WO2001077540A2 - Kupplungsaggregat - Google Patents

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WO2001077540A2
WO2001077540A2 PCT/DE2001/001362 DE0101362W WO0177540A2 WO 2001077540 A2 WO2001077540 A2 WO 2001077540A2 DE 0101362 W DE0101362 W DE 0101362W WO 0177540 A2 WO0177540 A2 WO 0177540A2
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WO
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clutch
particular according
wear
actuating
coupling unit
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PCT/DE2001/001362
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English (en)
French (fr)
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WO2001077540A3 (de
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Sebastien Beneton
Christoph Raber
Rolf Meinhard
Reinhard Berger
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Publication date
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Priority to JP2001574767A priority patent/JP2004500531A/ja
Priority to GB0223841A priority patent/GB2382110B/en
Priority to AU2001263753A priority patent/AU2001263753A1/en
Priority to BR0109932-9A priority patent/BR0109932A/pt
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Priority to US10/259,247 priority patent/US6729456B2/en
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    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D13/00—Friction clutches
    • F16D13/58—Details
    • F16D13/75—Features relating to adjustment, e.g. slack adjusters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16D13/00—Friction clutches
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    • F16D13/75—Features relating to adjustment, e.g. slack adjusters
    • F16D13/757—Features relating to adjustment, e.g. slack adjusters the adjusting device being located on or inside the clutch cover, e.g. acting on the diaphragm or on the pressure plate
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    • F16D21/00—Systems comprising a plurality of actuated clutches
    • F16D21/02—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways
    • F16D21/06—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways at least two driving shafts or two driven shafts being concentric
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16D21/06—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways at least two driving shafts or two driven shafts being concentric
    • F16D2021/0646—Electrically actuated clutch with two clutch plates

Definitions

  • the invention relates to a clutch unit with an input part which can be connected to a shaft driven by an engine, such as, in particular, the internal combustion engine of a motor vehicle, and to two clutch disks, each of which can be connected to a shaft to be driven.
  • the invention relates to a method for actuating such a clutch assembly.
  • Coupling units of this type have already become known.
  • the clutches of such clutch assemblies formed with the clutch disks for connecting the driven shaft to one of the shafts to be driven are carried out, for example, separately by means of a clutch pedal or also automated by means of a control device.
  • the invention is therefore based on the object of providing a clutch unit and an actuation method therefor, which ensures a faultless function with a simple structure and are inexpensive to manufacture.
  • this object is achieved in that a readjustment which compensates for the wear of the friction linings of both clutch disks is provided. Furthermore, the wear of the friction linings of the clutch disks is detected and / or possibly influenced to solve the task.
  • the first or the second pressure plate are advantageously connected to the clutch housing such that they can be displaced axially to a limited extent, in particular relative to the first and second pressure plates. It is thus possible to axially clamp or release the first or second clutch disk between the pressure plate and pressure plate assigned to it.
  • the clutch assembly is designed as a double clutch.
  • two clutches are formed, which are connected in parallel with respect to their actuation, so that an independent actuation of the clutches, for example in a transient alternation, is possible.
  • the couplings can expediently be actuated automatically by means of a control device. It is advantageous if the first clutch is actuated by means of a first actuating element and the second clutch is actuated by means of a second actuating element.
  • Each of the clutches is assigned its own actuator.
  • the actuating elements are advantageously designed as plate spring or membrane-like components.
  • Such components can be disc-shaped or annular and have inward-pointing resilient tongues so that they are able to generate spring forces in the axial direction, which in particular cause the clutches to engage, such that actuation of the clutches in the sense of a Disengaging an operating force counteracting the actuating elements is required.
  • the first actuating element advantageously acts on the first pressure plate with its radially outer region and is pivotably supported on the second actuating element by radially inner regions via an annular spacer element.
  • the support point acts as a pivot point when actuated.
  • the annular spacer is expediently supported axially on the first and second actuation element, the support diameter on the first actuation element being different from that on the second actuation element.
  • the support diameter on the first actuating element in the present exemplary embodiment is advantageously larger than on the second actuating element.
  • the support diameters are adapted to the force and displacement conditions corresponding to the actuating elements, so that in another exemplary embodiment it can also be expedient if the ratio between the Support diameter on the first Betuschistseleme ⁇ t and the support diameter on the second actuating element is another, for example ⁇ 1.
  • the second actuating element particularly advantageously applies a radially outer area to the second pressure plate and is pivotably supported with radially further inward areas via an annular intermediate element on a plate spring or membrane-like functional element.
  • this support point forms a fulcrum on the annular intermediate element.
  • the second actuating element is supported by the intermediate elements and the spacer element radially at approximately the same distance.
  • the actuating elements have ring-shaped, elastically deformable base bodies, from which lever-like actuating regions which extend radially inward extend.
  • the actuating elements are actuated via their radially inner region by means of a first and a second actuating device, for example by the respective actuating device executing an axial movement in the direction of the pressure plates, the associated actuating element pivoting about its pivot point and thus the contact pressure from the corresponding pressure plate is taken.
  • the actuating devices are arranged axially on the side of the actuating elements facing away from the clutch disks and are supported with their static partial area on the gear housing.
  • the two actuating devices are arranged coaxially, the first one
  • Actuator is arranged radially outside of the second actuator; Accordingly, the radially inner area of the first actuating element, via which the actuation of the first actuating element takes place, has a larger one
  • Diameter as the radially inner region of the second actuating element, via which the second actuating element is actuated.
  • the functional element expediently applies a radially outer region to a support designed as an abutment for the second actuating element, previously also referred to as an annular intermediate element, by spring forces and is pivotable over a radially inner region, but is axially firmly supported on the clutch cover.
  • the functional element forms a component of the adjusting device which compensates for the wear of the friction linings of the clutch disks and which brings about a practically constant application of force to the pressure plates, in particular also when the friction linings wear, by the actuating elements.
  • the radial region of the functional element which supports the abutment for the second actuating element can be axially displaced as a function of the friction lining wear.
  • the first and / or the second actuating element when the first and / or the second actuating element is actuated, a force is generated which is directed counter to the supporting force generated by the functional element acting on the abutment, forming a balance. It is very advantageous here if, when the lining is worn, the force exerted by the first and / or second actuating element on actuating the same increases on the functional element and exceeds the supporting force (counterforce) generated by the same.
  • the actuating forces of the two clutches expediently act in addition on the functional element.
  • the actuators of the clutches are therefore connected in series with the functional element.
  • Lining wear regardless of which clutch, causes an increase in the actuating force due to a change in the output actuation of the respective actuating device, which acts on the area of the functional element that supports the abutment. According to a particularly advantageous embodiment of the invention, there is then an axial displacement of the area of the functional element supporting the abutment in the direction of the pressure plate, evading the increased actuating force, the functional element being pivoted about its radially inner area.
  • This shift particularly advantageously reduces the actuating force for actuating the first and / or second actuating element.
  • the area of the functional element forming the abutment is displaced to such an extent that a balance of forces between the actuating forces for actuating the first and / or second actuating element and the counterforce generated by the functional element is established again.
  • the first and the second actuating element advantageously have a decreasing force characteristic over at least part of the range of motion.
  • the functional element for generating the counterforce advantageously forms one
  • the functional element is formed by a plate spring serving as a force sensor, which forms the axially flexible, spring-loaded abutment in the direction of the clutch cover and, on the other hand, is axially fixed to the clutch cover.
  • An embodiment of the invention is particularly preferred in which the adjusting device which compensates for the wear of the friction linings of the clutch disks comprises a compensation device which is effective between the clutch cover and the first actuating element.
  • the compensating device has a component which, with its side facing the first actuating field, bears a counter layer which can be displaced axially in the direction of the pressure plates, but can be locked in the opposite direction.
  • This counter-support located between the clutch cover and the first actuating element is advantageously spring-loaded in the direction of the pressure plate.
  • the clutch assembly is advantageously constructed in such a way that the counter-support adjusts in accordance with the displacement of the spring-loaded support which forms the abutment for the second actuating element.
  • the first actuating element is supported radially at approximately the same height by the counter-support on the one hand and by the annular spacer element on the other hand.
  • the readjustment is expediently carried out by means of an annular component which is acted upon axially by the first and second actuating elements, at least when the same is not actuated.
  • the compensation device has adjustment ramps rising in the axial direction; the adjustment ramps are provided on the annular component, which also carries the counter support.
  • Overrun ramps cooperate particularly advantageously with corresponding counter-up ramps, such that overrun ramps and counter-up ramps can be rotated relative to one another, the axial relative position of which changes due to the ramps.
  • the counter ramp ramps are expediently carried by a ring-like component which is arranged between the component carrying the ramp ramps and the clutch cover.
  • the counter-up ramps are advantageously introduced directly into radially extending areas of the housing.
  • the compensation device - when viewed in the disengaging direction of the friction clutch - acts like a freewheel. In the opposite direction to the disengagement direction, however, it is self-locking. At least the run-up ramps advantageously have an angle of inclination which is between 5 and 20 degrees, preferably in the order of 8 to 12 degrees.
  • run-up ramps have a pitch angle which causes the frictional engagement of the run-up ramps to self-lock with counter-run-up areas of another component, so that after the adjustment has been made, the - now enlarged - axial relative distance of the elements carrying the run-up ramps or the counter-run-up ramps or counter-run-up areas is held ,
  • At least one component carrying the run-up ramps and / or a component carrying the counter-run ramps or counter-run-up areas is spring-loaded in such a way that, under certain conditions, the springs rotate the elements carrying the run-up ramps or the counter-run-up ramps or counter-run-up areas in the direction in which the axial spacing of the elements increases.
  • the compensating device expediently has at least one displaceable adjusting element.
  • the compensation device acts as a function of the speed.
  • the compensating device is expediently blocked depending on the speed. It is advantageous if this blocks the Ausgieichs observed at speeds above 1000 min -1 and is effective in idling speeds or speeds below the idle speed; in particular, the compensating device is activated practically at zero speed.
  • the run-up ramps and / or counter-run ramps or areas, which are displaceable relative to the housing are resiliently loaded.
  • the spring loading advantageously generates a force in the circumferential direction.
  • the functional element that applies the counterforce advantageously forms a support designed as an abutment for the second actuating element.
  • the lining springs provided between the friction linings of the clutch disks have a displacement-force characteristic which is approximated to the displacement-force characteristic of the force exerted by the actuating elements on the pressure plates via the spring suspension of the lining suspension.
  • Couplings can be actuated automatically by means of a control device, the
  • an at least similarly large wear of the friction linings is achieved particularly advantageously.
  • the wear of the friction linings of the clutch disks is determined particularly advantageously, at least representative, the wear of the friction linings of each clutch disk by calculating the wear of the friction linings of the clutch disks.
  • the wear of the friction linings of the clutch disks is calculated particularly advantageously on the basis of the energy input and / or by means of statistical evaluation of characteristic curve parameters.
  • the energy input is, for example, a function of at least the slip speed of the clutch and / or the friction torque of the clutch and / or the clutch temperature and / or a temperature-dependent wear coefficient.
  • the clutch temperature as a parameter for determining the energy input is particularly advantageously calculated using a temperature model. In another exemplary embodiment, however, it can also be expedient if the temperature is measured.
  • characteristic curve parameters for determining the wear of the friction linings of the clutch disks is carried out according to an embodiment of the method according to the invention particularly advantageously on the basis of characteristic curve parameters relating to the engagement point of the clutch and / or the maximum frictional torque and / or the actuating force of the clutch.
  • the actuating force of the clutch is expediently determined as a function of the maximum actuator speed and / or the actuator work.
  • Short-term influences are expediently eliminated by iteratively calculating a new value from a current value and a previously determined older value, weighting the respective values, and / or averaging a plurality of determined values to calculate a new value.
  • the quantities on the basis of which the wear of the friction linings of the clutch disks are calculated are compared with reference values, with result quantities are formed, on which a function is dependent that at least represents wear.
  • the clutch assembly is readjusted when the mean value of the individual wear values of the friction linings of the clutch disks has reached a certain value.
  • At least some of the reference values are expediently updated according to the coupling properties.
  • the determined wear values of the friction linings of the clutch disks are compared with one another and any difference in wear values that may be present is determined.
  • the wear values are equalized in that the friction linings on the clutch, which is less worn, are subjected to greater loads and / or the friction linings of a clutch, which are more worn out, are relieved.
  • the required torque flow between the clutches can advantageously be divided according to the wear of the friction linings.
  • the corresponding clutch gearbox When used with a dual clutch gearbox, the corresponding
  • the speed of the closing process is expediently acted upon for different clutches with different weighting factors corresponding to the wear of the friction linings of the clutch disks, depending on the load lever position (torque requirement).
  • a clutch whose friction lining is less worn, expediently transmits the drive torque at least for a certain time while slipping, while another transmits no torque.
  • a clutch the friction lining of which is less worn, to slip for at least a certain time while driving, in order to adjust the wear values, while another clutch is closed and transmits the majority of the drive torque.
  • a clutch the friction lining of which is less worn, is brought into engagement very advantageously in overrun mode, with a gear ratio assigned to it having a gear ratio higher than that of another gear ratio assigned to the closed clutch , It is useful if the clutch is then further engaged when the brake is actuated.
  • the method according to the invention also allows, particularly advantageously, the introduction of measures to protect the clutch assembly from damage or destruction if unintentional slip states are detected.
  • FIG. 1 shows a vehicle with a drive train, clutch unit, actuating device and control device in a schematic illustration
  • FIG. 2a shows a clutch unit
  • FIG. 2b drives of the clutch unit
  • FIG. 3 shows a diagram for deciding on the initialization of a wear adjustment strategy based on wear parameters
  • FIG. 4a shows a diagram of the weighting factor for engaging the clutch with increasing engine speed depending on the load lever position when starting via clutch 1
  • FIG. 4b shows a diagram of the weighting factor for engaging the clutch with increasing engine speed depending on the load lever position when starting via clutch 2
  • FIG. 5 shows a braking torque characteristic for adjusting wear
  • Figure 6 is a diagram for wear adjustment in towing
  • Figure 7 is a diagram of the delayed slip reduction when re-engaging
  • FIG. 1 schematically shows a motor vehicle 1 with a drive train which contains a drive motor 2 designed as an internal combustion engine, a clutch unit 4 and a transmission 6.
  • the wheels 12 of the vehicle 1 are driven via a cardan shaft 8 and a differential 10. Analogously, it can of course also be a vehicle with one or more other driven axles.
  • a gear selection device 60 such as a selector lever with sensor 61 and a control device 18, 44, is shown as a block diagram.
  • the control device 18, 44 can be designed as a unit or in structurally and / or functionally separate partial areas. If the control device 18, 44 is constructed in structurally and / or functionally separate partial areas, these can be connected to one another, for example, via a CAN bus 54 or another electrical connection for data exchange.
  • the control device 18, 44 controls, for example, the automated actuation of the transmission 6 and / or the clutches 70, 71 forming the clutch assembly 4 or the engine 2, for example the engine torque, the selection of the transmission ratio, a park position or a neutral position of the transmission or that of the Clutch transferable torque.
  • the clutches 70, 71 can be actuated automatically by means of an actuator system 46, the clutches 70, 71 being able to be actuated independently of one another.
  • the actuator system 46 for actuating the couplings of the couplings 70, 71 can be implemented in a structural and / or functional structural unit or in partial areas assigned to the couplings, for example.
  • the device for changing the transmission ratio of the transmission comprises at least transmission actuation devices 48, 50, each of the transmission actuation devices 48, 50 being provided for actuating a group of gear ratios which are each assigned to one of the clutches 70, 71.
  • the groups of the translation stages are formed in such a way that the translation stages form a sequence with regard to their translation and neighboring translation stages are each assigned to different clutches 70, 71.
  • the clutch unit 4 thus enables the clutches 70, 71 to be actuated for a power shift operation in a continuous change to the low-traction interruption or free shift.
  • the device comprises a control device 44, wherein the translation can be changed by actuating the actuating devices 48, 50.
  • the actuating devices 48, 50 can, for example, each comprise two drives for generating a switching or selection movement.
  • the clutch unit 4 can also be actuated automatically by the control device 44 by means of the actuator system 46.
  • Area 44 of the control device receives signals which at least represent the transmission state of the clutches 70 and / or 71 and the transmission ratios set in the transmission 6, as well as signals from a sensor 52 for the output speed and a sensor 61 on the transmission selection device 60. These signals are from sensors determined as from a gear detection sensor or from a clutch travel sensor.
