用于传递和衰减转矩的方法与流程

本发明涉及一种用于在机动车的传动系的转矩传递组件中传递和衰减具有叠加的交变力矩的平均转矩的方法，该扭矩传递组件具有输入区域和后续的输出区域。

背景技术：

由现有技术de102008009135a1已知在用于机动车的传动系的转矩传递组件中的这种方法，在该传动系中，在内燃机和变速器之间设置有摩擦离合器，并且其中，摩擦离合器如此来操控，即，相比于没有操控的情况，谐振转速宽度的存在于摩擦离合器处的转速差在起动时得以减小。

现有技术的该方法的缺点是，利用该方法仅仅缩减起动过程和由于起动过程而已知的震颤。然而，该方法不具有衰减由内燃机引起的、在持久的行驶状态中出现的扭转振动的能力。

技术实现要素：

因此，本发明的目的是提供一种用于降低转矩传递装置的扭转振动的方法，其特别在起动过程之后引起有利的扭转振动降低。

该目的通过独立权利要求1的特征实现。

在此，涉及一种用于在机动车的传动系的转矩传递组件中传递和衰减具有叠加的交变力矩的平均转矩的方法，该转矩传递组件包括可围绕转动轴线a转动的输入区域和可围绕转动轴线b转动的输出区域，其中，将具有叠加的交变力矩的平均转矩沿着转矩路径从输入区域传递到输出区域，其中，转矩传递组件的输入区域以输入转速围绕转动轴线a旋转，并且转矩传递组件的输出区域以输出转速围绕转动轴线b旋转，其中，至少输入转速由平均转速和叠加的交变部分组成，其中，交变部分可近似通过叠加周期性的转速振动来说明，其频率基本上为点火频率的整数的比例，其中，周期性的振动中的每个都具有最小值和最大值，其中，在输入区域和输出区域之间的转矩路径中的滑动组件设置成传递具有叠加的交变力矩的平均转矩，并且在转矩路径中产生在转速ne和转速na之间的转速滑移，其中，滑动组件在交变部分的至少一个周期性的振动部分的极大值的范围中提供转速滑移的外部激活的最大值，并且在交变部分的至少一个周期性的振动部分的极小值的范围中提供转速滑移的外部激活的最小值。在此，可在输入区域和输出区域之间并且在滑动组件之前还前置其他的扭转减振单元，例如第一弹簧组和/或第二弹簧组以及缓冲单元。这特别有利，因为来自输入区域、例如内燃机的交变力矩被预先过滤。在此，滑动组件的目的在于降低残留的其余交变力矩，在最佳的情况下甚至将其设为“零”。为了实现它，根据本发明的方法规定，针对在叠加的交变力矩的周期性的振动的最大值的范围中实现滑动组件的最大外部激活的情况允许更多的滑动，并且针对在叠加的交变力矩的周期性的振动的最小值的范围中实现滑动组件的最小外部激活的情况允许更少的滑动。这意味着，滑动组件(其例如可由滑动离合器、诸如多片式离合器形成)可通过外部激活获得呈较低的液压压力的形式的液压信号，这可引起作用到多片式离合器上的压按力的减小，并且因此滑动提高表示转速差的增大。对于滑动减少的情况，外部激活应以这种形式将液压信号发送给滑动离合器，即，在此提高液压压力，并且因此同样提高作用到滑动离合器上的压按力，这引起在滑动离合器中的滑动减少。可由此抑制在叠加的交变力矩中的最大值。用于实现滑动减少或滑动提高的外部激活还可称为滑动调制。在此，滑动调制的频率取决于使用的驱动总成，例如内燃机。在使用四冲程内燃机时，有利的是23赫兹至60赫兹的频率范围，在使用四缸冲程马达时，使用约33赫兹至66赫兹的频率范围是有利的，并且在使用六缸四冲程内燃机时，使用50赫兹至100赫兹的频率范围是有利的。

