DE3937976A1

DE3937976A1 - Vehicle clutch regulation system - compares detected difference in rotation of driving and driven shafts with limit value for clutch adjustment

Info

Publication number: DE3937976A1
Application number: DE3937976A
Authority: DE
Inventors: Christian Dr Thomas; Gerald Rowe; Wolf-Dieter Dr Gruhle; Wolfgang Maier
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1988-11-17
Filing date: 1989-11-15
Publication date: 1990-05-23

Abstract

The clutch regulation system uses a sensor device (55,56) for providing a rotation difference signal for the drive train (22), fed to a regulator for corresponding control of the clutch (21). The regulator (52) compares (51) the actual rotation difference provided by the sensor device (55,56) with a fixed limit value, to adjust the clutch (21) when the latter is exceded, to bring the actual rotation difference below the limit value. Pref. the limit value is obtained from a memory which is addressed in dependence on the detected engine revs and is compared with difference in rotation between the driving and driven shafts to limit the slip to a given max value. ADVANTAGE - Simple drive slip limitation.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges zwischen einer Antriebswelle und einer Abtriebswelle angeordnet ist, wobei im Antriebsstrang eine Sensoreinrichtung zur Erfassung einer Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω vorgesehen ist, mit einer Regeleinrichtung, die in Abhängigkeit von der durch die Sensoreinrichtung ermittelten Regelgröße eine der Kupplung zuzuführende, die Drehzahldifferenz Δ n beeinflussende Stellgröße steuert.The invention relates to a method for controlling a clutch, which is arranged within a drive train between a drive shaft and an output shaft, wherein a sensor device for detecting a rotational speed difference Δ ω is provided in the drive train, with a control device which is a function of the The sensor device determines the controlled variable that controls a manipulated variable to be supplied to the clutch and influences the speed difference Δ n .

Ein Verfahren der vorgenannten Gattung ist aus der DE-PS 31 21 749 bekannt. Mittels eines geregelten Schlupfzustandes der Kupplung soll verhindert werden, daß Drehschwingungen, die von der Drehungleichförmigkeit einer die Antriebswelle antreibenden Antriebseinheit herrühren, auf die Abtriebswelle übertragen werden. In Abhängigkeit von der Drehzahl- bzw. Drehgeschwindigkeitsdifferenz der Antriebswelle, die ein Maß der Drehschwingung ist, wird an der Kupplung eine Drehzahldifferenz zwischen An- und Abtriebswelle, also ein bestimmter Schlupfzustand, eingestellt. Dabei soll die Drehzahldifferenz zwischen An- und Abtriebswelle stets einen höheren Wert annehmen als die Drehzahl- bzw. Drehgeschwindigkeitsdifferenz in der Antriebswelle. Die Realisierung eines derartigen Regelverfahrens ist relativ aufwendig, da die Beziehung Drehzahl- bzw. Drehgeschwindigkeitsdifferenz in der Antriebswelle zur Drehzahldifferenz zwischen An- und Abtriebswelle als Kennlinie im Sollwertgeber abzulegen ist. Dabei wird die Drehgeschwindigkeitsdifferenz der Antriebswelle gemessen. Weiterhin wird das Verfahren durchgeführt mittels einer Einrichtung, die eine den Betätigungsdruck in der Kupplung einstellende Ventileinheit aufweist. Bestandteile der Ventileinheit sind ein Wegeventil und ein das Wegeventil vorsteuerndes Magnetventil, welches pulsbreitenmoduliert betrieben wird. Magnetventile dieser Bauart weisen den Nachteil einer Temperaturabhängigkeit ihres Steuerdrucks auf.A method of the aforementioned type is known from the DE-PS 31 21 749 known. By means of a regulated Slipping condition of the clutch should be prevented that Torsional vibrations caused by the rotational irregularity of a the drive unit driving the drive shaft, be transferred to the output shaft. Dependent on from the speed or speed difference of Drive shaft, which is a measure of torsional vibration at the clutch a speed difference between the start and Output shaft, i.e. a certain slip condition, set. The speed difference between Always take the input and output shaft higher as the speed or speed difference in the drive shaft. The realization of such Control procedures are relatively expensive because of the relationship Speed or speed difference in the Drive shaft for the speed difference between the start and Output shaft as characteristic curve in the setpoint generator is. The difference in rotational speed of the Drive shaft measured. The procedure continues carried out by means of a device that the Setting the actuation pressure in the clutch Has valve unit. Components of the valve unit are a directional control valve and a pilot control of the directional control valve Solenoid valve, which is operated with pulse width modulation. Solenoid valves of this type have the disadvantage of one Temperature dependence of their control pressure.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, die vorgenannten Nachteile zu vermeiden und somit ein einfaches Verfahren zur Regelung einer Kupplung zu schaffen, zu dessen Durchführung es eines geringen regelungstechnischen und baulichen Aufwandes bedarf.The invention is therefore based on the object to avoid the aforementioned disadvantages and thus a simple procedure for regulating a clutch too create, to carry it out a little control engineering and construction costs.

Diese Aufgabe wird bei einem Verfahren der vorgenannten Gattung nach den Merkmalen des kennzeichnenden Teils des Patentanspruches 1 dadurch gelöst, daß die Regeleinrichtung eine Vergleichereinheit aufweist, in welcher ein im Antriebsstrang hinter der Kupplung ermittelter Istwert der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω mit einem vorgegebenen festen Grenzwert verglichen wird, wobei bei Erreichen bzw. Überschreitung dieses Grenzwertes die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω durch Veränderung der Stellgröße der Kupplung auf den Grenzwert begrenzt wird. Dieser Grenzwert kann in Versuchsreihen für unterschiedlich ausgebildete Antriebsstränge und Kraftfahrzeuge ermittelt werden als das Maß der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω, bei welchem im Antriebsstrang und in mit diesem verbundenen Bauteilen eine Schwingungsanregung eine Größe annimmt, bei der innerhalb des Antriebsstranges und der Bauteile Dröhn und Rasselgeräusche gerade noch nicht auftreten. Eine Regelung nach dem erfindungsgemäßen Verfahren, bei der nurmehr das Drehgeschwindigkeitsdifferenzsignal mit dem Grenzwert verglichen wird, setzt einen geringen regelungstechnischen Aufwand voraus. This object is achieved in a method of the aforementioned type according to the features of the characterizing part of patent claim 1 in that the control device has a comparator unit in which an actual value of the rotational speed difference Δ ω determined in the drive train behind the clutch is compared with a predetermined fixed limit value, where, when this limit value is reached or exceeded, the rotational speed difference Δ ω is limited to the limit value by changing the manipulated variable of the clutch. This limit value can be determined in test series for differently designed drive trains and motor vehicles as the measure of the rotational speed difference Δ ω , at which vibration excitation takes on a magnitude in the drive train and in components connected to it, at which droning and rattling noises just occur within the drive train and the components do not occur. A control according to the method according to the invention, in which only the rotational speed difference signal is compared with the limit value, requires a low level of control technology.

Dem Nebenanspruch 2 zufolge bezieht sich die Erfindung auf ein Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges zwischen einer mit einer Brennkraftmaschine verbundenen Antriebswelle und einer mit einer Getriebeeinheit verbundenen Abtriebswelle angeordnet ist, mit einem Meßwertgeber zur Erfassung einer Differenzdrehzahl Δ n von An- und Abtriebswelle, mit einer Sensoreinrichtung zur Erfassung einer Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω und mit einer Regeleinrichtung, die in Abhängigkeit von der durch den Meßgeber ermittelten Regelgröße die der Kupplung zuzuführende, die Drehzahldifferenz Δ n beeinflussende Stellgröße y steuert.According to secondary claim 2, the invention relates to a method for controlling a clutch, which is arranged within a drive train of a motor vehicle between an input shaft connected to an internal combustion engine and an output shaft connected to a gear unit, with a transmitter for detecting a differential speed Δ n of An - and output shaft, having a sensor device for detecting a rotational velocity difference Δ ω and with a control device, to be supplied in function of the determined by the measurement transmitter controlled variable by the clutch, the speed difference Δ controls n manipulated variable influencing y.

Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe wird bei dem Verfahren des Nebenanspruches 2 nach den Merkmalen des kennzeichnenden Teils des Nebenanspruches 2 dadurch gelöst, daß einem der Regeleinrichtung zugeordneten Sollwertgeber Betriebsparameter der Brennkraftmaschine, die ursächlich sind für Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Δ ω im Antriebsstrang, zugeführt werden, aufgrund welcher der Sollwertgeber einen Sollwert der Drehzahldifferenz ermittelt, wobei der Sollwert und die Regelgröße einem Summierer (Vergleicher) der Regeleinrichtung zugeführt werden, daß die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω einem zweiten Sollwertgeber zugeführt wird, der bei Erreichen bzw. Überschreiten eines Grenzwertes der Drehgeschwindigkeitsdifferenz einen zweiten Sollwert unmittelbar dem Summierer (Vergleicher) oder dem ersten Sollwertgeber, dessen ersten Sollwert adaptiv beeinflussend, zuführt. Es ist demnach ein erster Regelkreis vorhanden, der aus dem die Differenzdrehzahl Δ n als Regelgröße ermittelnden Meßwertgeber und aus dem aus Betriebsparametern der Brennkraftmaschine einen ersten Sollwert bildenden ersten Sollwertgeber besteht. Diesem ersten Regelkreis ist ein zweiter Regelkreis überlagert, zu dem die die Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Δ ω ermittelnde Sensoreinrichtung und der zweite Sollwertgeber gehören. Der zweite Sollwertgeber kann den Sollwert des ersten Sollwertgebers adaptiv beeinflussen oder unmittelbar auf den Summierer (Vergleicher) im Sinne einer Erhöhung des Sollwertes wirken. Der erste Sollwertgeber gibt in Abhängigkeit von den Betriebsparametern der Brennkraftmaschine eine Differenzdrehzahl Δ n _Soll vor, aufgrund welcher in der Regeleinrichtung nach Vergleich mit der Regelgröße Δ n _Ist eine bestimmte Stellgröße an der Kupplung eingestellt wird. Der erste Sollwertgeber ist so ausgelegt, daß unter normalen Bedingungen die Differenzdrehzahl Δ n an der Kupplung ausreicht, um ein Karosseriedröhnen am Kraftfahrzeug zu verhindern.The object on which the invention is based is achieved in the method of independent claim 2 according to the features of the characterizing part of additional claim 2 in that operating parameters of the internal combustion engine, which are the cause of rotational speed differences Δω in the drive train, are supplied to a setpoint device associated with the control device, on the basis of which the Setpoint generator determines a setpoint of the speed difference, the setpoint and the controlled variable being fed to a totalizer (comparator) of the control device, that the rotational speed difference Δ ω is fed to a second setpoint generator which, when a limit value of the rotational speed difference is reached or exceeded, a second setpoint directly to the totalizer (Comparator) or the first setpoint generator, which influences the first setpoint adaptively. Accordingly, a first control circuit is present, which consists of the sensor that determines the differential speed Δ n as a controlled variable and the first sensor that forms a first set point from operating parameters of the internal combustion engine. This first control loop is superimposed on a second control loop to which the rotational speed differences Δ ω investigating sensor device and the second desired value transmitter belong. The second setpoint generator can adaptively influence the setpoint of the first setpoint generator or act directly on the totalizer (comparator) in the sense of increasing the setpoint. The first setpoint generator as a function of the operating parameters of the internal combustion engine upstream of a speed differential Δ n _target, due to which in the control device after comparison with the control variable Δ n _If a certain command value is set at the clutch. The first desired value transmitter is designed so that under normal conditions the speed differential Δ n is sufficient at the coupling to a body boom to prevent the motor vehicle.

Tritt dieses Problem und damit eine Überschreitung eines bestimmten Wertes der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω dennoch auf, so wird durch den zweiten Sollwertgeber der zweite Sollwert an den Summierer (Vergleicher) ausgegeben, oder der erste Sollwertgeber wird so adaptiert, daß dieser einen höheren Sollwert ausgibt. Wird vom zweiten Sollwertgeber ein zweiter Sollwert an den Summierer (Vergleicher ausgegeben), so wird dieser zweite Sollwert dem ersten Sollwert additiv überlagert.If this problem occurs and a certain value of the rotational speed difference Δ ω is exceeded, the second setpoint generator outputs the second setpoint to the summer (comparator), or the first setpoint generator is adapted so that it outputs a higher setpoint. If the second setpoint generator sends a second setpoint to the totalizer (comparator output), this second setpoint is additively superimposed on the first setpoint.