  • Area 18 of the control device controls the internal combustion engine 2 by adjusting the throttle valve 30 and / or the injection. Signals from sensors 26 for intake manifold pressure 24 for cooling water temperature 28 for engine speed 20 for the position of throttle valve 22 and 16 for accelerator pedal actuation 14 are received. Analogously, the invention can of course be used with all types of drive motors.
  • the transmission actuation devices 48, 50 each comprise two electric motors, for example, a first electric motor being actuated to actuate the selection process and a second electric motor being actuated to actuate the switching operation.
  • an adjusting device of at least one transmission-side switching element is actuated by means of the electric motors along the selection path or the switching path.
  • FIG. 2a shows an exemplary embodiment of a clutch assembly 201 according to the invention, which comprises two friction clutches 201 a and 201 b.
  • the friction clutch 201a has a clutch disc 204, which is connected to a transmission input shaft 213 and to a Output shaft 202 of an engine, such as in particular an internal combustion engine can be connected in terms of drive.
  • the friction clutch 201 b has a clutch disc 207, which is connected to a transmission input shaft 212 and can be connected in terms of drive to the output shaft 202 of an engine, such as, in particular, an internal combustion engine.
  • the clutch plate 204 with its friction linings 205 is arranged axially between a pressure plate 203 and a pressure plate 208, the clutch plate 207 is arranged with its friction linings 206 axially between a pressure plate 209 and a pressure plate 210.
  • the pressure plates 203 and 209 are axially and non-rotatably connected to the output shaft 202 of the motor.
  • the pressure plates 208 and 210 are non-rotatably, but can be moved axially over a certain range with the clutch cover 211, which is also connected to the output shaft 202 of the motor.
  • the connection of the pressure plates 203, 209 to the output shaft 202 of the motor takes place in the present exemplary embodiment, for example, via a component 226 forming an inertial mass, which can comprise, for example, two partially inertial masses connected to one another in a springy and damped manner.
  • the clutch plate 204 with its friction linings 205 can be axially clamped by axially displacing the pressure plate 208 between the pressure plate 203 and the pressure plate 208, with increasing friction increasing friction and thus an increasing entrainment between the plates 203, 208 and the friction linings 205 of the clutch disc 204 occurs.
  • the clutch plate 207 can be clamped with its friction linings 206 by an axial displacement of the pressure plate 210 between the pressure plate 209 and the pressure plate 210 in order to establish a connection between the output shaft 202 of the motor and of the transmission input shaft 212, with increasing clamping, increasing friction and thus increasing entrainment between the plates 209, 210 and the friction linings 205 of the clutch disc 204.
  • the clutch 201 a is actuated by an axial displacement of the pressure plate 208 by means of a drive 216, which causes an axial movement of the pressure plate 208 via an actuating element, which in the present case is formed by a plate spring 218.
  • the drive 216 acts on the radially inner regions 218i of the plate spring 218.
  • the plate spring 218 is supported on an area 220a of an annular spacer element 220, which at the same time acts as a fulcrum around which the plate spring 218 can be pivoted when actuated.
  • the pressure plate 208 and thus the clutch 201 a are actuated via radially outer regions 218 a via an intermediate element 223.
  • the plate spring 218 is supported on the area axially opposite the area 220a of the annular spacer element 220 by supports 225 of an adjusting device 227.
  • the plate spring 218 acts on the pressure plate 208 in the sense of an indentation; By actuation by means of the drive 216, an axial movement of the pressure plate 208 is possible against the plate spring force and thus disengages the clutch 201a.
  • the clutch 201 b is actuated by means of the drive 215.
  • the movement of the drive 215 is transmitted to the axially movable pressure plate 210 via an actuating device designed as a plate spring 217.
  • the plate spring 217 is supported on an annular intermediate element 219.
  • a counter-support on the axially opposite side of the plate spring 217 is by the area 220b of the annular spacer 220 is formed.
  • the drive 215 engages the radially inner regions 217i of the plate spring 217.
  • the annular intermediate element 219 forms a fulcrum about which the plate spring 217 can be pivoted when actuated. Radially outer regions 217a of the plate spring 217 abut on bearing regions 224 of the pressure plate 210.
  • the plate spring 217 acts on the pressure plate 210 in the sense of an indentation; By actuation by means of the drive 215, an axial movement of the pressure plate 210 is possible against the plate spring force and thus disengages the clutch 201 b.
  • the annular element 219 is supported on radially outer regions 221a of a functional element designed as a plate spring 221.
  • the radially outer regions 221a of the plate spring 221 can be axially displaced to a limited extent, the plate spring 221 being firmly connected to the clutch cover 21 1 with the radially inner regions 221 i in the present exemplary embodiment by means of a plurality of bolt-shaped or rivet-shaped elements 222.
  • the initial position of the plate springs 217 and 218 changes, as a result of which the range of movement in which the actuation takes place shifts and, due to the spring characteristic, the actuation force increases.
  • the force acting on the radial outer area 221a of the plate spring 221 increases, the area 221a deviating in the axial direction in accordance with the increased actuation forces until the actuation area of the plate springs 217 and 218 corresponds approximately to the initial state with respect to its characteristic curve and the balance of forces is restored.
  • the balancing device 227 is suitable for tracking the support areas 225 in accordance with the displacement of the area 221a of the disk spring 221 of the disk spring 218 and for locking them after self-locking after the tracking.
  • the present application relates to the older applications DE 42 39 291.8-12, DE 100 11 412.1, DE 100 13 576.5 and DE 100 15 205.8 or applications which claim their priority, the contents of which expressly belong to the disclosure content of the present application ,
  • the adjustment device compensating for the wear of the friction linings of the clutch disc (s), including, among other things, a compensating device, such as 227, and the principle of adjustment by means of a force balance between a functional element designed as a sensor disk spring, such as 221, and the forces that occur during actuation described in detail in the application DE 42 39 291.8-12.
  • a compensating device such as 227
  • the principle of adjustment by means of a force balance between a functional element designed as a sensor disk spring, such as 221 and the forces that occur during actuation described in detail in the application DE 42 39 291.8-12.
  • FIG. 2b shows the two drives 250 and 270 for actuating the plate springs 298 and 299, respectively.
  • the drives 250, 270 are rotary drives, the drive 250 being designed as a multi-pole internal rotor motor and the drive 270 as a multi-pole external rotor motor in the previous exemplary embodiment.
  • the electric drive 270 comprises a stator 280, which is connected in a rotationally fixed manner - for example via a press fit - to the carrier flange 282 having a sleeve-shaped projection 274.
  • the carrier flange 282 is carried by the gear housing 294 or by a clutch bell.
  • the electric drive 250 comprises a stator 258, which is connected in a rotationally fixed manner - for example via a press fit - to the radially outer sleeve-shaped extension 286 of a support flange 262 having an inner sleeve-shaped extension 254 and an outer sleeve-shaped extension 286.
  • the support flange 262 is provided by a grooved ball bearing trained bearing 295, which is connected to the rotating sleeve 279, worn.
  • the rotor 259 of the drive 250 is compared to the stator 258 predominantly as
  • Deep groove ball bearing trained bearing 264 In the illustrated embodiment, the housing 260 of the rotor 259 is used directly for storage. In order to ensure a perfect concentric position between the stator 258 and the rotor 259, a bearing point 284 axially spaced from the bearing 264 is provided, which is designed here as a plain bearing. However, the bearing point 284 can expediently also have a needle or ball bearing. The setting of a defined radial play between the rotor 259 and the stator 258 is ensured by the two bearing points 264 and 284. Furthermore, the entry of contaminants into the area between the rotor 259 and the stator 258 can be prevented by means of the bearing points 264 and 284.
  • the roller bearing used for bearing 264 also has at least one axial seal, which prevents contaminants from penetrating into the bearing or into the inner region between rotor 259 and stator 258.
  • the rotor 281 of the drive 270 is supported relative to the stator 280 by way of the bearing points 285 which are designed as slide bearings in the present exemplary embodiment and the bearing point 265 which is axially spaced therefrom.
  • the bearing points 285 and / or 265 can, however, expediently also be formed by needle or ball bearings.
  • the setting of a defined radial play between the rotor 281 and the stator 280 is ensured by the two bearing points 265 and 285. Furthermore, the entry of contaminants into the area between the rotor 281 and the stator 280 can be prevented by means of the bearing points 265 and 285.
  • the spring band 257 of the drive 250 is received in an annular recess or receptacle, which is formed by the components 253 and 261;
  • the spring band 275 of the drive 270 is arranged in a recess or receptacle formed by the components 278 and 273.
  • Spring bands 257 and 275 are moved in the axial direction, thereby realizing an axial drive.
  • the component 253 of the drive 250 and the component 273 of the drive 270 each have flange-like regions on the end regions facing the plate springs 299 and 298, which carry non-rotating bearing rings 252 and 272 of release bearings.
  • the rotating bearing rings 251 and 271 of the release bearings are suitably connected to the plate springs 298 and 299.
  • the drive second 270 is arranged radially inside and coaxially to the first drive 250, the drive 270 having a greater axial extent than the drive 250, which is achieved in particular in that the spring band 275 and the stator 280 and / or the rotor 281 are arranged axially one behind the other, whereas the spring band 257 and the stator 258 or the rotor 259 of the first drive 250 are arranged coaxially one inside the other such that the spring band 257 is located radially inside the stator 258 or the rotor 259.
  • the drives 250 and 270 are arranged in the axial direction to one another so that their axial centers lie approximately in one plane. In another exemplary embodiment, however, it can also be expedient if the drives 250 and 270 end approximately flush with their end regions facing the gear housing 294.
  • stator 258 is arranged radially outside the rotor 259; in the second drive 270, the stator 280 is located radially inside the rotor 281; for the sake of simplicity, further required electrical components are not shown.
  • the spring band 257 and the stator 258 or the rotor 259 of the first drive 250 are likewise arranged axially one behind the other, the stator 258 or the expediently being expedient Rotor 259 facing the gear housing. In particular, it becomes less
  • the spring band 275 and the stator 280 or the rotor 281 are also arranged radially one inside the other, in this way a small axial length of the entire drive unit is achieved.
  • the spring bands 257, 275 and stator 258, 280 or the rotor 259, 281 are arranged radially one inside the other, so it is advantageous in a further exemplary embodiment if the spring bands 257 and 275 are radially between them for the appropriate stator elements and rotor elements corresponding to the electric drive.
  • the spring bands 257 and 275 may have a diameter difference such that the annular space thus formed between these two spring bands 257 and 275 is sufficient to accommodate a common stator, with an annular rotor being arranged radially inside and radially outside of this stator.
  • the first and / or the second rotor can be driven by appropriate current application.
  • brakes can also be provided, by means of which the first and / or the second rotor can be braked or held.
  • Such a brake is expediently formed by an electromagnetically actuated brake or by an electromagnetic brake.
  • Disc springs 298 and / or 299 are made by means of differently designed drives.
  • other electromotive or hydraulic drives can be used.
  • the couplings 201 a and / or 201 b can also be drawn clutches.
  • the spring force exerted by the actuating elements 217 and / or 218 can therefore advantageously act upon the clutch 201a and / or 201b in the sense of disengagement.
  • the drives 250 and 270 then act pulling in the present arrangement, a suitable design of the contact point to the actuating elements 217 and 218 being necessary for transmitting a pulling movement.
  • the actuation of the actuating elements 217 and / or 218 takes place in the opening and / or closing direction combined by the drives 250 or 270 and supported by spring force, wherein the force component of the spring can be between 0 and 100%.
  • the combined actuation can be used for both pulled and pressed clutches.
  • the actuation of the clutches 201a and / or 201b can expediently also take place under positive control, in this case the force portion of the drive is 100%, no spring is necessary, also in this case a suitable connection between the drive and the plate spring must be provided, via which a train movement can be transmitted.
  • the following figures illustrate an exemplary embodiment of a method for actuating a clutch unit having a plurality of clutch disks, that the wear of the friction linings of the clutch discs is detected and / or, if necessary, influenced to compensate for the wear difference.
  • a wear adjustment strategy is initialized and the wear of the friction linings of a less worn clutch is increased and / or the friction linings of a more worn clutch are protected, so that their further wear takes place more slowly than with the previously less worn clutch.
  • FIG. 3 shows how a decision about the initialization of a wear adjustment strategy is made on the basis of wear parameters.
  • a wear value V 1 is calculated ( see block 303, one of the two clutches and the calculation of a wear value V 2 , see block 304 of the other of the two clutches).
  • the (calculated) energy input and / or the static evaluation of characteristic curve parameters are used in accordance with a certain lining wear.
  • the energy input into a clutch can be determined, for example, from the clutch slip and / or the frictional torque of the clutch, and, if appropriate, additionally depending on the clutch temperature, which is measured or — particularly advantageously — by means of a Temperature models can be calculated and / or a temperature-dependent
  • the friction torque M Re ⁇ b can, for example, from a control characteristic
  • the slip speed is expediently determined by means of speed detection devices, for example by comparing the engine speed and the wheel speed with a known gear position and its ratio or known gear input speed.
  • characteristic curve parameters can be used which relate to the contact point of the clutch and / or the maximum frictional torque and / or the actuating force of the clutch. Since in particular the characteristic curve parameters regarding the contact point of the clutch and the maximum frictional torque of the clutch strongly depend on short-term temporary changes in the torque characteristic curve, which result for example from operational influences such as temperature, energy input, humidity, etc., it is recommended to carry out a static evaluation make. For example, a Calculation rule (2.1) shown below for the touch point or analogously for the maximum friction torque (2.2) can be used iteratively, in which a new value is calculated from a current individual value and a previously determined older value, weighting the respective values. It can also be advantageous to use other forms of statistical evaluations, for example averaging over a larger number of individual values.
  • Mrmax (1 ⁇ c Mraa ) • Mrmax. mttlel all + c Mr ⁇ a ⁇ Mrmax current (2.2)
  • Mrmax currently mean maximum friction torque
  • This calculation rule (2.1) or (2.2) particularly advantageously requires very little storage space, since it is very simple.
  • the weighting factors c or their reciprocal values 1-c enable the influence of the current individual value on the new value to be calculated according to the factor.
  • the wear value of the friction lining of a clutch disc is determined by means of statistical evaluation of characteristic parameters that determine the actuating force of the
  • Coupling can affect here when using actuators as actuators
  • the maximum actuator speed can expediently be used as an influencing variable if, in situations in which the clutch is disengaged quickly over a larger distance - preferably from a fully closed to a fully open position - and corresponding values are available. With increasing wear of the clutch friction linings, the maximum release speed will be correspondingly lower due to the increased counterforce.
  • a targeted disengagement or engagement of the clutch to determine the required values can be initialized at any time, provided that no gears belonging to the clutch are engaged.
  • the criteria described for calculating the wear value of a clutch are compared with stored reference values, the intermediate values resulting from the comparison being used to calculate a wear value representing the wear of the friction linings of a clutch disc.
  • the functional relationship is shown below with (4).
  • the calculated wear value is a function of the criteria described above with reference to reference values.
  • the relationship will generally not be linear. It is therefore advantageous if, for example, upper limits are set or individual parameters, such as actuator work, have a strongly progressive influence.
  • the wear values Vi, V 2 determined as described are compared with one another - see block 305. Is the wear value one clutch larger than the wear value V 2 of the other clutch, as shown in block 306, the wear value Vi is compared with the wear value Vi increased by the amount ⁇ V A t ⁇ Vie tion. If the wear value Vi is still greater or the same, measures are initialized which bring about an adjustment of the wear of the friction contributions of the two clutches, see block 311.
  • the wear value V ⁇ is less than the sum of the wear value V 2 and ⁇ V A t ivie tion , as shown in block 308, it is checked whether measures for wear adjustment of the clutch associated with the wear value Vi are active and whether the wear value Vi is smaller at the same time or is equal to the wear value V 2 increased by the amount .DELTA.V Akt i v ie r u ng .
  • the measures for adjusting the wear of the clutch assigned to the wear value V1 are deactivated. If the criteria shown in block 308 are not met, the adjustment, block 315, of the clutch assembly 201 is carried out according to the invention as described above, if the forces acting on the functional element 221 when the clutch 201a and / or 201b are actuated become greater than that Counterforce generated by the functional element, see block 314.
  • an activation and deactivation hysteresis for activating the wear compensation strategies is advantageously defined with ⁇ V activation and ⁇ V deactivation.