另一有利的设计方案规定，滑动组件的外部激活通过液压总成实现。在此，例如可针对滑动组件实施为摩擦片离合器的情况，对此利用液压脱离系统，这是成本有利的。

同样可为有利的是，滑动组件的外部激活通过电气总成实现。在此，电气总成可为纯粹电气式的，或者为电磁式的。

另一有利的变体规定，外部激活适合于在滑动组件处设置23-50hz的调制范围或33-66hz的范围或50-100hz的范围。

同样可为有利的是，将滑动组件用作起动元件。这节省了其他的构件并且因此节省了成本。

但是，除了滑动组件之外，还可设置起动元件。在此，滑动组件可有明确针对最佳滑动的功能来设计，而起动情况不必由滑动离合器承担。

另一有利的设计方案规定，可将滑动组件和/或起动元件实施为摩擦离合器、多片式离合器、液力离合器、呈混合驱动的分离离合器、双离合器或三离合器，或者实施为结合行星齿轮传动机构的离合器或制动器。

此外，转动轴线a和转动轴线b可同轴地或彼此错位地伸延。特别在车辆具有后部驱动以及沿纵向安装的前部马达的纵向的情况下，两个转动轴线a和b彼此同轴。在具有沿横向安装的马达的前部驱动中，转动轴线a相对于转动轴线b通常错开。

附图说明

下面借助附图进一步阐述本发明。在此，在附图中示出的实施例仅仅是优选的实施方案，并且不应确定本发明的范围。本发明的范围仅仅通过所附的权利要求限定。其中：

图1示出了作为现有技术的传动系的示意性的图示；

图2示出了传动系的有利的示意性的图示；

图3示出了换向的力矩走向的简图；

图4示出了传动系的有利的示意性的图示；

图5示意性地示出了优选拓扑结构；

图6示出了滑动离合器的原理切换图；

图7示出了换向的力矩走向的简图；

图8示出了滑动转速关于时间的简图；

图9示出了摩擦系数关于滑动转速的简图；

图10示出了摩擦系数关于时间的简图；

图11示出了fa的正弦走向的简图；

图12示出了fa的梯形走向的简图；

图13示出了具有更高阶次的fa的正弦走向的简图；

图14示出了其他的简图；

图15示出了在运行点中在滑动组件处的输入转速的简图；

图16示出了摩擦值走向关于滑动的简图；

具体实施方式

在下文中，相同或功能上相同作用的构件用相同的附图标记来表示。

首先针对图1应提到的是，用于轿车(pkw)的当前扭转振动去耦系统除了弹簧-质量组件、例如双质量飞轮(zms)之外还设置有转速自适应的缓冲器。对此，至少在具有湿式起动元件的传动系中，通过在起动元件中的滑动可并且将执行减小内燃机的转矩波动。在此使用的滑动调节器设定预定的平均滑动转速的技术，在下文中被称为“主动滑动模式1”。下面介绍用于操控在pkw传动系中的离合器的方法，其被称为“主动滑动模式2”，并且应尤其能够在相同的平均滑动转速和因此相同的摩擦损失的情况下可实现比在根据现有技术的滑动式离合器中明显更好的去耦，或者在使用用于预去耦的更轻且成本更有利的零件、例如弹簧组和缓冲器时至少实现与传统的系统等值的去耦水平。

图1示出了根据现有技术的在机动车的自动传动系中的转矩传递组件l，其含有具有转速自适应缓冲器6的扭转减振单元15。在此，相关的质量、刚性和起动元件以如下方式布置，其中，图示仅包括传动机构。其余传动系被隐藏。变扭器跨接离合器72布置在扭转减振单元15的输入区域25处。

