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Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Prüfen eines AntriebsStrangs eines Fahrzeugs mit zumindest einer Welle sowie einen Prüfstand zum Prüfen eines Antriebsstrangs eines Fahrzeugs mit zumindest einer Welle, an welche eine Belastungsbzw. Antriebsmaschine koppelbar ist.
Aus der EP 0 338 373 A2 ist ein Prüfstand zum Testen des Antriebsstrangs eines Fahrzeugs bekannt, bei welchem ein Motor über ein Getriebe mit einem Hauptantriebsstrang verbunden ist, welcher ein Hinterachsgetriebe bzw. ein Vorderachsgetriebe antreibt. Die Getriebe sind über entsprechende Wellen mit Belastungsmaschinen verbunden, welche zur Nachbildung von Fahrwiderständen bzw. Beschleunigungs- oder Verzögerungsmomenten unabhängig voneinander bremsen und antreiben können. Die mit Stromrichtern verbundenen Belastungsmaschinen bringen Drehmomente auf, welche mittels von einem Simulationsrechner gesteuerten Regeleinrichtungen geregelt werden.
Im Speziellen werden an den Belastungsmaschinen Drehzahl-Istwerte gemessen und an den Simulationsrechner übermittelt, welcher hieraus Drehmoment-Sollwerte berechnet, die mit Hilfe der Regeleinrichtungen in den Belastungsmaschinen als Istwert aufgebaut werden.
Im Antriebsstrang vorgesehene Differenzialgetriebe, auch Ausgleichsgetriebe oder kurz Differenziale genannt, sorgen bei Kraftfahrzeugen dafür, dass sich die Umfangsgeschwindigkeiten der Räder frei einstellen können. Zum Prüfen des Antriebsstrangs werden anstelle der Räder Belastungsmaschinen bzw. Radmaschinen an die Vorder- und/oder Hinterachse des Fahrzeugs angekoppelt.
Bei bekannten Prüfständen in der Art der EP 0 338 373 A2 ist den Radmaschinen bzw. dem Antrieb des Fahrzeugs üblicherweise eine Drehzahl-Regelung zugeordnet, welche darauf abzielt, dass die Drehwinkelgeschwindigkeiten möglichst genau an vorgegebene Sollwerte angeglichen werden. Die Regelung der Drehzahlen bzw. der Drehwinkelgeschwindigkeiten ist grundsätzlich nur mit begrenzter Genauigkeit möglich. Sobald an verschiedenen Stellen des Antriebsstrangs voneinander abweichende Drehzahlen vorliegen, welche nicht durch ein Differenzialgetriebe ausgeglichen werden, kommt es zu einer Verspannung des Antriebsstrangs, d.h. es wird ein Verspannmoment bzw. ein Torsionsmoment aufgebaut.
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Beispielsweise tritt ein Verspannmoment dann auf, wenn die an eine Vorder- bzw. Hinterachse angeflanschten Radmaschinen bei blockiertem (Vorderachs- bzw. Hinterachs-) Differenzialgetriebe jeweils unterschiedliche Drehzahlen auf die linke bzw. rechte Welle der geprüften Achse aufbringen. Eine Abweichung in den Radmaschinen-Drehzahlen kann einerseits gezielt im Rahmen der Simulation vorgenommen werden; aufgrund der endlichen Messgenauigkeit für die Drehzahlen an den Radmaschinen ist eine gewisse Toleranz allerdings unausweichlich. Schon eine infinitesimal kleine Abweichung in den Drehzahlen führt jedoch dazu, dass die relative Stellung der Rotoren der einzelnen Radmaschinen immer weiter auseinanderläuft, was mathematisch gesehen darin begründet ist, dass die Drehwinkel zeitliche Integrale über die Drehwinkelgeschwindigkeiten darstellen.
Um zu verhindern, dass das Verspannmoment unzulässige Werte erreicht, bei welchen eine Beschädigung des Antriebsstrangs zu befürchten ist, werden bei den bekannten Prüfständen aus dem Stand der Technik die Drehmomente an den Radmaschinen mittels einer den jeweiligen Radmaschinen zugeordneten Momentenregelung eingestellt. Die Momentenregelung beruht auf einer Messung des Drehmoments, beispielsweise an einem Drehmoment-Messflansch, wobei das gemessene Drehmoment als Stellgrösse für das Drehfeld der elektrischen Maschine in der Weise dient, dass am DrehmomentMessflansch das gewünschte Drehmoment auftritt.
Die Drehmoment-Regelung kann allerdings - ebensowenig wie die Drehzahl-Regelung - nicht mit beliebiger Genauigkeit erfolgen. Sofern die Drehmoment-Regelung nicht ausreichend präzise funktioniert, kann trotz der Drehmoment-Regelung eine unzulässige Verspannung auftreten, d.h. es wird zwischen verschiedenen Stellen des Antriebsstrangs ein Torsionsmoment aufgebaut, welches durch den Antriebsstrang selbst bzw. die Differenzialgetriebe nicht mehr aufgenommen werden kann. Da Prüfstände üblicherweise so konzipiert sind, dass ein grosses Spektrum an Kraftfahrzeugen getestet werden kann, sind die Radmaschinen darauf ausgelegt, ein wesentlich stärkeres Drehmoment als die maximal zulässigen Drehmomente vergleichsweise kleiner Antriebsstränge aufzubringen. Die direkte Momentenregelung wird weiters durch die im Trieb Strang vorhandenen Getriebespiele negativ beeinflusst.
Ein weiterer Nachteil bei einer solchen direkten Momentenregelung liegt darin, dass die einzelnen Drehmoment-Regeleinrichtungen an den Radmaschinen stark verkoppelt sind, da sich die Änderung eines Drehmoments an einer Radmaschine über den Triebstrang sofort auf die Drehmomente an den anderen Radmaschinen auswirkt.
In der EP 0 338 373 A2 wird im Hinblick auf das der vorliegenden Erfindung zugrundliegende Problem, dass Fehler in der Drehzahlmessung grosse Verspannmomente bewirken können, vorgeschlagen, den kinematischen Schlupf zu simulieren, welcher im realen Fahrzeug eine unzulässige Achsverspannung verhindert. Eine solche Simulation ist jedoch vergleichsweise aufwendig.
Im Stand der Technik ist es zudem im Zusammenhang mit elektrischen Antrieben grundsätzlich bekannt, eine Momentenregelung auf Grundlage des gemessenen Drehwinkels durchzuführen. Eine solche Reglereinrichtung ist beispielsweise in der DE 10 2007 033 467 AI beschrieben, wobei ein Geber den Drehwinkel des Motors aufnimmt und diesen über eine Signalleitung an die Regeleinrichtung übermittelt, die den Strom in Anschlussleitungen des Motors steuert .
Es ist nun Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Verfahren der eingangs angeführten Art bzw. einen Prüfstand zur Durchführung des Verfahrens zu schaffen, mit welchem jeweils die beim Prüfen eines Antriebsstrangs auftretenden Verspannmomente auf zuverlässige und einfache Art und Weise eingestellt werden können.
In verfahrensmässiger Hinsicht wird dies dadurch erzielt, dass zur Erzielung eines Soll-Verspannmoments im Antriebsstrang die Drehwinkel der Welle bzw. Wellen an zumindest zwei gesonderten Stellen im Antriebsstrang geregelt werden bzw. eine Drehwinkeldifferenz zwischen zumindest zwei Stellen im Antriebsstrang geregelt wird.
Demnach beruht die erfindungsgemässe Lehre auf dem Prinzip, zu jedem Zeitpunkt während des PrüfVorgangs die Ausrichtung der Welle bzw. Wellen, d.h. die Drehwinkel, an zwei örtlich getrennten Stellen zu regeln. Auf diese Weise kann gezielt ein Soll
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Verspannmoment im Antriebsstrang aufgebaut werden, indem die relative Lage an den beiden Stellen der rotierenden Welle (n) zueinander eingestellt wird. Im einfachsten Fall kann ein konstantes Verspannmoment im Antriebsstrang dadurch eingestellt werden, dass an den zumindest zwei Stellen des Antriebsstrangs gleiche Drehwinkel vorgegeben werden. Wenn die Welle (n) an den geregelten Stellen synchron im Winkel zueinander laufen, bleibt der Verspannungszustand im Antriebssträng konstant. Andererseits kann gezielt ein Verspannmoment im Antriebsstrang aufgebaut werden, indem Drehwinkel an zumindest zwei Stellen des Antriebsstrangs gegenläufig verstellt werden, so dass eine Drehwinkeldifferenz aufgebaut wird, die als Verspann-Drehwinkel einem bestimmten Verspannmoment entspricht.
Die erfindungsgemasse Regelung der Verspannmomente im Antriebsstrang über die Drehwinkel hat den Vorteil, dass Fehler in der Drehwinkel-Regelung nicht wie bei einer Drehzahl-Regelung mit der Zeit auflaufen bzw. "aufintegriert" werden. Auf diese Weise kann eine unzulässige Verspannung des Antriebsstrangs insbesondere infolge von Fehlern in der Drehzahl-Regelung zuverlässig vermieden werden. Die relative Lage der Radmaschinen-Rotoren kann mit jeder Umdrehung des jeweiligen Rotors überprüft und gegebenenfalls korrigiert werden, so dass Fehler in der Drehwinkel-Regelung für die im Antriebsstrang auftretenden Verspannmomente weitestgehend vernachlässigbar sind.
Zur zweckmässigen Prüfung des Antriebsstrangs, insbesondere im Hinblick auf vorhandene Differenzialgetriebe, ist es günstig, wenn die Drehwinkel der Welle bzw. Wellen zumindest einer Vorder- oder Hinterachse des Antriebsstrangs geregelt wird. Demnach kann ein bestimmter Verspannungszustand in einer Seiten-Welle bzw. zwischen Seiten-Wellen der Fahrzeug-Achsen, welche im Prüfungsbetrieb anstelle der Fahrzeugräder mit Belastungsmaschinen in der Art von Radmaschinen koppelbar sind, eingestellt werden, indem eine Drehwinkeldifferenz bzw. ein Verspann-Drehwinkel geregelt wird.
