de) 1996-07-17 1998-01-22 Daimler Benz Ag Automatisch gesteuerte Kupplung
EP1122531A2 (de) * 2000-02-01 2001-08-08 Renk Aktiengesellschaft Drehschwingungsprüfstand für Kraftfahrzeug- und/oder Reifenprüfung
DE102007008613A1 (de) 2007-02-22 2008-08-28 Robert Bosch Gmbh Antriebsvorrichtung sowie Verfahren zum Antreiben eiens Fahrzeugs
DE102010007735A1 (de) * 2010-02-12 2011-08-18 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, 80809 Verfahren zum Ermitteln und/oder Überwachen des Zustandes von technischen Komponenten und/oder Regelsystemen eines Kraftfahrzeuges
WO2015158341A2 (de) 2014-04-16 2015-10-22 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur parametrierung eines softwaretilgers zur dämpfung von rupfschwingungen
DE102014222457A1 (de) * 2014-11-04 2016-05-04 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Verfahren zur Ermittlung eines Übertragungsverhaltens eines Antriebsstrangs
DE102016124732A1 (de) 2016-12-17 2017-05-18 FEV Europe GmbH Verfahren zur Auswertung von Messdaten einer Drehzahlschwingung einer Kraftmaschine

Also Published As

Publication number Publication date
DE102018111150A1 (de) 2019-11-14
US20210229669A1 (en) 2021-07-29
DE102018111150B4 (de) 2019-12-05
CN111819430A (zh) 2020-10-23
US11491991B2 (en) 2022-11-08
CN111819430B (zh) 2022-11-25
DE112019002351A5 (de) 2021-01-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE112004001278B4 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Ermitteln einer Kraftfahrzeugbeschleunigung
EP0611960B1 (de) Verfahren zum Prüfen eines Schwingungsdämpfers eines Kraftfahrzeuges
DE102007016420B4 (de) Prüfstand und Verfahren zum Überprüfen eines Antriebsstrangs
DE112014002661B4 (de) Verfahren zur Reduzierung von Schwingungen in einem Prüfstand
DE102008002484A1 (de) Verfahren zum Prüfen eines Schwingungsdämpfers eines Kraftfahrzeugs im eingebauten Zustand sowie Schwingungsdämpfer-Prüfsystem für ein Kraftfahrzeug
DE102010029706A1 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Erkennung von ungewollten Triebstrangreaktionen eines Kraftfahrzeuges mit wenigstens einem Antriebsaggregat
DE112010005840T5 (de) Fahrzeugregelungsvorrichtung
DE102008026509B4 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Verwendung in einer Steuerung eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeuges
DE112015004996B4 (de) Verfahren zur Ermittlung eines Übertragungsverhaltens einer Reibungskupplung in einem Antriebsstrang
EP3994025B1 (de) Verfahren und vorrichtung zum betreiben einer antriebsanordnung eines kraftfahrzeugs, antriebsanordnung
WO2019214767A1 (de) Verfahren zur ermittlung der triebstrangsensitivität eines antriebsstrangs eines kraftfahrzeugs
DE10057054B4 (de) Verfahren zum Erkennen von Schwingungen
EP1529947B1 (de) Dämpfungseinrichtung und Dämpfungsverfahren zur Unterdrückung von Torsionsschwingungen in einem Antriebsstrang
EP1382956B1 (de) Verfahren zur Simulation des Fahrverhaltens von Fahrzeugen
EP3631402B1 (de) Fahrzeugprüfstand und verfahren zur ermittlung einer fahrzeuglängsbeschleunigung
EP3607294B1 (de) Verfahren zum steuern, insbesondere regeln, eines antriebsstrangprüfstands mit realem getriebe
DE10351957B4 (de) Dämpfungssystem mit einem LOLIMOT-Modell gegen Antriebs-strangschwingungen
DE19849841A1 (de) Verfahren zum Bestimmen von Schlupf
DE102009050387A1 (de) System und Verfahren zur Ermittlung einer Torsionswinkel-Änderung eines Antriebsstrangs
EP1333268A2 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Prüfen eines Fahrzeug-Antriebsstranges
DE102004042273A1 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben eines Fahrzeugs
DE4017890C2 (de) Verfahren zur Bestimmung eines den Fahrkomfort optimierenden Wertes des Antriebsmomentes
DE102021113291B4 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Ermittlung wenigstens einer auf ein Antriebsaggregat wirkenden Kraft und/oder wenigstens eines auf ein Antriebsaggregat wirkenden Antriebsdrehmomentes
DE102021206268A1 (de) Verfahren zur Drehmomentermittlung in einem Antriebsstrang
DE102020007634A1 (de) Verfahren zur Ermittlung von Parametern eines elektrischen Antriebsstrangs

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 19724727

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

REG Reference to national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R225

Ref document number: 112019002351

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 19724727

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1