转速自适应缓冲器6在中间质量3处放置在第一弹簧组10和第二弹簧组20之间。该拓扑结构在扭转振动去耦方面具有以下缺点。

如果变扭器跨接离合器72利用离合器滑动运行，这减小了导引到转矩传递组件l中的转矩波动。由于在变扭器跨接离合器72的输出侧的零件的转速以及因此缓冲器6的转速低于例如驱动总成50的马达转速的程度为调节后的滑动转速，缓冲器6不再与马达阶次匹配，从而缓冲器随着滑动的增加越来越差地工作。第二弹簧组20的目的是在缓冲器6的相对高的惯性和同样相对重的传动机构33之间显示出弹簧刚度。如果缓冲器6直接接连在传动机构输入轴100上，这在通常存在的惯性力矩和轴刚性的情况下引起形成所谓的振荡波节。这意味着，在确定的同样取决于档位的转速的情况下，振动系统中的缓冲器没有经受激励，并且因此没有反应力矩，并且因此不会有助于转动不均匀性去耦。此时，这在相应的转速的情况下表现出剩余的转动不均匀性的明显的提高，还参见图3，在上部的转速范围中的虚线。这虽然利用现存的拓扑结构得以防止，然而可由于中间质量3和缓冲器6的相对高的惯性力矩在弹簧组10和20的刚性的协作下形成对转动不均匀性去耦不利的中间质量谐振。

图2示出了还在图1中示出的零件的更有利的拓扑结构。其特征在于，第二弹簧组20相对于缓冲器6布置在初级侧，由此得到以下优点。一方面，通过串联的两个弹簧组10和20的减小的总刚性改善在缓冲器6之前的预去耦，使得缓冲器可更小地实施，并且系统已经在更低的转速的情况下超临界地工作，在图3中很好地可见，虚线和点线。此外，没有与缓冲器6接连的中间质量3明显显现得更小，从而在运行范围中没有出现干扰性的中间质量谐振。此外，变扭器跨接离合器72在转矩传递组件1的输出侧布置在缓冲器6和传动机构33之间。这是有利的，因为没有由于离合器滑动影响缓冲器6的阶次调整。同样，通过变扭器跨接离合器72的离合器滑动降低或防止形成上文说明的振荡波节，如在图3中以点状线示出的那样。

在图2中示出的布置方案出于更好的可比性的原因原则上使用的子部件、尤其弹簧组与在图1中说明的示意性的实施方案和数量相同。

然而，这仅可示例性地来理解。功能上例如还可实现扭转减振器10、20的其他的实施方案，尤其实施为单排或多排zms。缓冲器6还可以不同的类型来实施，其中，作为根据sarrazin、salomon或dftvar原理的转速自适应缓冲器的结构特别有利。

图3关于转速示出了根据现有技术的转矩传递系统在没有滑动的变体以及具有滑动模式2的变体中的换向的力矩。

图4示出了如已经在图1和图2中说明的那样的另一拓扑组件，然而具有仅仅一个弹簧组10，在此作为具有一排弹簧组的双质量飞轮。

图5示出了用于降低传动系中的扭转振动的有利的拓扑。在该意义中，转动不均匀性预去耦表示这样的系统，其降低在可滑动的离合器30之前的转动不均匀性。该系统可如上文具体的示例中那样由扭转弹簧、质量和缓冲器组成的组件构成。然而，其他的原理也是可能的，例如具有两个并行的转矩传递路径和离合器组件的转动不均匀性去耦系统、空气弹簧扭转减振器或具有离心式弹簧的组件。

要求的可滑动的离合器30还可同时为起动离合器。但这不是强制必需的。否则，起动离合器可安置在传动系的其他任意位置。同样地，可滑动的离合器还可为传动机构的一个或多个离合器，其分别通过滑动完成在传动机构切换和/或转动不均匀性去耦时的档位、目的。传动机构的类型是任意的，例如作为自动变速器(at)、双离合器变速器(dct)、自动切换变速器(asg)、无极变速器或手动变速器(mt)和传动系实施为前后或全轮驱动以及呈混合的结构类型。尤其对于mt和dct传动机构，说明的拓扑已经是标准的，然而不与at传动机构组合。然而，尤其对于mt传动机构，而且对于干式运行的dct传动机构，在此使用的起动离合器不适合通过滑动来永久承担用于转动不均匀性去耦的功能。就此而言，对于该传动系，提出的构造同样是新的。

图6简化地示出了可滑动的离合器30根据改善的方法、即离合器滑动模式2的原理切换图。

利用已经说明的拓扑可在弹簧组10、20的刚性值相同的情况下已经在低的转速时实现明显改善的去耦，并且已经说明的离合器滑动模式1有效地引起进一步改善去耦或避免振荡波节。然而，离合器滑动通常导致摩擦损失，其在高的马达力矩和高的滑动转速的情况下会具有不可接受的值。在此，上升的燃料消耗和因此co2排放以及产生的必须导出的摩擦热是限制因素。