Zum Überprüfen des gesamten Antriebsstrangs eines Fahrzeugs ist es günstig, wenn ein Eintriebs-Drehwinkel einer Antriebs-Welle geregelt wird. Ein Verspannmoment im Antriebsstrang kann grundsätzlich auf zwei verschiedene Arten aufgebaut werden: Zum einen ist durch Drehen der Wellen der Vorder- bzw. Hinterachse mit voneinander abweichenden Drehwinkeln, wie vorstehend bereits erläutert wurde, ein Verspann- bzw. Torsionsmoment zwischen den Wellen der Vorder- bzw. Hinterachse des Fahrzeugs einstellbar. Zudem verfügt jedes Fahrzeug über einen Motor bzw. einen Antrieb, mit welchem ein Drehmoment in die Antriebs-Welle des Antriebsstrangs eingebracht werden kann. Das Verspannmoment wird in diesem Fall aus der Beziehung zwischen dem EintriebsDrehwinkel zu den Drehwinkeln an den mit den Radmaschinen koppelbaren Wellen der Vorder- bzw. Hinterachse bestimmt bzw. eingestellt.
Im Hinblick auf eine unkomplizierte Steuerung des Verspannungszustands im Antriebsstrang ist es günstig, wenn zur Erzielung des Soll-Verspannmoments eine bekannte Beziehung zwischen der Drehwinkeldifferenz und dem Verspannmoment verwendet wird. Mit Hilfe der Relation zwischen dem Verspann-Drehwinkel bzw. der Drehwinkeldifferenz und dem Verspannmoment können die Drehwinkel an den Wellen des Antriebsstrangs derart geregelt werden, dass das gewünschte Verspannmoment aufgebaut wird.
Ein Verspannmoment zwischen zumindest zwei Stellen im Antriebsstrang wird vorteilhafterweise dadurch vorgegeben, dass die Drehwinkeldifferenz im Wesentlichen als Differenz zwischen den Drehwinkeln an zumindest zwei Stellen der Welle bzw. Wellen ermittelt wird. Demnach kann der Verspann- bzw. TorsionsDrehwinkel in einer Welle bzw. zwischen den Wellen auf einfache Weise durch Bildung einer Differenz zwischen den jeweiligen Drehwinkeln an zumindest zwei Stellen im Antriebsstrang gebildet werden.
Zur Erzielung eines Verspannmoments zwischen der den Hauptantriebsstrang bildenden Antriebs-Welle und den Wellen der Vorderund/oder Hinterachse ist es von Vorteil, wenn die Drehwinkeldifferenz im Wesentlichen als Differenz zwischen dem EintriebsDrehwinkel der Antriebs-Welle und dem Mittelwert der Drehwinkeln der Wellen der Vorder- und/oder Hinterachsen ermittelt wird. Demnach ist das Verspannmoment umso grösser, je mehr der Eintriebe-Drehwinkel vom Mittelwert der Radmaschinen-Drehwinkel abweicht. Der Mittelwert wird im Wesentlichen als arithmetisches * %
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Mittel gebildet, wobei gegebenenfalls die Übersetzungsverhältnisse der Differenzialgetriebe als Proportionalitätsfaktoren zu berücksichtigen sind.
Die Differenzbildung zwischen dem Eintriebs-Drehwinkel und dem Mittelwert der Radmaschinen-Drehwinkel kann wahlweise auf zumindest zwei verschiedene Arten erfolgen.
In einem ersten Prüf-Szenario werden zwei bzw. vier Radmaschinen, je nach Antriebsart (Vorder- bzw. Hinterachs-Antrieb bzw. Allrad) , mit einem vorgegebenen Zeitverlauf für die Drehwinkel gefahren und der Eintriebs-Drehwinkel wird in Abhängigkeit von den Drehwinkeln an den Radmaschinen verstellt, um gezielt das gewünschte Verspannmoment einzustellen.
Alternativ dazu kann der Eintriebs-Drehwinkel nach einem vorgegebenen Zeitverlauf gesteuert werden und in Abhängigkeit hievon werden die Drehwinkel an den Radmaschinen eingestellt, wodurch es gleichermassen möglich ist, das gewünschte Verspannmoment zu erzielen.
Zur Steuerung des zeitlichen Verlaufs der Drehwinkel an den Radmaschinen bzw. am Eintrieb ist es günstig, wenn die Drehwinkel an den Radmaschinen bzw. am Eintrieb gemessen und durch Vorgabe von Sollwerten entsprechend dem zeitlichen Verlauf geregelt werden.
Um jedem Verspann-Drehwinkel eindeutig ein Verspannmoment zuordnen zu können, ist es von Vorteil, wenn die Beziehung zwischen der Drehwinkeldifferenz und dem Verspannmoment als Kennlinie gespeichert ist. Demnach wird zunächst aus den Drehwinkeln der Wellen des Antriebsstrangs der momentane Verspannwinkel bzw. die Drehwinkeldifferenz berechnet, welcher mit einer Kennlinie für das Verspannmoment verglichen wird, um aus diesem Vergleich das momentane Verspannmoment zu ermitteln.
Um die Steuerung des Verspannmoments gezielt an die Verhältnisse bei der Prüfung eines bestimmten Fahrzeugs bzw. Fahrzeugtyps anpassen zu können, ist es günstig, wenn die Kennlinie in einem Identifikations-Lauf ermittelt wird. Demnach wird zunächst die Beziehung zwischen dem Verspann-Drehwinkel und dem Verspannmoment im Identifikations-Lauf als Kennlinie aufgenommen, welche dann bei der Prüfung des Antriebsstrangs zur Erzielung des gewünschten Verspannmoments in Abhängigkeit des geregelten Verspann-Drehwinkels bzw. der Drehwinkeldifferenz herangezogen wird.
Im Hinblick auf eine Berücksichtigung des Einflusses der Differenzialgetriebe auf die Kennlinie für das Verspannmoment ist es günstig, wenn im Zuge des Identifikations-Laufs zumindest ein Getriebespiel ermittelt wird. Ein solches Getriebespiel macht sich dadurch bemerkbar, dass bei einer geringfügigen Verdrehung zwischen zwei Wellen des Antriebsstrangs nicht sofort ein Verspannmoment aufgebaut wird, was im Aufbau der vorhandenen Differenzial-Getriebe begründet ist, welche eine gewisse Toleranz gegenüber einer Verdrehung der an das jeweilige DifferenzialGetriebe angeschlossenen Wellen aufweisen. Aus der im Zuge des Identifikations-Laufs aufgenommenen Kennlinie geht demnach das Getriebespiel des jeweiligen Differenzialgetriebes hervor, d.h. jener Bereich des Verspann-Winkels, bei welchem das Verspannmoment annähernd null ist.
Bei Aufbau eines Verspannmoments zwischen der Eintriebs-Welle und den Wellen der Fahrzeug-Achsen ist es von Vorteil, wenn im Zuge des Identifikations-Laufs die Summe aller vorhandenen Getriebespiele ermittelt wird. Demnach kann aus dem symmetrisch um den Null-Verspann-Drehwinkel liegenden Bereich des VerspannDrehwinkels die Summe der im Antriebsstrang vorhandenen Getriebespiele abgeschätzt werden.
Die Vorrichtung der eingangs angeführten Art ist dadurch gekennzeichnet, dass zur Erzielung eines Soll-Verspannmoments im Antriebsstrang zumindest eine Regeleinrichtung vorgesehen ist, welche dazu eingerichtet ist, Drehwinkel der Welle bzw. Wellen an zwei gesonderten Stellen bzw. eine Drehwinkeldifferenz zwischen zwei gesonderten Stellen im Antriebsstrang zu regeln.
Je nachdem, ob ein vorder- bzw. hinterradangetriebenes oder ein Allrad-Fahrzeug getestet werden soll, können als Belastungmaschinen zwei bzw. vier Radmaschinen vorgesehen sein, die an Wel len einer Vorder- und/oder Hinterachse montierbar sind. Die Radmaschinen ersetzen demnach die Vorder- bzw. Hinterräder des Fahrzeugs und sind vorzugsweise dazu ausgelegt, zur Prüfung des Antriebsstrangs unabhängig voneinander Brems- bzw. Antriebsmomente auf die Wellen aufzubringen.
Zur Erzielung eines Verspannmoments zwischen einer den Hauptantriebsstrang bildenden Antriebs-Welle und den mit den Radmaschinen koppelbaren Wellen der Vorder- bzw. Hinterachse ist es günstig, wenn die Antriebsmaschine einen mit der Antriebs-Welle verbundenen Antrieb aufweist.
Vorzugsweise ist der Regeleinrichtung zur Erzielung des SollVerspannmoments eine bekannte Beziehung zwischen einem VerspannDrehwinkel bzw. der Drehwinkeldifferenz zugeordnet. Die Regeleinrichtung ist demnach dazu ausgelegt, einen VerspannDrehwinkel zu regeln, welcher einer Drehwinkeldifferenz zwischen den Wellen entspricht.
Vorzugsweise weist die Regeleinrichtung ein zentrales Regelelement auf, welches zur Erzielung des Soll-Verspannmoments mit Drehwinkel-Regeleinheiten der Radmaschinen bzw. des Antriebs verbunden ist. Demnach wird zur Erzielung eines gewünschten Soll-Verspannmoments in dem zentralen Regelelement über eine Benutzerschnittstelle oder ein Software-Programm ein Wert für das Soll-Verspannmoment eingestellt. Das Soll-Verspannmoment entspricht dabei gemäss einer bekannten Beziehung einem bestimmten Verspann-Drehwinkel bzw. einer Drehwinkeldifferenz. Der Verspann-Drehwinkel kann gezielt dadurch eingestellt bzw. verändert werden, dass den Radmaschinen- bzw. Antriebs-Regeleinheiten von dem zentralen Regelelement entsprechende Signale zur Steuerung bzw. Regelung der Drehwinkel übermittelt werden.
Die Drehwinkel an den Radmaschinen bzw. am Antrieb werden dann mit Hilfe der den jeweiligen Wellen der Radmaschinen bzw. des Antriebs zugeordneten Regeleinheiten mit hoher Genauigkeit geregelt.
Hiefür verfügen bzw. verfügt die Radmaschinen-Regeleinheiten bzw. die Antriebs-Regeleinheit jeweils über eine Messvorrichtung zum Messen der Drehwinkel und der Drehmomente sowie über eine Recheneinheit. Zur Regelung des Drehwinkels wird der momentane Drehwinkel mit der Drehwinkel-Messvorrichtung gemessen und an die Recheneinheit geleitet. Die Recheneinheit verfügt über ein Vergleichsglied, mit welchem der gemessene Drehwinkel mit einem Soll-Drehwinkel verglichen wird, welcher beispielsweise einem vorgegebenen zeitlichen Verlauf folgen kann. In Abhängigkeit von dem durchgeführten Vergleich wird ein Regelsignal an die jeweilige Radmaschine bzw. den Antrieb übermittelt, um den Drehwinkel zu regeln bzw. zu steuern.