  • a wear adjustment strategy is initialized if the wear value Vi is less than the wear value V 2 . If the requirements for wear adjustment described above are met, see in particular block 314, it can be particularly advantageous if one
  • Readjustment is triggered in a targeted manner by the control system, for example at a suitable time, for example when the vehicle is at a standstill and / or when the drive motor speed is below a certain value
  • the wear adjustment of a less worn clutch can be achieved, for example, by the measures described below.
  • wear is compensated for by the fact that the friction linings of a clutch that is less worn are subjected to greater loads and / or the friction linings of a clutch that are more worn are relieved.
  • the required torque flow between the two clutches can be divided according to the wear of the friction linings, for example during partial load starts.
  • the gear ratios that are assigned to the various clutches have different gear ratios.
  • one or both clutches can be operated with slip, with control taking place in such a way that an increased energy input takes place in the clutch, the friction linings of which are less worn.
  • these weighting factors are dependent on the load lever position, i.e. the difference between the wear values and the slip, i.e. From the requested torque, signaled, for example, by the accelerator pedal position, in the present exemplary embodiment, assuming that clutch 2 is to be increasingly worn, the weighting factor 401 for clutch 1, shown in FIG. 4a, increases with increasing load lever position, whereas the influencing factor 402 4b shown for the clutch 2 decreases with increasing load lever setting, so this clutch is operated longer under slip.
  • the engine torque and / or the engine speed are adapted depending on the distribution of the total torque flow in the present exemplary embodiment. If necessary, an additional torque is requested compared to the torque requested by the driver and / or the control device.
  • M MotLH Engine torque requested by load lever A further possibility of adjusting the wear of a less worn clutch can be offered by driving under continuous slip.
  • Transmission train transmits no drive torque.
  • wear can be equalized in that a clutch, the lining of which is less worn, transmits drive torque for at least a certain amount of time while slipping, the other clutch being completely closed and the main drive torque being transmitted via the associated gear train.
  • the inventive idea is carried out in a particularly advantageous manner in that, when the drive motor is in overrun, when the already heavily worn clutch is completely closed, the clutch, the friction lining of which is less worn, is brought into engagement somewhat, with a gear ratio assigned to it, its translation is in particular higher than that of the other gear ratio assigned to the other, closed clutch. In this way, a high slip speed is advantageously generated on the clutch to be worn.
  • the invention can advantageously be further developed by further engaging the less worn clutch when the vehicle brake is actuated, and thus on the one hand even higher braking torque is achieved, on the other hand the energy input and thus the
  • the energy input dependent on the slip speed and torque for adjusting wear can be set in this way.
  • the wear adjustment with braking torque support in overrun mode of the drive motor is shown in FIG. 5.
  • the friction torque 501 of the clutch to be worn by additional energy input is plotted here in relation to the torque of the drive motor.
  • While the clutch is fully open during a traction mode 502 of the drive motor, as soon as there is a transition to the overrun mode 503, it is brought into engagement somewhat, in particular quickly first, then, with increasingly negative engine torque, more slowly.
  • the brake is actuated 505
  • the clutch is brought into engagement further, so that a corresponding increase in the frictional torque on the clutch occurs over the area 504.
  • the vehicle brakes are relieved in accordance with the friction torque on the clutch.
  • the clutch to be additionally worn can also be brought into engagement when there is only a small pulling force or in the transition area from pulling to pushing operation.
  • FIG. 6 shows an exemplary embodiment of a method according to the invention, on the assumption that the friction linings of the clutch labeled clutch 1 are more worn, that is to say an adjustment is to be made by increased wear of the friction linings of the clutch labeled clutch 2. Provided that the wear of the friction linings of the clutch 2
  • Clutch 2 is open and at the same time a gear assigned to it is engaged, see block 603. If this condition is fulfilled and at the same time the torque of the drive motor ⁇ 0, that is to say the drive motor is in overrun mode, clutch 2 is operated according to the in
  • the upper gears are preferably used in the present case, since then translation-related, in particular torque changes at the transmission input, have less effect on the vehicle acceleration and the control, for example the clutch, has to be less precise. For example, it is advantageous not to activate the brake support when driving in 2nd gear.
  • Curves 701 show the friction torque of the clutch assigned to the old gear.
  • Curve 702 shows the friction torque of the clutch assigned to the new gear, which is less worn in the present case and whose wear is to be adjusted.
  • the torque of the drive motor is shown with curve 705.
  • the course of the speed of the internal combustion engine is shown in curve 704, curve 703 shows the target speed in the new gear.
  • the drive motor With a downshift, the drive motor is brought to a new, higher speed of the new, higher gear ratio. If the clutch of the new gear is to be additionally worn to compensate for wear, it can be kept in a slip state for a long time in the phase designated 706, and wear can thus be increased
  • a quicker wear adjustment due to an even higher energy input into the clutch to be worn can be achieved by a downshift even at higher driving speeds or engine speeds. As a result, this has an increased thrust torque of the drive motor and a higher speed difference to be synchronized, as a result of which the energy input into the clutch is increased accordingly.
  • an electromaschme in conjunction with the present transmission, the rotor of which, for example, with a freely rotatable flywheel mass, which can advantageously be isolated from the drive unit such as the internal combustion engine and from the output unit such as the transmission for use of the flywheel, is connected, or forms this, so that hybrid drives possible by means of these arrangements
  • the transmission enables extensive use of
  • Electromaschme for example as a starter unit for the internal combustion engine

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Abstract

Verschleissnachstellendes Kupplungsaggregat, sowie Verschleisserfassung und -beeinflussung hierfür.

Description

Kupplunqsaqqreqat
Die Erfindung betrifft ein Kupplungsaggregat mit einem Eingangsteil, das mit einer von einem Motor, wie insbesondere der Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeuges, angetriebenen Welle verbindbar ist, sowie mit zwei Kupplungsscheiben, die jeweils mit einer anzutreibenden Welle verbindbar sind.
Weiterhin betrifft die Erfindung ein Verfahren zur Betätigung eines solchen Kupplungsaggregates.
Derartige Kupplungsaggregate sind bereits bekannt geworden. Die mit den Kupplungsscheiben gebildeten Kupplungen derartiger Kupplungsaggregate zum Verbinden der angetriebenen Welle mit einer der anzutreibenden Wellen erfolgt beispielsweise separat über je ein Kupplungspedal oder auch mittels einer Steuereinrichtung automatisiert.
Nachteilig erweist sich bei diesen bekannten Kupplungsaggregaten insbesondere, daß sich bei Verschleiß der Kupplungsscheiben der Betriebspunkt der Kupplung verlagert, so daß sich die zum Betätigen der Kupplungen erforderliche Ausrückkraft entsprechend verändert, was sich negativ auf das Betätigungsverhalten auswirkt.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Kupplungsaggregat sowie ein Betätigungsverfahren hierfür zu schaffen, welches eine einwandfreie Funktion bei gleichzeitig einfachem Aufbau gewährleistet sowie kostengünstig herzustellen ist. Über die gesamte Lebensdauer soll eine hohe Betätigungsgenauigkeit sowie eine verbesserte Ausrückkennlinie, insbesondere eine konstantere Ausrückkennlinie erreicht werden.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelöst, daß eine den Verschleiß der Reibbeläge beider Kupplungsscheiben kompensierende Nacheinstellung vorgesehen ist. Weiterhin wird zur Lösung der Aufgabe der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfaßt und/oder gegebenenfalls beeinflußt.
Zu bevorzugende Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Vorteilhaft sind die erste bzw. die zweite Anpreßplatte begrenzt axial verlagerbar mit dem Kupplungsgehäuse verbunden, insbesondere relativ zur ersten und zweiten Druckplatte. So ist es möglich, die erste bzw. zweite Kupplungsscheibe jeweils zwischen der ihr zugeordneten Druckplatte und Anpreßplatte axial einzuspannen bzw. zu lösen.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist das Kupplungsaggregat als Doppelkupplung ausgebildet. - Mit der ersten und der zweiten Kupplungsscheibe werden zwei Kupplungen gebildet, die bezüglich ihrer Betätigung parallel geschaltet sind, so daß eine unabhängige Betätigung der Kupplungen, beispielsweise im übergehenden Wechsel, möglich wird.
Im vorliegenden Ausführungsbeispiel sind die Kupplungen zweckmäßig mittels einer Steuereinrichtung automatisiert betätigbar. Es ist von Vorteil, wenn die Betätigung der ersten Kupplung mittels eines ersten Betätigungselementes und die Betätigung der zweiten Kupplung mittels eines zweiten Betätigungselementes erfolgt. Jeder der Kupplungen ist ein eigenes Betätigungselement zugeordnet.
Die Betätigungselemente sind vorteilhaft als tellerfeder- oder membranartige Bauteile ausgebildet. Derartige Bauteile können Scheiben- oder ringförmig ausgebildet sein und nach innen weisende federnde Zungen aufweisen, so daß sie in der Lage sind, in axialer Richtung Federkräfte zu erzeugen, die insbesondere ein Einrücken der Kupplungen bewirken, derart, daß zur Betätigung der Kupplungen im Sinne eines Ausrückens eine den Betätigungselementen entgegen wirkende Betätigungskraft erforderlich ist.
Das erste Betätigungselement beaufschlagt vorteilhafterweise mit seinem radial äußeren Bereich die erste Anpreßplatte und stützt sich mit radial weiter innen liegenden Bereichen über ein ringförmiges Distanzelement am zweiten Betätigungselement verschwenkbar ab. Der Abstützpunkt wirkt bei einer Betätigung als Drehpunkt.
Zweckmäßig stützt sich das ringförmige Distanzelement im vorliegenden Ausführungsbeispiel am ersten und am zweiten Betätigungselement axial ab, wobei der Abstützdurchmesser am ersten Betätigungselement verschieden ist von dem am zweiten Betätigungselement. Vorteilhaft ist der Abstützdurchmesser am ersten Betägigungselement im vorliegenden Ausführungsbeispiel größer, als am zweiten Betätigungselement. Die Abstützdurchmesser sind an die den Betätigungselementen entsprechenden Kraft- und Wegverhältnisse angepaßt, so daß es in einem anderen Ausführungsbeispiel auch zweckmäßig sein kann, wenn das Verhältnis zwischen dem Abstützdurchmesser am ersten Betägigungselemeπt und dem Abstützdurchmesser am zweiten Betätigungselement ein anderes ist, beispielsweise < 1.
Im vorliegenden Ausführungsbeispiel beaufschlagt das zweite Betätigungselement besonders vorteilhaft mit einem radial äußeren Bereich die zweite Anpreßplatte und stützt sich mit radial weiter innen liegenden Bereichen über ein ringförmiges Zwischeneiement an einem tellerfeder- oder membranartigen Funktionselement verschwenkbar ab. Bei einer Betätigung des zweiten Betätigungselementes bildet dieser Abstützpunkt am ringförmigen Zwischenelement einen Drehpunkt. Das zweite Betätigungselemente wird von dem Zwischenelementen und dem Distanzelement radial auf etwa gleichem Abstand abgestützt.
Wie das vorliegende Ausführungsbeispiel zeigt, ist es besonders vorteilhaft, wenn die Betätigungselemente ringförmige, elastisch verformbare Grundkörper besitzen, von denen aus sich radial nach innen weisende hebelartige Betätigungsbereiche erstrecken.
Die Betätigung der Betätigungselemente erfolgt jeweils über deren radial innen liegende Bereich mittels einer ersten und einer zweiten Betätigungseiπrichtung, indem beispielsweise die jeweilige Betätigungseinrichtung eine axiale Bewegung in Richtung der Druckplatten ausführt, sich das zugeordnete Betätigungselement um seinen Drehpunkt verschwenkt und so der Anpreßdruck von der entsprechenden Anpreßplatte genommen wird.
Hierbei ist es vorteilhaft, wenn die Betätigungseinrichtungen axial auf der den Kupplungsscheiben abgekehrten Seite der Betätigungselemente angeordnet sind und sich mit ihrem statischen Teilbereich am Getriebegehäuse abstützen. Vorliegend sind die beiden Betätigungseinrichtungen koaxial angeordnet, wobei die erste
Betätigungseinrichtung radial außerhalb der zweiten Betätigungseinrichtung angeordnet ist; entsprechend weist der radial innere Bereich des ersten Betätigungselementes, über den die Betätigung des ersten Betätigungselementes erfolgt, einen größeren
Durchmesser auf, als der radial innere Bereich des zweiten Betätigungselementes, über den die Betätigung des zweiten Betätigungselementes erfolgt.
Zweckmäßig beaufschlagt im vorliegenden Ausführungsbeispiel das Funktionselement mit einem radial äußeren Bereich eine als Widerlager ausgebildete Auflage für das zweite Betätigungselement, bisher auch als ringförmiges Zwischenelement bezeichnet, durch Federkräfte und ist über einen radial weiter innen liegenden Bereich verschwenkbar, aber axial fest am Kupplungsdeckel abgestützt.
Besonders vorteilhaft bildet das Funktionselement einen Bestandteil der den Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben kompensierenden Nachstelleinrichtung, die eine praktisch gleichbleibende Kraftbeaufschlagung der Anpreßplatten, insbesondere auch bei Verschleiß der Reibbeläge, durch die Betätigungselemente bewirkt.
Gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der das Widerlager für das zweite Betätigungselement abstützende radiale Bereich des Funktionselementes in Abhängigkeit des Reibbelagverschleißes axial verlagerbar.
Besonders zweckmäßig wird bei der Betätigung des ersten und/oder des zweiten Betätigungselementes eine Kraft erzeugt, die der durch das das Widerlager beaufschlagende Funktionselement erzeugten Abstützkraft gleichgewichtbildend entgegen gerichtet ist. Sehr vorteilhaft ist es hierbei, wenn bei Belagverschleiß die vom ersten und/oder zweiten Betätigungselement bei einer Betätigung desselben auf das Funktionseiement ausgeübte Kraft zunimmt und die durch dasselbe erzeugte Abstützkraft (Gegenkraft) übersteigt.
Zweckmäßig wirken die Betätigungskräfte der beiden Kupplungen in Addition auf das Funktionselement. Die Betätigungselemente der Kupplungen sind also diesbezüglich mit dem Funktionselement in Reihe geschaltet.
Belagverschleiß, gleich welcher Kupplung, bedingt durch eine dann geänderte Ausgangsiage der jeweiligen Betätigungseinrichtung einen Anstieg der Betätigungskraft, die auf den das Widerlager abstützenden Bereich des Funktionselementes wirkt. Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung erfolgt dann eine axiale Verlagerung des das Widerlager abstützenden Bereiches des Funktionselementes in Richtung Druckplatte, der erhöhten Betätigungskraft ausweichend, wobei das Funktionseiement um seinen radial inneren Bereich verschwenkt wird.
Besonders vorteilhaft nimmt durch diese Verlagerung die Betätigungskraft zur Betätigung des ersten und/oder zweiten Betätigungselementes ab.
In einem Ausführungsbeispiel ist gezeigt, wie sehr zweckmäßig der das Widerlager bildende Bereich des Funktionselementes soweit verlagert wird, daß sich ein Kräftegleichgewicht zwischen den Betätigungskräften zur Betätigung des ersten und/oder zweiten Betätigungselementes und der durch das Funktionselement erzeugten Gegenkraft erneut einstellt. Vorteilhaft besitzen das erste und das zweite Betätigungselement zumindest über einen Teil des Bewegungsbereiches eine abfallende Kraftkennlinie. Das Funktionselement zur Erzeugung der Gegenkraft bildet vorteilhafterweise einen
Kraftspeicher, der im wesentlichen eine konstante Kraft über den vorgesehenen
Nachstellbereich besitzt.
Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist das Funktionselement durch eine als Kraftsensor dienende Tellerfeder gebildet, die das axial nachgiebige, in Richtung Kupplungsdeckel federbelastete, Widerlager bildet und andererseits axial fest mit dem Kupplungsdeckel verbunden ist.
Besonders zu bevorzugen ist eine Ausgestaltung der Erfindung, bei der die den Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben kompensierende Nachstelleinrichtung eine zwischen dem Kuppiungsdeckel und dem ersten Betätigungselement wirksame Ausgleichseinrichtung umfaßt.
Hierbei ist es besonders zweckmäßig, wenn die Ausgleichseinrichtung einen Bestandteil besitzt, der mit seiner dem ersten Betätigungsfeld zugewandten Seite eine Gegenaufiage trägt, die axial in Richtung der Druckplatten verlagerbar, in Gegenrichtung jedoch arretierbar ist.
Diese zwischen dem Kupplungsdeckel und dem ersten Betätigungselement befindliche Gegenauflage ist vorteilhaft in Richtung Druckplatte federbelastet.