Im anderen alternativen Fall kann der zweite Sollwertgeber den ersten Sollwertgeber so adaptieren, daß dieser einen erhöhten Sollwert ausgibt. Der erhöhte Sollwert für einen bestimmten Betriebsparameter wird vom Sollwertgeber derart erfaßt, daß dieser beim Auftreten der gleichen Betriebsparameter automatisch einen erhöhten Sollwert ausgibt. Auf diese Weise ist es möglich, zunächst einen geringeren Kupplungsschlupf einzustellen und diesen mittels des zweiten Sollwertgebers von Fall zu Fall so anzuheben, daß die Übertragung von Drehgeschwindigkeitsdifferenzen auf die Abtriebswelle auf einen Wert verringert wird, bei dem kein Karosseriedröhnen auftritt. Ebenso kann der zweite Sollwertgeber den ersten Sollwertgeber so beeinflussen oder der zweite Sollwert den ersten Sollwert so additiv überlagern, daß der Kupplungsschlupf nicht unnötig hohe Werte annimmt, wenn bei vom ersten Sollwertgeber vorgegebener Differenzdrehzahl sehr geringe Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Δ ω auftreten. Damit wird ein Nachteil der auf einen Grenzwert festgelegten Regelung behoben, der in der eingeschränkten Dynamik des Regelsystems begründet ist. Wird nämlich bei dieser auf einen Grenzwert festgelegten Regelung ein erhöhter Wert der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω erfaßt, so muß zunächst an der Kupplung die notwendige Drehzahldifferenz Δ n aufgebaut werden, um die Schwingungen dämpfen zu können. Während dieser Phase ist unter Umständen kurzzeitig ein Karosseriedröhnen am Kraftfahrzeug nicht zu vermeiden. Andererseits soll aber der Schlupfzustand nicht bereits bei einem unterhalb des Grenzwerts liegenden Wert eintreten. Aus diesem Grund weist das Regelsystem den ersten Regelkreis auf, der aufgrund von Betriebsparametern der Brennkraftmaschine nach einer Kennlinie die Differenzdrehzahl Δ n an der Kupplung verstellt. Die Dynamik des Systems kann somit erheblich verbessert werden. Der zweite Regelkreis, der dem ersten Regelkreis überlagert ist, weist dabei die auf einen Grenzwert der Drehgeschwindigkeitsdifferenz ausgelegte Regelung auf.In the other alternative case, the second setpoint generator can adapt the first setpoint generator so that it outputs an increased setpoint. The increased setpoint for a specific operating parameter is detected by the setpoint generator such that it automatically outputs an increased setpoint when the same operating parameters occur. In this way it is possible to initially set a smaller clutch slip and to increase this from case to case by means of the second setpoint generator in such a way that the transfer of rotational speed differences to the output shaft is reduced to a value at which no body roaring occurs. Likewise, the second setpoint generator can influence the first setpoint generator or the second setpoint can be superimposed on the first setpoint so that the clutch slip does not take on unnecessarily high values if very small rotational speed differences Δ ω occur with the differential speed specified by the first setpoint generator . This eliminates a disadvantage of the control set to a limit value, which is due to the limited dynamics of the control system. Namely, detecting an increased value of the rotational speed difference Δ ω in this set to a limit value scheme, the necessary rotation speed difference Δ n must first be constructed to be able to damp the vibrations at the clutch. During this phase, a body roar on the motor vehicle may be unavoidable for a short time. On the other hand, however, the slip state should not already occur at a value below the limit. For this reason, the control system has the first control circuit, which adjusts the differential speed Δ n on the clutch based on operating parameters of the internal combustion engine. The dynamics of the system can thus be significantly improved. The second control loop, which is superimposed on the first control loop, has the control designed for a limit value of the rotational speed difference.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Lösung des Anspruches 1 sind in den Unteransprüchen 3 und 4 beschrieben. Gemäß Anspruch 3 soll der Schlupf zwischen An- und Abtriebswelle auf einen Maximalwert Δ n _max und/oder eine maximale Schlupfdauer in Abhängigkeit von der Motorlast begrenzt sein. Auf diese Weise wird verhindert, daß aufgrund eines längeren Schlupfzustandes der Kupplung oder der Größenordnung des Schlupfes Schäden an der Kupplung auftreten. Werden derartige Bedingungen registriert, so kann gemäß Anspruch 3 bei Erreichen bzw. Überschreiten der maximalen Drehzahldifferenz und/oder der maximalen Schlupfdauer der Grenzwert um einen Korrekturwert K erhöht oder reduziert werden. Eine Reduzierung des Grenzwertes um den Korrekturwert K führt zum Öffnen der Kupplung und somit zur Unterbrechung des Schlupfzustandes, weil der Regelkreis dann nur minimalstes Δ ω zuläßt. Dieser Zustand der Erhöhung des Grenzwertes wird erst dann wieder zurückgenommen, wenn kein die Drehzahldifferenz Δ n auslösendes Drehgeschwindigkeitssignal Δ ω mehr vorhanden ist. Damit läßt sich auf einfache Weise die nach Anspruch 3 vorgeschlagene Schlupfdauer- und Schlupfwertbegrenzung realisieren.Further advantageous embodiments of the inventive solution of claim 1 are described in subclaims 3 and 4. According to claim 3, the slip between the input and output shaft should be limited to a maximum value Δ n _max and / or a maximum slip duration depending on the engine load. This prevents damage to the clutch from occurring due to a longer state of slippage of the clutch or the magnitude of the slip. If such conditions are registered, the limit value can be increased or reduced by a correction value K when the maximum speed difference and / or the maximum slip duration is reached or exceeded. A reduction of the limit value by the correction value K leads to the opening of the clutch and thus to an interruption of the slip state, because the control loop then only allows the minimum Δ ω . This state of the increase in the limit value is only canceled again when there is no longer a rotational speed signal Δ ω triggering the rotational speed difference Δ n . This allows the slip duration and slip value limitation proposed according to claim 3 to be implemented in a simple manner.

Für das erfindungsgemäße Verfahren nach Nebenanspruch 2 sind vorteilhafte Ausgestaltungen in den Unteransprüchen 5 bis 20 beschrieben. Dabei kann, wie in Anspruch 5 vorgeschlagen wird, als Betriebsparameter der Brennkraftmaschine die Last ermittelt werden und unterhalb einer bestimmten Last im Zug- sowie Schubbetrieb des Kraftfahrzeuges die Stellgröße der Kupplung auf eine erhöhte Drehzahldifferenz Δ n verändert werden. Vorteilhaft ist dabei auch gemäß Anspruch 6 die Laständerungsgeschwindigkeit der Brennkraftmaschine zu ermitteln und bei Überschreiten eines Maximalwertes der Laständerungsgeschwindigkeit den Sollwert der Drehzahldifferenz Δ n von An- und Abtriebswelle bei Lastrücknahme zu erhöhen und bei Lastzunahme zu verringern oder konstant zu halten. Ziel der Regelung ist es, auch bei schnellen Motormomentänderungen den Istwert der Differenzdrehzahl an der Kupplung konstant zu halten. Bei Registrierung einer hohen Laständerungsgeschwindigkeit wird durch plötzliche Änderung des Sollwertes mittels der Vergleichereinheit die Regelabweichung x _w vergrößert, so daß der Reglereingriff stärker wird und ein zu starkes Ansteigen der Differenzdrehzahl bei schneller Lastzunahme bzw. ein Schließen der Kupplung bei schneller Lastrücknahme verhindert werden kann.Advantageous refinements for the method according to the invention are described in subclaims 5 to 20. As suggested in claim 5, the load can be determined as the operating parameters of the internal combustion engine and the manipulated variable of the clutch can be changed to an increased speed difference Δ n below a certain load in the pulling and pushing operation of the motor vehicle. It is also advantageous to determine the load change speed of the internal combustion engine and, if a maximum value of the load change speed is exceeded, to increase the setpoint value of the speed difference Δ n of the input and output shaft when the load is reduced and to reduce it or keep it constant when the load increases. The aim of the control is to keep the actual value of the differential speed at the clutch constant, even when the engine torque changes quickly. When a high rate of load change is registered, the control deviation x _{w is} increased by a sudden change in the setpoint by means of the comparator unit, so that the control intervention becomes stronger and an excessive increase in the differential speed when the load increases rapidly or the clutch can be prevented from closing when the load is quickly reduced.

Nach den Ansprüchen 7 bis 9 soll in einer Vergleichereinheit fortlaufend der Istwert der Drehzahldifferenz Δ n mit einem Sollwert verglichen werden, der einer sehr geringen Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω entspricht. Die daraus entstehende Abweichung wird einer Regeleinrichtung zugeführt, die einen Proportionalteil und einen Integralteil aufweist, wobei der Proportionalteil in Abhängigkeit von der Motorlast veränderbar ist. Mit steigender Motorlast kann der Proportionalanteil vergrößert werden und der Integralteil bei größeren Regelabweichungen x _w und/oder schneller Änderung der Motorlast dahingehend verändert werden, daß sein Eingriff verstärkt wird. Dem Anspruch 10 zufolge kann der Proportionalanteil in Abhängigkeit der Laständerungsgeschwindigkeit derart verändert werden, daß mit steigender Laständerungsgeschwindigkeit der Proportionalanteil vergrößert wird. Schließlich kann gemäß Anspruch 11 der Proportionalanteil in Abhängigkeit der Regelabweichung x _w am Summierer (Vergleicher) so gebildet werden, daß mit größeren Regelabweichungen ein Faktor des Proportionalanteils vergrößert wird. Damit werden die Reglerparameter an verschiedene Betriebszustände der Regelstrecke angepaßt mit dem Ziel, bei verschiedenen Betriebszuständen die Regelabweichungen möglichst klein zu halten. Außerdem wird bei Verkleinerung der Regelabweichung x _w der Gefahr des Schließens der dem hydrodynamischen Drehmomentwandler zugeordneten Kupplung dadurch vorgebeugt, daß dann der (öffnende) Reglereingriff stärker erfolgt. According to claims 7 to 9, the actual value of the speed difference Δ n is to be continuously compared in a comparator unit with a target value which corresponds to a very small rotation speed difference Δ ω . The resulting deviation is fed to a control device which has a proportional part and an integral part, the proportional part being changeable as a function of the engine load. With increasing engine load, the proportional portion can be increased and the integral portion can be changed with larger control deviations x _w and / or rapid changes in the engine load in such a way that its intervention is increased. According to claim 10, the proportional component can be changed as a function of the load change speed in such a way that the proportional component is increased with increasing load change speed. Finally, according to claim 11, the proportional component can be formed as a function of the control deviation x _w on the summer (comparator) in such a way that a factor of the proportional component is increased with larger control deviations. The controller parameters are thus adapted to different operating states of the controlled system with the aim of keeping the control deviations as small as possible in different operating states. In addition, when the control deviation x _w is reduced, the risk of the clutch associated with the hydrodynamic torque converter being closed is prevented in that the (opening) controller intervention then takes place more intensely.

Bei einer erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Verfahrens zur Regelung soll nach Anspruch 12 jedem Wert der Last der Brennkraftmaschine in der Regeleinrichtung eine bestimmte Stellgröße zugeordnet sein. Dadurch soll erreicht werden, daß der dem Motormoment zugeordnete Druck lastabhängig eingestellt wird, ohne daß es zuvor zu einer größeren Regelabweichung kommen muß. Diese Maßnahme unterstützt das in Anspruch 8 beschriebene Regelverfahren.In an embodiment of the The control method should be of any value according to claim 12 the load of the internal combustion engine in the control device a certain manipulated variable can be assigned. This is supposed to achieved that the pressure associated with the engine torque is set depending on the load, without it becoming a larger control deviation must come. This measure supports the control method described in claim 8.