Wesentlich ist dabei, dass der Drehwinkel gemessen wird und nicht durch Integration einer gemessenen Winkelgeschwindigkeit berechnet wird, um das Auflaufen von Messfehlem zu verhindern.
Als Drehwinkel-Messvorrichtungen sind vorzugsweise Drehwinkelsensoren vorgesehen, die eine magnetische oder optische Massverkörperung aufweisen. Die Massverkörperung kann auf einer konzentrisch an der der jeweiligen Radmaschine bzw. dem Antrieb zugeordneten Welle ausgerichteten Scheibe oder an einem auf die Welle aufgelegten Band aufgebracht sein. Die Massverkörperung kann durch diskrete Markierungen bzw. Striche oder sinusförmig verlaufende Helligkeits- oder Magnetisierungswerte gebildet sein. Es hat sich herausgestellt, dass mit Strich-Zahlen bzw. Perioden für den sinusförmigen Verlauf von 128 bis 4000 für den vollen Umfang (360[deg.]) eine hinreichende Genauigkeit für die DrehwinkelRegelung erzielbar ist.
Alternativ dazu können als DrehwinkelMessvorrichtungen auch Resolver vorgesehen sein, worunter allgemein ein elektromagnetischer Messumformer zur Wandlung der Winkellage des Rotors der Radmaschine bzw. des Antriebs in eine elektrische Grösse bezeichnet wird.
Bei einer bevorzugten Ausführung des PrüfStands weist das zentrale Regelelement einen Speicher auf, in welchem zumindest eine Kennlinie des Verspannmoments in Abhängigkeit vom VerspannDrehwinkel bzw. von der Drehwinkeldifferenz gespeichert ist. Die Kennlinien werden im Zuge der Test-Durchläufe zum Aufbau der gewünschten Soll-Verspannmomente herangezogen. Dabei ist es insbesondere günstig, wenn der Speicher zumindest eine in einem Identifikations-Lauf ermittelte Kennlinie enthält, mit welcher die Verhältnisse beim geprüften Antriebsstrang möglichst exakt abgebildet werden können.
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Im Hinblick auf eine zweckmässige Übertragung von Drehmomenten auf den Hauptantriebssträng bzw. die Antriebs-Welle ist es günstig, wenn als Antrieb ein Elektro-Antrieb, ein Hybrid-Antrieb oder eine Verbrennungskraftmaschine vorgesehen ist.
Die Erfindung wird nachstehend anhand von in den Zeichnungen dargestellten bevorzugten Ausführungsbeispielen noch näher erläutert, auf die sie jedoch keinesfalls beschränkt sein soll. Im Einzelnen zeigen in den Zeichnungen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines PrüfStands zum Prüfen eines Fahrzeug-Antriebsstrangs, bei welchem an Wellen der Vorder- bzw. der Hinterachse Radmaschinen angekoppelt sind und eine Drehwinkel-Steuer- bzw. Regeleinrichtung zur Erzielung eines Soll-Verspannmoments im Antriebsstrang vorgesehen ist;
Fig. 2 eine schematische Darstellung einer Kennlinie für das Verspannmoment in Abhängigkeit eines Verspann-Drehwinkels;
Fig. 3 eine schematische Darstellung einer Kennlinie des Verspannmoments für den Fall, dass ein HinterachsDifferenzialgetriebe gesperrt ist;
Fig. 4a ein schematisches Blockschaltbild zur Veranschaulichung der Regelung eines Soll-Verspannmoments, wobei ein EintriebsDrehwinkel gegenüber dem Mittelwert über Referenz-Drehwinkel an den Radmaschinen verstellt wird, für den Fall, dass eine Antrieb-Drehwinkel-Regeleinheit zwischen dem Antrieb und einem Schaltgetriebe angeordnet ist;
Fig. 4b ein schematisches Blockschaltbild gemäss Fig. 4a für den Fall, dass die Antrieb-Drehwinkel-Regeleinheit dem Schaltgetriebe nachgereiht ist, wobei ein Getriebespiel des Schaltgetriebes angenommen wird;
Fig. 5 ein schematisches Blockschaltbild zur Veranschaulichung von zur Laufzeit mit Hilfe von Fahrzeug-Modellen aus den Radmaschinen-Drehmomenten berechneten Werten für die Drehwinkel;
Fig. 6 ein schematisches Blockschaltbild, aus welchem das Grund prinzip der Drehmoment-Regelung über eine Regelung eines Verspann-Drehwinkels ersichtlich ist;
Fig. 7 ein schematisches Blockschaltbild für eine DrehmomentRegelung bei einer Getriebeprüfung, wobei ein Sollwert für einen Abtriebs-Drehwinkel zur Berechnung eines Soll-EintriebsDrehwinkels verwendet wird;
Fig. 8 ein schematisches Blockschaltbild im Wesentlichen wie in Fig. 7 dargestellt, wobei hier ein Ist-Wert für einen AbtriebsDrehwinkel zur Berechnung des Soll-Eintriebs-Drehwinkels verwendet wird; und
Fig. 9 ein schematisches Blockschaltbild im Wesentlichen wie in Fig. 7 und Fig. 8 dargestellt, wobei ein Mehrgrössen-Regler vorgesehen ist.
Fig. 1 zeigt schematisch einen Prüfstand 1 zum Testen eines Allrad-Antriebsstrangs 2 eines Fahrzeugs. Hiefür sind an Wellen 3', 3'<1>, 4', 4'<1> der Vorder- bzw. Hinterachse 3, 4 des Fahrzeugs Radmaschinen 5 angekoppelt, welche die Vorder- bzw. Hinterräder des Fahrzeugs ersetzen. Eine den Hauptantriebsstrang bildende Antriebs-Welle 6 ist mit einem Antrieb 7 verbunden, welcher durch eine Verbrennungskraftmaschine oder einen Elektro- bzw. Hybrid-Antrieb gebildet sein kann. Durch Betätigen eines Fahrhebelstellers des Antriebs 7 kann über eine Kupplung 8 ein Drehmoment auf die Antriebs-Welle 6 aufgebracht werden. Das Drehmoment wird von einem Schaltgetriebe 9 - wahlweise auch einem Automatik-Getriebe - übersetzt und über ein VerteilerDifferenzialgetriebe 10 auf die Vorder- bzw. die Hinterachse 3, 4 aufgeteilt.
Ein Vorderachs- bzw. ein HinterachsDifferenzialgetriebe 11,12 teilen das Drehmoment auf die Wellen 3', 3'', 4', 4'' der Vorder- bzw. Hinterachse 3, 4 auf. Zum Testen des Antriebsstrangs 2 kann jede der Radmaschinen 5 unabhängig voneinander bremsen bzw. antreiben, um so Fahrwiderstände, Beschleunigungs- bzw. Verzögerungsmomente oder dergl. testen zu können.
Bisher wurde bei Prüfständen eine Drehzahl-Regelung für die Radmaschinen eingesetzt, welche zur Vermeidung von unzulässigen Verspannmomenten im Antriebsstrang mit einer Drehmoment-Regelung über eine direkte Regelung des gemessenen Drehmoments kombiniert wurden. Erfindungsgemäss werden zur Erzielung eines SollVerspannmoments im Antriebssträng 2 an jeweils einer Stelle 2' Drehwinkel [phi]w[iota]-w4 der mit den Radmaschinen 5 gekoppelten Achsen 3 , 4 ebenso wie an zumindest einer weiteren Stelle 2 ' im Antriebsstrang 2 Eintriebs-Drehwinkel [phi]o, [phi][iota], [phi]2 der mit dem Antrieb 7 verbundenen Antriebs-Welle 6 bzw. eine Drehwinkeldifferenz zwischen den Stellen 2' bzw. den Wellen 3', 3'', 4', 4'' der Achsen 3, 4 bzw. der Antriebs-Welle 6 geregelt.
Zu diesem Zweck wird eine Regeleinrichtung 13 zur Verfügung gestellt, welche dazu eingerichtet ist, den Verspannungszustand im Antriebsstrang 2, d.h. ein Verspann- bzw. Torsionsmoment, über eine Regelung der Radmaschinen- bzw. Eintriebs-Drehwinkel [phi]w[iota]-w4. [phi][theta][iota] [phi][iota]. [Phi]2 einzustellen.
Die Steuer- bzw. Regeleinrichtung 13 weist Regeleinheiten 14 auf, welche jeweils mit einer Radmaschine 5 verbunden sind. Um zudem die durch den Antrieb 7 bewirkten Verspannmomente gezielt vorgeben zu können, ist dem Antrieb 7 bzw. dem Hauptantriebssstrang 6 ebenfalls eine Regeleinheit 14 zugeordnet.
Jede Regeleinheit 14 ist dazu ausgelegt, unabhängig von den anderen Regeleinheiten 14 den jeweiligen Drehwinkel [phi]w[iota]-W4[iota] [phi]o. [phi]i. [phi]2 zu regeln bzw. zu steuern. Hiefür verfügt die Regeleinheit 14 über eine Messvorrichtung 15 und eine Recheneinheit 16. Die Messvorrichtung 15 misst den momentanen Drehwinkel [phi]w[iota]-W4[iota] [Phi]o. [phi]i. [phi]2 einer Welle 3', 3'', 4', 4'', 6 und übermittelt ein entsprechendes Mess-Signal an die jeweilige Recheneinheit 15, wo der momentane Wert für den Drehwinkel [phi]w[iota]-W4[iota] [phi]o. [Phi]i. [phi]2 laufend mit einem Soll-Drehwinkel [phi]w[iota]-w4,soi[iota]. [phi]o.soii. [phi]i.soii. [phi]2,soi[iota] verglichen wird.
In Abhängigkeit von diesem Vergleich wird ein Regelsignal an die mit der jeweiligen Welle 3', 3'', 4', 4 ' ' , 6 verbundene Radmaschine 5 bzw. den Antrieb 7 geleitet und zur Regelung des Drehwinkels [phi]wiW4> [phi]o. [Phi]i. 2 herangezogen. Die Messvorrichtung 15 misst zudem das jeweilige Drehmoment TW[iota]-w4# welches für eine zusätzliche Momentenregelung herangezogen wird, wie im Zusammenhang mit Fig. 6 noch weiter erläutert wird. Zur Messung des Drehwinkels verfügen die Messvorrichtungen 15 über Drehwinkelsensoren, welche eine Messung des Drehwinkels [phi]wiW4. [phi]o. [phi]i. [phi]2 mit sehr hoher Auflösung im Bereich von 1/10[deg.] ermöglichen.