本发明的目的是，在低的滑动转速的情况下提升滑动的去耦效果。

这由此实现，即，主动调制可通过离合器传递的力矩。因此，该方法称为主动滑动模式2。

在此，f0是由滑动调节器调节的力，以便在滑动组件30的输入侧31和滑动组件30的输出侧32之间实现确定的平均转速差。在稳定的运行点中，f0可看作恒定的。

离合器30的可传递的力矩以此算出

m_üb＝f_o·r·μ(n_schlupf)

其中，

r＝平均摩擦半径

μ＝离合器衬里的摩擦值，其取决于滑动转速n_schlupf。

fa(α，)是附加的力，其幅度根据参考角α和相移β变化。

相关性例如可通过正弦函数给出。

作为参考角，例如参考曲轴状态。为了与在4缸4冲程马达中的马达主阶次协调，其表示为：

f_a(α，β)＝f_a·sin(2a+β)

因此，可传递的力矩如下来表示：

m_üb＝〖[f〗_0+f_a·sin(2a+β)]·r·μ(n_schlupf)

在图7中可看出，离合器力矩的调制对马达主阶次的扭转振动去耦有何种影响。与滑动模式1相比，通过滑动模式2使转动不均匀性再次明显降低，并且在相同的平均滑动转速和相应相同的摩擦损失的情况下实现。

图8、9和10说明了主动滑动模式2的工作原理的推导。基于在真实的传动系中的非线性的关系和非谐波激励，可传递的离合器力矩针对du去耦的调制的作用方式仅可在极其简化的条件下清楚地推导出。

为此，在主阶次中，在此第一马达阶次，在离合器的输入侧呈现纯正弦式的转动不均匀性。在该示例中，此时利用恒定的离合器压紧力f0设定5rpm的平均滑动，其以4rpm的幅度围绕平均值波动，参见图8。

滑动离合器的摩擦值关于滑动的走向在该区域中线性化，在图9中以实线示出。

因此，针对摩擦值同样得到关于时间的正弦式的走向，在图10中可见。在此，平均的摩擦值为μ_0＝0.105，并且幅度μ_a＝0.012。

对于可传递的力矩在调制时在主阶次中又适用的是：

m_üb＝〖[f〗_0+f_a·sin(a+β)]·r·[μ_0+μ_a·sin(α)]

在此，角度α算出为α＝2·π·n·t，其中，n＝转速，t＝时间

在最佳相移β＝180°＝π的情况下，sin(α+π)＝-sin(α)

通过乘以m_üb：

m_üb＝r·[f_0μ_0+(f_0μ_a·f_aμ_0)sin(α)·f_aμ_asin^2〖(α)〗]

在sin^2〖(α)＝1/2(1-cos(2α)〗)的情况下得到：

m_üb＝r·[〖(f〗_0μ_0-(f_aμ_a)/2)+(f_0μ_a-f_aμ_0)sin(α)+(f_aμ_a)/2cos(2α)]

在方括号项中的加数可分派不同的阶次：

0阶：f_0μ_0-(f_aμ_a)/2

平均力矩

为了获得相同的可传递的平均力矩，对于不同的减数(f_aμ_a)/2需要不同的力f_0(如果通过滑动调节器再调节)。

第一阶次：(f_0μ_a-f_aμ_0)sin(a)

在该示例中的主阶次可在简化的假设的情况下在选择f_a＝(f_0μ_a)/μ_0时完全去除。本发明的效果以此为基础。

第二阶次：(f_aμ_a)/2cos(2α)