In Ausgestaltung des Regelverfahrens nach Anspruch 12 soll dem Anspruch 13 zufolge die Schließkraft der Kupplung dem Wert der Last fortlaufend angepaßt werden, wobei aus gespeicherten Betriebsparametern die Tendenz einer Verschiebung der bei dem jeweiligen stationären Betriebszustand notwendigen Stellgröße für eine bestimmte Schließkraft erkannt wird, woraus die für die Adaption notwendigen Veränderungen der Zuordnung abgeleitet werden. Dadurch wird erreicht, daß der in Anspruch 9 beschriebene Vorteil stets in gleichem Maße erhalten bleibt und sich nicht durch Änderung der Zuordnungen (z. B. Reibwertänderungen) verringert.In an embodiment of the control method according to claim 12 According to claim 13, the closing force of the clutch be continuously adapted to the value of the load, whereby from stored operating parameters the tendency of a Shift the at the respective stationary Operating state necessary manipulated variable for a certain Closing force is recognized, which is the basis for the adaptation necessary changes in the assignment can be derived. It is thereby achieved that the one described in claim 9 Advantage is always maintained to the same extent and itself not by changing the assignments (e.g. Changes in coefficient of friction) reduced.

Im Anspruch 14 wird vorgeschlagen, daß die Regelung einen zusätzlichen ersten Signalpfad aufweist, über welchen mittels eines Anpaßwertes und eines Zeitgliedes die verzögerte Steuergrößenänderung und verzögert wirksame Kupplungsschließkraftänderung bei schnellen Motorlaständerungen kompensiert werden können, wobei das Zeitglied als verzögertes Differentialglied wirkt, welches das dynamisch verzögerte Verhalten der Steuergröße (Kupplungsdruck) und der wirksamen Schließkraft simuliert. Mit dieser Maßnahme kann die regelstreckenbedingte verzögerte Umsetzung in eine Steuergröße (Kupplungsdruck) und eine entsprechende Schließkraft kompensiert werden, indem der Ausgangswert des Steuergerätes (Steuerstrom) angepaßt größere bzw. kleinere Werte annimmt als für stationäre Betriebszustände notwendig. In claim 14 it is proposed that the scheme has an additional first signal path, via which by means of an adaptation value and a timing element delayed control variable change and delayed effective Clutch clamping force change at fast Engine load changes can be compensated for, the Timing element acts as a delayed differential element, which the dynamically delayed behavior of the control variable (Clutch pressure) and the effective closing force simulated. With this measure, the process-related delayed conversion into a control variable (clutch pressure) and a corresponding closing force is compensated, by the output value of the control unit (control current) adjusted takes on larger or smaller values than for stationary operating states necessary.

Bei einer weiteren Ausgestaltung dieses erfindungsgemäßen Regelungsverfahrens nach Anspruch 15 soll die Stellgröße über einen zweiten Signalpfad mit einem vorgegebenen zeitlichen Gradienten schnell abgesenkt werden, wenn die Drehzahldifferenz ihren Sollwert und eine zusätzliche, unterhalb des Sollwertes liegende Schwelle unterschreitet. Diese Funktion verhindert das Schließen der Kupplung, wenn die Drehzahldifferenz zu stark absinkt, durch schnelleres gesteuertes Druckabsenken, besonders wenn dieses schnellere Druckabsenken durch den Regler allein aus Stabilitätsgründen nicht möglich ist.In a further embodiment of this Control method according to the invention according to claim 15 the manipulated variable is to be sent via a second signal path quickly lowered a predetermined time gradient when the speed difference reaches its setpoint and a additional threshold below the setpoint falls below. This function prevents closing the clutch if the speed difference drops too much, through faster controlled pressure drop, especially if this faster pressure drop through the regulator is not possible for reasons of stability alone.

Gemäß Anspruch 16 soll ein Geberelement vorgesehen sein, das den im Zug- und Schubbetrieb über die Kupplung erfolgenden Momentenfluß erfaßt und dann, wenn kein Momentenfluß stattfindet, die Stellgröße auf Null setzt, von wo aus die Regelung wieder startet, wenn ein erneuter Momentenaufbau erfolgt. Stellt sich ein Betriebszustand ohne Momentenfluß ein, so muß der Kupplungsdruck möglichst schnell und vollständig auf Null abgesenkt werden, damit ein ungewolltes und den Komfort beeinträchtigendes Schließen der Kupplung verhindert wird. Dies kann mit der beschriebenen Maßnahme erreicht werden, ohne Rücksicht darauf, ob einzelne Signalpfade der Reglereinrichtung einen noch kurzzeitig größeren Wert der Stellgröße einstellen.According to claim 16, a transmitter element is to be provided be that in the pull and push operation via the clutch occurring moment flow and then if none Torque flow takes place, the manipulated variable is set to zero, from where the control starts again when a new one Torque buildup. An operating state arises without torque flow, the clutch pressure must be as possible can be quickly and completely reduced to zero an unwanted and compromising comfort Closing of the clutch is prevented. This can be done with the described measure can be achieved without consideration whether individual signal paths of the controller device a larger value of the manipulated variable for a short time to adjust.

Bei einem erfindungsgemäßen Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges einer zwischen Brennkraftmaschine und Getriebe angeordneten hydrodynamischen Kupplung parallelgeschaltet ist, soll gemäß Anspruch 17 bei Unterschreitung eines ersten Temperaturgrenzwertes des Kühlwassers der Brennkraftmaschine oder des Schmieröls des Getriebes die Kupplung selbsttätig in ihren ausgerückten Zustand gesteuert werden. Dabei kann dem Anspruch 18 zufolge oberhalb des ersten Temperaturgrenzwertes ein zweiter Temperaturgrenzwert vorgesehen sein. Zwischen dem ersten unteren und dem zweiten oberen Temperaturgrenzwert wird die Drehzahldifferenz erhöht. Alternativ dazu besteht die Möglichkeit gemäß Anspruch 19, daß oberhalb des ersten Temperaturgrenzwertes ein zweiter Temperaturgrenzwert vorgesehen ist, wobei bei Überschreitung des ersten Temperaturgrenzwertes mit zunehmender Temperatur bis zum zweiten Temperaturgrenzwert nach einer definierten Kennlinie die vorgegebene Drehzahldifferenz zurückgenommen wird. Weiterhin soll gemäß Anspruch 20 von einer Steuerelektronik der Brennkraftmaschine nach dem Start für eine kurze Zeit der Regeleinrichtung eine Temperaturinformation über die Motoröltemperatur oder die Motorkühlwassertemperatur zur Verfügung stehen, wobei mit dem Temperaturwert eine zeitabhängige Kennlinie gesetzt wird, nach der eine erhöhte Drehzahldifferenz zurückgenommen wird. Unterhalb des ersten unteren Temperaturgrenzwertes ist aufgrund der hohen Motorungleichförmigkeit bei kaltem Motor und der hohen Ölviskosität eine Kupplungsregelung nicht zufriedenstellend durchzuführen. Bei höheren Betriebstemperaturen, die aber noch nicht der üblichen Betriebstemperatur entsprechen (Grenzwert 2) sind die Motorungleichförmigkeit und die Ölviskosität noch erhöht, so daß mit einem erhöhten Kupplungsschlupf komfortable Betriebszustände eingestellt werden können. Die Gefahr des Verbrennens der Kupplung besteht bei den geringen Öltemperaturen nicht.In a control method according to the invention a clutch within a powertrain arranged between the engine and transmission hydrodynamic coupling is connected in parallel according to claim 17 when falling below a first Temperature limit of the cooling water of the Internal combustion engine or the gearbox lubricating oil Clutch automatically in its disengaged state to be controlled. Here, according to claim 18 a second above the first temperature limit Temperature limit may be provided. Between the first lower and the second upper temperature limit the speed difference increases. Alternatively there is the possibility according to claim 19 that above the first Temperature limit a second temperature limit is provided, being when the first is exceeded Temperature limit with increasing temperature up to to the second temperature limit after a defined one Characteristic, the specified speed difference is withdrawn becomes. Furthermore, according to claim 20 of a Control electronics of the internal combustion engine after starting for a short period of time Temperature information about the engine oil temperature or the Engine cooling water temperature are available, with with a time-dependent characteristic curve is set for the temperature value after which an increased speed difference is withdrawn. Below the first lower Temperature limit is due to the high Engine non-uniformity with cold engine and high Oil viscosity a clutch control is not satisfactory perform. At higher operating temperatures, however not yet correspond to the usual operating temperature (Limit 2) are the engine irregularity and the Oil viscosity still increased, so with an increased Clutch slip comfortable operating conditions set can be. The danger of burning the clutch does not exist at the low oil temperatures.

Bei einer Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens, bei der die Kupplung als Reibkupplung ausgebildet ist, soll nach Anspruch 21 ein die Kupplung ein- und ausrückendes Stellglied beidseitig über Betätigungsräume mit einem von der Regeleinrichtung geregelten hydraulischen Betätigungsdruck als Stellgröße beaufschlagbar sein. Über eine derartige doppelt wirkende Betätigung der Kupplung lassen sich geregelte Schlupfzustände oder ein völliges Ausrücken problemlos einstellen. Gemäß Anspruch 22 soll jedem Betätigungsraum ein den Betätigungsdruck einstellendes Regelventil zugeordnet sein, wobei beide Regelventile über einen von der Regeleinrichtung eingestellten Vorsteuerdruck beaufschlagbar sind.In a device for performing the method, in which the clutch is designed as a friction clutch, according to claim 21, the clutch on and disengaging actuator on both sides over actuation rooms with a hydraulic controlled by the control device Actuation pressure can be acted upon as a manipulated variable. over such a double-acting actuation of the clutch controlled slip conditions or a complete Adjust disengagement easily. According to claim 22 the actuation pressure in each actuation area adjusting control valve, both being assigned Control valves via one of the control device set pilot pressure can be applied.

Dabei kann nach Anspruch 23 ein erstes Regelventil, das den Betätigungsdruck in einem ersten Betätigungsraum der Reibungskupplung einstellt, hydraulisch vorgesteuert sein und mittels seines Kolbenschiebers in einer ersten Endstellung bei geringem Vorsteuerdruck bzw. Vorsteuerdruck gleich Null den ersten Betätigungsraum druckbeaufschlagen und in einer zweiten Endstellung bei erhöhtem Vorsteuerdruck den ersten Betätigungsraum entleeren sowie das zweite Regelventil derart mit Vorsteuerdruck beaufschlagen und dessen Kolbenschieber verstellen, daß der zweite Betätigungsraum mit einem hydraulischen Betätigungsdruck beaufschlagt wird. Diese Reihenschaltung der beiden Regelventile innerhalb der Vorsteuerdruck führenden Leitung führt zu Verzögerungen in der Schaltung der beiden Ventile und damit zu einer Dämpfung der Schaltvorgänge der Kupplung.According to claim 23, a first control valve, that the actuation pressure in a first actuation space the friction clutch, hydraulically piloted be and by means of its spool in a first End position at low pilot pressure or pilot pressure pressurize the first actuation chamber to zero and in a second end position with increased Discharge pilot pressure the first operating space as well the second control valve with pilot pressure act and adjust the piston valve that the second actuation room with a hydraulic Actuation pressure is applied. This series connection of the two control valves within the pilot pressure leading line leads to delays in the circuit of the two valves and thus to dampen the Gear changes of the clutch.

Weiterhin soll gemäß Anspruch 24 ein als 3/2-Wege ventil ausgebildetes Schmierventil an das Hauptdrucksystem und an einen Entleerungsanschluß des zweiten Regelventils, der in dessen erster Stellung Druckmittel aus dem zweiten Betätigungsraum abführt, angeschlossen sein, wobei das Schmierventil in seinen beiden Schaltstellungen dem Getriebe jeweils Druckmittel aus dem Hauptdrucksystem oder dem Entleerungsanschluß zur Schmierung zuleitet. Bei gesicherter Schmiermittelversorgung des Kraftfahrzeuggetriebes kann folglich auf eine separate Schmiermittelpumpe verzichtet werden. Nach Anspruch 25 kann das Schmierventil mit dem Druck der Vorsteuerleitung vorgesteuert sein, während alternativ dazu nach Anspruch 26 das Schmierventil mit dem Druck des Entleerungsanschlusses des zweiten Wegeventils vorgesteuert ist.Furthermore, according to claim 24, a 3/2 way valve-designed lubrication valve to the Main pressure system and to a drain port of the second control valve, which is in its first position Discharges pressure medium from the second actuation space, be connected with the lubrication valve in its pressure in both switching positions from the main pressure system or the drain connection for lubrication. With secured Lubricant supply to the motor vehicle transmission can consequently, there is no separate lubricant pump will. According to claim 25, the lubrication valve with the Pilot line pressure to be pilot controlled while alternatively according to claim 26, the lubrication valve with the Pressure of the drain port of the second directional valve is piloted.