Die Soll-Drehwinkel [phi]w[iota]-W4,soi[iota]. [phi]o.soii. [phi][iota],soi[iota], [phi]2,soi[iota] an den DrehwinkelRegeleinheiten 14 können von einem mit den DrehwinkelRegeleinheiten 14 verbundenen zentralen Regelelement 17 der Regel- bzw. Steuereinrichtung 13 derart vorgegeben werden, dass ein gewünschtes Soll-Verspannmoment im Antriebsstrang 2 erzielt wird.
Im Speziellen wird zur Erzielung des Verspannmoments ein Verspann-Drehwinkel [phi] geregelt, welcher einer einfachen Beziehung zwischen den Drehwinkeln [phi]w[iota]-w4 an den Radmaschinen 5 bzw. den Drehwinkeln [phi]o, [phi][iota], [phi]2 am Antrieb 7 - im Wesentlichen als Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] - folgt, wie im Zusammenhang mit den Fig. 3 und 4 näher erläutert wird.
Wie aus Fig. 2 schematisch ersichtlich, besteht zwischen dem einer Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] entsprechenden Verspann-Drehwinkel [phi] und dem in Fig. 2 mit T bezeichneten Verspannmoment ein Zusammenhang, welcher als Kennlinie 18 im zentralen Regelelement 17 in einem Speicher 19 gespeichert ist. Bei der in Fig. 2 dargestellten Kennlinie 18 ist das Verspannmoment im Wesentlichen als lineare Funktion des Verspann-Drehwinkels [phi] gegeben. In einem Bereich um den Nullpunkt des Verspann-Drehwinkels [phi] eicht die Kennlinie vom erwarteten Verlauf ab, indem das für die Verspannung zwischen zwei Wellen 3', 3'' ,4' , 4 ' ' , 6 des Antriebsstrangs 2 charakteristische Verspannmoment konstant Null ist. Dieses Verhalten bildet ein Getriebespiel bzw. Lose [Delta][phi]o eines der Differenzialgetriebe 10, 11, 12 ab.
Anhand der Fig. 3 und 4 sollen zwei Fälle für die Erzielung eines Soll-Verspannmoments im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs veranschaulicht werden.
Beim ersten Fall wird angenommen, dass das Hinterachs-
Differenzialgetriebe 12 gesperrt ist. Sobald die Radmaschinen 5 mit voneinander abweichenden Drehwinkeln [phi] 3. w4 gedreht werden, wird in der Hinterachse 4 ein Verspannmoment [Delta]T aufgebaut . Dieses steigt in etwa linear mit dem Verspann-Drehwinkel [phi], welcher in diesem einfachen Fall als Drehwinkeldifferenz der Radmaschinen-Drehwinkel [phi]w3- [phi]w4gegeben ist. Zum Einstellen des gewünschten Verspannungszustands in der Hinterachse 4 wird am zentralen Regelelement 17 ein Soll-Verspannmoment [Delta]TR>SOII vorgegeben. Das zentrale Regelelement 17 vergleicht dann dieses SollVerspannmoment mit dem Ist-Verspannmoment, welches gemäss der zugrundeliegenden Kennlinie 18 einem Verspann-Drehwinkel [phi] entspricht.
In Abhängigkeit vom Ergebnis dieses Vergleichs werden Soll-Werte für die Radmaschinen-Drehwinkel [phi]w3,w4,soi[iota] an die Radmaschinen-Regeleinheiten 14 übermittelt, welche die Drehwinkel [phi]w3,w4 zur Angleichung an die Drehwinkel-Sollwerte [phi]w3,W4,soi[iota] regeln. Da die Beziehung zwischen dem Verspannmoment [Delta]TR und dem Verspann-Drehwinkel [phi] vom geprüften Antriebsstrang abhängt, wird die Kennlinie 18 für das Verspannmoment [Delta]TR vorab in einem Identifikations-Lauf ermittelt.
Aus der in Fig. 3 veranschaulichten Kennlinie 18 für das Verspannmoment [Delta]TR ist überdies ein Getriebespiel [Delta](RD des Hinterachs-Differenzialgetriebes 12 ersichtlich. Wenn die Drehwinkel [phi]w3,W4 an den Radmaschinen 5 vom unverspannten Zustand relativ zueinander verändert werden, wird solange kein Verspannmoment [Delta]TR aufgebaut, bis sich die Zahnflanken im HinterachsDifferenzialgetriebe 12 zu berühren beginnen. Sobald ein Verspannmoment [Delta]TR vorliegt, bedeutet das gleichzeitig, dass sich die Zahnflanken des Differenzialgetriebes 12 berühren. Das Verspannmoment [Delta]TR folgt bei weiter erhöhtem Verspannwinkel [phi] im Wesentlichen der linearen Beziehung.
Werden die Drehwinkel [phi]w3,W4 an den Radmaschinen gegenläufig verändert, so wird zunächst das Verspannmoment [Delta]TR abgebaut und verschwindet schliesslich vollständig, wenn sich die Zahnräder nicht mehr berühren. Bei einer weiteren Veränderung der relativen Beziehung zwischen den Radmaschinen-Drehwinkeln [phi]w3,w4 wird wieder ein Verspannmoment [Delta]TR aufgebaut, welches dann allerdings ein umgekehrtes Vorzeichen aufweist.
Sofern mehrere Getriebe 9, 10, 11, 12 im verspannten Antriebsstrang 2 vorliegen, bildet der Bereich des Verspannwinkels [phi] mit verschwindendem Verspannmoment [Delta]T die Summe der vorhandenen Ge triebespiele [Delta][phi]ab.
Bei einem zweiten Fall, welcher anhand der schematischen Darstellungen von Fig. 1 bzw. Fig. 4a und 4b erläutert wird, wird ein Soll-Verspannungszustand zwischen dem Eintriebs-Drehwinkel [phi]o. [Phi][iota]. [phi]2 und den Radmaschinen-DrehwinkeIn [phi]w[iota]-W4 eingestellt. Für die Differenzialgetriebe 10, 11, 12 wird dabei der nicht gesperrte Zustand angenommen. Zudem wird hier lediglich ein nicht verschwindendes Getriebespiel [Delta][phi]jR für das Schaltgetriebe 9 angenommen, wobei Getriebespiele [Delta][phi]cD, [Delta]CPFD. [Delta][Phi]RD der Differenzialgetriebe 10, 11, 12 nicht berücksichtigt werden.
Analog wie beim zuvor beschriebenen Fall wird mit Bezug auf Fig. 4a am zentralen Regelelement 17 ein Soll-Verspannmoment T2,soi[iota] vorgegeben, welches im Antriebsstrang 2 eingestellt werden soll. Die im Speicher 19 des zentralen Regelelements 17 abgelegte Kennlinie 18 gibt den Zusammenhang zwischen dem SollVerspannungsmoment T2,Soi[iota] und dem Verspann-Drehwinkel an, welcher in diesem Fall als Differenz zwischen dem Soll-EintriebsDrehwinkel [phi]2,soi[iota] und einem gemittelten Referenz-Drehwinkel [phi]2,ref gebildet wird. Der gemittelte Referenz-Drehwinkel [phi]2,r[beta]f wird als Hilfsgrösse im Wesentlichen durch das arithmetische Mittel über Referenz-Drehwinkel [phi]F3,F4,R3,R4,ref an den einzelnen Radmaschinen 5 im unverspannten Zustand gebildet.
Mit anderen Worten bedeutet das, dass im Antriebsstrang 3 gerade dann kein Verspannmoment aufgebaut wird, wenn der gemittelte Referenz-Drehwinkel [phi]2,ref dem SollEintriebs-Drehwinkel [phi][sum].soii entspricht, wie auch aus den in Fig. 4a bzw. Fig. 4b dargestellten Kennlinien 18 ersichtlich.
Die Beobachtung, dass der Referenz-Drehwinkel [phi]2,ref für den SollEintriebs-Drehwinkel <P2,soi[iota] im Wesentlichen dem arithmetischen Mittelwert der Referenz-Drehwinkel [phi]F3,F4,R3,R4,ref der einzelnen Radmaschinen 5 entspricht, soll nachstehend im Zusammenhang mit Fig. 1 erörtert werden, wo die an den jeweiligen Wellen 3', 3' ', 4', 4'', 6 auftretenden Drehwinkel [phi]w[iota]-W4. [Phi]o. [psi][iota] [psi]2 eingezeichnet sind.
Demnach werden an den Radmaschinen-Regeleinheiten 14 IstDrehwinkel [phi]w[iota]-W4 geregelt, welche als Referenz-Drehwinkel [phi]F3,F4,R3,R4,ref angenommen werden, >
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[Psi]nref = [Psi] > [phi]F4.ref = [Psi]wi PR3,ref = [Psi]wi > <pR4,ref = <Pw4 ( 1 ) <"> ( 4 ) .
An einer Welle 20 zwischen dem Vorderachs-Differenzialgetriebe 11 und dem Verteiler-Differenzialgetriebe 10 ergeben sich die Referenz-Drehwinkel [phi]Fi,F2,ref im Wesentlichen als Mittelwert der Referenz-Drehwinkel [phi]F3,F4,ref. [phi]R3,R4,r[beta]f wobei das Übersetzungsverhältnis des Vorderachs-Differenzialgetriebes 11 als Proportionalitätsfaktor ipo auftritt:
[omega] [Psi]Fl. rf = [omega] [Psi]F2, ref = ¯ i <l> FD <[psi]F3 ref +> ry <<PF>* <r>* ( V5 -> </>) <>
Analog dazu gilt für die Hinterachs -Referenz -Drehwinkel <pRi,R2,ref die Beziehung
_ . <PR3,ref + <PR4.ref ( 6 ) , [psi]Rl.ref ¯ [Psi]R2,ref ¯ <l>RD ¯
wobei mit i[pi]o das Übersetzungsverhältnis des HinterachsDifferenzialgetriebes 12 bezeichnet ist.
Für die Referenz-Eintriebs-Drehwinkel [phi]2,ref, 3r[beta]f, [psi]iref ergibt sich daher mit dem Übersetzungsverhältnis iCD des Verteilergetriebes 10 bzw. dem Übersetzungsverhältnis iTR des Schaltgetriebes 9:
,[Lambda] , r Fl,ref [tau] Rl,ref . " " i -> \ / n \
<[Phi]>2,ref = [Psi] reS = <l>CD ¯Ti ¯ <b Z [Phi]>\,ref = n [Psi]l^f ( 7 ) , ( 8 ) .