In vorteilhafter Weise ist das Kupplungsaggregat derart aufgebaut, daß die Gegenauflage entsprechend der Verlagerung der federbeaufschlagten, das Widerlager für das zweite Betätigungselement bildenden Auflage nachstellt. Das erste Betätigungselemente wird von der Gegenauflage einerseits und von dem ringförmigen Distanzelement andererseits radial auf etwa gleicher Höhe abgestützt.
Zweckmäßigerweise erfolgt die Nachstellung mittels eines ringförmigen Bauteiles, das vom ersten und zweiten Betätigungselement zumindest bei Nichtbetätigung desselben axial beaufschlagt wird.
In einem vorteilhaften Ausführungsbeispiel besitzt die Ausgleichseinrichtung in axiale Richtung ansteigende Nachstellrampen; die Nachstellrampen sind am ringförmigen Bauteil vorgesehen, welches zugleich auch die Gegenauflage trägt.
Besonders vorteilhaft wirken Auflauframpen mit korrespondierenden Gegenaufiauframpen zusammen, derart, daß Auflauframpen und Gegenaufiauframpen gegeneinander relativ verdrehbar sind, wobei sich dabei aufgrund der Rampen deren axiale Relativlage ändert.
Die Gegenaufiauframpen sind zweckmäßigerweise von einem ringartigen Bauteil getragen, das zwischen den die Auflauframpen tragenden Bauteil und dem Kupplungsdeckel angeordnet ist.
Die Gegenaufiauframpen sind vorteilhafterweise unmittelbar in radial verlaufende Bereiche des Gehäuses eingebracht.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung wirkt die Ausgleichseinrichtung - in Ausrückrichtung der Reibkupplung betrachtet - freilaufähnlich. In der der Ausrückrichtung entgegengesetzten Richtung ist sie jedoch selbsthemmend. Vorteilhaft besitzen zumindest die Auflauframpen einen Steigungswinkel, der zwischen 5 und 20 Grad liegt, vorzugsweise in der Größenordnung von 8 - 12 Grad.
Zweckmäßig ist es, wenn die Auflauframpen einen Steigungswinkel besitzen, der eine Selbsthemmung des Reibungseingriffes der Aufiauframpen mit Gegenauflaufbereichen eines anderen Bauteiles bewirkt, so daß nach erfolgter Nachstellung der - jetzt vergrößerte - axiale Relativabstaπd der die Auflauframpen bzw. die Gegenaufiauframpen oder Gegenauflaufbereiche tragenden Elemente gehalten wird.
Von Vorteil ist es, wenn wenigstens ein die Auflauframpen tragendes Bauteil und/oder ein die Gegenaufiauframpen bzw. Gegenauflaufbereiche tragendes Bauteil in Nachstellrichtung federbeaufschlagt derart ist, daß mittels der Federn unter bestimmten Bedingungen eine Verdrehung der die Auflauframpen bzw. die Gegenaufiauframpen oder Gegenauflaufbereiche tragenden Elemente in der Richtung bewirkt wird, in der sich der axiale Abstand der Elemente vergrößert.
Zweckmäßigerweise weist die Ausgleichseinrichtung wenigstens ein veriagerbares Nachstellelement auf.
In einem Ausführungsbeispiel der Erfindung ist es besonders vorteilhaft, wenn die Ausgleichseinrichtung drehzahlabhängig wirkt.
Zweckmäßigerweise wird die Ausgleichseinrichtung drehzahlabhängig gesperrt. Vorteilhaft ist es, wenn hierzu die Ausgieichseinrichtung bei Drehzahlen oberhalb 1000 min'1 blockiert und bei Leerlaufdrehzahlen oder Drehzahlen unterhalb der Leerlaufdrehzahl wirksam ist; insbesondere ist die Ausgieichseinrichtung praktisch bei Drehzahl null aktiviert.
Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung sind die Auflauframpen und/oder Gegenaufiauframpen bzw. -bereiche aufweisenden und relativ zum Gehäuse verlagerbaren Teile der Ausgieichseinrichtung federnd belastet. Vorteilhaft erzeugt die Federbelastung eine Kraft in Umfangsrichtung.
Das die Gegenkraft aufbringende Funktionseiement bildet erfinduπgsgemäß vorteilhaft eine als Widerlager ausgebildete Auflage für das zweite Betätigungselement.
Zweckmäßig ist es, wenn zwischen den Reibbelägen wenigstens einer der Kupplungsscheiben eine Belagfederung vorhanden ist.
Von Vorteil ist es weiterhin, wenn die zwischen den Reibbelägen der Kupplungsscheiben vorgesehenen Belagfederungen eine Weg-Kraft-Charakteristik aufweisen, die über den Federweg der Belagfederung an die Weg-Kraft-Charakteristik der von den Be- tätigungselementen auf die Druckplatten ausgeübten Kraft angenähert ist.
Gemäß eines Ausführungsbeispieles für ein erfindungsgemäßes Verfahren zur Betätigung sowie zum Schutz vor Beschädigung oder Zerstörung eines mehrere Kupplungsscheiben aufweisendes Kupplungsaggregates, das eine den Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben kompensierende Nachstelleinrichtung aufweist, wie selbstnachstellende Doppelkupplung, wobei die mit den Kupplungsscheiben gebildeten
Kupplungen mittels einer Steuereinrichtung automatisiert betätigbar sind, wird der
Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfaßt und/oder gegebenenfalls ausgleichend beeinflußt.
Entsprechend einem weiteren erfinderischen Gedanken wird besonders vorteilhaft ein zumindest ähnlich großer Verschleiß der Reibbeläge erzielt.
Hierzu wird der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben besonders vorteilhaft der Verschleiß der Reibbeläge jeder Kupplungsscheibe einzeln zumindest repräsentativ ermittelt, indem der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben errechnet wird.
In einem anderen Ausführungsbeispiel kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben gemessen wird.
Die Berechnung des Verschleißes der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfolgt erfindungsgemäß besonders vorteilhaft aufgrund des Energieeintrages und/oder mittels statistischer Auswertung von Kennlinienparametern.
Erfindungsgemäß ist es sehr zweckmäßig, wenn der Energieeintrag beispielsweise eine Funktion zumindest von der Schlupfdrehzahl der Kupplung und/oder vom Reibmoment der Kupplung und/oder von der Kupplungstemperatur und/oder von einem gegebenenfalls temperaturabhängigen Verschleißkoeffizienten ist. Die Kupplungstemperatur als Parameter zur Bestimmung des Energieeintrages wird besonders vorteilhaft mittels eines Temperaturmodells berechnet. In einem anderen Ausführungsbeispiel kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die Temperatur gemessen wird.
Die statistische Auswertung von Kennlinienparametem zur Bestimmung des Verschleißes der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfolgt gemäß eines Ausführungsbeispieles des erfindungsgemäßen Verfahrens besonders vorteilhaft anhand von Kennlinienparametern, die den Tastpunkt der Kupplung und/oder das maximale Reibmoment und/oder die Betätigungskraft der Kupplung betreffen.
Die Betätigungskraft der Kupplung wird zweckmäßigerweise als Funktion der maximalen Aktorgeschwindigkeit und/oder von der Aktorarbeit bestimmt.
Sehr vorteilhaft ist es, wenn insbesondere bei der statistischen Auswertung der Kennlinienparameter kurzfristige Einflüsse wenig oder gar keinen Einfluß auf das Berechnungsergebnis haben.
Die Eliminierung kurzfristiger Einflüsse erfolgt zweckmäßig, indem ein neuer Wert iterativ aus einem aktuellen Wert und einem vorher ermittelten älteren Wert unter Gewichtung der jeweiligen Werte berechnet wird und/oder zur Berechnung eines neuen Wertes über eine Mehrzahl von ermittelten Werten gemittelt wird.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung werden die Größen, auf deren Grundlage die Berechnung des Verschleißes der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfolgt, mit Referenzwerten verglichen, wobei Ergebnisgrößen gebildet werden, von denen eine Funktion abhängig ist, die den Verschleiß zumindest repräsentiert.
Erfindungsgemäß erfolgt eine Nachstellung des Kupplungsaggregates, wenn der Mittelwert der einzelnen Verschleißwerte der Reibbeläge der Kupplungsscheiben einen bestimmten Wert erreicht hat.
Nach erfolgter Nachstellung werden zweckmäßig gegebenenfalls zumindest einige der Referenzwerte entsprechend den Kupplungseigenschaften aktualisiert.
In einem sehr vorteilhaften Ausführungsbeispiel der Erfindung werden die ermittelten Verschleißwerte der Reibbeläge der Kupplungsscheiben miteinander verglichen und eine eventuell vorhandene Differenz der Verschleißwerte wird festgestellt.
Bei einer festgestellten Differenz der Verschleißwerte werden diese aneinander angeglichen.
Gemäß eines erfinderischen Gedankens ist es besonders vorteilhaft, wenn der Angleich der Verschleißwerte dadurch erfolgt, daß die Reibbeläge an der Kupplung, die weniger verschlissen ist, stärker belastet werden und/oder die Reibbeläge einer Kupplung, die stärker verschlissen, entlastet werden.
Bei Teillastanfahrten kann hierzu vorteilhaft eine Aufteilung des geforderten Momentenflusses zwischen den Kupplungen, entsprechend dem Verschleiß der Reibbeläge erfolgen. Bei Verwendung mit einem Doppelkupplungsgetriebe sind hierbei entsprechend dem
Prinzip des Doppelkupplungsgetriebes den Kupplungen zugeordnete Übersetzungsstufen mit unterschiedlichen Übersetzungen eingelegt.
Von Vorteil kann es sein, wenn die Kupplungen mit zunehmender Antriebsmotordrehzahl weiter geschlossen werden, sowie ein unterschiedlich schnelles Schließen der Kupplungen ermöglicht wird.
Zweckmäßig wird die Geschwindigkeit des Schließvorganges abhängig von der Lasthebelstellung (Momentenanforderung) für verschiedene Kupplungen mit unterschiedlichen, dem Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben entsprechenden Gewichtungsfaktoren beaufschlagt.
Zweckmäßig überträgt so eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt zumindest eine gewisse Zeit unter Schlupf das Antriebsmomeπt, während eine andere kein Moment überträgt.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, zum Angleich der Verschleißwerte eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt zumindest eine gewisse Zeit unter Schlupf zu betreiben, während eine andere Kupplung geschlossen ist und den Hauptanteil des Antriebsmomentes überträgt.
Insbesondere wird im vorliegenden Ausführungsbeispiel sehr vorteilhaft im Schubbetrieb eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt in Eingriff gebracht, wobei eine ihr zugeordnete Übersetzungsstufe eingelegt ist, deren Übersetzung höher ist, als die einer anderen, der geschlossenen Kupplung zugeordneten, eingelegten Übersetzungsstufe. Zweckmäßig ist es, wenn dann bei einer Bremsbetätigung die Kupplung noch weiter in Eingriff gebracht wird.
Das erfindungsgemäße Verfahren ermöglicht weiterhin besonders vorteilhaft die Einleitug von Maßnahmen zur Schutz des Kupplungsaggregates vor Beschädigung oder Zerstörung, falls unbeabsichtigte Schlupfzustände erkannt werden.
Zweckmäßigerweise erfolgt dies durch eine Begrenzung des Energieeintrags in das Kupplungsaggregat, beispielsweise indem das Moment und/oder die Drehzahl des Antriebsmotor gedrosselt wird und/oder der Schlupf in der mit dem Kupplungsaggregat gebildeten Kupplungen limitiert wird.
Die Erfindung sowie das erfindungsgemäße Verfahren werden im folgenden anhand eines in Figuren dargestellten Ausführungsbeispieles erläutert. Dabei zeigen:
Figur 1 ein Fahrzeug mit Antriebsstrang, Kupplungsaggregat, Betätigungseinrichtung und Steuereinrichtung in einer schematischen Darstellung,
Figur 2a ein Kupplungsaggregat,
Figur 2b Antriebe des Kupplungsaggregates,
Figur 3 ein Diagramm zur Entscheidung über die Initialisierung einer Verschleißangleichstrategie auf Basis von Verschleißkenngrößen,
Figur 4a ein Diagramm zum Gewichtungsfaktor zum Einrücken der Kupplung mit steigender Motordrehzahl abhängig von der Lasthebelstellung bei Anfahrt über Kupplung 1 , Figur 4b ein Diagramm zum Gewichtungsfaktor zum Einrücken der Kupplung mit steigender Motordrehzahl abhängig von der Lasthebelstellung bei Anfahrt über Kupplung 2,
Figur 5 eine Bremsmomentkennlinie zum Verschleißangleich,
Figur 6 ein Diagramm zum Verschleißangleich im Schleppbetrieb und
Figur 7 ein Diagramm zum verzögerten Schlupfabbau beim Wiedereinkuppeln bei
Schubrückschaltung.
Figur 1 zeigt schematisch ein Kraftfahrzeug 1 mit einem Antriebsstrang, der einen als Verbrennungsmotor ausgebildeten Antriebsmotor 2, ein Kupplungsaggregat 4 und ein Getriebe 6 enthält. Über eine Kardanwelle 8 und ein Differential 10 werden die Räder 12 des Fahrzeuges 1 angetrieben. Sinngemäß kann es sich selbstverständlich auch um ein Fahrzeug mit einer oder mehreren anderen angetriebenen Achsen handeln.
Es ist eine Übersetzungswahleinrichtung 60, wie Wählhebel mit Sensor 61 und eine Steuereinrichtung 18, 44 als Blockschaltbild gezeigt. Die Steuereinrichtung 18, 44 kann als Einheit oder in baulich und/oder funktioneil getrennten Teilbereichen ausgebildet sein. Falls die Steuereinrichtung 18, 44 in baulich und/oder funktionell getrennten Teilbereichen ausgebildet ist, können diese beispielsweise über einen CAN-Bus 54 oder eine andere elektrische Verbindung zum Datenaustausch miteinander verbunden sein. Die Steuereinrichtung 18, 44 steuert beispielsweise die automatisierte Betätigung des Getriebes 6 und/oder der das Kupplungsaggregat 4 bildenden Kupplungen 70, 71 oder den Motor 2, beispielsweise das Motormoment, die Wahl der Getriebeübersetzung, einer Parkstellung oder einer Neutralstellung des Getriebes oder das von der Kupplung übertragbare Drehmoment. Die Kupplungen 70, 71 sind mittels einer Aktorik 46 automatisiert betätigbar, wobei die Kupplungen 70, 71 voneinander unabhängig betätigt werden können. Die Aktorik 46 zur Kupplungsbetätigung der Kupplungen 70, 71 kann in einer baulichen und/oder funktioneilen Baueinheit oder in beispielsweise den Kupplungen zugeordneten Teilbereichen ausgeführt werden.
Die Einrichtung zum Ändern des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes umfaßt zumindest Getriebebetätigungseinrichtungen 48, 50, wobei jede der Getrie- bebetätigungseinrichtungen 48, 50 zur Betätigung einer Gruppe von Übersetzungsstufen vorgesehen ist, die jeweils einer der Kupplungen 70, 71 zugeordnet sind. Insbesondere werden die Gruppen der Übersetzungsstufen derart gebildet, daß die Übersetzungsstufen bezüglich ihrer Übersetzung eine Reihenfolge bilden und benachbarte Übersetzungsstufen jeweils unterschiedlichen Kupplungen 70, 71 zugeordnet sind. Das Kupplungsaggregat 4 ermöglicht so für einen Lastschaltbetrieb eine Betätigung der Kupplungen 70, 71 in übergehendem Wechsel zur zugkraftunterbrechungsarmen oder - freien Schaltung.
Weiterhin umfaßt die Einrichtung eine Steuereinrichtung 44, wobei die Übersetzung durch eine Ansteuerung der Betätigungseinrichtungen 48, 50 veränderbar ist. Die Betätigungseinrichtungen 48, 50 können beispielsweise je zwei Antriebe zur Erzeugung einer Schalt- bzw. Wählbewegung umfassen.
Auch das Kupplungsaggregat 4 ist durch die Steuereinrichtung 44 mittels der Aktorik 46 automatisiert betätigbar. Bereich 44 der Steuereinrichtung empfängt Signale, die den Übertragungszustand der Kupplungen 70 und/oder 71 und die im Getriebe 6 eingestellten Übersetzungsverhältnisse wenigstens repräsentieren, sowie Signale von einem Sensor 52 für die Abtriebsdrehzahl und einem Sensor 61 an der Übersetzungswahleinrichtung 60. Diese Signale werden von Sensoren ermittelt, wie von einem Gangerkennungssensor oder von einem Kupplungswegsensor.