In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist gemäß Anspruch 27 in der Vorsteuerleitung ein stromproportional wirkendes, elektromagnetisches Drucksteuerventil angeordnet. Dieses Drucksteuerventil stellt den auf die beiden Wegeventile und gegebenenfalls das Schmierventil wirkenden Vorsteuerdruck proportional zu einem elektrischen Steuerstrom ein, wobei der Steuerdruck weitgehend unabhängig von der Temperatur des Druckmittels ist. Zur Dämpfung der während der Regelvorgänge durch das Drucksteuerventil in der Vorsteuerleitung verursachten Druckschwingungen kann gemäß Anspruch 28 in der Vorsteuerleitung ein hydraulisches Dämpfungsglied angeordnet sein.In a further embodiment of the invention is according to Claim 27 in the pilot line a current proportional acting electromagnetic pressure control valve arranged. This pressure control valve puts the on the two directional control valves and possibly the lubrication valve acting pilot pressure proportional to one electrical control current, the control pressure largely independent of the temperature of the pressure medium is. To dampen the during the control processes by the Pressure control valve in the pilot line caused Pressure vibrations can according to claim 28 in the Pilot line a hydraulic attenuator be arranged.

Schließlich soll gemäß Anspruch 29 die elektronische Regelung des Drucksteuerventils derart aufgebaut sein, daß zur Erfassung von Drehzahlen bzw. Drehzahldifferenzen eine mehrpolige Schlitzscheibe bzw. ein Zahnrad, das mit einem Drehzahlsensor zusammenwirkt, vorgesehen sind, wobei in einer nachgeschalteten Impulsflächenaufbereitung exakt gleiche Impulsflächen erzeugt werden, von welchen in einem nachfolgenden Bandpaßfilter Restwelligkeit und selektive Eckdaten des Drehschwingungssignals bestimmt werden und schließlich in einer nachgeschalteten Stufe eine einen direkten Bezug zur Istgröße aufweisende Ausgangsspannung erzeugt wird.Finally, according to claim 29, the electronic Regulation of the pressure control valve be constructed such that to record speeds or speed differences multipole slotted disc or a gearwheel with a Speed sensor interacts, are provided, in a downstream pulse surface preparation exactly same impulse areas are generated, of which in one subsequent bandpass filter ripple and selective Key data of the torsional vibration signal can be determined and finally one in a subsequent stage direct reference to the actual variable output voltage is produced.

Diese Schaltung ermöglicht mit vergleichsweise geringem Aufwand Drehschwingungen, welche in frequenzmodulierter Form im Signalverlauf des Drehzahlaufnehmers enthalten sind, selektiv zu entnehmen. This circuit enables comparatively low effort torsional vibrations, which in frequency-modulated form in the waveform of the Speed sensor are included, selectively removed.

Entscheidend für die Funktion der Schaltung sind die Eckdaten des Bandpaßfilters. Es werden damit Effekte erzielt, welche die Qualität des Ausgangssignales maßgeblich beeinflussen. Durch geschickte Wahl der Eckfrequenzen des Bandpaßfilters kann ein diskreter Drehschwingungsanteil im Betriebsdrehzahlbereich unterdrückt oder hervorgehoben werden. Damit wird erreicht, daß auch kleinste Schwingungsamplituden, welche zu Drehschwingungserregungen und damit zu Brummen führen, als "Istwertsignal" für den Regelkreis zur Verfügung stehen. Diese Maßnahme führt auch zur Verbesserung des Signal-/Rauschverhältnisses und erlaubt insgesamt eine Schaltungsauslegung, welche den Anforderungen entsprechend temperatur- und langzeitstabil ist.The are crucial for the function of the circuit Key data of the bandpass filter. So there are effects achieved which the quality of the output signal significantly influence. By clever choice of The corner frequencies of the bandpass filter can be a discrete one Torsional vibration component in the operating speed range suppressed or highlighted. So that will achieves that even the smallest vibration amplitudes lead to torsional vibrations and thus hum, available as "actual value signal" for the control loop stand. This measure also leads to the improvement of Signal / noise ratio and allows a total of one Circuit design that meets the requirements is temperature and long-term stable.

Gleichzeitig wird die Signalauflösung so gesteigert, daß kleinste Drehgeschwindigkeitsdifferenzen (Δ ω <0,1 rad/sec) ausgeregelt werden können.At the same time, the signal resolution is increased so that the smallest rotational speed differences ( Δ ω <0.1 rad / sec) can be corrected.

In der Ausgangsstufe wird nicht nur eine der Drehschwingungs-Wechselamplitude proportionale Gleichspannung erzeugt. Ein nachgeschalteter Tiefpaß bewirkt, daß z. B. Störgrößen, welche über Fahrweise und Fahrbahneinflüsse als Drehschwingung in Erscheinung treten, unterdrückt werden. Das heißt, mit beliebig schmalbandigem Bandpaßverhalten und entsprechend angepaßter Grenzfrequenz von Tiefpaß 2 kann eine diskrete Brummresonanzfrequenz frei von übrigen Störgrößen in Form einer "Istwert- Gleichspannung" dem Regelkreis zugeführt werden. Der Arbeitspunkt des Reglers kann hierbei so gelegt werden, daß mehr als 50% der verfügbaren Signalamplitude zur Brummausregelung zur Verfügung steht.Not only is a DC voltage proportional to the torsional vibration alternating amplitude generated in the output stage. A downstream low-pass filter causes z. B. Disturbance variables, which appear as a torsional vibration via driving style and road influences, are suppressed. That is, with any narrow-band bandpass behavior and a correspondingly adjusted cut-off frequency of low-pass filter 2 , a discrete hum resonance frequency can be fed to the control loop free of other disturbances in the form of an "actual value direct voltage". The operating point of the controller can be set so that more than 50% of the available signal amplitude is available for hum control.

Die Erfindung ist nicht auf die Merkmalskombination der Ansprüche beschränkt. Für den Fachmann ergeben sich weitere sinnvolle Kombinationsmöglichkeiten von Ansprüchen und einzelnen Anspruchsmerkmalen aus der Aufgabenstellung.The invention is not based on the combination of features of claims limited. For the person skilled in the art further sensible combinations of requirements and individual claim characteristics from the task.

Zur weiteren Erläuterung der Erfindung wird auf die Zeichnung verwiesen, in der Ausführungsbeispiele vereinfacht dargestellt sind. Es zeigenTo further explain the invention reference is made to the Drawing referenced in the embodiments are shown in simplified form. Show it

Fig. 1 eine Vorrichtung zur Regelung einer Kupplung mit hydraulisch vorgesteuerten Regelventilen; Figure 1 shows a device for controlling a clutch with hydraulically pilot-controlled control valves.

Fig. 2 eine alternative Ausgestaltung einer Vorrichtung zur Regelung einer Kupplung;2 shows an alternative embodiment of a device for controlling a clutch.

Fig. 3 ein Blockschaltbild einer ersten Ausgestaltung eines Regelkreises für eine geregelte Kupplung; Fig. 3 is a block diagram of a first embodiment of a control circuit for a controlled clutch;

Fig. 4 ein Blockschaltbild einer zweiten Ausgestaltung eines Regelkreises für eine geregelte Kupplung; Fig. 4 is a block diagram of a second embodiment of a control circuit for a controlled clutch;

Fig. 5 ein erweitertes Blockschaltbild für eine Regelung einer Kupplung nach Fig. 3; FIG. 5 shows an expanded block diagram for regulating a clutch according to FIG. 3;

Fig. 6 ein erweitertes Blockschaltbild für eine Regelung einer Kupplung nach Fig. 4 und Fig. 6 is an expanded block diagram for a control of a clutch according to Fig. 4 and

Fig. 7 eine schematische Darstellung einer elektronischen Einrichtung zur Ermittlung von Drehzahlen und Drehgeschwindigkeitsdifferenzen. Fig. 7 is a schematic representation of an electronic device for determining speeds and rotational speed differences.

In den Fig. 1 und 2 ist mit 1 eine Hydraulikpumpe bezeichnet, die Druckmittel in eine Hauptdruckleitung 2 fördert. Die Hauptdruckleitung 2 ist angeschlossen an ein Druckreduzierventil 3, ein erstes Regelventil 4, ein zweites Regelventil 5 und ein Schmierventil 6. Dem Druckreduzierventil 3 ist ein Drucksteuerventil 7 nachgeordnet, das eine Ablaufleitung 8 zum Tank stromproportional auf- oder zusteuert. Dieses Drucksteuerventil 7 ist betätigt von einem Steuergerät 44 und beherrscht den Druck in seiner ausgangsseitigen Vorsteuerleitung 9. Diese Vorsteuerleitung 9 ist an ein Dämpfungsglied 10 sowie einen stirnseitigen Vorsteuerraum 11 und einen Steuerraum 12 des ersten Regelventils 4 angeschlossen. Darüber hinaus weist das erste Regelventil 4 fünf Ringräume 13 a bis e auf, deren Zu- und Abfluß des Druckmittels von einem gegen die Kraft einer Feder 14 verlagerbaren Kolbenschieber 15 beherrscht wird, welcher Steuerkolben 16 bis 18 aufweist. Der erste Ringraum 13 a ist zum Druckmittelablauf hin geöffnet, während der zweite Ringraum 13 b über eine erste Betätigungsleitung 19 an einen ersten Betätigungsraum 20 einer Reibungskupplung 21 angeschlossen ist. Diese Reibungskupplung 21, dient als Wandlerüberbrückungskupplung, d. h., von einer Antriebswelle 22 aus wird über einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 23 bei ausgerückter Reibungskupplung 21 Drehmoment auf eine Abtriebswelle 24 übertragen. Die Reibungskupplung 21 ist diesem hydrodynamischen Drehmomentwandler 23 parallel geschaltet, so daß bei völlig eingerückter Reibungskupplung 21 das gesamte Drehmoment über die Reibungskupplung 21 schlupffrei von der Antriebswelle 22 zur Abtriebswelle 24 übertragen wird.In Figs. 1 and 2, 1 denotes a hydraulic pump, promotes the pressure medium in a main pressure line 2. The main pressure line 2 is connected to a pressure reducing valve 3 , a first control valve 4 , a second control valve 5 and a lubrication valve 6 . The pressure reducing valve 3 is followed by a pressure control valve 7 , which opens or closes a drain line 8 to the tank in proportion to the flow. This pressure control valve 7 is actuated by a control unit 44 and controls the pressure in its pilot line 9 on the output side. This pilot control line 9 is connected to an attenuator 10 and to a pilot control chamber 11 on the end face and a control chamber 12 of the first control valve 4 . In addition, the first control valve 4 has five annular spaces 13 a to e , the inflow and outflow of the pressure medium is controlled by a piston slide 15 which can be displaced against the force of a spring 14 and which has control pistons 16 to 18 . The first annular space 13 a is open to the pressure medium outlet, while the second annular space 13 b is connected via a first actuating line 19 to a first actuating space 20 of a friction clutch 21 . This friction clutch 21 serves as a lock-up clutch, that is, by a drive shaft 22 is transmitted via a hydrodynamic torque converter 23 in the disengaged friction clutch 21 torque to an output shaft 24th The friction clutch 21 is connected in parallel to this hydrodynamic torque converter 23 , so that when the friction clutch 21 is fully engaged, the entire torque is transmitted without slip from the drive shaft 22 to the output shaft 24 via the friction clutch 21 .