Durch Einsetzen der Gleichungen (5) bzw. (6) in (7) bzw. (8) erhält man die zuvor schon postulierte Beziehung des ReferenzEintriebs-Drehwinkels [phi]2,ref als Mittelwert über die RadmaschinenDrehwinkel [phi]w[iota]-w4/ gewichtet mit den Übersetzungsverhältnissen der Getriebe 9-12.
Zur Erzielung des Soll-Verspannmoments T2,Soi[iota] können nun zwei Möglichkeiten unterschieden werden.
Bei der ersten Möglichkeit wird den Radmaschinen-Regeleinheiten 14 vom zentralen Regelelement 17 der Steuer- bzw. Regeleinrichtung 13 ein Zeitverlauf für die Radmaschinen-Soll-Drehwinkel [phi]wi W4,soi[iota] vorgegeben, wobei der Eintriebs-Drehwinkel [phi]2 gegenüber dem in Abhängigkeit von den Radmaschinen-Drehwinkeln [phi]w[iota]-W4 gemäss Gleichung (7) bzw. (8) ermittelten Referenz-Eintriebs-Drehwinkel [Phi]zref verstellt wird, um so gezielt das gewünschte Verspannmoment T2,soi[iota] einzustellen.
Alternativ dazu - wie dies in Fig. 4a dargestellt ist - kann der Zeitverlauf des Soll-Eintriebs-Drehwinkels [phi]2,sot[iota] vorgegeben werden, wobei das zentrale Regelelement 17 den gewünschten zeitlichen Verlauf für den Soll-Eintriebs-Drehwinkel q .soii an die Eintriebs-Regeleinheit 14 übermittelt und die Drehwinkel <Pw[iota]-W4 an den Radmaschinen 5 gegenüber dem Soll-Eintriebs-Drehwinkel [phi]2,soi[iota] verstellt werden.
Der einzige Unterschied zwischen den Drehwinkelregelungen gemäss Fig. 4a und Fig. 4b besteht darin, dass gemäss Fig. 4b der Eintriebs-Drehwinkel <P[iota], welcher dem Drehwinkel der Antriebs-Welle 6 nach dem Schaltgetriebe 9 entspricht, relativ zum gemittelten Referenz-Drehwinkel [phi][iota],refverstellt wird, so dass aus der Kennlinie 18 das als nicht verschwindend angenommene Getriebespiel [Delta][phi]jR ersichtlich ist.
Die Sollwerte für die Radmaschinen-Drehwinkel [phi]w[iota]-w4,soi[iota] können entweder durch im Vornhinein festgelegte, zeitlich veränderliche Werte für Winkel, Winkelgeschwindigkeit oder Drehzahl vorgegeben werden oder zur Laufzeit ("online") über ein mathematisches Modell aus den Drehmomenten TW[iota]_w4 berechnet werden, wie in Fig. 5 schematisch veranschaulicht ist. Dabei werden die Drehmomente Tw[iota]-w4 als Eingangsgrössen für ein Fahrzeug-, Rad- und Reifenmodell herangezogen, um entsprechende Werte für die RadmaschinenDrehwinkel-Sollwerte <Pw[iota]-W4,soi[iota] zu berechnen.
Das grundlegende Prinzip der erfindungsgemässen Regelungstechnik zur Erzielung eines Soll-Verspannmoments in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs bzw. allgemein einem Prüfling ist auch aus dem in Fig. 6 dargestellten Blockschaltbild ersichtlich. Zur Erzielung eines Soll-Verspannmoments Tso[iota][iota] ist ein in Fig. 6 mit einer punktierten Box gekennzeichneter Regelkreis für einen VerspannDrehwinkel bzw. eine Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] vorgesehen, wobei mit Hilfe eines Reglers Ri eine Ist-Drehwinkeldifferenz [Delta][phi]ist auf eine Soll-Drehwinkeldifferenz [Delta][phi]SO[iota][iota] geregelt wird, wofür der vom Regler Ri ermittelte Stellwert u auf die Regelstrecke wirkt.
Eine Vorsteuerung für eine Soll-Drehwinkeldifferenz [Delta][phi]SO[iota][iota], welche dem Regelkreis für die Verspann-Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] vorgeschaltet ist, macht sich eine Kennlinie 18 für das Verspannmoment T in Abhängigkeit von der Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] zunütze. Die Kennlinie 18 kann sich im Betrieb ändern, wobei sich insbesondere Hystereseeffekte bemerkbar machen, welche zur Folge haben, dass ein und diesselbe Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] unterschiedliche Verspannmomente T bewirken kann, abhängig von der Richtung, mit welcher die Drehwinkeldifferenz [Delta][phi] erreicht wurde. Daher kann es sinnvoll sein, wie in Fig. 6 dargestellt, zudem das IstVerspannmoment TiSt zu regeln; der Grossteil von [Delta][phi]son stammt jedoch von der Vorsteuerung für [Delta][phi]soii.
Fig. 7 zeigt ein Blockschaltbild, aus welchem die Erzielung eines Soll-Eintriebs-Verspannmoments TE,son eines Antriebs 7 im Zuge einer Getriebeprüfung eines Prüflings P, d.h. eines Kraftfahrzeuges mit angeflanschter Radmaschine 5, ersichtlich ist. Dabei ist analog zum Schaltbild gemäss Fig. 6 eine Vorsteuerung für einen Soll-Verspann-Drehwinkel bzw. eine SollDrehwinkeldifferenz [Delta][phi]S0n vorgesehen. Zur Berechnung eines SollEintriebs-Drehwinkels [phi][epsilon].soii des Antriebs 7 wird ein Soll-AbtriebsDrehwinkel <PA,SOII der Radmaschine 5 herangezogen, welcher aus einem Sollwert für die Drehzahl nA,son der Radmaschine 5 ermittelt wird.
Die Umrechnung der Drehzahl nA/SO[iota][iota] in die Winkelgeschwindigkeit d[phi]A,soi[iota]/dt erfolgt über den Proportionalitätsfaktor [tau][tau]/30, so dass nach Integration der Winkelgeschwindigkeit d[phi]A,soi[iota]/dt der Soll-Abtriebs-Drehwinkel <PA,SOII erhalten wird. An der Stelle 2' im Antriebsstrang 2 wird der Eintriebs-Drehwinkel [phi][epsilon] geregelt und an einer weiteren Stelle 2' der Abtriebs-Drehwinkel (pA, wobei die Drehwinkel jeweils in einem gesonderten Regelkreis geregelt werden und Regler RE[iota] bzw. RA[iota] Stellgrössen uE bzw. uA für dem Antrieb 7 bzw. der Radmaschine 5 zugeordnete Stromrichter SRA bzw. SRE liefern. Die Vorgabe einer abtriebsseitigen Soll-Drehzahl nA,son und eines antriebsseitigen Soll-Drehmoments TE,Soi[iota] entspricht einer üblichen Vorgangsweise in der PrüfStandspraxis, die hier beispielhaft dargestellt wird.
In den Fig. 8 und 9 sind gegenüber Fig. 7 modifizierte Block Schaltbilder gezeigt, welche jeweils einer Ausführungsvariante der erfindungsgemässen Drehwinkelregelung entsprechen.
Gemäss Fig. 8 wird anstelle des Soll-Abtriebs-Drehwinkels [phi]A,soi[iota] der Ist-Abtriebs-Drehwinkel [phi]Ast zur Berechnung vom Soll-EintriebsDrehwinkel [Phi]E,SOII herangezogen. Prinzipbedingt gibt es zwischen A,soi[iota] und [phi]A,[iota]st eine Differenz, die vom Regler RA und vom Prüfling P abhängt. In Abhängigkeit vom Prüfling P kann demnach einmal die Variante nach Fig. 7 und ein anderes Mal die Variante nach Fig. 8 vorteilhafter sein.
Aus Fig. 9 ist ein Mehrgrössen-Regler R ersichtlich, welcher die in den Fig. 7 und 8 dargestellten Regler RE[iota] bzw. RA[iota] für die getrennten Regelkreise des Eintriebs-Drehwinkels (PE bzw. des Abtriebs-Drehwinkels q>A ersetzt. Bei den in Fig. 7 und Fig. 8 dargestellten Ausführungsbeispielen wird die Stellgrösse uE des Antriebs 7 vom Regler RE[iota] vorgegeben, der hierfür nur die Differenz zwischen [phi]E,Soi[iota] und [phi]s.ist verwendet. Gleiches gilt für die Eingangsgrösse uA der Radmaschine 5, die vom Regler RAi nur aufgrund der Differenz zwischen [phi]A,Soi[iota] und [phi]A,ist berechnet wird. Tatsächlich handelt es sich aber beim Prüfling P samt Antrieb 7 und Radmaschine 5 um ein Mehrgrössensystem, bei dem beide Eingangsgrössen uE und uA jeweils auf alle Ausgangsgrössen [phi]E,ist/ TE,ist und [phi]A,ist wirken.
Aus regelungstechnischer Sicht ist es daher sinnvoll, für die Berechnung der Eingangsgrössen uE und uA nicht jeweils nur die Differenzen [phi]E»Soi[iota]- [phi]E,is und [phi]A,Soi[iota]- [phi]A,ist sondern alle zur Verfügung stehenden Informationen zu verwenden; eine Mehrgrössenregelung bzw. "multivariable control" ist im Stand der Technik grundsätzlich bekannt.
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<EMI ID = 1.1>
The present invention relates to a method for testing a drive train of a vehicle with at least one shaft and a test stand for testing a drive train of a vehicle with at least one shaft to which a Belastungsbzw. Drive machine can be coupled.
A test stand for testing the drive train of a vehicle is known from EP 0 338 373 A2, in which an engine is connected via a transmission to a main drive train which drives a rear-axle transmission or a front-axle transmission. The gears are connected via corresponding shafts with loading machines, which can brake and drive independently of each other to simulate driving resistances or acceleration or deceleration torques. The load machines associated with power converters apply torques which are regulated by means of control devices controlled by a simulation computer.
In particular, actual rotational speed values are measured at the loading machines and transmitted to the simulation computer, which calculates therefrom torque setpoints which are set up as the actual value with the aid of the control devices in the loading machines.
In the powertrain provided differential gear, also called differential or shortly differentials, ensure in motor vehicles that the peripheral speeds of the wheels can set freely. To test the drive train, loading machines or wheel machines are coupled to the front and / or rear axle of the vehicle instead of the wheels.