Bereich 18 der Steuereinrichtung steuert den Verbrennungsmotor 2 über eine Verstellung der Drosselklappe 30 und/oder der Einspritzung. Es werden Signale von Sensoren 26 für Saugrohrdruck 24 für Kühlwassertemperatur 28 für die Motordrehzahl 20 für die Stellung der Drosselklappe 22 und 16 für eine Gaspedalbetätigung 14 empfangen. Sinngemäß kann die Erfindung selbstverständlich mit allen Arten von Antriebsmotoren verwendet werden.
Die Getriebebetätigungseinrichtungen 48, 50 umfassen beispielsweise je zwei Elektromotoren, wobei ein erster Elektromotor zur Betätigung des Wahlvorganges angesteuert wird und ein zweiter Elektromotor zur Betätigung des Schaltvorganges angesteuert wird. Hierzu wird mittels der Elektromotoren entlang der Wählstrecke bzw. der Schaltstrecke eine Versteileinrichtung zumindest eines getriebeseitigen Schaltelementes betätigt.
In Figur 2a ist ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kupplungsaggregates 201 , welches zwei Reibungskupplungen 201 a und 201 b umfaßt, dargestellt.
Die Reibungskupplung 201a besitzt bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel eine Kupplungsscheibe 204, die mit einer Getriebeeingangswelle 213 verbunden und mit einer Abtriebswelle 202 eines Motors, wie insbesondere einer Brennkraftmaschine antriebsmäßig verbindbar ist. Die Reibungskupplung 201 b besitzt eine Kupplungsscheibe 207, die mit einer Getriebeeingangswelle 212 verbunden und mit der Abtriebswelle 202 eines Motors, wie insbesondere einer Brennkraftmaschine antriebsmäßig verbindbar ist.
Die Kupplungsscheibe 204 ist mit ihren Reibbelägen 205 axial zwischen einer Druckplatte 203 und einer Anpreßplatte 208 angeordnet, die Kupplungsscheibe 207 ist mit ihren Reibbelägen 206 axial zwischen einer Druckplatte 209 und einer Anpreßplatte 210 angeordnet.
Die Druckplatten 203 und 209 sind axial- und drehfest mit der Abtriebswelie 202 des Motors verbunden. Die Anpreßplatten 208 und 210 sind drehfest, jedoch axial über einen gewissen Bereich bewegbar mit dem Kupplungsdeckel 211 , der ebenfalls mit der Abtriebswelle 202 des Motors verbunden ist, verbunden. Die Verbindung der Druckplatten 203, 209 mit der Abtriebswelle 202 des Motors erfolgt im vorliegenden Ausführungsbeispiel beispielsweise über ein eine Trägheitsmasse bildendendes Bauteil 226, welches beispielsweise zwei federnd und gedämpft miteinander verbundene Teilträgheitsmassen umfassen kann.
Zur Verbindung der Abtriebswelle 202 des Motorsr mit der Getriebeeingangswelle 213 eines hier nicht näher dargestellten Getriebes ist die Kupplungsscheibe 204 mit ihren Reibbelägen 205 durch eine axiale Veriagerung der Anpreßplatte 208 zwischen der Druckplatte 203 und der Anpreßplatte 208 axial einspannbar, wobei mit zunehmender Einspannung eine zunehmende Reibung und somit eine zunehmende Mitnahme zwischen den Platten 203, 208 und den Reibbelägen 205 der Kupplungsscheibe 204 auftritt. Die Kupplungsscheibe 207 ist mit ihren Reibbelägen 206 durch eine axiale Verlagerung der Anpreßplatte 210 zwischen der Druckplatte 209 und der Anpreßplatte 210 einspannbar, um eine Verbindung zwischen der Abtriebswelle 202 des Motors und der Getriebeeingangswelle 212 herzustellen, wobei mit zunehmender Einspannung eine zunehmende Reibung und somit eine zunehmende Mitnahme zwischen den Platten 209, 210 und den Reibbelägen 205 der Kupplungsscheibe 204 auftritt.
Die Betätigung der Kupplung 201 a durch eine axiale Verlagerung der Anpreßplatte 208 erfolgt mittels eines Antriebes 216, der über ein Betätigungselemeπt, das vorliegend durch eine Tellerfeder 218 gebildet ist, eine axiale Bewegung der Anpreßplatte 208 bewirkt.
Der Antrieb 216 greift hierbei an radial innen liegenden Bereichen 218i der Tellerfeder 218 an. Die Tellerfeder 218 stützt sich an einem Bereich 220a eines ringförmigen Distanzelementes 220 ab, der gleichzeitig als Drehpunkt wirkt, um den die Tellerfeder 218 bei einer Betätigung verschwenkbar ist. Über radial äußere Bereiche 218a erfolgt über ein Zwischenelement 223, die Betätigung der Anpreßplatte 208 und somit der Kupplung 201 a. Die Tellerfeder 218 wird auf der dem Bereich 220a des ringförmigen Distanzelementes 220 axial gegenüberliegendem Bereich durch Auflagen 225 einer Nachstelleinrichtung 227 abgestützt.
Die Tellerfeder 218 beaufschlagt die Anpreßplatte 208 im Sinne einer Einrückung; durch eine Betätigung mittels des Antriebes 216 wird, entgegen der Tellerfederkraft, eine axiale Bewegung der Anpreßplatte 208 möglich und somit ein Ausrücken der Kupplung 201a bewirkt.
Die Betätigung der Kupplung 201 b erfolgt mittels des Antriebes 215. Die Bewegung des Antriebes 215 wird über eine als Tellerfeder 217 ausgebildete Betätigungseinrichtung auf die axial bewegliche Anpreßplatte 210 übertragen. Hierbei stützt sich die Tellerfeder 217 an einem ringförmigen Zwischenelement 219 ab. Eine Gegenauflage auf der axial gegenüberliegenden Seite der Tellerfeder 217 wird durch den Bereich 220b des ringförmigen Distanzeiementes 220 gebildet. Der Antrieb 215 greift an radial innen liegenden Bereichen 217i der Tellerfeder 217 an. Das ringförmige Zwischenelement 219 bildet einen Drehpunkt, um den die Tellerfeder 217 bei einer Betätigung verschwenkbar ist. Radial äußere Bereiche 217a der Tellerfeder 217 liegen an Auflagebereichen 224 der Anpreßplatte 210 an.
Die Tellerfeder 217 beaufschlagt die Anpreßplatte 210 im Sinne einer Einrückung; durch eine Betätigung mittels des Antriebes 215 wird, entgegen der Tellerfederkraft, eine axiale Bewegung der Anpreßplatte 210 möglich und somit ein Ausrücken der Kupplung 201 b bewirkt.
Das ringförmige Element 219 stützt sich an radial äußeren Bereichen 221 a eines als Tellerfeder 221 ausgebildeten Funktionselementes ab. Die radial äußeren Bereiche 221a der Tellerfeder 221 sind begrenzt axial verlagerbar, wobei die Tellerfeder 221 mit radial inneren Bereichen 221 i im vorliegenden Ausführungsbeispiel mittels einer Mehrzahl von bolzen- oder nietenförmigen Elementen 222 fest mit dem Kupplungsdeckel 21 1 in Verbindung steht.
Bei einer Betätigung der Kupplungen 201a und/oder 201 b stützen sich die an den durch das ringförmige Zwischenelement 219 und den Bereich 220a des ringförmigen Distanzelementes 220 gebildeten Verschwenkpunkten für die Tellerfedern 217 bzw. 218 anliegenden Kräfte über das ringförmige Zwischenelement 219 am radial äußeren Bereich 221 a der Tellerfeder 221 ab. Die Kraft der Tellerfeder 221 steht so im Gleichgewicht zu den an den Verschwenkpunkten der Tellerfedern 217 bzw. 218 bei einer Betätigung anliegenden Kräfte. Bei Verschleiß der Reibbeläge 205 und/oder 206 der Kupplungen 201a bzw. 201b verändert sich die Ausgangsstellung der Tellerfedern 217 bzw. 218, wodurch sich der Bewegungsbereich in dem die Betätigung erfolgt, verschiebt und bedingt durch die Federkennlinie, die Betätigungskraft zunimmt. Die auf den radialen Außenbereich 221a der Tellerfeder 221 wirkende Kraft nimmt zu, wobei der Bereich 221a in axialer Richtung entsprechend den erhöhten Betätigungskräften ausweicht, soweit, bis der Betätigungsbereich der Tellerfedern 217 bzw. 218 bezüglich ihrer Kennlinie wieder in etwa dem Ausgangszustand entspricht und das Kräftegleichgewicht wieder hergestellt ist.
Bedingt durch das Ausweichen des Bereiches 221 a der Tellerfeder 221 vergrößert sich der zwischen der Tellerfeder 218 und dem Kupplungsdeckel 21 1 befindliche Zwischenraum. Die Ausgieichseinrichtung 227 ist geeignet, die Auflagebereiche 225 entsprechend der Verlagerung des Bereiches 221a der Tellerfeder 221 der Tellerfeder 218 nachzuführen und nach erfolgter Nachführung durch Selbsthemmung zu arretieren.
Weiterhin bezieht sich die vorliegende Anmeldung auf die älteren Anmeldungen DE 42 39 291.8-12, DE 100 11 412.1 , DE 100 13 576.5 und DE 100 15 205.8 oder Anmeldungen, die deren Priorität in Anspruch nehmen, deren Inhalte ausdrücklich zum Offenbarungsinhalt der vorliegenden Anmeldung gehören.
Insbesondere wird auf die den Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheibe(n) kompensierende Nachstelleinrichtung, umfassend unter anderem eine Ausgieichseinrichtung, wie 227, sowie das Prinzip der Nachstellung mittels Kräftegleichgewicht zwischen einem als Sensortellerfeder ausgebildeten Funktionselement, wie 221 , und den bei einer Betätigung auftretenden Kräften, detailliert beschrieben in der Anmeldung DE 42 39 291.8-12, Bezug genommen. ln diesem Zusammenhang wird besonders auf die Figuren 1 , 3, 4, 5, 6, 7, 7a, 8, 9, 10, 11 ,
12, 14, 18, 19, 20 und 25 der Anmeldung DE 42 39 291.8-12 und deren Beschreibung verwiesen, wobei zu berücksichtigen ist, daß im vorliegenden Ausführungsbeispiel die
Betätigungskräfte beider Tellerfedern 217, 218 auf das Funktionselement 221 wirken, wodurch eine entsprechend angepaßte Auslegung aller an der Nachstellung beteiligten
Elemente erforderlich ist.
Figur 2b zeigt die beiden Antriebe 250 und 270 zur Betätigung der Tellerfedern 298 bzw. 299.
Bei den Antrieben 250, 270 handelt es sich um Drehaπtriebe, wobei im voriiegenden Ausführungsbeispiel der Antrieb 250 als mehrpoliger Innenläufermotor und der Antrieb 270 als mehrpoliger Außenläufermotor ausgebildet ist.
Der Elektroantrieb 270 umfaßt einen Stator 280, der drehfest - beispielsweise über einen Preßsitz - verbunden ist mit dem einen hülsenförmigeπ Ansatz 274 aufweisenden Trägerflansch 282. Der Trägerflansch 282 wird vorliegend vom Getriebegehäuse 294 bzw. von einer Kupplungsglocke getragen.
Der Elektroantrieb 250 umfaßt einen Stator 258, der drehfest - beispielsweise über einen Preßsitz - verbunden ist mit dem radial äußeren hülsenförmigen Ansatz 286 eines einen inneren hülsenförmigen Ansatz 254 und einen äußeren hülsenförmigen Ansatz 286 aufweisenden Trägerflansch 262. Der Trägerflansch 262 wird vorliegend von einem als Rillenkugellager ausgebildeten Lager 295, welches mit der rotierenden Hülse 279 verbunden ist, getragen.
Der Rotor 259 des Antriebes 250 ist gegenüber dem Stator 258 über ein voriiegend als
Rillenkugellager ausgebildetes Lager 264 gelagert. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel dient das Gehäuse 260 des Rotors 259 unmittelbar zur Lagerung. Um eine einwandfreie konzentrische Lage zwischen Stator 258 und Rotor 259 zu gewährleisten, ist eine vom Lager 264 axial beabstandete Lagerstelle 284 vorgesehen, welche hier als Gleitlager ausgebildet ist. Die Lagerstelle 284 kann jedoch zweckmäßig auch ein Nadel- oder Kugellager aufweisen. Durch die beiden Lagerstellen 264 und 284 wird die Einstellung eines definierten radialen Spiels zwischen Rotor 259 und Stator 258 gewährleistet. Weiterhin kann mittels der Lagerstellen 264 und 284 das Eindringen von Verunreinigungen in den Bereich zwischen Rotor 259 und Stator 258 verhindert werden. In vorteilhafter Weise besitzt auch das zur Lagerung 264 dienende Wälzlager wenigstens eine axiale Abdichtung, die ein Eindringen von Verunreinigungen in die Lagerung bzw. in den inneren Bereich zwischen Rotor 259 und Stator 258 verhindert.
Der Rotor 281 des Antriebes 270 ist gegenüber dem Stator 280 über die im vorliegenden Ausführungsbeispiel als Gleitlager ausgebildeten Lagerstellen 285 und der von dieser axial beabstandeten Lagerstelle 265 gelagert. Die Lagerstellen 285 und/oder 265 können jedoch zweckmäßig auch durch Nadel- oder Kugellager gebildet sein. Durch die beiden Lagerstellen 265 und 285 wird die Einstellung eines definierten radialen Spiels zwischen Rotor 281 und Stator 280 gewährleistet. Weiterhin kann mittels der Lagerstellen 265 und 285 das Eindringen von Verunreinigungen in den Bereich zwischen Rotor 281 und Stator 280 verhindert werden.
Das Federband 257 des Antriebes 250 ist in einer ringförmigen Aussparung bzw. Aufnahme, die durch die Bauteile 253 und 261 gebildet wird, aufgenommen; das Federband 275 des Antriebes 270 ist in einer durch die Bauteile 278 und 273 gebildeten Aussparung bzw. Aufnahme angeordnet.
Mit den Federbändern 257 bzw. 275 in Eingriff stehen über Nadellager 255 bzw. 276 Stifte 277 des Antriebes 270 und Stifte 256 des Antriebes 250, die jeweils mit der Rotoren der
Antriebe 250 bzw. 270 in Verbindung stehen und mit diesen beim Betrieb um die Achse 293 umlaufen. Durch diese Umlaufbewegung bedingt, werden die spiralförmigen
Federbänder 257 bzw. 275 in axialer Richtung bewegt wodurch ein axialer Antrieb realisiert wird.
Das Bauteil 253 des Antriebes 250 und das Bauteil 273 des Antriebes 270 weisen an dem den Tellerfedern 299 und 298 zugewandten Endbereichen jeweils flanschartige Bereiche auf, die nicht rotierende Lagerringe 252 bzw. 272 von Ausrücklagern tragen. Die rotierenden Lagerringe 251 bzw. 271 der Ausrücklager sind geeignet mit den Tellerfedern 298 bzw. 299 verbunden.
Der Antrieb zweite 270 ist radial innerhalb und koaxial zum ersten Antrieb 250 angeordnet, wobei der Antrieb 270 eine größere axiale Ausdehnung aufweist, als der Antrieb 250, was insbesondere dadurch erreicht wird, daß bei dem zweiten Antrieb 270 das Federband 275 und der Stator 280 bzw. der Rotor 281 axial hintereinander angeordnet sind, wohingegen das Federband 257 und der Stator 258 bzw. der Rotor 259 des ersten Antriebes 250 koaxial ineinander angeordnet sind, derart, daß sich das Federband 257 radial innerhalb des Stators 258 bzw. der Rotors 259 befindet. Die Antriebe 250 und 270 sind in axialer Richtung so zueinander angeordnet, daß ihre axialen Mitten in etwa in einer Ebene liegen. In einem anderen Ausführungsbeispiel kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die Antriebe 250 und 270 mit ihren dem Getriebegehäuse 294 zugewandten Endbereichen in etwa bündig enden.
Bei dem ersten Antrieb 250 ist der Stator 258 radial außerhalb des Rotors 259 angeordnet, bei dem zweiten Antrieb 270 liegt der Stator 280 radial innerhalb des Rotors 281 ; weitere erforderliche elektrische Komponenten sind vorliegen zur Vereinfachung nicht dargestellt.