Der Ringraum 13 c des ersten Regelventils 4 ist angeschlossen an die Hauptdruckleitung 2, während eine Verbindungsleitung 25 zum Anschluß des Ringraums 13 d an einen stirnseitigen Vorsteuerraum 26 des zweiten Regelventils 5 dient. Schließlich ist der Ringraum 13 e zum Druckmittelablauf hin geöffnet. Das zweite Regelventil 5 weist einen Steuerschieber 27 mit Steuerkolben 28 bis 30 auf. Im Inneren des zweiten Regelventils 5 sind, abgesehen vom stirnseitigen Vorsteuerraum 26, Ringräume 31 a bis 31 d angeordnet. Der Ringraum 31 a ist dabei angeschlossen an die Hauptdruckleitung 2, während der Ringraum 31 b über eine zweite Betätigungsleitung 32, innerhalb welcher ein Kühler 33 angeordnet ist, an einen zweiten Betätigungsraum 34 der Reibungskupplung 21 angeschlossen ist. Das in den Fig. 1 und 2 dargestellte Schmierventil 6 weist einen Ventilschieber 35 auf, der stirnseitig eine Feder 36 und dieser gegenüberliegend einen Steuerraum 37 hat. Der Ventilschieber 35 ist mit Steuerkolben 38 und 39 versehen, die Ringräume 40 a bis 40 c beherrschen. An den Ringraum 40 b ist eine Schmierölleitung 41 angeschlossen, die zu Schmierstellen des nicht näher dargestellten Kraftfahrzeuggetriebes führt.The annular space 13 c of the first control valve 4 is connected to the main pressure line 2 , while a connecting line 25 is used to connect the annular space 13 d to a pilot control space 26 of the second control valve 5 at the end. Finally, the annular space 13 e is open towards the pressure medium outlet. The second control valve 5 has a control slide 27 with control pistons 28 to 30 . , Annular spaces are apart from the end-side pilot chamber 26 inside the second control valve 5, 31 arranged a through d 31st The annular space 31 a is connected to the main pressure line 2 , while the annular space 31 b is connected via a second actuation line 32 , within which a cooler 33 is arranged, to a second actuation space 34 of the friction clutch 21 . The lubrication valve 6 shown in FIGS . 1 and 2 has a valve spool 35 which has a spring 36 on the end face and a control chamber 37 opposite it. The valve spool 35 is provided with control pistons 38 and 39 , which control annular spaces 40 a to 40 c . At the annular space 40 b , a lubricating oil line 41 is connected, which leads to lubrication points of the motor vehicle transmission, not shown.

Bei dem Ausgestaltungsbeispiel nach Fig. 1 führt von dem Ringraum 31 c des zweiten Regelventils 5 eine Leitung 42 verzweigt zu dem Ringraum 40 a und zum Steuerraum 37 des Schmierventils 6. Der Ringraum 40 c ist unter Zwischenschaltung einer Drossel 43 an die Hauptdruckleitung 2 angeschlossen.In the embodiment example according to FIG. 1, a line 42 leads from the annular space 31 c of the second control valve 5 to the annular space 40 a and to the control space 37 of the lubricating valve 6 . The annular space 40 c is connected to the main pressure line 2 with the interposition of a throttle 43 .

Die Funktion der hydraulischen Steuereinrichtung nach Fig. 1 ist folgende: Über das Druckreduzierventil 3 wird in der Vorsteuerleitung 9 ein konstanter, gegenüber dem Hauptdruck reduzierter Steuerdruck eingestellt, der nur durch die Stellung des von dem Steuergerät 44 verstellten Drucksteuerventils 7 veränderlich ist, wobei dieses stromproportional die Ablaufleitung 8 öffnet oder schließt. Ist diese Ablaufleitung 8 durch das Drucksteuerventil 7 geöffnet - wie in der Fig. 1 dargestellt -, so wirkt im stirnseitigen Vorsteuerraum 11 des Kolbenschiebers 15 ein geringer Vorsteuerdruck, und der Kolbenschieber 15 ist durch die Kraft der Feder 14 in seine unterste Stellung verschoben, in welcher die Hauptdruckleitung 2 über die Ringräume 13 b und c mit der ersten Betätigungsleitung 19 verbunden ist, so daß sich im ersten Betätigungsraum 20 der Reibungskupplung 21 ein Betätigungsdruck aufbaut, der in der Richtung eines Ausrückvorgangs der Reibungskupplung 21 wirkt. Da der stirnseitige Vorsteuerraum 26 des zweiten Regelventils über die Verbindungsleitung 25 sowie Ringräume 13 d und e zum Ablauf hin geöffnet ist, befindet sich dieses Ventil 5 ebenfalls in seiner unteren Stellung, in der es die zweite Betätigungsleitung 32 über Ringräume 31 b und c und die Leitung 42 mit dem Steuerraum 37 des Schmierventils 6 verbindet. Der Ventilschieber 35 des Schmierventils 6 ist gegen die Kraft der Feder 36 in seine obere Position verschoben, in der das in der Leitung 42 anstehende Druckmittel über die Ringräume 40 a und b dieses Ventils in die Schmierölleitung 41 gelangen kann.The function of the hydraulic control device according to FIG. 1 is as follows: via the pressure reducing valve 3 , a constant control pressure is set in the pilot control line 9 , which is reduced compared to the main pressure and which can only be changed by the position of the pressure control valve 7 adjusted by the control device 44 , this being proportional to the flow the drain line 8 opens or closes. If this discharge line 8 is opened by the pressure control valve 7 - as shown in FIG. 1 -, a small pilot pressure acts in the pilot control chamber 11 of the spool 15 , and the spool 15 is displaced into its lowest position by the force of the spring 14 wherein the main pressure line 2 via the annular spaces 13 b, and c is connected to the first operating line 19, so that the friction clutch 21 establishes an operating pressure in the first operating space 20, which acts in the direction of disengagement of the friction clutch 21st Since the front pilot chamber 26 of the second control valve is open to the outlet via the connecting line 25 and annular spaces 13 d and e , this valve 5 is also in its lower position, in which it is the second actuating line 32 via annular spaces 31 b and c and the Line 42 connects to the control chamber 37 of the lubrication valve 6 . The valve spool 35 of the lubricating valve 6 is moved against the force of the spring 36 into its upper position, in which the pressure medium present in the line 42 can reach the lubricating oil line 41 via the annular spaces 40 a and b of this valve.

Wird das Drucksteuerventil 7 über das Steuergerät 44 in eine Stellung verschoben, in welcher die Ablaufleitung 8 mehr oder weniger abgesperrt ist, so steigt der Vorsteuerdruck in der Vorsteuerleitung 9 und folglich auch im stirnseitigen Vorsteuerraum 11 des Regelventils 4 an, so daß sich dessen Kolbenschieber 15 in eine Position bewegt, in der Druckmittel aus dem ersten Betätigungsraum 20 der Reibungskupplung 21 über die Ringräume 13 b und a abgeführt wird und in der vom Steuerraum 12 aus über den Ringraum 13 d der Vorsteuerdruck über die Verbindungsleitung 25 ebenfalls zum stirnseitigen Vorsteuerraum 26 des zweiten Regelventils 5 gelangt. Dadurch wird mit einer Verzögerung der Steuerschieber 27 gegen Federkraft verschoben und verbindet die Hauptdruckleitung 2 unter Einbeziehung des Kühlers 33 mit dem zweiten Betätigungsraum 34, wodurch die Reibungskupplung 21 in ihre eingerückte Stellung bewegt wird. In dieser Position des zweiten Regelventils 5 wird über die Ringräume 31 c und d Druckmittel aus der Leitung 42 abgeführt, so daß der Ventilschieber 35 des Schmierventils 6 durch die Feder 36 in seine untere Stellung verschoben wird. Nunmehr gelangt Druckmittel zu den Schmierstellen aus der Hauptdruckleitung 2 über die Ringräume 40 b und c des Schmierventils 6. Während des erfindungsgemäßen Regelvorganges der Reibungskupplung werden Schlupfzustände mit dieser elektro-hydraulischen Steuereinrichtung eingestellt, bei welchen ein geregeltes Druckniveau in den Betätigungsräumen 20 und 34 der Reibungskupplung 21 herrscht.If the pressure control valve 7 is moved via the control unit 44 into a position in which the drain line 8 is more or less shut off, the pilot pressure in the pilot line 9 and consequently also in the pilot valve chamber 11 of the control valve 4 increases , so that the piston slide 15 thereof moved into a position in which pressure medium is discharged from the first actuating chamber 20 of the friction clutch 21 via the annular spaces 13 b and a and in which the pilot pressure via the connecting line 25 from the control chamber 12 via the annular space 13 d also to the pilot valve chamber 26 of the second Control valve 5 arrives. As a result, the control slide 27 is displaced against spring force with a delay and connects the main pressure line 2 , including the cooler 33, to the second actuation chamber 34 , as a result of which the friction clutch 21 is moved into its engaged position. In this position of the second control valve 5 , pressure medium is discharged from the line 42 via the annular spaces 31 c and d , so that the valve slide 35 of the lubricating valve 6 is displaced into its lower position by the spring 36 . Pressure medium now reaches the lubrication points from the main pressure line 2 via the annular spaces 40 b and c of the lubrication valve 6 . During the control process of the friction clutch according to the invention, slip states are set with this electro-hydraulic control device, in which a regulated pressure level prevails in the actuation spaces 20 and 34 of the friction clutch 21 .

Im Unterschied zur Fig. 1 wird nach Fig. 2 dem Schmierventil 6 in seinem Steuerraum 37 unmittelbar aus der Vorsteuerleitung 9 Vorsteuerdruck zugeführt. Von dem Ringraum 31 c des zweiten Regelventils 5 führt eine Leitung 45 zum Ringraum 40 c des Schmierventils 6. An den Ringraum 40 a ist die Hauptdruckleitung 2 unmittelbar angeschlossen, wobei in diesem Zweig der Hauptdruckleitung 2 eine Drossel 46 angeordnet ist. Dabei ist die Funktion der Einrichtung nach Fig. 2 folgendermaßen: Übereinstimmend mit der Ausführung nach Fig. 1 baut sich in Abhängigkeit von den Stellungen der über den Steuerdruck in der Vorsteuerleitung 9 beherrschten Wegeventile 4 und 5 in den Betätigungsräumen 20 und 34 ein bestimmter Betätigungsdruck auf. Ist der Druck in der Vorsteuerleitung 9 relativ gering, so befindet sich der Ventilschieber 35 des Schmierventils 6 in seiner unteren Stellung, wobei den Schmierstellen Druckmittel aus dem zweiten mit dem Wandlerinnenraum verbundenen Betätigungsraum 32 zugeführt wird. Steigt der Druck in dem Steuerraum 37 des Schmierventils 6 an, so stellt der Ventilschieber 35 über die Ringräume 40 a und b eine Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung 2 und der Schmierölleitung 41 her. In contrast to FIG. 1, the lubrication valve 6 in its control chamber 37 is supplied with pilot pressure from the pilot line 9 according to FIG . A line 45 leads from the annular space 31 c of the second control valve 5 to the annular space 40 c of the lubricating valve 6 . The main pressure line 2 is directly connected to the annular space 40 a , a throttle 46 being arranged in this branch of the main pressure line 2 . The function of the device according to FIG. 2 is as follows: In accordance with the embodiment according to FIG. 1, a certain actuating pressure builds up in the actuating spaces 20 and 34 as a function of the positions of the directional control valves 4 and 5 controlled by the pilot pressure in the pilot line 9 . If the pressure in the pilot line 9 is relatively low, the valve slide 35 of the lubrication valve 6 is in its lower position, with pressure means being supplied to the lubrication points from the second actuating space 32 connected to the converter interior. If the pressure in the control chamber 37 of the lubricating valve 6 rises, the valve slide 35 establishes a connection between the main pressure line 2 and the lubricating oil line 41 via the annular spaces 40 a and b .