In known test stands in the manner of EP 0 338 373 A2, the wheel machines or the drive of the vehicle are usually associated with a speed control which aims at ensuring that the rotational angular velocities are adjusted as accurately as possible to predetermined desired values. The regulation of the speeds or the rotational angular velocities is basically only possible with limited accuracy. As soon as different speeds are present at different points of the drive train, which are not compensated by a differential gear, it comes to a tension of the drive train, i. It is built a bracing torque or a torsional moment.
<EMI ID = 1.1>
For example, a bracing torque occurs when the wheel units flanged to a front or rear axle each apply different rotational speeds to the left or right shaft of the tested axle when the differential (front axle or rear axle) differential gear is blocked. A deviation in the wheel speeds of the wheel can be made on the one hand specifically in the context of the simulation; However, due to the finite measurement accuracy for the speeds at the wheel machines, a certain tolerance is inevitable. Even an infinitesimal small deviation in the rotational speeds, however, leads to the fact that the relative position of the rotors of the individual wheel machines diverges ever further, which is mathematically justified in that the rotation angles represent temporal integrals on the rotational angular velocities.
In order to prevent the Verspannmoment reaches inadmissible values at which damage to the drive train is to be feared, the torques are set at the wheel machines by means of a torque control associated with the respective wheel machines in the known test benches from the prior art. The torque control is based on a measurement of the torque, for example on a torque flange, wherein the measured torque is used as a manipulated variable for the rotating field of the electric machine in such a way that the Drehmomentmessflansch the desired torque occurs.
However, the torque control can - as well as the speed control - not done with any accuracy. Unless the torque control is sufficiently precise, there may be undue stress, in spite of the torque control, i. It is built between different points of the drive train, a torsional moment, which can not be absorbed by the drive train itself or the differential gear. Since test stands are usually designed to test a wide range of vehicles, the wheel machines are designed to apply a much greater torque than the maximum allowable torques of relatively small drivetrains. The direct torque control is further negatively influenced by the transmission plays existing in the drive train.
Another disadvantage with such a direct torque control is that the individual torque control devices are strongly coupled to the wheel machines, since the change of torque on a wheel machine via the drive train immediately affects the torques on the other wheel machines.
In EP 0 338 373 A2, with regard to the problem on which the present invention is based, that errors in the rotational speed measurement can cause great stressing moments, it is proposed to simulate the kinematic slip which prevents an inadmissible axle stress in the real vehicle. However, such a simulation is comparatively expensive.
In the prior art, it is also known in principle in connection with electric drives to perform a torque control based on the measured rotation angle. Such a regulator device is described, for example, in DE 10 2007 033 467 A1, wherein an encoder receives the angle of rotation of the motor and transmits it via a signal line to the control device, which controls the current in connection lines of the motor.
It is an object of the present invention to provide a method of the initially mentioned kind or a test stand for carrying out the method, with which each of the occurring during testing of a drive train Verspannmomente can be set in a reliable and simple manner.
In terms of the method, this is achieved by controlling the rotation angle of the shaft or shafts at at least two separate locations in the drive train to achieve a desired Verspannmoments in the drive train or a rotational angle difference between at least two locations in the drive train is controlled.
Thus, the teaching of the invention is based on the principle that at any time during the testing process, the orientation of the shaft or waves, i. the angles of rotation to regulate at two locally separated places. In this way, a target can be targeted
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Can be built-up tension in the drive train by the relative position at the two points of the rotating shaft (s) is adjusted to each other. In the simplest case, a constant tensioning moment in the drive train can be set by setting the same rotation angles at the at least two points of the drive train. When the shaft (s) are synchronously at an angle to each other at the controlled locations, the state of stress in the drive train remains constant. On the other hand, it is possible to set up a bracing torque in the drive train in a targeted manner by reversing rotational angles at at least two points of the drive train so that a rotational angle difference is established which corresponds to a specific bracing torque as bracing rotational angle.
The inventive control of Verspannmomente in the drive train on the rotation angle has the advantage that errors in the rotation angle control does not accumulate or "integrated" as in a speed control over time. In this way, an unacceptable tension of the drive train can be reliably avoided, in particular due to errors in the speed control. The relative position of the wheel rotors can be checked with each revolution of the respective rotor and corrected if necessary, so that errors in the rotation angle control for the Verspannmomente occurring in the drive train are largely negligible.
For expedient testing of the drive train, in particular with regard to existing differential gear, it is advantageous if the rotation angle of the shaft or waves is controlled at least one front or rear axle of the drive train. Thus, a certain strain state in a side shaft or side shafts of the vehicle axles, which can be coupled in test mode instead of the vehicle wheels with loading machines such as wheel machines, can be adjusted by controlling a rotational angle difference or a bracing rotational angle becomes.
To check the entire drive train of a vehicle, it is advantageous if a drive-in rotational angle of a drive shaft is controlled. On the one hand, by rotating the shafts of the front or rear axle with differing angles of rotation, as already explained above, a bracing or torsional moment between the shafts of the front and rear wheels is possible Rear axle of the vehicle adjustable. In addition, each vehicle has a motor or a drive with which a torque can be introduced into the drive shaft of the drive train. The bracing torque is determined in this case from the relationship between the Eintriebsrehdrehwinkel to the rotation angles on the coupled with the wheels of the waves of the front and rear axles.
With regard to an uncomplicated control of the state of tension in the drive train, it is favorable if a known relationship between the rotational angle difference and the bracing torque is used to achieve the desired bracing torque. With the help of the relation between the Verspann-rotation angle or the rotation angle difference and the Verspannmoment the rotation angle can be controlled on the shafts of the drive train such that the desired bracing torque is built up.
A Verspannmoment between at least two points in the drive train is advantageously determined by the fact that the rotation angle difference is determined substantially as the difference between the rotation angles at least two points of the shaft or waves. Accordingly, the bracing or torsion rotation angle can be formed in a shaft or between the shafts in a simple manner by forming a difference between the respective angles of rotation at at least two points in the drive train.
To obtain a Verspannmoments between the drive train forming the main drive train and the waves of the front and / or rear axle, it is advantageous if the difference in rotational angle substantially as the difference between the Eintriebsrehwinkel the drive shaft and the average of the angles of rotation of the waves of the front and / or rear axles is determined. Accordingly, the more the input rotation angle deviates from the mean value of the wheel rotation angle, the greater the distortion torque. The mean is essentially expressed as arithmetic *%
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Formed means, where appropriate, the ratios of the differential gear to be considered as proportionality factors.
The difference between the Eintriebs rotation angle and the average value of the wheel rotation angle can optionally be done in at least two different ways.
In a first test scenario, two or four wheel machines, depending on the type of drive (front or rear axle drive or four-wheel), driven with a predetermined time course for the rotation angle and the input rotation angle is in dependence on the rotation angles of the Adjusted wheel machines to set the desired tensioning moment.
Alternatively, the input rotation angle may be controlled according to a predetermined timing, and depending thereon, the rotation angles are set on the wheel machines, whereby it is equally possible to achieve the desired tensioning torque.
In order to control the time profile of the rotational angle on the wheel machines or on the input drive, it is favorable if the rotational angles are measured on the wheel machines or on the drive and are regulated by specifying desired values in accordance with the time profile.
In order to be able to unambiguously assign a bracing torque to each bracing rotational angle, it is advantageous if the relationship between the rotational angle difference and the bracing torque is stored as a characteristic curve. Accordingly, the instantaneous bracing angle or the rotational angle difference is first calculated from the rotational angles of the shafts of the drive train, which is compared with a characteristic curve for the bracing torque in order to determine the instantaneous bracing torque from this comparison.
In order to be able to adapt the control of the Verspannmoments targeted to the conditions in the examination of a particular vehicle or vehicle type, it is advantageous if the characteristic is determined in an identification run. Accordingly, the relationship between the Verspann-rotation angle and the Verspannmoment in the identification run is first recorded as a characteristic curve, which is then used in the test of the drive train to achieve the desired Verspannmoments depending on the controlled Verspann-rotation angle or the rotation angle difference.
With regard to a consideration of the influence of the differential gear on the characteristic curve for the bracing torque, it is advantageous if at least one gear play is determined in the course of the identification run. Such a backlash makes itself noticeable that at a slight rotation between two shafts of the drive train is not immediately a bracing torque is built up, which is due to the structure of the existing differential gear, which has a certain tolerance against rotation of the connected to the respective differential gear shafts exhibit. From the recorded in the course of the identification run characteristic is therefore the backlash of the respective differential gear out, i. the area of the bracing angle at which the bracing moment is approximately zero.
When building a Verspannmoments between the input shaft and the shafts of the vehicle axles, it is advantageous if the sum of all existing gear plays is determined in the course of the identification run. Accordingly, the sum of the transmission gears present in the drive train can be estimated from the region of the VerspannDrehwinks symmetrically about the zero-tension angle of rotation.
The device of the type mentioned is characterized in that to achieve a desired Verspannmoments in the drive train at least one control device is provided which is adapted to rotation angle of the shaft or waves at two separate locations or a rotational angle difference between two separate locations in the drive train to regulate.
Depending on whether a front- or rear-wheel drive or an all-wheel drive vehicle is to be tested, two or four wheel machines can be provided as load machines, which are mounted on Wel len a front and / or rear axle. The wheel machines thus replace the front and rear wheels of the vehicle and are preferably designed to independently apply braking or driving torques to the shafts for testing the drive train.
In order to achieve a Verspannmoments between a drive shaft forming the main drive train and the waves of the front and rear axles which can be coupled to the wheel machines, it is favorable if the drive machine has a drive connected to the drive shaft.
Preferably, the control device is assigned a known relationship between a VerspannDrehwinkel and the rotation angle difference to achieve the desired tensioning moment. The control device is therefore designed to control a Verspanndredrehwinkel which corresponds to a rotation angle difference between the waves.
Preferably, the control device has a central control element, which is connected to achieve the desired Verspannmoments with rotational angle control units of the wheel or the drive. Accordingly, to achieve a desired set-tensioning moment in the central control element, a value for the setpoint tensioning moment is set via a user interface or a software program. In this case, the setpoint bracing torque corresponds to a specific bracing rotation angle or a rotation angle difference according to a known relationship. The bracing rotation angle can be selectively adjusted or changed in that the wheel machine or drive control units of the central control element corresponding signals for controlling or regulating the rotation angle are transmitted.
The angles of rotation on the wheel machines or on the drive are then controlled with the aid of the respective shafts of the wheel machines or the drive associated control units with high accuracy.