In einem anderen Ausführungsbeispiel kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn Federband 257 und Stator 258 bzw. der Rotor 259 des ersten Antriebes 250 ebenfalls axial hintereinander angeordnet sind, wobei zweckmäßigerweise der Stator 258 bzw. der Rotor 259 dem Getriebegehäuse zugewandt ist. Insbesondere wird so ein geringer
Baudurchmesser der gesamten Antriebsaggregates erreicht.
Gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel ist es vorteilhaft, wenn auch das Federband 275 und der Stator 280 bzw. der Rotor 281 radial ineinander angeordnet sind, auf diese Weise wird eine geringe axiale Baulänge des gesamten Antriebsaggregates erreicht.
Sind bei beiden Antrieben 250 und 270 die Federbänder 257, 275 und Stator 258, 280 bzw. der Rotor 259, 281 radial ineinander angeordnet, so ist es in einem weiteren Ausführungsbeispiel von Vorteil, wenn die Federbänder 257 und 275 radial zwischen sich die für den entsprechenden elektrischen Antrieb notwendigen Statorelemente und Rotorelemente aufnehmen. So können beispielsweise die Federbänder 257 und 275 eine derartige Durchmesserdifferenz besitzen, daß der dadurch zwischen diesen beiden Federbändern 257 und 275 gebildete ringförmige Bauraum ausreicht, um einen gemeinsamen Stator aufzunehmen, wobei dann radial innerhalb und radial außerhalb dieses Stators jeweils ein ringförmiger Rotor angeordnet ist. Durch entsprechende Strombeaufschlagung können der erste und/oder der zweite Rotor angetrieben werden. Gegebenenfalls können auch Bremsen vorgesehen werden, mittels derer der erste und/oder der zweite Rotor abgebremst bzw. festgehalten werden können. Eine derartige Bremse ist zweckmäßigerweise durch eine elektromagnetisch betätigbare Bremse bzw. durch eine elektromagnetische Bremse gebildet.
Insbesondere wird diesbezüglich auf die Beschreibung und die Darstellung weiterer Details der Ausgestaltung und Funktionsweise des vorliegenden Antriebes auf die Anmeldung DE 100 15 205.8 verwiesen. Besonders zu beachten sind dabei die mit den Figuren 16-19 gezeigten und beschriebenen Ausgestaltungen der Erfindung. Der beschriebene Antrieb stellt ein vorteilhaftes Ausführungsbeispiel dar. In einem anderen Ausführuπgsbeispiel kann es vorteilhaft sein, wenn die Betätigung der
Tellerfedern 298 und/oder 299 mittels anders gestalteter Antriebe erfolgt. Beispielsweise können andere elektromotorische oder auch hydraulische Antriebe Verwendung finden.
Bei den Kupplungen 201 a und/oder 201 b kann es sich sinngemäß auch um gezogene Kupplungen handeln. Die durch die Betätigungselemente 217 und/oder 218 aufgebrachte Federkraft kann also unter Umständen vorteilhaft die Kupplung 201a und/oder 201b auch im Sinne eine Ausrückung beaufschlagen. Entsprechend wirken dann die Antriebe 250 bzw. 270 bei der vorliegenden Anordnung ziehend, wobei eine geeignete Ausbildung der Kontaktstelle zu den Betätigungselementen 217 bzw. 218 zur Übertragung einer Zugbewegung erforderlich ist.
In einem anderen Ausführungsbeispiel erfolgt die Betätigung der Betätigungselemente 217 und/oder 218 in Öffnungs- und/oder Schiießrichtung kombiniert durch die Antriebe 250 bzw. 270 und Federkraft unterstützt, wobei der Kraftanteil der Feder zwischen 0 und 100% liegen kann. Die kombinierte Betätigung ist sowohl für gezogene als auch für gedrückte Kupplungen anwendbar. Die Betätigung der Kupplungen 201a und/oder 201b kann zweckmäßig auch zwangsgesteuert erfolgen, in diesem Fall beträgt der Kraftanteil des Antriebes 100%, es ist keine Feder notwendig, auch in diesem Fall muß eine geeignete Verbindung zwischen Antrieb und Tellerfeder vorgesehen sein, über die auch eine Zugbewegung übertragen werden kann.
Anhand der folgenden Figuren wird ein Ausführungsbeispiel eines Verfahrens zur Betätigung eines mehrere Kupplungsscheiben aufweisende Kupplungsaggregates derart, daß der Verschleiß der Reibbeiäge der Kupplungsscheiben erfaßt und/oder gegebenenfalls verschleißdifferenzausgleichend beeinflußt wird, beschrieben.
Da die bei einer Betätigung der Kupplung 201 a und/oder 201 b auftretenden Kräfte gemeinsam auf das Funktionselement 221 wirken und nicht unterschieden werden kann, welchen Anteil die Kraft einer bestimmten Kupplung 201 a oder 201 b an der Gesamtkraft hat, muß sichergestellt werden, daß die bei einer Betätigung auftretenden Kräfte - und somit die Verschleißwerte - beider Kupplungen zumindest in etwa gleich groß sind.
Wird eine Differenz der Verschleißwerte festgestellt, wird eine Verschleißangleichstrategie initialisiert und der Verschleiß der Reibbeläge einer weniger verschlissenen Kupplung erhöht und/oder die Reibbeläge einer stärker verschlissenen Kupplung werden geschont, so daß ihr weiterer Verschleiß langsamer, als bei der bis dahin weniger verschlissenen Kupplung erfolgt.
Figur 3 zeigt, wie eine Entscheidung über die Initialisierung einer Verschleißangleichstrategie auf Basis von Verschleißkenngrößen erfolgt.
Zu Beginn, siehe Block 302, erfolgt die Berechnung eines Verschleißwertes V1 ( siehe Block 303, einer der beiden Kupplungen und die Berechnung eines Verschleißwertes V2, siehe Block 304 der anderen der beiden Kupplungen.
Zur Berechnung der beiden Verschleißwerte Vi bzw. V2 werden der (errechnete) Energieeintrag und/oder die statische Auswertung von Kennlinienparametern entsprechend einem bestimmten Belagverschleiß herangezogen.
Der Energieeintrag in eine Kupplung kann beispielsweise aus dem Kupplungsschlupf und/oder dem Reibmoment der Kupplung, sowie gegebenenfalls ergänzend abhängig von der Kupplungstemperatur, die gemessen oder - besonders vorteilhaft - mittels eines Temperaturmodelles berechnet werden kann und/oder einem temperaturabhängigen
Verschleißkoeffizienten gemäß nachstehender Vorschrift (1 ) berechnet werden:
f U dV V (1)
' rechn = J "^ Re Λ ' H Schlupf ' ~7 - U Kupplung > ' "'
' Re ib
V rech , Berechneter Verschleiß
MKeώ Reibmoment der Kupplung
nsMupf Schlupfdrehzahl der Kupplung
dV I dEneώ (temperaturabhängiger) Verschleißkoeffizient des Belages
TKuPP,ung Kuppiungstemperatur
Das Reibmoment MReιb kann dabei beispielsweise aus einer Steuerungskennlinie
entnommen werden oder auch mittels Sensor erfaßt werden; die Schlupfdrehzahl wird zweckmäßig mittels Einrichtungen zur Drehzahlerfassung ermittelt, beispielsweise durch einen Vergleich der Motordrehzahl und der Raddrehzahl bei bekannter eingelegter Fahrstufe und deren Übersetzung oder bekannter Getriebeeingangsdrehzahl.
Zur Berechnung des Kuppiungsverschleißes anhand von Kennlinienparametern können Kennlinienparameter herangezogen werden, die den Tastpunkt der Kupplung und/oder das maximale Reibmoment und/oder die Betätigungskraft der Kupplung betreffen. Da insbesondere die Kennlinienparameter betreffend den Tastpunkt der Kupplung und das maximale Reibmoment der Kupplung stark abhängig von kurzfristigen temporären Änderungen der Momentenkennlinie, welche sich beispielsweise durch betriebsbedingter Einflüsse, wie Temperatur, Energieeintrag, Feuchtigkeit usw. ergeben, sind, ist es empfehlenswert, eine statische Auswertung vorzunehmen. Beispielsweise kann eine nachstehend gezeigte Rechenvorschrift (2.1 ) für den Tastpunkt oder analog für das maximale Reibmoment (2.2), iterativ angewendet werden, bei der aus einem aktuellen Einzelwert und einem vorher ermittelten älteren Wert unter Gewichtung der jeweiligen Werte ein neuer Wert berechnet wird. Vorteilhaft kann es auch sein, andere Formen statistischer Auswertungen, zum Beispiel eine Mittelwertbildung über eine größere Anzahl von Einzelwerten, anzuwenden.
* "maιe \n eu ~ (* TP > ' ^ "mittelall + CTP ' * "c (2.1 )
Mrmax „ = (1 ~ cMraa ) • Mrmax.mttlel all + cMrπa ■ Mrmax aktuell (2.2)
TP m. ittel _ neu mittlerer Tastpunkt, neuer zu berechnender Wert
TP m. utelall mittlerer Tastpunkt, alter berechneter Wert
TP a,ktuell mittlerer Tastpunkt, aktueller Einzelwert
'TP Gewichtungsfaktor Tastpunkt
Mrmax mitte In u mittleres maximales Reibmoment, neuer Wert
Mrmax mittelall mittleres maximales Reibmoment, alter Wert
Mrmax aktuell mittleres maximales Reibmoment, aktueller Wert
'Λ r max Gewichtungsfaktor maximales Reibmoment
Besonders vorteilhaft benötigt diese Rechenvorschrift (2.1) bzw. (2.2) sehr wenig Speicherplatz, da sie sehr einfach ist. Die Gewichtungsfaktoren c bzw. deren Reziprokwerte 1 -c ermöglichen eine Gewichtung Einflusses des aktuellen Einzelwertes auf den neu zu berechnenden Wert gemäß dem Faktor. Erfolgt die Ermittlung des Verschleißwertes des Reibbelages einer Kupplungsscheibe mittels statistischer Auswertung von Kennlinienparametern, die die Betätigungskraft der
Kupplung betreffen, kann bei Verwendung von Aktoren als Betätigungselemente hier die
Berechnung auf Grundlage der maximalen Aktorgeschwindigkeit und/oder der verrichteten Aktorarbeit bzw. der vom Aktor aufgenommenen Leistung erfolgen, beispielsweise wie mit
(3.1) und (3.2) gezeigt.
Da die Ausrückkraft der Kupplung mit zunehmendem Verschleiß ihrer Reibbeläge zunimmt und so der Aktor mehr Energie aufnimmt, kann aufgrund dieser Größen eine Verschleißwertberechnnung erfolgen.
Die maximale Aktorgeschwindigkeit kann zweckmäßig dann als Einflußgröße herangezogen werden, wenn in Situationen, in denen die Kupplung schnell über einen größeren Weg ausgerückt wird - vorzugsweise von einer vollständig geschlossenen in eine vollständig geöffnete Position - und so entsprechende Werte vorliegen. Mit zunehmendem Verschleiß der Reibbeläge der Kupplung wird aufgrund der erhöhten Gegenkraft die maximale Ausrückgeschwindigkeit entsprechend geringer sein. Ein gezieltes Aus- bzw. Einrücken der Kupplung zur Ermittlung der benötigten Werte kann jederzeit initialisiert werden, sofern keine der Kupplung zugehörigen Gänge in eingelegt sind.
ι &* (3.1 )
V Aktors = ™ Aktor )],
Figure imgf000032_0001
maximale Aktorgeschwindigkeit E A„k.tor Aktorarbeit
PWM mittels Pulsweitenmodulation begrenzter Aktorstrom
Auch hier ist es vorteilhaft, die oben mit (2.1) bzw. (2.2) gezeigte Vorschrift zur Generierung eines aussagefähigen mittleren Vergleichswertes heranzuziehen und so den Einfluß dieser Größen angemessen gewichtet in das Gesamtergebnis einfließen zu lassen.
Die beschriebenen Kriterien zur Berechnung des Verschleißwertes einer Kupplung werden jeweils mit hinterlegten Referenzwerten verglichen, wobei die aus dem Vergleich resultierenden Zwischenwerte zur Berechnung eines den Verschleiß der Reibbeläge einer Kupplungsscheibe repräsentierenden Verschleißwertes herangezogen werden.
Nachfolgend ist mit (4) der funktionale Zusammenhang dargestellt. Der berechnete Verschleißwert ist eine Funktion der oben beschriebenen Kriterien unter Bezugnahme auf Referenzwerte. Der Zusammenhang wird im allgemeinen nicht linear sein. Von Vorteil ist es daher, wenn beispielsweise Obergrenzen gesetzt werden oder einzelne Parameter, wie beispielsweise die Aktorarbeit, einen stark progressiven Einfluß haben.
v = f(Vv r"ec"" <4) v AAkkttoorr
Figure imgf000033_0001
V Verschleißwert
Index 0 Referenzwert Die wie beschrieben ermittelten Verschieißwerte Vi, V2 werden - siehe Block 305 - miteinander verglichen. Ist der Verschleißwert
Figure imgf000034_0001
der einen Kupplung größer als der Verschleißwert V2 der anderen Kupplung wird, wie im Block 306 dargestellt, der Verschleißwert Vi mit den um den Betrag ΔVA tιVierung erhöhten Verschleißwert Vi verglichen. Ist der Verschleißwert Vi weiterhin größer oder gleich, werden Maßnahmen initialisiert, die einen Angleich des Verschleißes der Reibbeiäge der beiden Kupplungen bewirken, siehe Block 311.
Ist der Verschleißwert V^ kleiner als die Summe aus Verschleißwert V2 und ΔV A tivierung wird, wie in Block 308 dargestellt, überprüft, ob bereits Maßnahmen für einen Verschleißangleich der dem Verschleißwert Vi zugeordneten Kupplung aktiv sind und ob gleichzeitig der Verschleißwert Vi kleiner oder gleich dem um den Betrag ΔV Aktivierung erhöhten Verschieißwert V2 ist.
Sind diese in Block 308 gezeigten Bedingungen erfüllt, werden die Maßnahmen zum Verschleißangleich der dem Verschleißwert V1 zugeordneten Kupplung deaktiviert. Werden die im Block 308 dargestellten Kriterien nicht erfüllt, erfolgt erfindungsgemäß die Nachstellung, Bock 315, des Kupplungsaggregates 201 wie oben beschrieben, falls die bei einer Betätigung der Kupplung 201 a und/oder 201 b auf das Funktionseiement 221 wirkenden Kräfte größer werden, als die durch das Funktionselement erzeugte Gegenkraft, siehe Block 314.
Auf diese Weise wird vorteilhaft mit ΔV A tivierung und ΔVDeaktiviemπg eine Ein- und Ausschalthysterese zur Aktivierung der Verschleißangleichsstrategien definiert.
Analog wird für die dem Verschleißwert V2 zugeordnete Kupplung, wie in den Blöcken 307, 309, 312 und 313 dargestellt, eine Verschleißangleichsstrategie initialisiert, falls der Verschleißwert Vi kleiner als der Verschleißwert V2 ist. Wenn die vorstehend beschriebenen Voraussetzungen für eine Verschleißnachstellung erfüllt sind, siehe insbesondere Block 314, kann es besonders von Vorteil sein, wenn eine
Nachstellung, siehe Block 315, gezielt durch die Steuerung angestoßen wird, indem zu einem geeigneten Zeitpunkt, beispielsweise bei Stillstand des Fahrzeuges und/oder wenn die Antriebsmotordrehzahl unterhalb eines bestimmten Wertes - vorzugsweise bei
Leerlaufdrehzahl oder unterhalb der Leerlaufdrehzahl - liegt, beide Kupplungen vollständig ausgerückt werden.
Der Verschleißangleich einer weniger verschlissenen Kupplung läßt sich beispielsweise durch die folgenden beschriebenen Maßnahmen erzielen.
Generell erfolgt ein Verschleißangleich dadurch, daß die Reibbeläge einer Kupplung, die weniger verschlissen ist, stärker belastet werden und/oder die Reibbeläge einer Kupplung, die stärker verschlissen ist, entlastet werden.
Hierzu kann beispielsweise bei Teillastanfahrten eine Aufteilung des geforderten Momentenflusses zwischen den beiden Kupplungen entsprechend dem Verschleiß der Reibbeläge erfolgen. Gemäß dem Aufbau eines Doppelkupplungsgetriebes weisen die den verschiedenen Kupplungen zugeordneten eingelegten Übersetzungsstufen verschiedene Übersetzungen auf. Bei Teillastanfahrt können eine oder beide Kupplungen unter Schlupf betrieben werden, wobei eine Steuerung derart erfolgt, daß in die Kupplung, deren Reibbeläge geringer verschlissen sind, ein erhöhter Energieeintrag erfolgt.