Die Fig. 3 zeigt ein Blockschaltbild einer ersten Ausführung der erfindungsgemäßen Regelung der Kupplung. Dabei ist in der schematischen Darstellung mit 47 ein Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bezeichnet, der über die bereits in den Fig. 1 und 2 gezeigte Antriebswelle 22 die regelbare Kupplung 21 antreibt. Abtriebsseitig führt von der Kupplung 21 die Abtriebswelle 24 zu einer Übertragungseinheit 48, die beispielsweise als Kraftfahrzeuggetriebe ausgebildet sein kann. Schließlich ist aus der Übertragungseinheit 48 eine Ausgangswelle 49 herausgeführt. Eine Regelgrößenberechnungseinheit 50 ermittelt im vorliegenden Fall laufend die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω der Ausgangswelle 49 als Maß der Drehungleichförmigkeit. Die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω kann abtriebsseitig der Kupplung auch an der Abtriebswelle 24 oder Wellen bzw. Zahnrädern der Übertragungseinheit 48 erfaßt werden und wird einer Vergleichereinheit 51 als Istwert x zugeführt, wobei die Vergleichereinheit 51 aus einem vorgegebenen festen Sollwert w eine Regelabweichung x _w bestimmt. Der Sollwert w repräsentiert dabei eine Größe der Drehungleichförmigkeit Δ ω _max der Ausgangswelle 49 oder der Abtriebswelle 24 bzw. der Elemente der Übertragungseinheit 48, bei der diese als oberer Grenzwert noch nicht zu Geräuschen im Antriebsstrang und an Karosserieteilen führt. Mit der Regelabweichung x _w bestimmt ein Regler 52 nach einem bestimmten Algorithmus eine Stellgröße y (Kupplungsdruck oder Kupplungsweg), die die Kupplung 21 so schlupfen läßt, daß die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω mit ihrem Istwert x den vorgegebenen Sollwert (Grenzwert) nicht oder nur unwesentlich übersteigt. Zur Dämpfung der Schwingungen des Antriebsstranges genügt normalerweise ein geringer Kupplungsschlupf. Dieser wird in einer Maximalschlupf- Überwachungseinheit 53 erfaßt. Nur bei Erreichen oder Überschreiten eines vorgegebenen maximalen Schlupfes über eine längere Zeit gibt die Maximalschlupf- Überwachungseinheit 53 einen vorgegebenen Korrekturwert K aus, der den Sollwert w über eine weitere Vergleichereinheit 54 so beeinflußt, daß der Schlupf der Kupplung 21 schnell verringert wird oder die Kupplung 21 ganz öffnet. Selbstverständlich besteht die Möglichkeit, den Kupplungsschlupf Δ n auch zwischen der Antriebswelle 22 und der Abtriebswelle 24 zu ermitteln, und die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω kann durch Meßwertaufnehmer an der Abtriebswelle 24 oder innerhalb der Übertragungseinheit 48 erfaßt werden. Fig. 3 shows a block diagram of a first embodiment of the inventive regulation of the clutch. In the schematic illustration, 47 denotes a drive motor of the motor vehicle which drives the controllable clutch 21 via the drive shaft 22 already shown in FIGS. 1 and 2. On the output side, the output shaft 24 leads from the clutch 21 to a transmission unit 48 , which can be designed, for example, as a motor vehicle transmission. Finally, an output shaft 49 is led out of the transmission unit 48 . In the present case, a controlled variable calculation unit 50 continuously determines the rotational speed difference Δ ω of the output shaft 49 as a measure of the rotational nonuniformity. The rotational speed difference Δ ω can also be detected on the output side of the clutch on the output shaft 24 or shafts or gearwheels of the transmission unit 48 and is supplied to a comparator unit 51 as the actual value x , the comparator unit 51 determining a control deviation x _w from a predetermined fixed target value w . The setpoint w here represents a size of the rotational irregularity Δ ω _max of the output shaft 49 or the output shaft 24 or the elements of the transfer unit 48 in which this does not lead to noise as the upper limit in the driveline and car body parts. With the control deviation x _w , a controller 52 determines a manipulated variable y (clutch pressure or clutch travel) according to a specific algorithm, which causes the clutch 21 to slip in such a way that the rotational speed difference Δ ω with its actual value x does not, or only insignificantly, exceed the predetermined target value (limit value) . A small clutch slip is usually sufficient to dampen the vibrations of the drive train. This is recorded in a maximum slip monitoring unit 53 . Only when a predetermined maximum slip is reached or exceeded over a longer period of time does the maximum slip monitoring unit 53 output a predetermined correction value K , which influences the desired value w via a further comparator unit 54 in such a way that the slip of the clutch 21 is quickly reduced or the clutch 21 opens completely. Of course, there is also the possibility of determining the clutch slip Δ n between the drive shaft 22 and the output shaft 24 , and the rotational speed difference Δ ω can be detected by measuring sensors on the output shaft 24 or within the transmission unit 48 .

Die Fig. 4 zeigt als Blockschaltbild ein Ausgestaltungsbeispiel des Verfahrens zur Regelung einer Kupplung nach Nebenanspruch 2. In der schematischen Darstellung ist wiederum mit 47 der Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bezeichnet, der über die Antriebswelle 22 die regelbare Kupplung 21 antreibt. Abtriebsseitig führt von der Kupplung 21 die Abtriebswelle 24 zu der Übertragungseinheit 48, die als Kraftfahrzeuggetriebe ausgebildet ist. Aus der Übertragungseinheit 48 ist eine Ausgangswelle 49 herausgeführt. Eine Regelgrößenberechnungseinheit 61 ermittelt laufend aus den Drehzahlen der Antriebswelle 22 und der Abtriebswelle 24 eine Differenzdrehzahl Δ n und führt diese einer Vergleicher- oder Summiereinheit 62 als Istwert x zu. Einem ersten Sollwertgeber 63 werden Betriebsparameter des Antriebsmotors 47, wie z. B. die Motordrehzahl n _M und die Drosselklappenstellung α _DK zugeleitet, aufgrund welcher der Sollwertgeber 63 eine bestimmte Differenzdrehzahl Δ n als Sollwert w an die Vergleicher- oder Summiereinheit 62 vorgibt. Ein Regler 64 gibt aufgrund des Vergleiches von Soll- und Istwert der Differenzdrehzahl Δ n eine bestimmte Stellgröße y an die Kupplung 21 aus. Diesem Regelkreis ist ein zweiter Regelkreis überlagert, der eine Regelgrößenberechnungseinheit 65 aufweist, die zur Bestimmung der jeweiligen Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω der Ausgangswelle 49 dient. Diese Regelgrößenberechnungseinheit 65 kann an jede beliebige Welle oder Übertragungseinrichtung abtriebsseitig der Kupplung 21 angeschlossen sein und liefert ein Maß für die Drehungleichförmigkeit. Die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω wird einem zweiten Sollwertgeber 66 zugeführt, der wahlweise über einen Pfad 67 auf den ersten Sollwertgeber adaptiv einwirken kann oder alternativ über einen Pfad 67 a den von dem ersten Sollwertgeber 63 gelieferten ersten Sollwert an der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 additiv überlagert. FIG. 4 shows a block diagram of a configuration example of the method of controlling a clutch according to independent claim 2. In the schematic representation again denoted by 47, the drive motor of the motor vehicle which drives on the drive shaft 22, the controllable clutch 21. On the output side, the output shaft 24 leads from the clutch 21 to the transmission unit 48 , which is designed as a motor vehicle transmission. An output shaft 49 is led out of the transmission unit 48 . A control amount calculation unit 61 continuously determined from the rotational speeds of the drive shaft 22 and the output shaft 24 a speed differential Δ n and supplies it to a comparator or summing unit 62 as the actual value x to. A first setpoint generator 63 are operating parameters of the drive motor 47 , such as. For example, the engine speed n _M and the throttle position α _DK supplied, due to which the reference value generator 63, a certain speed differential Δ n as the desired value w to the comparator or summing unit 62 specifies. A controller 64 outputs a result of the comparison of desired and actual value of the speed differential Δ n a certain manipulated variable y of the clutch 21st A second control circuit is superimposed on this control circuit, which has a control variable calculation unit 65 , which is used to determine the respective rotational speed difference Δ ω of the output shaft 49 . This controlled variable calculation unit 65 can be connected to any shaft or transmission device on the output side of the clutch 21 and provides a measure of the rotational irregularity. The rotational speed difference Δ ω is supplied to a second reference value generator 66, which optionally can act adaptively via a path 67 to the first setpoint generator, or alternatively, additively superimposed on a supplied by the first reference value generator 63 first target value at the comparator or summing unit 62 via a path 67th

Die Funktionsweise der Einrichtung ist wie folgt: Die Regelgrößenberechnungseinheit 61 erfaßt laufend aufgrund der An- und Abtriebsdrehzahl der Kupplung 21 die Differenzdrehzahl Δ n und führt diesen Wert x der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 zu, die außerdem aus dem ersten Sollwertgeber 63 einen aufgrund der Betriebsparameter des Antriebsmotors 47 gebildeten Sollwert w erhält. Aufgrund dieser Betriebsparameter wird der Sollwert derart verändert, daß unter normalen Bedingungen ein Karosseriedröhnen am Kraftfahrzeug nicht auftritt. Nimmt jedoch die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω einen Wert an, bei dem erfahrungsgemäß Karosseriedröhnen auftritt, so gibt der zweite Sollwertgeber 66 einen zweiten Sollwert aus, wobei dieser zweite Sollwert den Sollwert w des ersten Sollwertgebers 63 so adaptiert, daß dieser einen erhöhten Sollwert ausgibt. Darüber hinaus besteht die Möglichkeit, daß der zweite Sollwert unmittelbar additiv auf die Vergleicher- oder Summiereinheit 62 wirkt. Der erste Sollwertgeber 63 erfaßt die Betriebsparameter, bei denen er vom zweiten Sollwertgeber 66 adaptiert wurde, so daß bei Wiederauftreten der gleichen Betriebsparameter α _DK, n _M ein erhöhter Sollwert w ausgegeben wird. Somit kann zunächst ein geringer Kupplungsschlupf Δ n eingestellt werden und dieser durch den zweiten Sollwertgeber 66 derart korrigiert werden, daß komfortable Zustände realisiert werden.The functioning of the device is as follows: The controlled variable calculation unit 61 continuously records the differential speed Δ n on the basis of the input and output speed of the clutch 21 and feeds this value x to the comparator or summing unit 62 , which also generates a value from the first setpoint generator 63 based on the operating parameters of the drive motor 47 formed setpoint w receives. Based on these operating parameters, the setpoint is changed in such a way that a body roar does not occur on the motor vehicle under normal conditions. If, however, the rotational speed difference Δ ω assumes a value at which body roaring is known to occur, the second setpoint generator 66 outputs a second setpoint, this second setpoint adapting the setpoint w of the first setpoint generator 63 so that it outputs an increased setpoint. There is also the possibility that the second setpoint acts directly additively on the comparator or summing unit 62 . The first setpoint generator 63 detects the operating parameters in which it was adapted by the second setpoint generator 66 , so that when the same operating parameters α _DK , n _M reappear, an increased setpoint w is output. Thus, a small clutch slip Δ n can initially be set and this can be corrected by the second setpoint generator 66 in such a way that comfortable conditions are realized.

In der Fig. 5 ist ein erweitertes Blockschaltbild dargestellt, das einen Grundregelkreis gemäß Fig. 3 enthält. Die Funktionen Antriebsmotor 47, Antriebswelle 22, Kupplung 21, Abtriebswelle 24, Übertragungseinheit 48 und Ausgangswelle 49 sind in einem gemeinsamen Block zusammengefaßt. In Übereinstimmung mit Fig. 3 wird über die Regelgrößenberechnungseinheit 50 aus der Drehzahl n _ab, also einer Drehzahl abtriebsseitig zur Kupplung 21, die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω bestimmt und der Vergleichereinheit 51 zugeführt. In die Summiereinheit 54 gehen Führungsgrößen folgender Betriebsparameter des Kraftfahrzeugs ein: Laständerungsgeschwindigkeit α _DK, w _Wechsel als Wechsel von Zug- auf Schubbetrieb, w _Schalt für einen Schaltvorgang des Kraftfahrzeuggetriebes und w _Temp als Wert für die Temperatur des Kühlwassers des Antriebsmotors. Der Regler weist einen P-Anteil auf, der durch Blöcke 68 und 69 gekennzeichnet ist. Weiterhin weist er einen I-Anteil auf, gekennzeichnet durch Blöcke 70 und 71. Schließlich hat der Regler noch einen D-Anteil, der anhand von Blöcken 72 und 80 dargestellt ist. Auf den P-Anteil wirkt ein Steuerwert K 1, auf den I-Anteil unmittelbar die Last in Abhängigkeit der Drosselklappenstellung α _DK und/oder a _DK und/oder x _w und auf den D-Anteil ein Korrekturwert K ₂. FIG. 5 shows an expanded block diagram that contains a basic control loop according to FIG. 3. The functions of drive motor 47 , drive shaft 22 , clutch 21 , output shaft 24 , transmission unit 48 and output shaft 49 are combined in a common block. In accordance with FIG. 3, the rotational speed difference Δ ω is determined from the speed n _ab , ie a speed on the output side to the clutch 21 , via the controlled variable calculation unit 50 and is fed to the comparator unit 51 . Command values of the following operating parameters of the motor vehicle enter into the summing unit 54 : load _change speed α _DK , w _change as a change from pull to push operation, w _shift for a switching operation of the motor vehicle transmission and w _temp as a value for the temperature of the cooling water of the drive motor. The controller has a P component, which is characterized by blocks 68 and 69 . It also has an I component, characterized by blocks 70 and 71 . Finally, the controller also has a D component, which is shown using blocks 72 and 80 . A control value K 1 acts on the P component, the load on the I component directly as a function of the throttle valve position α _DK and / or a _DK and / or x _w and a correction value K ₂ on the D component.