通过调制产生具有双倍调制频率的新的阶次。

然而，该阶次的幅度相对很小，并且传动系的更高的阶次比低的阶次更好地得到抑制，从而主阶次的减小的积极效果占主导。

该推导为极其简化的模型。由于现实中的不同的条件，虽然利用该方法实践上不可完全除去马达主阶次，然而可明显减小，如在图7中可见的那样。

在此，离合器滑动的函数借助主动调制、即离合器滑动模式2通过以下参数确定。

一方面，其是振动形式。可传递的离合器力矩关于时间的最佳的走向取决于在离合器输入部处的主阶次的转动不均匀性的走向。在上文的示例中，呈现的激励是纯粹正弦形，并且调制的离合器压紧力的最佳的走向是同样的情况。在真实的传动系中，在离合器输入部处的交变力矩的已经预去耦的主阶次具有至少近似正弦式的走向，从而在此离合器力矩的调制同样可通过正弦函数来说明，以便实现好的结果，在图11中可见。然而，还可基于其他的谐波函数以及非谐波函数，例如梯形的走向，在图12中可见。同样可将振动形式优化成减小更多的马达阶次。在简单的情况下，这可由此实现，即，调制是通过叠加两个正弦振动来说明的，其中，一正弦振动例如具有点火频率，并且另一正弦振动具有双倍的点火频率。

然而，将离合器的操纵力分成通过滑动调节器预定的在稳态的运行点中恒定的力f0和用于调制可传递的力矩的动态力fa主要是用于描述本发明的效果原理的思想模型。实际上是否需要叠加两个力，例如在两个单独的致动器的意义上，单个致动器施加到离合器的力是否相应地变化，或者是否使用混合形式，这是结构实施的问题。

对于方法十分重要的仅仅是，离合器的可传递的力矩以合适的形式和合适的参数动态地变化。为了与马达主阶次协调，调制频率必须相应于内燃机的点火频率。因此，调制频率取决于马达转速地上升。对于3缸4冲程马达，例如对于1000-2000rpm的转速范围，得到25-50hz的必需的调制频率。在具有气缸切断的马达中特别有利的是，滑动操纵的调节能够实现在完全运行和切断运行的阶次之间的转换。同样可针对更高的阶次来设计，或者针对更多的阶次来进行组合设计。

关于滑动组件的输入转速的振动，调制的最佳的相位为180°，如上文还已经在函数的理论推导中说明的那样。

特别有利地是，相移在180°±45°的范围中。

在相移过小的情况下出现转动不均匀性变大，其在同相的情况下变得最大。

图14针对三种不同的情况示出了在根据图4的机动车的传动系中的不同的参数：

第一列：滑动模式1

第二列：滑动模式2–在有利的范围中的相位

第三列：滑动模式2–在不利的范围中的相位

在最上面的一行中相应示出了在滑动离合器30的输入区域31处的转速。由于内燃机的转动不均匀性，尽管通过例如zms和转速自适应缓冲器6预去耦，关于布置方案，参见在图5和图6中的实施方案，转速围绕平均的转速(在此约1205u/min)波动。为了清楚起见，除了原始信号之外，还示出了在马达点火阶次中的转速的振动。这可借助于整体振动的时间走向的快速傅立叶变换来确定。

在第二行中示出了在滑动离合器30的输入侧31和输出侧32之间的滑动转速ns以及主动力矩ma。主动力矩ma与上文阐述的有效力分量fa成正比并且计算公式如下：m_a＝f_a·r·μ。

在主动滑动模式1中在第一列中，力fa并且因此力矩ma等于零。因此，出现的滑动走向是由滑动调节器调节的操纵力f0(以便获得平均滑动(在此51/min))、激励的走向(即，在离合器处的转速或转矩波动)以及离合器的摩擦系数关于滑动转速的走向的结果。

在主动滑动模式2中在第二列和第三列中，力分量fa或主动力矩ma的正弦式的走向预定成具有确定的幅度和内燃机的点火频率。

在第二列中，主动力矩ma的走向相对于转速的走向的相位在离合器之前在点火阶次中在简图中约为180°。换句话说：在转速波动在点火阶次中具有极小值的时间区域中，主动力矩ma具有极大值，并且反之亦然。这为主动滑动模式2的最优的调整。

在第三列中示出了不利的情况，在其中主动力矩与在离合器的输入区域处的转速大致同相地伸延。

在第三行中的简图示出了由离合器传递的转矩，该转矩又作为最初的原始信号并且作为其在马达点火阶次中的部分。可看出的是，借助主动滑动模式2在最优的相位的情况下，参见列2，在马达主阶次中的力矩的不均匀性变得几乎完全平整。在不利的相位的情况下，参见列3，相对于主动滑动模式1，参见列1，力矩不均匀性的幅度甚至还有提高。