For this purpose, the wheel-regulating units or the drive-control unit each have or have a measuring device for measuring the angles of rotation and the torques, as well as an arithmetic unit. To control the angle of rotation, the instantaneous angle of rotation is measured with the angle-of-rotation measuring device and directed to the arithmetic unit. The arithmetic unit has a comparison element, with which the measured angle of rotation is compared with a desired angle of rotation, which, for example, can follow a predetermined time profile. Depending on the comparison carried out, a control signal is transmitted to the respective wheel machine or the drive in order to regulate or control the angle of rotation.
It is essential that the rotation angle is measured and is not calculated by integrating a measured angular velocity in order to prevent the occurrence of measurement errors.
Rotational angle sensors which have a magnetic or optical material measure are preferably provided as angle-of-rotation measuring devices. The material measure may be applied to a disk aligned concentrically on the shaft associated with the respective wheel machine or the drive or to a belt laid on the shaft. The dimensional standard can be formed by discrete markings or sinusoidal brightness or magnetization values. It has been found that with line numbers or periods for the sinusoidal course of 128 to 4000 for the full extent (360 °), a sufficient accuracy for the rotational angle control can be achieved.
Alternatively, resolvers may also be provided as rotary angle measuring devices, by which an electromagnetic transducer is generally designated for converting the angular position of the rotor of the wheel machine or the drive into an electrical variable.
In a preferred embodiment of the test stand, the central control element has a memory in which at least one characteristic of the Verspannmoments is stored as a function of VerspannDrehwinkel or from the rotational angle difference. The characteristic curves are used in the course of the test runs to build up the desired setpoint clamping moments. It is particularly advantageous if the memory contains at least one determined in an identification run characteristic curve, with which the conditions in the tested drive train can be mapped as accurately as possible.
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With regard to an appropriate transmission of torques on the main drive train or the drive shaft, it is advantageous if an electric drive, a hybrid drive or an internal combustion engine is provided as a drive.
The invention will be explained in more detail below with reference to preferred embodiments illustrated in the drawings, to which, however, it should by no means be restricted. In detail, in the drawings:
Figure 1 is a schematic representation of a PrüfStands for testing a vehicle powertrain, in which are coupled to shafts of the front and the rear axle wheel machines and a rotation angle control device is provided to achieve a desired Verspannmoments in the drive train.
FIG. 2 shows a schematic illustration of a characteristic curve for the bracing torque as a function of a bracing rotation angle; FIG.
Fig. 3 is a schematic representation of a characteristic of the Verspannmoments in the event that a Hinterachs- differential gear is locked;
4a is a schematic block diagram illustrating the control of a target Verspannmoments, wherein a Eintriebsdrehwinkel is adjusted relative to the mean of reference rotation angle at the wheel machines, in the event that a drive-rotation angle control unit between the drive and a transmission is arranged ;
4b shows a schematic block diagram according to FIG. 4a in the event that the drive rotation angle control unit is lined up with the manual transmission, assuming a backlash of the manual transmission;
5 is a schematic block diagram illustrating values for the rotational angles calculated at runtime with the aid of vehicle models from the wheel torque;
Fig. 6 is a schematic block diagram from which the basic principle of the torque control via a control of a Verspann-rotation angle is visible;
7 is a schematic block diagram for a torque control in a transmission test, wherein a target output torque angle is used to calculate a target input rotational angle;
Fig. 8 is a schematic block diagram substantially as shown in Fig. 7, wherein an actual value for an output rotation angle is used for calculating the target input rotation angle; and
Fig. 9 is a schematic block diagram substantially as shown in Fig. 7 and Fig. 8, wherein a multi-size controller is provided.
Fig. 1 shows schematically a test stand 1 for testing an all-wheel drive train 2 of a vehicle. For this are on waves 3 ', 3' <1>, 4 ', 4' <1> of the front and rear axles 3, 4 of the vehicle wheel machines 5 coupled, which replace the front and rear wheels of the vehicle. A drive shaft 6 forming the main drive train is connected to a drive 7, which may be formed by an internal combustion engine or an electric or hybrid drive. By actuating a driving lever actuator of the drive 7, a torque can be applied to the drive shaft 6 via a coupling 8. The torque is from a manual transmission 9 - optionally also an automatic transmission - translated and divided by a differential gear distributor 10 on the front and the rear axle 3, 4.
A front axle or a rear differential gear 11,12 split the torque on the shafts 3 ', 3' ', 4', 4 '' of the front and rear axles 3, 4 on. For testing the powertrain 2, each of the wheeled machines 5 can brake or drive independently of each other so as to be able to test driving resistance, acceleration or deceleration torques or the like.
So far, a speed control for the wheel machines was used in test benches, which were combined to avoid impermissible Verspannmomenten in the drive train with a torque control via a direct control of the measured torque. According to the invention, in order to achieve a desired tightening torque in the drive train 2 at one point 2 'rotational angle [phi] w [iota] -w4 of the axles 3, 4 coupled to the wheel machines 5 as well as at least one further point 2' in the drive train 2 input rotational angle [phi] o, [phi] [iota], [phi] 2 of the drive shaft 6 connected to the drive 7 or a rotation angle difference between the points 2 'and the shafts 3', 3 '', 4 ', 4 '' the axes 3, 4 and the drive shaft 6 regulated.
For this purpose, a control device 13 is provided which is adapted to the state of tension in the drive train 2, i. a bracing or torsional moment, via a regulation of the wheel machine or input rotational angle [phi] w [iota] -w4. [phi] [theta] [iota] [phi] [iota]. Set [Phi] 2.
The control or regulating device 13 has control units 14, which are each connected to a wheel machine 5. In order to be able to specifically specify the tensioning moments caused by the drive 7, the drive 7 or the main drive train 6 is likewise assigned a control unit 14.
Each control unit 14 is designed to independently of the other control units 14 the respective rotation angle [phi] w [iota] -W4 [iota] [phi] o. [Phi] i. [phi] 2 to regulate or control. For this purpose, the control unit 14 has a measuring device 15 and a computing unit 16. The measuring device 15 measures the instantaneous rotational angle [phi] w [iota] -W4 [iota] [phi] o. [Phi] i. [phi] 2 a wave 3 ', 3' ', 4', 4 '', 6 and transmits a corresponding measurement signal to the respective arithmetic unit 15, where the instantaneous value for the rotation angle [phi] w [iota] -W4 [iota] [phi] o. [Phi] i. [phi] 2 running with a set angle of rotation [phi] w [iota] -w4, soi [iota]. [Phi] o.soii. [Phi] i.soii. [phi] 2, soi [iota] is compared.
Depending on this comparison, a control signal is fed to the wheel machine 5 or the drive 7 connected to the respective shaft 3 ', 3 ", 4', 4", 6 and to control the angle of rotation [phi] wiW4> [phi ]O. [Phi] i. 2 used. The measuring device 15 also measures the respective torque TW [iota] -w4 #, which is used for an additional torque control, as will be explained further in connection with FIG. 6. For measuring the angle of rotation, the measuring devices 15 have rotational angle sensors, which measure the angle of rotation [phi] wiW4. [Phi] o. [Phi] i. [phi] 2 with very high resolution in the range of 1/10 [deg.].
The desired angles of rotation [phi] w [iota] -W4, soi [iota]. [Phi] o.soii. [phi] [iota], soi [iota], [phi] 2, soi [iota] at the rotational angle control units 14 can be predetermined by a central control element 17 of the control device 13 connected to the rotational angle control units 14 such that a desired Target tensioning torque in the drive train 2 is achieved.
Specifically, to obtain the bracing torque, a bracing rotation angle [phi] is controlled, which indicates a simple relationship between the rotation angles [phi] w [iota] -w4 at the wheel machines 5 and the rotation angles [phi] o, [phi] [iota ], [phi] 2 on the drive 7 - essentially as a rotation angle difference [Delta] [phi] - follows, as will be explained in more detail in connection with FIGS. 3 and 4.
As can be seen schematically from FIG. 2, there is a relationship between the bracing rotation angle [phi] corresponding to a rotational angle difference [Δφ] [phi] and the bracing torque designated T in FIG. 2, which is a characteristic curve 18 in the central control element 17 in a memory 19 is stored. In the characteristic curve 18 shown in FIG. 2, the bracing moment is given essentially as a linear function of the bracing rotation angle [phi]. In a region around the zero point of the bracing rotation angle [phi], the characteristic deviates from the expected course by the bracing torque characteristic of the bracing between two shafts 3 ', 3 ", 4', 4", 6 of the drive train 2 being constant Is zero. This behavior forms a gear play or lots [Delta] [phi] o of one of the differential gears 10, 11, 12.
Two cases for the achievement of a desired Verspannmoments in the drive train of a motor vehicle to be illustrated with reference to FIGS. 3 and 4.
In the first case it is assumed that the rear axle
Differential gear 12 is locked. As soon as the wheeled machines 5 are rotated with different angles of rotation [phi] 3.w4, a bracing torque [Delta] T is built up in the rear axle 4. This increases approximately linearly with the bracing rotation angle [phi], which in this simple case is given as the rotational angle difference of the wheel machine rotation angle [phi] w3- [phi] w4. To set the desired strain state in the rear axle 4, a setpoint tensioning torque [Delta] TR> SOII is set at the central control element 17. The central control element 17 then compares this setpoint clamping torque with the actual tensioning moment which, according to the underlying characteristic curve 18, corresponds to a bracing rotation angle [phi].
Depending on the result of this comparison, target values for the wheel rotational angles [phi] w3, w4, soi [iota] are transmitted to the wheel machine control units 14, which determine the rotation angles [phi] w3, w4 to match the rotation angle command values [phi] w3, W4, soi [iota]. Since the relationship between the tensioning torque [Delta] TR and the bracing rotation angle [phi] depends on the tested powertrain, the tensioning torque curve [Delta] TR is determined in advance in an identification run.
Moreover, a backlash [Delta] (RD of the rear-axle differential gear 12 can be seen from the tensioning torque curve [Delta] TR illustrated in Fig. 3. When the rotation angles [phi] w3, W4 at the wheel machines 5 are from the unstressed state relative to each other are changed, no tensioning torque [Delta] TR is built up until the tooth flanks in the rear differential gearbox 12 begin to contact each other, as soon as there is a tensioning torque [Delta] TR, this means that the tooth flanks of the differential gear 12 are in contact ] TR follows substantially the linear relationship at further increased bracing angle [phi].