Die Fig. 6 stellt ein erweitertes Blockschaltbild der Fig. 4 dar. Dabei ist wiederum als Regelstrecke ein Block dargestellt, der die Funktionen Antriebsmotor 47, Antriebswelle 22, Kupplung 21, Abtriebswelle 24, Übertragungseinheit 48 und Ausgangswelle 49 enthält. FIG. 6 shows an expanded block diagram of FIG. 4. Here, a block is again shown as a controlled system, which contains the functions drive motor 47 , drive shaft 22 , clutch 21 , output shaft 24 , transmission unit 48 and output shaft 49 .

Die Drehzahlen n _an und n _ab der Antriebswelle 22 und der Abtriebswelle 24 werden der Regelgrößenberechnungseinheit 61 zugeleitet, die den Wert der Drehzahldifferenz Δ n bildet und diesen der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 als Istwert x zuführt. Eine zweite Regelgrößenberechnungseinheit 65 ermittelt aufgrund der Drehzahl n _ab Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Δ ω _ab und führt diesen Wert dem zweiten Sollwertgeber 66 zu. Der erste Sollwertgeber 63 bildet aufgrund der Betriebsparameter Motorlast aus Drosselklappenstellung α _DK und Motordrehzahl n _M einen ersten Sollwert w. Je nach Ausbildung der Einrichtung kann der zweite Sollwertgeber 66 adaptiv auf den ersten Sollwertgeber 63 wirken oder der zweite Sollwert wird der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 direkt zugeleitet und zum ersten Sollwert addiert (dargestellt als gestrichelter Pfad).The speeds n _on and n _from the drive shaft 22 and the output shaft 24 are fed to the controlled variable calculation unit 61 , which forms the value of the speed difference Δ n and feeds it to the comparator or summing unit 62 as the actual value x . A second control amount calculation unit 65 determines a result of the rotation speed n _from rotation speed differences Δ ω and _from this value to the second reference value generator 66 to. The first setpoint generator 63 forms a first setpoint w based on the operating parameters engine load from throttle valve position α _DK and engine speed n _M. Depending on the design of the device, the second setpoint generator 66 can act adaptively on the first setpoint generator 63 or the second setpoint is fed directly to the comparator or summing unit 62 and added to the first setpoint (shown as a dashed path).

Es sind wiederum Sonderfunktionen vorhanden, die den Sollwert erhöhen und damit über den Regler wirken. So wird zum einen die Laständerungsgeschwindigkeit a _DK ermittelt und als Führungsgröße W _dyn der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 zugeführt. Dargestellt als Führungsgröße w _Wechsel ist eine Sensoreinrichtung, die die Motorlast ermittelt und derart auf den Sollwert einwirkt, daß unterhalb einer bestimmten Motorlast im Zug- wie Schubbetrieb eine erhöhte Differenzdrehzahl Δ n eingestellt wird. Die Einrichtung, bezeichnet als Führungsgröße w _Schalt überwacht Schaltvorgänge des Fahrzeuggetriebes 48. Die Einrichtung, angegeben im Block Führungsgröße w _Temp sorgt dafür, daß in Abhängigkeit der Temperatur des Kühlwassers des Antriebsmotors oder der Öltemperatur des Kraftfahrzeuggetriebes die Kupplung mehr oder weniger eingerückt oder geöffnet ist. Ein Block 72 öffnet die Kupplung bei niedriger Drehzahl n _ab, ein Block 73 stellt in Abhängigkeit von der Motorlast eine bestimmte Schließkraft der Kupplung ein. Ein Block 74 mit nachgeordnetem Zeitglied 74 a und dem D-Glied 80 bewirkt ein dynamisches Verhalten der Steuergröße y und der Schließkraft der Kupplung, so daß verzögerte Steuergrößenänderungen und verzögert wirksame Kupplungsschließkraftänderungen bei schnellen Motorlaständerungen kompensiert werden können. Ein Block 75 bewirkt eine Schnellöffnung der Kupplung nach einem vorgegebenen zeitlichen Gradienten, wenn die Differenzdrehzahl Δ n ihren Sollwert unterschreitet und zusätzlich eine weitere Schwelle unterhalb des Sollwertes unterschreitet mit dem Ziel, daß die Tendenz der Kupplung, sich zu schließen, verhindert wird.There are special functions that increase the setpoint and thus act via the controller. On the one hand, the load change speed a _{DK is} determined and fed to the comparator or summing unit 62 as a reference variable W _dyn . Shown as the command variable w _change is a sensor device which determines the engine load and acts on the setpoint in such a way that an increased differential speed Δ n is set below a certain engine load in pulling and pushing operation. The device, referred to as the command variable w _switching, monitors switching operations of the vehicle transmission 48 . The device, specified in the block command variable w _Temp, ensures that the clutch is more or less engaged or disengaged depending on the temperature of the cooling water of the drive motor or the oil temperature of the motor vehicle transmission. A block 72 opens the clutch at low speed _from n, a block 73 represents a function of the engine load a certain closing force of the clutch a. A block 74 with a downstream timer 74 a and the D-element 80 causes a dynamic behavior of the control variable y and the closing force of the clutch, so that delayed control variable changes and delayed effective clutch closing force changes can be compensated for rapid engine load changes. A block 75 causes a quick-opening of the clutch after a predetermined time gradient when the speed differential Δ n falls below its setpoint value and additionally a further threshold below the desired value below with the aim that the tendency for the clutch to close, is prevented.

Die Regeleinrichtung weist einen Proportionalanteil auf, der in Abhängigkeit von der Motorlast a _DK verändert wird, so daß mit steigendem Wert α _DK der Proportionalanteil vergrößert wird (Pfad 76). Über einen Pfad 77 wird der Proportionalanteil in Abhängigkeit von der Regelabweichung x _w so verändert, daß mit größeren Regelabweichungen der Proportionalanteil vergrößert wird. Über einen Signalpfad 78 wird bei schneller Änderung der Motorlast der Integralanteil der Regeleinrichtung dahingehend verändert, daß sein Eingriff stärker wird, als bei konstanter oder sich nur langsam ändernder Motorlast, so daß die Tendenz der Differenzdrehzahl Δ n, bei schneller Änderung der Motorlast weit von ihrem Sollwert abzuweichen, verringert wird. Schließlich ist noch ein Signalpfad 79 vorgesehen, der den Momentenfluß über die Kupplung überwacht und dann, wenn kein Momentenfluß stattfindet, die Steuergröße y auf Null setzt, von wo aus die Regelung wieder startet, wenn ein erneuter Momentenaufbau erfolgt.The control device has a proportional component, which is changed as a function of the engine load a _DK , so that the proportional component is increased with increasing value α _DK (path 76 ). Via a path 77 , the proportional component is changed as a function of the control deviation x _{w in} such a way that the proportional component is increased with larger control deviations. With a rapid change in the engine load, the integral part of the control device is changed via a signal path 78 in such a way that its intervention becomes stronger than with a constant or only slowly changing engine load, so that the tendency of the differential speed Δ n , when the engine load changes rapidly, is far from it Deviate setpoint is reduced. Finally, a signal path 79 is also provided, which monitors the torque flow via the clutch and, if there is no torque flow, sets the control variable y to zero, from where the control starts again when a new torque build-up occurs.

In der Fig. 7 ist eine elektronische Einrichtung zur Ermittlung von Drehzahlen und Drehgeschwindigkeitsdifferenzen schematisch dargestellt. An electronic device for determining rotational speeds and rotational speed differences is shown schematically in FIG. 7.

Eine Schlitzscheibe 55 wirkt mit einem Drehzahlsensor 56 zusammen, wobei die ermittelten Drehzahlwerte einer aus einem Impulsformer 57 und einem Mono-Flop 58 bestehenden Impulsflächenaufbereitung zugeführt werden. Diese Impulsflächenaufbereitung erzeugt für die jeweilige Eingangsdrehzahl exakt gleiche Impulsflächen. Die Impulsfolgen durchlaufen einen Bandpaßfilter 59, welcher Restwelligkeit und gleichzeitig die selektiven Eckdaten des Drehschwingungssignals bestimmt. Dieses Signal durchläuft eine Stufe 60, deren Ausgangsspannung einen direkten Bezug zur Istgröße x der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ ω oder der Wellendrehzahl aufweist. A slotted disc 55 interacts with a speed sensor 56 , the determined speed values being fed to a pulse surface preparation consisting of a pulse shaper 57 and a mono-flop 58 . This pulse area preparation generates exactly the same pulse areas for the respective input speed. The pulse trains pass through a bandpass filter 59 , which determines residual ripple and at the same time the selective basic data of the torsional vibration signal. This signal passes through a stage 60 , the output voltage of which has a direct reference to the actual variable x, the rotational speed difference Δ ω or the shaft speed.

Bezugszeichen:Reference number:

1 Hydraulikpumpe
2 Hauptdruckleitung
3 Druckreduzierventil
4 Erstes Regelventil
5 Zweites Regelventil
6 Schmierventil
7 Drucksteuerventil
8 Ablaufleitung
9 Vorsteuerleitung
10 Dämpfungsglied
11 Stirnseitiger Vorsteuerraum von 4
12 Steuerraum von 4
13 a Ringraum von 4
13 b Ringraum von 4
13 c Ringraum von 4
13 d Ringraum von 4
13 e Ringraum von 4
14 Feder
15 Kolbenschieber von 4
16-18 Steuerkolben von 15
19 Erste Betätigungsleitung
20 Erster Betätigungsraum
21 Reibungskupplung
22 Antriebswelle
23 Hydrodynamischer Drehmomentwandler
24 Abtriebswelle
25 Verbindungsleitung
26 Stirnseitiger Vorsteuerraum von 5
27 Steuerschieber von 5
28-30 Steuerkolben von 27
31 a Ringraum von 5
31 b Ringraum von 5
31 c Ringraum von 5
31 d Ringraum von 5
32 Zweite Betätigungsleitung
33 Kühler
34 Zweiter Betätigungsraum
35 Ventilschieber von 6
36 Feder von 6
37 Steuerraum von 6
38+39 Steuerkolben von 6
40 a Ringraum von 6
40 b Ringraum von 6
40 c Ringraum von 6
41 Schmierölleitung
42 Leitung
43 Drossel
44 Steuergerät
45 Leitung
46 Drossel
47 Antriebsmotor
48 Übertragungseinheit
49 Ausgangswelle
50 Regelgrößenberechnungseinheit
51 Vergleichereinheit
52 Regler
53 Maximalschlupf-Überwachungseinheit
54 Vergleichereinheit
55 Schlitzscheibe
56 Drehzahlsensor
57 Impulsformer
58 Mono-Flop
59 Bandpaßfilter
60 Signalanpaßstufe
61 Regelgrößenberechnungseinheit
62 Vergleicher- oder Summiereinheit
63 Erster Sollwertgeber
64 Regler
65 Regelgrößenberechnungseinheit
66 Zweiter Sollwertgeber
67 Pfad
67 a Pfad
68 Block für P-Anteil
69 Block für P-Anteil
70 Block für I-Anteil
71 Block für I-Anteil
72 Block für Öffnen der Kupplung bei niedriger Drehzahl n _an
73 Block für Schließkraft der Kupplung
74 Block für Kompensation von Steuergrößen- und Kupplungsschließkraftänderungen
74 a Zeitglied
75 Block für Schnellöffnung der Kupplung
76 Pfad
77 Pfad
78 Signalpfad
79 Block für Öffnung für T _M = 0
80 Block für D-Glied
81 Signalpfad
82 Signalpfad 1 hydraulic pump
2 main pressure line
3 pressure reducing valve
4 First control valve
5 Second control valve
6 lubrication valve
7 pressure control valve
8 drain pipe
9 pilot line
10 attenuator
11 Pilot control room on the front of 4
12 control room of 4
13 a annulus of 4
13 b annulus of 4
13 c annulus of 4
13 d annulus of 4
13 e annulus of 4
14 spring
15 spools of 4
16-18 spool from 15
19 First operating line
20 First operating room
21 friction clutch
22 drive shaft
23 Hydrodynamic torque converter
24 output shaft
25 connecting line
26 Front-side pilot room from 5
27 spool of 5
28-30 spools of 27
31 a annulus of 5
31 b annulus of 5
31 c annulus of 5
31 d annulus of 5
32 Second operating line
33 cooler
34 Second operating room
35 valve spool from 6
36 spring of 6
37 control room of 6
38 + 39 spools of 6
40 a annulus of 6
40 b annulus of 6
40 c annulus of 6
41 Lube oil line
42 line
43 throttle
44 control unit
45 line
46 throttle
47 drive motor
48 transmission unit
49 output shaft
50 controlled variable calculation unit
51 comparator unit
52 controllers
53 Maximum slip monitoring unit
54 comparator unit
55 slotted disc
56 speed sensor
57 pulse shapers
58 mono flop
59 bandpass filters
60 signal matching stage
61 controlled variable calculation unit
62 Comparator or summing unit
63 First setpoint device
64 controllers
65 controlled variable calculation unit
66 Second setpoint device
67 path
67 a path
68 block for P component
69 block for P component
70 block for I component
71 block for I component
72 Block for opening the clutch at low speed n _on
73 Block for the closing force of the clutch
74 Block for compensation of control variable and clutch clamping force changes
74 a timer
75 Block for quick opening of the clutch
76 path
77 path
78 signal path
79 Block for opening for T _M = 0
80 block for D-link
81 signal path
82 signal path

Claims

1. A method for controlling a clutch, which is arranged within a drive train between an input and an output shaft, wherein a sensor device ( 55 , 56 ) is provided in the drive train for detecting a rotational speed difference Δ ω , with a control device ( 52 ) which in Depending on the controlled variable determined by the sensor device, it controls the manipulated variable y to be supplied to the clutch and influences the speed difference Δ n , characterized in that the control device ( 52 ) has a comparator unit ( 51 ) in which an actual value x determined in the drive train behind the clutch rotational-speed difference Δ ω is compared with a predetermined fixed limit value w _const, wherein upon reaching or exceeding of the limit value W, the rotational velocity difference Δ ω _const by altering the manipulated variable y of the clutch (21) to the limit value W _const is limited.

2. A method for controlling a clutch, which is arranged within a drive train of a motor vehicle between a drive shaft ( 22 ) connected to an internal combustion engine ( 47 ) and an output shaft ( 24 ) connected to a gear unit ( 48 ), with a transmitter for detecting a differential speed Δ n of the input and output shafts ( 22 and 24 ), with a sensor device for detecting a rotational speed difference Δ ω and with a control device ( 64 ) which, depending on the control variable x determined by the measuring value transmitter, is to be supplied to the clutch ( 21 ), Control variable y influencing the speed difference Δ n , characterized in that operating parameters of the internal combustion engine ( 47 ), which are the cause of rotational speed differences Δ ω in the drive train, are fed to a first set point generator ( 63 ) assigned to the control device ( 64 ), on the basis of which the first set point generator ( 63 ) a s desired value w of the rotation speed difference Δ n determined, the setpoint value w and the controlled variable x to a summer (comparator) (62) of the control means (64) are fed, that the rotational speed difference Δ ω to a second setpoint generator (66) is supplied, which at a defined Falling below, reaching or exceeding a limit value of the rotational speed difference Δ ω directly supplies a second setpoint to the summer (comparator) ( 62 ) or to the first setpoint generator ( 63 ), whose first setpoint w is adaptively influencing.

3. The method according to claim 1, characterized in that the speed difference Δ n between the input and output shafts ( 22 and 24 or 49 ) is limited to a maximum value Δ n _max and / or a maximum slip duration.

4. The method according to claim 3, characterized in that is increased or when reaching or exceeding the maximum speed difference Δ n _max and / or the maximum slip duration depending on the engine load, the limit value by a correction value K is reduced.

5. A method for controlling a clutch according to claim 2, characterized in that the load is determined as the operating parameter of the internal combustion engine ( 47 ) and below a certain load in the pulling and pushing operation of the motor vehicle, the manipulated variable y of the clutch ( 21 ) to an increased speed difference Δ n is changed.

6. A method for controlling a clutch according to claim 5, characterized in that the load change speed α _{DK of} the internal combustion engine ( 47 ) is determined and when a maximum value a _{DK max of} the load change speed, the target value of the speed difference Δ n of the input and output shaft ( 22 or 24 ) is increased when the load is withdrawn and reduced or kept constant when the load increases.

7. A method for controlling a clutch according to claim 4, characterized in that in a comparator unit ( 62 ) the actual value x of the speed difference Δ n is continuously compared with a target value w , which corresponds to a very small rotational speed difference Δ ω , and that the resultant Deviation x _{w is} fed to a control device ( 64 ) which has a proportional component and an integral component.

8. A method for controlling a clutch according to claim 7, characterized in that the proportional component is changed as a function of the engine load α _DK , so that the proportional component is increased with increasing engine load.

9. A method for controlling a clutch according to claim 7, characterized in that the integral part of the control device with larger control deviations x _w and / or depending on the engine load α _DK and / or with rapid change in the engine load α _DK is changed so that its intervention is reinforced.

10. A method for controlling a clutch according to claim 7, characterized in that the proportional component is changed in dependence on the load change speed α _DK such that the proportional component is increased with increasing load change speed α _DK .

11. A method for controlling a clutch according to claim 10, characterized in that the proportional component in dependence on the control deviation x _w on the summer (comparator) ( 62 ) are formed so that with larger control deviations x _w a factor of the proportional component is increased.

12. A method for controlling a clutch according to one of claims 1 or 2, characterized in that each value of the load α _{DK of} the internal combustion engine ( 47 ) in the control device ( 64 ) is assigned a specific manipulated variable y .

13. A method for controlling a clutch according to claim 12, characterized in that the static assignment between the value of the engine load α _DK and the corresponding to the closing force of the clutch ( 21 ) control variable y is continuously adapted in such a way that in a stationary operating point Speed difference Δ n reaches its setpoint for a predetermined time, this adjustment of the controlled variable x to its setpoint being carried out by the control device, even if the static assignment between the value of the engine load a _DK and the control variable y has shifted, resulting in that for the adaptive assignment between engine load α _DK and control variable y necessary changes can be derived.

14. A method for controlling a clutch according to one of claims 1 or 2, characterized in that the control has an additional first signal path, via which the delayed by means of an adaptation value ( 74 ), a timing element ( 74 a ) and a differential element ( 80 ) Control variable change (clutch pressure) and delayed effective clutch closing force changes can be compensated for rapid engine load changes, the adaptation value ( 74 ) and the timing element ( 74 a ) act as a delayed proportional element, and these simulate the dynamically delayed behavior of the control variable and the effective closing force.

15. A method for controlling a clutch according to claim 2, characterized in that the manipulated variable y is quickly lowered via a second signal path with a predetermined time gradient when the speed difference falls below its setpoint and an additional, below the setpoint threshold.

16. A method of controlling a clutch according to claim 2, characterized in that a transmitter element is provided that the in the pulling and pushing operation via the coupling taking place torque flow T _M is detected and if no torque flow T _M is taking place, the manipulated variable y to zero sets from where the control starts again when a new torque is built up.

17. A method for controlling a clutch, which is connected in parallel within a drive train between the internal combustion engine ( 47 ) and transmission ( 48 ), hydrodynamic torque converter ( 23 ) according to claim 1 or 2, characterized in that when the temperature falls below a first Cooling water of the internal combustion engine ( 47 ) or the lubricating oil of the transmission ( 48 ) the clutch ( 21 ) is automatically controlled in its disengaged state.

18. A method of controlling a clutch according to claim 17, characterized in that a second temperature limit is provided above the first temperature limit, and that the speed difference Δ n on the clutch ( 21 ) is increased during operation between the first and the second temperature limit .

19. A method for controlling a clutch according to claim 17, characterized in that a second temperature limit is provided above the first temperature limit, wherein when the first temperature limit is exceeded with increasing temperature up to the second temperature limit according to a defined characteristic curve, the predetermined speed difference Δ n is withdrawn.

20. A method for controlling a clutch according to claim 17, characterized in that from control electronics of the internal combustion engine ( 47 ) after starting for a short time the control device ( 64 ), temperature information about the engine oil temperature or the engine cooling water temperature is available, and that with the temperature value a time-dependent characteristic curve in accordance with which an increased rotary speed difference Δ n is canceled is set.

21. An apparatus for performing the method according to claim 1 or 2, characterized in that the clutch designed as a friction clutch ( 21 ) can be moved into its engaged and disengaged position via a double-acting adjusting element, the adjusting element being actuated on both sides via actuating spaces ( 20 and 34 ) can be acted upon as a manipulated variable with a hydraulic actuation pressure regulated by the control device.

22. The apparatus according to claim 21, characterized in that each actuating space ( 20 , 34 ) is assigned a control valve ( 4 and 5 ) adjusting the actuating pressure, both control valves ( 4 and 5 ) being acted upon by a pilot pressure set by the control device.

23. The device according to claim 21, characterized in that a first control valve ( 4 ) which adjusts the actuation pressure in a first actuation chamber ( 20 ) of the friction clutch ( 21 ) is designed as a hydraulically pilot-controlled control valve which is in a first switching position at a low pilot pressure or pilot pressure equal to zero, the first actuation chamber ( 20 ) is pressurized and in a second switching position with increased pilot pressure, the first actuation chamber ( 20 ) is emptied and the second control valve ( 5 ) is acted upon and adjusted with pilot pressure so that the second actuation chamber ( 34 ) has a hydraulic actuation pressure is applied.

24. The device according to claim 22, characterized in that a designed as a 3/2-way valve lubricating valve ( 6 ) to the main pressure system (main pressure line 2 ) and to a drain port (annulus 31 c) of the second control valve ( 5 ), which in the first Position discharges pressure medium from the second actuation chamber ( 34 ), is connected, the lubrication valve ( 6 ) feeding the transmission pressure medium from the main pressure system or the drain connection (annular space 31 c) for lubrication.

25. The device according to claim 24, characterized in that the lubricating valve ( 6 ) with the pressure of the pilot line ( 9 ) is pilot-controlled.

26. The apparatus according to claim 24, characterized in that the lubricating valve ( 6 ) with the pressure of the drain port (annular space 31 c) of the second directional valve ( 5 ) is pilot-controlled.

27. The apparatus according to claim 21, characterized in that an electromagnetic pressure control valve ( 7 ) is arranged in the pilot line ( 9 ).

28. The apparatus according to claim 21, characterized in that a hydraulic damping member ( 10 ) is arranged in the pilot line ( 9 ).

29. Device for implementing the method according to claim 2, characterized in that for the detection of rotational speed differences Δ n or rotational speed differences Δ ω a multipole slotted disc (55) and a gear which are provided to cooperate with a speed sensor (56), exactly the same pulse areas are generated in a downstream pulse surface preparation (pulse shaper 57 and mono-flop 58 ), from which residual ripple and selective key data of the rotational speed signal are determined in a subsequent bandpass filter ( 59 ) and finally a direct reference to in a downstream stage ( 60 ) Output voltage having actual size is generated.