调制的相位相对于在滑动装置的输入部处的转速不必恰好为180°，才能实现积极的效果。然而，为了实现相对于主动滑动模式1的改善，有利的是相移在180°±45°的范围中。

图15针对稳态运行点示出了在滑动组件30的输入区域31中的转速的走向，如在图14中中间列的上行中示出的那样。

输入转速(ne)具有平均值(nem)，在此12051/min，在此没有专门示出的交变部分(new)围绕该平均值振动，因为其与ne的走向叠合。交变部分的走向主要取决于内燃机50的特性，尤其气缸的数量，和预去耦。交变部分可借助于快速傅立叶变换(fft)近似作为正弦式振动(newp_i)的叠加来说明。交变部分的这种周期性的子振动的最低频率为马达的点火频率。其他谐波振动的频率与点火阶次成整数比。在真实的传动系中，还可出现相对于点火频率为非整数关系的振动分量，其在此应予以忽略。在图15中示例性地示出了在马达主阶次(newp_1)和双倍的马达主阶次(newp_2)中的周期性的交变部分。交变部分的幅度在最小值(newp_i_min)和最大值(newp_i_max)之间波动。这种交变部分的走向是用于滑动组件的激活的调制的相移β的参考变量，以便实现减小在相应的马达阶次中的转动不均匀性。

存在主动力矩ma的最佳的幅度，其主要取决于平均马达力矩0阶次和平均滑动转速。在不同的负荷状态下，在最佳的幅度和平均力矩之间存在近似线性的关系。

特别合适地，可由滑动组件传递的力矩的调制的幅度在平均马达力矩的5％和15％之间。

尤其湿式摩擦离合器(其例如通常用在机动车传动系中)的有效起作用的摩擦值取决于在离合器的驱动部和从动部之间的瞬时差速转速。通常，走向主要通过油中的添加剂、衬层的材料和几何结构来调节，使得在滑动转速上存在递减的斜率。在图16中示出了通常的摩擦值走向。

对于在此提出的滑动离合器特别有利的是，摩擦值在0.05和0.15之间的范围中，并且急剧上升直到尽可能高的滑动转速。在直至30rpm的滑动范围中，摩擦值关于转速的斜率在0.001/rpm和0.005/rpm之间特别有利。平均的滑动转速通过滑动调节器调节。

因为滑动通常引起摩擦损失，其必须以热能的形式引出，所以力求尽可能低的平均的滑动转速。对于主动调制的滑动，有利的是平均的滑动转速小于等于30rpm，特别有利的是小于等于10rpm。

相比于已知的滑动模式1，主动滑动模式2尤其在低的直至平均转速范围中引起明显改善的去耦。这具有的优点是，在调节时和在操纵滑动离合器时更低的花费。尤其在高的转速的情况下并且根据传动系的振动特性，在确定的运行状态中，对于du去耦也可不需要滑动。

因此有意义的是，实施以需求为导向的运行策略。这可以基于以下方案：

在此，同样应考虑特别的运行状态，例如，根据档位产生的振荡波节、起动或谐振。

附图标记列表

1转矩传递组件

2初级质量

3中间质量

4次级质量

6缓冲单元/转速自适应的缓冲单元/可变的转速确定的缓冲单元/缓冲器

7传动机构输入轴

10第一弹簧组/扭转减振器/双质量飞轮

15扭转减振单元

20第二弹簧组/扭转减振器/双质量飞轮

25输入区域

30滑动组件/滑动离合器/可滑动的离合器

31滑动组件的输入部分

32滑动组件的输出部分

33传动机构单元

35输出区域

40外部激活

45外部激活

72变扭器跨接离合器

100传动机构输入轴

m转矩路径

mm平均转矩

mw叠加的交变力矩

ne输入转速

na输出转速

nm平均转速

ns转速滑移

newp叠加的交变部分

newp_i周期性的振动

newp_i_min周期性的振动的最小值

newp_i_max周期性的振动的最大值

a转动轴线

b转动轴线