Wird eine Anfahrfunktion verwendet, bei der eine Kupplung mit zunehmender Antriebsmotordrehzahl weiter geschlossen wird, kann diese Anfahrfunktion unter Berücksichtigung von Gewichtungsfaktoren auf beide Kupplungen gleichzeitig angewendet werden.
Wie in den Figuren 4a und 4b dargestellt, sind diese Gewichtungsfaktoren im vorliegenden Ausführungsbeispiel, wie mit (5.1 ) und (5.2) gezeigt, neben der Differenz der Verschleißwerte und dem Schlupf abhängig von der Lasthebelstellung, d.h. vom, beispielsweise durch die Fahrpedalstellung signalisiert, angeforderten Moment, im vorliegenden Ausführungsbeispiel nimmt, unter der Annahme, daß Kupplung 2 verstärkt verschlissen werden soll, der Gewichtungsfaktor 401 für die Kupplung 1 , dargestellt in Figur 4a, mit zunehmender Lasthebelstellung zu, wohingegen der Einflußfaktor 402 für die Kupplung 2 dargestellten Figur 4b mit zunehmender Lasthebelsteliung abnimmt, diese Kupplung also länger unter Schlupf betrieben wird.
Der Einfluß dieser Faktoren ist im wesentlichen unterhalb einer Lasthebelstellung von etwa 40 % wirksam und steigt bzw. fällt linear.
^ r Anfahren K\ a Kl(LH , V, -V . Schlupf ) Anfahr -
""■ r Anfahren K2 = ü Kl(lM ,V, -V, , Schlupf ) ' J Anfahr -
Figure imgf000036_0001
M r Anfahren K, Kupplungmoment Kupplung i beim Anfahren
aKι Gewichtungsfaktor für Kupplung i, siehe Fig. 4a, 4b
J f A.nf ,ah .r Anfahrfunktion
LH Lasthebelstellung (Momentenanforderung)
ΔV Differenz der Verschleißkenngrößen In den Figuren 4a, 4b ist die Schlupfabhängigkeit der Gewichtungsfaktoren nicht dargestellt. Diese könnte beispielsweise dazu genutzt werden, nach dem Anfahren auf eine der Kupplungen zu wechseln.
Um mit der Aufteilung des Gesamtmomentenflusses auf die beiden Kupplungen keine willkürlich erscheinenden Drehzahl- und/oder Beschleunigungsverhalten zu verursachen, wird im vorliegenden Ausführungsbeispiel das Motormoment und/oder die Motordrehzahl abhängig von der Aufteilung des Gesamtmomentenflusses angepaßt. Gegebenenfalls wird ein gegenüber dem vom Fahrer und/oder der Steuereinrichtung angeforderten Momentes ein zusätzliches Moment angefordert.
Vorliegend wird dies mit den folgenden Berechnungsvorschriften (6.1), (6.2), beispielhaft für den Gewichtungsfaktors der Kupplung 2 gezeigt, erreicht:
Figure imgf000037_0001
(6.2)
M MotSoll ~ "* MotLH + aK2 ' J Anfahr
'κι
Übersetzung des der Kupplung i zugeordneten eingelegten Ganges
M MotSoll Angefordertes Motormoment unter Berücksichtigung des durch die Aufteilung des Gesamtmomentes bedingten Zusatzmomentes
M MotLH Laut Lasthebel angefordertes Motormoment (Fahrerwunsch) Eine weitere Möglichkeit zum Verschleißangleich einer weniger verschlissenen Kupplung kann die Fahrt unter Dauerschlupf bieten. Hierbei wird eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt zumindest eine gewisse Zeit unter Schlupf ein
Antriebsmoment überträgt, während die andere Kupplung geöffnet ist bzw. dieser
Getriebestrang kein Antriebsmoment überträgt.
Weiterhin kann ein Verschleißangleich dadurch erfolgen, daß eine Kupplung, deren Belag weniger verschlissen ist, bei einer Fahrt zumindest eine gewisse Zeit unter Schlupf ein Antriebsmoment überträgt, wobei die andere Kupplung vollständig geschlossen ist und über den zugehörigen Getriebestrang der Hauptanteil des Antriebsmomentes übertragen wird.
Besonders vorteilhaft wird der erfinderische Gedanke ausgeführt, indem bei einem Schubbetrieb des Antriebsmotors, wenn die bereits stärker verschlissene Kupplung vollständig geschlossen ist, die Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, etwas in Eingriff gebracht wird, wobei eine ihr zugeordnete Übersetzungsstufe eingelegt ist, deren Übersetzung insbesondere höher ist als die der anderen, geschlossenen Kupplung zugeordneten eingelegten Übersetzungsstufe. So wird vorteilhaft an der zu verschleißenden Kupplung eine hohe Schlupfdrehzahl erzeugt.
Besonders von Vorteil ist, daß auf diese Weise keine zusätzliche Antriebsenergie des Antriebsmotors für den Verschleißangleich benötigt wird, gleichzeitig wird die Fahrzeugbremse, sofern sie betätigt ist, unterstützend entlastet. Die Erfindung kann vorteilhaft weitergebildet werden, indem bei einer Betätigung der Fahrzeugbremse ein weiteres Einrücken der weniger verschlissenen Kupplung erfolgt und somit einerseits ein noch höheres Bremsmoment erzielt wird, andererseits der Energieeintrag und somit die
Verscheißangleichrate zusätzlich erhöht wird.
Der von Schlupfdrehzahl und -moment abhängige Energieeintrag zum Verschleißangleich ist auf diese Weise einstellbar.
Der Verschleißangleich mit Bremsmomentunterstützung im Schubbetrieb des Antriebsmotors ist in Figur 5 dargestellt. Das Reibmoment 501 der durch zusätzlichen Energieeintrag zu verschleißenden Kupplung ist hier gegenüber dem Moment des Antriebsmotors aufgetragen.
Während bei einem Zugbetrieb 502 des Antriebsmotors die Kupplung vollständig geöffnet ist, wird sie, sobald ein Übergang in den Schubbetrieb 503 erfolgt, etwas in Eingriff gebracht, insbesondere zuerst schnell, dann, mit zunehmend negativem Motormoment, langsamer. Bei einer Bremsbetätigung 505 wird die Kupplung weiter in Eingriff gebracht, so daß über den Bereich 504 ein entsprechender Anstieg des Reibmomentes an der Kupplung erfolgt. Entsprechend dem Reibmoment an der Kupplung werden die Fahrzeugbremsen entlastet.
Gegebenenfalls kann die zusätzlich zu verschleißende Kupplung auch schon dann in Eingriff gebracht werden, wenn nur mehr eine geringe Zugkraft vorhanden ist oder im Übergangsbereich vom Zug- zum Schubbetrieb.
Figur 6 zeigt ein Ausführungsbeispiel für ein erfindungsgemäßes Verfahren unter der Annahme, daß die Reibbeläge der mit Kupplung 1 bezeichneten Kupplung stärker verschlissen sind, also einen Angleich durch einen erhöhten Verschleiß der Reibbeläge der mit Kupplung 2 bezeichneten Kupplung erfolgen soll. Unter der Voraussetzung, daß der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplung 2 dem
Verschleiß der Kupplung 1 angeglichen werden soll und gleichzeitig über die geschlossene Kupplung 1 gefahren wird, siehe Block 602, wird weiterhin überprüft, ob
Kupplung 2 geöffnet ist und gleichzeitig ein ihr zugeordneter Gang eingelegt ist, siehe Block 603. Ist diese Bedingung erfüllt und gleichzeitig das Moment des Antriebsmotor < 0, das heißt, der Antriebsmotor befindet sich im Schubbetrieb, wird Kupplung 2 gemäß der in
Figur 5 beschriebenen Kennlinie angelegt, siehe Block 607.
Ist eine der in Block 603 dargestellten Bedingungen nicht erfüllt, wird, wie in Block 604 dargestellt, sichergestellt, daß Kupplung 2 geöffnet und ein ihr zugehöriger Gang eingelegt ist; weiter verfahren wird, wie in Block 605 dargestellt.
Falls eine der in den Blöcken 602 und/oder 605 dargestellten Bedingungen nicht erfüllt ist, erfolgt kein Verschleißangleich. Kupplung 2 wird getrennt bzw. getrennt gehalten.
Bei einem Verschleißangleich im Schubbetrieb werden vorliegend bevorzugt die oberen Gänge genutzt, da dann übersetzungsbedingt insbesondere Momentenänderungen am Getriebeeingang weniger Auswirkung auf die Fahrzeugbeschleunigung haben und die Steuerung, beispielsweise der Kupplung entsprechen weniger genau erfolgen muß. So ist es beispielsweise vorteilhaft, beim Fahren im 2. Gang die Bremsunterstützung nicht mehr zu aktivieren.
Die Vorgänge bei einer Verschleißangleichsstrategie bei Schubrückschaltung sind anhand bestimmter Größen in Figur 7 dargestellt. Dabei zeigen die Kurven 701 das Reibmoment der dem alten Gang zugeordneten Kupplung. Kurve 702 zeigt das Reibmoment der dem neuen Gang zugeordneten Kupplung, die vorliegend weniger verschlissen ist und deren Verschleiß angeglichen werden soll. Das Moment des Antriebsmotors ist mit Kurve 705 gezeigt. Der Verlauf der Drehzahl des Verbrennungsmotors ist in Kurve 704 dargestellt, Kurve 703 zeigt die Zieldrehzahl im neuen Gang.
Bei einer Ruckschaltung wird der Antriebsmotor auf eine neue, höhere Drehzahl des neuen, hoher übersetzten Ganges gebracht. Soll die Kupplung des neuen Ganges zu einem Verschleißangleich zusätzlich verschlissen werden, kann sie in der mit 706 bezeichneten Phase lange in einem Schlupfzustand gehalten werden und somit der Verschleiß erhöht werden
Ein schnellerer Verschleißangleich durch einen noch höheren Energieeintrag in die zu verschleißende Kupplung kann durch eine Ruckschaltung bereits bei höheren Fahrgeschwindigkeiten bzw Motordrehzahlen erzielt werden. Zufolge hat dies ein erhöhtes Schubmoment des Antriebsmotors sowie eine höhere zu synchronisierende Drehzahldifferenz, wodurch entsprechend der Energieeintrag in die Kupplung erhöht wird.
Gemäß einem weiteren erfinderischen Gedanken wird vorgeschlagen, in Verbindung mit dem voriiegenden Getriebe eine Elektromaschme vorzusehen, deren Rotor, beispielsweise mit einer frei drehbare Schwungmasse, die vorteilhaft mittels zumindest einer Kupplung von der Antriebseinheit wie Brennkraftmaschine und von der Abtriebseinheit wie Getriebe zum Schwungnutz isolierbar ist, verbunden ist, beziehungsweise diese bildet, so daß mittels dieser Anordnungen Hybridantriebe möglich
Das Getriebe ermöglicht gemäß dieser Ausgestaltung eine umfassende Nutzung der
Elektromaschme beispielsweise als Startereinheit für die Brennkraftmaschine,
Stromgenerator, Teilantπeb, Vollantrieb sowie als Einheit zur Umwandlung kinetischer Energie in elektrische Energie oder in kinetische Rotationsenergie unter Verwendung des Rotors als Schwungmasse bei Verzögerungsvorgängen des Fahrzeugs bei abgekoppelter
Brennkraftmaschine (Rekuperation).
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmalskombination zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmalskombinationen der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Da die Gegenstände der Unteransprüche im Hinblick auf den Stand der Technik am Prioritätstag eigene und unabhängige Erfindungen bilden können, behält die Anmelderin sich vor, sie zum Gegenstand unabhängiger Ansprüche oder Teilungserklärungen zu machen. Sie können weiterhin auch selbständige Erfindungen enthalten, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Ausführungsbeispiele sind nicht als Einschränkung der Erfindung zu verstehen. Vielmehr sind im Rahmen der voriiegenden Offenbarung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungs- for en sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen
Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten für den Fachmann im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe entnehmbar sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

Patentansprüche
1. Kupplungsaggregat mit einem mit einem Motor verbindbaren Eingangsteil und zwei jeweils mit einer anzutreibenden Welle verbindbaren Kupplungsscheiben, wobei eine erste Kupplungsscheibe mit ihren Reibbelägen zwischen einer mit dem
Eingangsteil drehfest verbundenen ersten Druckplatte und einer mit dem Kupplungsgehäuse drehfest verbundenen ersten Anpreßplatte axial einspannbar ist und eine zweite Kupplungsscheibe mit ihren Reibbelägen zwischen einer mit dem Eingangsteil drehfest verbundenen zweiten Druckplatte und einer mit dem Kupplungsgehäuse drehfest verbundenen zweiten Anpreßplatte, die axial zwischen der zweiten Kupplungsscheibe und dem Gehäuseboden vorgesehen ist, axial einspannbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß eine den Verschleiß der Reibbeläge beider Kupplungsscheiben kompensierende Nachstelleinrichtung vorgesehen ist.
2. Kupplungsaggregat insbesondere nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die erste Anpreßplatte begrenzt axial verlagerbar mit dem Kupplungsgehäuse verbunden ist.
3. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Anpreßplatte begrenzt axial verlagerbar mit dem Kupplungsgehäuse verbunden ist.
4. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß es zwei Kupplungen bildet, die bezüglich ihrer Betätigung parallel geschaltet sind.
5. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungen mittels einer Steuereinrichtung automatisiert betätigbar sind.
6. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß es als Doppelkupplung ausgebildet ist.
7. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Kupplung mittels eines ersten Betätigungselementes und die zweite Kupplung mittels eines zweiten Betätigungselementes betätigbar ist.
8. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das erste und das zweite Betätigungselement als tellerfeder- oder membranartiges Bauteil ausgebildet ist.
9. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das erste und das zweite Betätigungselement eine Vorspannung im Sinne einer Einrückung der ersten und zweiten Kupplung erzeugen und ein Ausrücken der Kupplungen durch eine
Betätigung der Betätigungsetemente erfolgt.
10. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Betätigungseiement mit einem radial äußeren Bereich die erste Anpreßplatte beaufschlagt und sich mit radial weiter innen liegenden Bereichen über ein ringförmiges Distanzelement am zweiten
Betätigungselement verschwenkbar abstützt.
1 1 . Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das ringförmige Distanzelement sich am ersten und am zweiten Betätigungselement axial abstützt, wobei der Abstützdurchmesser am ersten Betätigungselement verschieden ist von dem am zweiten Betätigungselement.
12. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das ringförmige Distanzelement sich am ersten und am zweiten Betätigungselement axial abstützt, wobei der
Abstützdurchmesser am ersten Betätigungselement größer ist, als am zweiten Betätigungselement.
13. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Betätigungselement mit einem radial äußerem Bereich die zweite Anpreßplatte beaufschlagt und sich mit radial weiter innen liegenden Bereichen über ein ringförmiges Zwischenelement an einem tellerfeder- oder membranartigen Funktionselement verschwenkbar abstützt.
14. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das erste und das zweite
Betätigungselement einen ringförmigen, elastisch verformbaren Grundkörper besitzt, von dem aus sich radial nach innen weisende hebelartige Betätigungsbereiche erstrecken.
15. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das erste und das zweite Betätigungselement über radial innere Bereiche mittels einer ersten und einer zweiten Betätigungseinrichtung betätigbar sind.
16. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und die zweite Betätigungseinrichtung axial auf der den Kupplungsscheiben abgekehrten Seite der Betätigungselemente angeordnet sind.
17. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Funktionselement mit einem radial äußeren Bereich eine als Widerlager ausgebildete Auflage für das zweite Betätigungselement beaufschlagt und über einen radial weiter innen liegenden Bereich verschwenkbar aber axial fest am Kupplungsdeckel abgestützt ist.
18. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Funktionselement einen Bestandteil der den Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben kompensierenden Nachstelleinrichtung bildet, die eine praktisch gleichbleibende Kraftbeaufschlagung der Anpreßplatten durch die Betätigungselemente bewirkt.
19. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der das Widerlager für das zweite Betätigungselement abstützende radiale Bereich des Funktionselementes in
Abhängigkeit des Reibbelagverschleißes axial veriagerbar ist.
20. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß mittels einer Nachstelleinrichtung der Verschleiß der Reibbeläge beider Kupplungsscheiben kompensiert werden kann.
21. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Betätigung des ersten und/oder des zweiten Betätigungselementes eine Kraft erzeugt wird, die der durch das das Widerlager beaufschlagende Funktionselement erzeugten Abstützkraft entgegen gerichtet ist.
22. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei Belagverschleiß die vom ersten und/oder zweiten Betätigungselement bei eine Betätigung desselben die auf das
Funktionselement ausgeübte Kraft zunimmt und die durch dasselbe erzeugte
Abstützkraft (Gegenkraft) übersteigt.
23. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Betätigungskräfte der beiden Kupplungen in Addition auf das Funktionselement wirken.
24. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem durch Belagverschleiß bedingten Anstieg der Betätigungskraft der das Widerlager abstützende Bereich des Funktionselementes in Richtung Druckplatte axial verlagert wird.
25. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei Verlagerung des das Widerlager bildenden Bereiches des Funktionselementes die Betätigungskraft zur Betätigung des ersten und/oder zweiten Betätigungselementes abnimmt.
26. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der das Widerlager bildende Bereich des
Funktionselementes soweit verlagert wird, bis sich ein Kräftegleichgewicht zwischen den Betätigungskräften zur Betätigung des ersten und/oder zweiten Betätigungselementes und der durch das Funktionselement erzeugten Gegenkraft einstellt.
27. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das erste und das zweite Betätigungselement zumindest über einen Teil des Betätigungswegbereiches eine abfallende Kraftkennlinie besitzen.
28. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Funktionselement zur Erzeugung der Gegenkraft einen Kraftspeicher bildet, der im Wesentlichen eine konstante Kraft über den vorgesehenen Nachstellbereich besitzt.
29. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Funktionselement durch eine als Kraftsensor dienende Tellerfeder gebildet ist, die das axial nachgiebige, in Richtung Kupplungsdeckel federbelastete Widerlager bildet.
30. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die den Verschleiß der Reibbeläge der
Kupplungsscheiben kompensierende Nachstelleinrichtung eine zwischen dem Kuppiungsdeckel und dem ersten Betätigungselement wirksame
Ausgieichseinrichtung aufweist.
31. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung einen Bestandteil besitzt, der mit seiner dem ersten Betätigungseiement zugewandten
Seite eine Gegenaufiage trägt, die axial in Richtung der Druckplatten verlagerbar, in
Gegenrichtung jedoch arretierbar ist.
32. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die zwischen dem Kupplungsdeckel und dem ersten Betätigungselement befindliche Gegenauflage in Richtung Druckplatte federbelastet ist.
33. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Gegenauflage entsprechend der Verlagerung der federbeaufschlagten, das Widerlager für das zweite Betätigungselement bildenden Auflage nachstellt.
34. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachstellung mittels eines ringförmigen Bauteils erfolgt, das vom ersten und zweiten Betätigungselement zumindest bei Nichtbetätigung derselben axial beaufschlagt wird.
35. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung in axialer Richtung ansteigende Nachstellrampen besitzt.
36. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachstellrampen am ringförmigen
Bauteil vorgesehen sind.
37. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das ringförmige Bauteil die Gegenauflage trägt.
38. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Auflauf rampen mit korrespondierenden
Gegenaufiauframpen zusammenwirken.
39. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Gegenaufiauframpen von einem ringartigen Bauteil getragen sind, das zwischen dem die Auflauframpen tragenden
Bauteil und dem Kupplungsdeckel angeordnet ist.
40. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Gegenaufiauframpen unmittelbar in radial verlaufende Bereiche des Gehäuses eingebracht sind.
41. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung - in Ausrückrichtung der Reibungskupplung betrachtet - freilaufähnlich wirkt, in der
Ausrückrichtung entgegengesetzten Richtung jedoch selbsthemmend ist.
42. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest die Auflauframpen einen
Steigungswinkel besitzen, der zwischen 5 und 20 Grad liegt, vorzugsweise in der Größenordnung von 8 bis 12 Grad.
43. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Auflauframpen einen Steigungswinkel besitzen, der einer Selbsthemmung durch Reibungseingriff der Auflauframpen mit Gegenauflaufbereichen eines anderen Bauteils bewirkt.
44. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens ein die Auflauf rampen tragendes Bauteil und/oder ein die Gegenaufiauframpen bzw. die Gegenauflaufbereiche tragendes Bauteil in Nachstellrichtung federbeaufschlagt ist.
45. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung wenigstens ein verlagerbares Nachstellelement aufweist.
46. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Ausgieichseinrichtung drehzahlabhängig ist.
47. Kuppiungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung drehzahlabhängig gesperrt wird.
48. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung bei Drehzahlen oberhalb 1000 min-1 blockiert ist.
49. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung bei Leerlaufdrehzahl oder Drehzahlen unterhalb der Leeriaufdrehzahl wirksam ist.
50. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgieichseinrichtung praktisch bei Drehzahl Null aktiviert ist.
51. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die die Auflauframpen und/oder Gegenaufiauframpen bzw. -bereiche aufweisenden und relativ zum Gehäuse verlagerbaren Teile der Ausgieichseinrichtung federnd belastet sind.
52. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Federbelastung eine Kraft in Umfangsrichtung erzeugt.
53. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das die Gegenkraft aufbringendes Funktionselement eine als Widerlager ausgebildete Auflage für das zweite Betätigungselemeπt bildet.
54. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den Reibbelägen wenigstens einer der Kupplungsscheiben eine Belagfederung vorhanden ist.
55. Kupplungsaggregat insbesondere nach wenigstens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die zwischen den Reibbelägen der Kupplungsscheiben vorgesehenen Belagfederungen eine Weg-Kraft-Charakteristik aufweisen, die über den Federweg der Belagfederung an die Weg-Kraft- Charakteristik der von den Betätigungselementen auf die Druckplatten ausgeübten Kraft angenähert ist.
56Nerfahren zur Betätigung eines mehrere Kupplungsscheiben aufweisenden Kupplungsaggregates, das eine den Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben kompensierende Νachstelleinrichtung aufweist, wie selbstnachstellende Doppelkupplung, wobei die mit den Kupplungsscheiben gebildeten Kupplungen mittels einer Steuereinrichtung automatisiert betätigbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfaßt und/oder gegebenenfalls beeinflußt wird.
57. Verfahren insbesondere nach Anspruch 56, dadurch gekennzeichnet, daß ein zumindest ähnlich größer Verschleiß der Reibbeläge erzielt wird.
58. Verfahren insbesondere zumindest einem der Ansprüche 56 und/oder 57, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben zumindest repräsentativ ermittelt wird.
59. Verfahren insbesondere nach Anspruch 58, dadurch gekennzeichnet, daß für jede Kupplungsscheibe der Verschleiß der Reibbeläge ermittelt wird.
60. Verfahren insbesondere nach Anspruch 58, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben gemessen wird.
61. Verfahren insbesondere nach Anspruch 58, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben errechnet wird.
62Nerfahren insbesondere nach Anspruch 61 , dadurch gekennzeichnet, daß der Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben aufgrund der eingebrachten Energie errechnet wird.
63. Verfahren insbesondere nach Anspruch 62, dadurch gekennzeichnet, daß der errechnete Energieeintrag zumindest von der Schlupfdrehzahl der Kupplung abhängt.
64. Verfahren insbesondere nach Anspruch 62, dadurch gekennzeichnet, daß der errechnete Energieeintrag zumindest vom Reibmoment der Kupplung abhängt.
65. Verfahren insbesondere nach Anspruch 62, dadurch gekennzeichnet, daß der errechnete Energieeintrag von einem Verschleißkoeffizienten abhängt.
66. Verfahren insbesondere nach Anspruch 65, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschleißkoeffizient temperaturabhängig ist.
67. Verfahren insbesondere nach Anspruch 62, dadurch gekennzeichnet, daß der errechnete Energieeintrag von der Kupplungstemperatur abhängt.
68. Verfahren insbesondere nach Anspruch 67, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungstemperatur gemessen wird.
69. Verfahren insbesondere nach Anspruch 67, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungstemperatur mittels eines Temperaturmodells berechnet wird.
70. Verfahren insbesondere nach Anspruch 61 , dadurch gekennzeichnet, daß der
Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben mittels statistischer Auswertung von Kennlinienparametern bestimmt wird.
71. Verfahren insbesondere nach Anspruch 70, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Kennlinienparameter den Tastpunkt der Kupplung betrifft.
72. Verfahren insbesondere nach Anspruch 70, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Kennlinienparameter das maximale Reibmoment der Kupplung betrifft.
73Nerfahren insbesondere nach Anspruch 70, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Kennlinienparameter die Betätigungskraft der Kupplung betrifft.
74Nerfahren insbesondere nach Anspruch 73, dadurch gekennzeichnet, daß die Berechnung der Betätigungskraft der Kupplung zumindest von der maximalen
Aktorgeschwindigkeit abhängt.
75. Verfahren insbesondere nach Anspruch 73, dadurch gekennzeichnet, daß die Berechnung der Betätigungskraft der Kupplung zumindest von der Aktorarbeit abhängt.
76Nerfahren insbesondere nach zumindest einem der Ansprüche 70 bis 75, dadurch gekennzeichnet, daß kurzfristige Einflüsse zumindest wenig Einfluß auf das Berechnungsergebnis haben. 77Nerfahren insbesondere nach Anspruch 76, dadurch gekennzeichnet, daß ein neuer Wert iterativ aus einem aktuellen Wert und einem vorher ermittelten älteren Wert unter Gewichtung der jeweiligen Werte berechnet wird.
78Nerfahren insbesondere nach Anspruch 76, dadurch gekennzeichnet, daß zur Berechnung eines neuen Wertes über eine Mehrzahl von ermittelten Werten gemittelt wird.
79Nerfahren insbesondere nach zumindest einem der Ansprüche 61 bis 78, dadurch gekennzeichnet, daß die Größen, auf deren Grundlage die Berechnung des Verschleißes der Reibbeläge der Kupplungsscheiben erfolgt, mit Referenzwerten verglichen werden, wobei Ergebnisgrößen gebildet werden, von denen eine Funktion abhängig ist, die den Verschleiß zumindest repräsentiert.
δONerfahren insbesondere nach zumindest einem der Ansprüche 58 bis 79, dadurch gekennzeichnet, daß eine Nachstellung des Kupplungsaggregates eingeleitet wird, wenn der Mittelwert der einzelnen Verschleißwerte der Reibbeläge der Kupplungsscheiben einen bestimmten Wert erreicht hat.
81. Verfahren insbesondere nach Anspruch 80, dadurch gekennzeichnet, daß nach erfolgter Nachstellung gegebenenfalls zumindest einige Referenzwerte entsprechend den Kupplungseigenschaften aktualisiert werden.
82. Verfahren insbesondere nach zumindest einem der Ansprüche 58 bis 79, dadurch gekennzeichnet, daß die ermittelten Verschleißwerte der Reibbeläge der
Kupplungsscheiben miteinander verglichen werden.
83. Verfahren insbesondere nach Anspruch 82, dadurch gekennzeichnet, daß Differenzen der Verschleißwerte festgestellt werden.
84. Verfahren insbesondere nach Anspruch 83, dadurch gekennzeichnet, daß bei einer festgestellten Differenz die Verschleißwerte angeglichen werden.
85. Verfahren insbesondere nach Anspruch 84, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibbeläge einer Kupplung, die weniger verschlissen ist, stärker belastet werden und/oder die Reibbeläge einer Kupplung, die stärker verschlissen ist, entlastet werden.
86. Verfahren insbesondere nach Anspruch 85, dadurch gekennzeichnet, daß bei Teillastanfahrten, eine Aufteilung des geforderten Momentenflusses auf mehrere Kupplungen entsprechend dem Verschleiß der Reibbeläge erfolgt.
87Nerfahren insbesondere nach Anspruch 86, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Aufteilung des Momentenflusses den Kupplungen zugeordnete unterschiedliche
Übersetzungsstufen verwendet werden.
88Nerfahren insbesondere nach Anspruch 85, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungen mit zunehmender Antriebsmotordrehzahl weiter geschlossen werden.
89. Verfahren insbesondere nach Anspruch 88, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungen unterschiedlich schnell weiter geschlossen werden.
90. Verfahren insbesondere nach zumindest einem der Ansprüche 88 und/oder 89, dadurch gekennzeichnet, daß die Geschwindigkeit des Schließvorganges abhängig von der Lasthebelstellung (Momentenanforderung) für verschiedene Kupplungen mit unterschiedlichen, dem Verschleiß der Reibbeläge der Kupplungsscheiben entsprechenden Gewichtungsfaktoren beaufschlagt wird.
91. Verfahren insbesondere nach Anspruch 85, dadurch gekennzeichnet, daß eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt zumindest eine gewisse Zeit unter Schlupf ein Antriebsmoment überträgt, während eine andere kein Moment überträgt.
92. Verfahren insbesondere nach Anspruch 85, dadurch gekennzeichnet, daß eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt zumindest eine gewisse Zeit unter Schlupf betrieben wird, während eine andere geschlossen ist und den Hauptanteil des Antriebsmomentes überträgt.
93. Verfahren insbesondere nach Anspruch 85, dadurch gekennzeichnet, daß eine Kupplung, deren Reibbelag weniger verschlissen ist, bei der Fahrt, insbesondere im Schubbetrieb eines Antriebsmotors, in Eingriff gebracht wird.
94. Verfahren insbesondere nach Anspruch 93, dadurch gekennzeichnet, daß eine dieser
Kupplung zugeordnete Übersetzungsstufe eingelegt ist, deren Übersetzung insbesondere höher ist, als die einer anderen geschlossen Kupplung zugeordneten eingelegten Übersetzungsstufe.
95Nerfahren insbesondere nach Anspruch 93 oder 94, dadurch gekennzeichnet, daß bei einer Bremsbetätigung die Kupplung noch weiter in Eingriff gebracht wird.
96Nerfahren zum Schutz vor Beschädigung oder Zerstörung eines mehrere Kupplungsscheiben aufweisenden Kupplungsaggregates, das eine den Verschleiß der
Reibbeläge der Kupplungsscheiben kompensierende Νachstelleinrichtung aufweist, wie selbstnachsteilende Doppelkupplung, wobei die mit den Kupplungsscheiben gebildeten Kupplungen mittels einer Steuereinrichtung automatisiert betätigbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß unbeabsichtigte Schlupfzustände erkannt werden und Maßnahmen zur Schutz des Kupplungsaggregates eingeleitet werden.
97Nerfahren insbesondere nach Anspruch 96, dadurch gekennzeichnet, daß bei unbeabsichtigtem Schlupf des Kupplungsaggregates der Energieeintrag in das Kupplungsaggregat begrenzt wird.
98Nerfahren insbesondere nach Anspruch 97, dadurch gekennzeichnet, daß das Moment und/oder die Drehzahl des Antriebsmotor gedrosselt wird. 99Nerfahren insbesondere nach Anspruch 97, dadurch gekennzeichnet, daß der
Schlupf in der mit dem Kupplungsaggregat gebildeten Kupplungen limitiert wird.
100. Kupplungsaggregat mit einem mit einem Motor verbindbaren Eingangsteil und zwei jeweils mit einer anzutreibenden Welle verbindbaren Kupplungsscheiben, wobei eine erste Kupplungsscheibe mit ihren Reibbelägen zwischen einer mit dem Eingangsteil drehfest verbundenen ersten Druckplatte und einer mit dem Kupplungsgehäuse drehfest verbundenen ersten Anpreßplatte axial einspannbar ist und eine zweite Kupplungsscheibe mit ihren Reibbelägen zwischen einer mit dem Eingangsteil drehfest verbundenen zweiten Druckplatte und einer mit dem
Kupplungsgehäuse drehfest verbundenen zweiten Anpreßplatte, die axial zwischen der zweiten Kupplungsscheibe und dem Gehäuseboden vorgesehen ist, axial einspannbar ist, sowie ein Verfahren zur Betätigung sowie zum Schutz vor Beschädigung oder Zerstörung eines mehrere Kupplungsscheiben aufweisenden Kupplungsaggregates, das eine den Verschleiß der Reibbeläge der
Kupplungsscheiben kompensierende Νachstelleinrichtung aufweist, wie selbstnachstellende Doppelkupplung, wobei die mit den Kupplungsscheiben gebildeten Kupplungen mittels einer Steuereinrichtung automatisiert betätigbar sind, gekennzeichnet durch zumindest ein Merkmal der vorliegenden Anmeldungsunteriagen.
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