If the angles of rotation [phi] w3, W4 on the wheel machines are changed in opposite directions, then first the bracing torque [Delta] TR is reduced and finally disappears completely when the gears no longer touch. In a further change in the relative relationship between the wheel rotational angles [phi] w3, w4 a tensioning torque [Delta] TR is again built up, which then has an inverse sign.
If a plurality of transmissions 9, 10, 11, 12 are present in the braced drive train 2, the range of the bracing angle [phi] with vanishing bracing torque [Delta] T represents the sum of the existing operating cycles [Delta] [phi].
In a second case, which is explained with reference to the schematic representations of FIG. 1 or FIG. 4 a and 4 b, a desired tension state between the input rotational angle [phi] o. [Phi] [iota]. [phi] 2 and the wheel rotational angle In [phi] w [iota] -W4. For the differential gear 10, 11, 12 while the unlocked state is assumed. In addition, here only one non-zero gear play [Delta] [phi] jR is assumed for the manual transmission 9, whereby gear plays [Delta] [phi] cD, [Delta] CPFD. [Delta] [Phi] RD of the differential gear 10, 11, 12 are not taken into account.
Analogous to the case described above, with reference to FIG. 4 a, a desired bracing torque T 2, so i [iota], which is to be set in the drive train 2, is specified at the central control element 17. The characteristic curve 18 stored in the memory 19 of the central control element 17 indicates the relationship between the setpoint voltage moment T2, Soi [iota] and the bracing rotation angle, which in this case is the difference between the desired input rotation angle [phi] 2, soi [iota] and an averaged reference rotation angle [phi] 2, ref. The averaged reference rotation angle [phi] 2, r [beta] f is formed as an auxiliary quantity essentially by the arithmetic mean over reference rotation angles [phi] F3, F4, R3, R4, ref at the individual wheel machines 5 in the unstressed state.
In other words, this means that no tensioning moment is built up in the drive train 3 just when the averaged reference rotation angle [phi] 2, ref corresponds to the desired input rotation angle [phi] [sum] .soii, as well as from those shown in FIG. 4a or FIG. 4b illustrated curves 18 can be seen.
The observation that the reference rotation angle [phi] 2, ref for the target input rotation angle <P2, soi [iota] is substantially equal to the arithmetic mean of the reference rotation angles [phi] F3, F4, R3, R4, ref of the individual wheel machines 5, will be discussed below in connection with FIG Shafts 3 ', 3' ', 4', 4 '', 6 occurring rotation angle [phi] w [iota] -W4. [Phi] o. [psi] [iota] [psi] 2 are drawn.
Accordingly, actual rotational angles [phi] w [iota] -W4, which are assumed as reference rotational angles [phi] F3, F4, R3, R4, ref, are regulated at the wheel-machine control units 14
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[Psi] nref = [Psi]> [phi] F4.ref = [Psi] wi PR3, ref = [Psi] wi> <pR4, ref = <Pw4 (1) <"> (4).
On a shaft 20 between the front-axle differential gear 11 and the differential splitter 10, the reference rotational angles [phi] Fi, F2, ref result substantially as an average of the reference rotational angles [phi] F3, F4, ref. [phi] R3, R4, r [beta] f where the gear ratio of the front-axle differential 11 occurs as a proportionality factor ipo:
[omega] [Psi] Fl. rf = [omega] [Psi] F2, ref = ¯ i <l> FD <[psi] F3 ref +> ry < <PF> * <r> * (V5 -> </>) <>
The same applies to the rear-axle reference turning angle <pRi, R2, ref the relationship
_. <PR3, ref + <PR4.ref (6), [psi] Rl.ref ¯ [Psi] R2, ref ¯ <l> RD ¯
where i [pi] o is the gear ratio of the rear differential gear 12.
For the reference input rotational angles [phi] 2, ref, 3r [beta] f, [psi] iref, therefore, the ratio iCD of the transfer case 10 or the transmission ratio iTR of the shift transmission 9 results:
, [Lambda], r Fl, ref [tau] Rl, ref. "" i -> \ n
<[Phi]> 2, ref = [Psi] reS = <l> CD ¯Ti ¯ <b Z [Phi]> \, ref = n [Psi] l ^ f (7), (8).
By substituting the equations (5) and (6) in (7) and (8), respectively, the previously postulated relationship of the reference input rotation angle [phi] 2, ref as an average over the wheel machine rotation angles [phi] w [iota] is obtained. -w4 / weighted with gear ratios 9-12.
To achieve the desired Verspannmoments T2, Soi [iota] can now be distinguished two options.
In the first possibility, the wheel control units 14 are provided by the central control element 17 of the control or regulating device 13 with a time profile for the wheel setpoint rotational angles [phi] wi W4, soi [iota], wherein the input rotation angle [phi] 2 with respect to the reference input rotational angle [Phi] zref determined as a function of the wheel machine rotational angles [phi] w [iota] -W4 in accordance with equation (7) or (8), in order to achieve the desired bracing torque T2 in a targeted manner, to adjust soi [iota].
Alternatively, as shown in FIG. 4a, the time profile of the desired input rotational angle [phi] 2, sot [iota] can be predetermined, wherein the central control element 17 determines the desired time profile for the nominal input rotational angle q .soii transmitted to the input control unit 14 and the rotation angle <Pw [iota] -W4 on the wheel machines 5 with respect to the target input rotation angle [phi] 2, soi [iota] are adjusted.
The only difference between the rotational angle controls according to FIG. 4 a and FIG. 4 b is that, according to FIG. 4 b, the input rotational angle <P [iota], which corresponds to the rotation angle of the drive shaft 6 after the manual transmission 9, relative to the averaged reference rotation angle [phi] [iota], refverstellt, so that from the characteristic curve 18, the non-negligible assumed backlash [Delta ] [phi] jR is visible.
The setpoint values for the wheel angle of rotation [phi] w [iota] -w4, soi [iota] can be specified either by predefined, time-varying values for angle, angular velocity or speed or at runtime ("online") via a mathematical Model can be calculated from the torque TW [iota] _w4, as is schematically illustrated in Fig. 5. In this case, the torques Tw [iota] -w4 are used as input quantities for a vehicle, wheel and tire model, by corresponding values for the wheel machine rotation angle setpoints <Pw [iota] -W4, soi [iota] to calculate.
The basic principle of the inventive control technology for achieving a desired Verspannmoments in a drive train of a vehicle or generally a DUT is also apparent from the block diagram shown in Fig. 6. In order to obtain a target tensioning torque Tso [iota] [iota], a control loop for a bracing rotation angle or a rotation angle difference [Delta] [phi] is shown in FIG. 6, with an actual rotation angle difference by means of a regulator Ri [Delta] [phi] is controlled to a target rotational angle difference [Delta] [phi] SO [iota] [iota], for which the control value u determined by the controller Ri acts on the controlled system.
A pre-control for a target rotational angle difference [delta] [phi] SO [iota] [iota], which precedes the control loop for the tensioning rotational angle difference [delta] [phi], makes a characteristic curve 18 for the tensioning torque T as a function of the angle of rotation difference [delta] [phi]. The characteristic curve 18 can change during operation, with hysteresis effects in particular being noticeable, which have the effect that one and the same rotational angle difference [Δφ] [phi] can bring about different clamping torques T, depending on the direction with which the rotational angle difference [Delta] [phi] was reached. Therefore, it may be useful, as shown in Figure 6, also to control the IstVerspannmoment TiSt; however, the majority of [Delta] [phi] son comes from the feedforward for [Delta] [phi] soii.
Fig. 7 shows a block diagram from which the achievement of a target Eintriebs Verspannmoments TE son of a drive 7 in the course of a transmission test of a device under test P, i. a motor vehicle with flanged wheel machine 5, can be seen. In this case, analogous to the circuit diagram according to FIG. 6, a precontrol is provided for a setpoint bracing rotation angle or a setpoint rotation angle difference [Delta] [phi] S0n. To calculate a desired input rotational angle [phi] [epsilon] .soii of the drive 7 becomes a target output rotational angle <PA, SOII the wheel machine 5 used, which is determined from a target value for the rotational speed nA, son the wheel machine 5.
The conversion of the rotational speed nA / SO [iota] [iota] into the angular velocity d [phi] A, soi [iota] / dt takes place via the proportionality factor [tau] [tau] / 30, so that after integration of the angular velocity d [phi ] A, soi [iota] / dt the target output angle of rotation <PA, SOII is obtained. At the point 2 'in the drive train 2, the input rotation angle [phi] [epsilon] is controlled and at a further point 2' the output rotation angle (pA, the rotation angles are each controlled in a separate control loop and controller RE [iota] or RA [iota] control variables uE and uA supply power converters SRA or SRE assigned to the drive 7 or the wheel machine 5. Specification of an output-side setpoint speed nA, son and a drive-side setpoint torque TE, Soi [iota] corresponds to a common procedure in the test stand practice, which is exemplified here.
In FIGS. 8 and 9, block diagrams modified relative to FIG. 7 are shown, which correspond in each case to a variant embodiment of the rotational angle control according to the invention.
According to FIG. 8, instead of the desired output rotational angle [phi] A, soi [iota], the actual output rotational angle [phi] Ast is used to calculate the nominal input rotational angle [Phi] E, SOII. Due to the principle, there is a difference between A, soi [iota] and [phi] A, [iota] st, which depends on the controller RA and the test object P. Depending on the test object P, therefore, the variant according to FIG. 7 and, at another time, the variant according to FIG. 8 can be more advantageous.
From Fig. 9 is a multi-size controller R can be seen, which the controls RE [iota] and RA [iota] shown in FIGS. 7 and 8 for the separate control circuits of the input rotation angle (PE or the output rotation angle q In the exemplary embodiments illustrated in FIGS. 7 and 8, the manipulated variable uE of the drive 7 is specified by the controller RE [iota], for which only the difference between [phi] E, Soi [iota] and [phi] is given. The same applies to the input quantity uA of the wheel machine 5, which is calculated by the controller RAi only on the basis of the difference between [phi] A, Soi [iota] and [phi] A. However, the actual test object is P including drive 7 and wheel machine 5 by a multi-variable system, in which both input quantities uE and uA in each case to all outputs [phi] E, is / TE, and [phi] A, is effective.
From a control engineering point of view, it therefore makes sense not to use only the differences [phi] E »Soi [iota] - [phi] E, is and [phi] A, Soi [iota] - [phi.] For the calculation of the input quantities uE and uA ] A, but is to use all available information; a multivariable control or "multivariable control" is basically known in the prior art.