WO2008138506A1 - Doppelkupplungsanordnung mit axial kurz bauender schachtelung von arbeits- und ausgleichsraum - Google Patents

Doppelkupplungsanordnung mit axial kurz bauender schachtelung von arbeits- und ausgleichsraum Download PDF

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WO2008138506A1
WO2008138506A1 PCT/EP2008/003573 EP2008003573W WO2008138506A1 WO 2008138506 A1 WO2008138506 A1 WO 2008138506A1 EP 2008003573 W EP2008003573 W EP 2008003573W WO 2008138506 A1 WO2008138506 A1 WO 2008138506A1
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WO
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clutch
piston
input shaft
space
main hub
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PCT/EP2008/003573
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Inventor
Hans Jürgen Hauck
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Borgwarner Inc.
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Publication date
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/06—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch
    • F16D25/062—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces
    • F16D25/063—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially
    • F16D25/0635—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs
    • F16D25/0638—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs with more than two discs, e.g. multiple lamellae
    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/10—Clutch systems with a plurality of fluid-actuated clutches
    • 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
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • 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
    • F16D2021/0661—Hydraulically actuated multiple lamellae clutches

Definitions

  • the invention relates to a clutch system for motor vehicle drives with a clutch input shaft and at least one transmission input shaft, which are all arranged concentrically to a clutch center line, wherein the transmission input shaft is connected via an actuated dip-lubricated friction clutch to the clutch input shaft, wherein the friction clutch between a fixed on a main hub Outer disk carrier and an inner disk carrier lying disc set comprises, wherein the disk set is operated for coupling directly or indirectly via at least one piston of a hydraulic actuator, wherein at least one piston separates a working space of a compensation chamber, the piston with its radially outer guide contour on a cylindrical portion a piston attached to the main hub Aus GmbHsraumbegrenzungswandung is sealingly guided and wherein the piston with its radially inner guide contour in the Main hub is sealingly guided.
  • the piston with its radially inner guide contour is sealingly guided on a cylinder ring arranged on the main hub.
  • the radially inward compensation chamber boundary wall protrudes into the installation space of the cylinder ring.
  • the Austiciansraumbegrenzungs- wall has at least one overflow recess whose shortest distance to the coupling center line is smaller than the distance of the guide surface of the cylinder ring to the coupling centerline.
  • the object of the invention is, in at least one coupling of the coupling system, the working space and the
  • Figure 1 partial longitudinal section through a double clutch
  • FIG. 1 Figure 1 with further details.
  • FIG. 1 shows a double clutch with two dip-lubricated and -cooled friction clutches 50, 150. These non-positive clutches have two radially successively arranged disk packs 55, 155. Accordingly, the first disk set 55 sits on a larger radius than the second 155. The two clutches 50th , 150 are hydraulically closed. Solving the individual
  • Clutch 50, 150 via spring elements and / or hydraulically via corresponding cylinder-piston units.
  • the spring elements 100, 200 are, for example, mechanical springs, such as coil springs and / or diaphragm springs.
  • This clutch system is usually used in passenger cars. The clutch system sits between a multi-shaft gearbox and the drive motor of the vehicle. The drive motor is usually a gasoline or diesel engine. Between the drive motor and the clutch system, a single or dual mass flywheel 3 is often mounted.
  • the clutch system Since the clutch system has a large diameter, it is arranged in the Geretegehause Scheme, which is referred to as bell housing 10.
  • the engine torque passes from the crankshaft to the flywheel 3, see. Figure 1.
  • the latter sits on a torsionally rigid shaft-hub connection 21 on the clutch input shaft 20, see. Figure 1.
  • the Mit psychologyinsitz 22 has a common mounting joint 23 with the drive plate mounted on it 30.
  • the radius of the assembly joint 23 is greater than 45% greater than the effective diameter of the shaft-hub connection 21st
  • the e.g. Deep-drawn drive plate 30 is rotationally rigidly connected to a first outer disk carrier 40, which in turn is rotationally rigidly connected to a second outer disk carrier 140.
  • the outer disk carriers 40, 140 have two annular disk support portions 58 and 158.
  • the first outer disk carrier 40 is fixed to a main hub 47.
  • the clutch input shaft 20 has a central bore 24 in which a first gearbox input is stored rollingly supported.
  • shaft 51 is stored.
  • a first Lamellentragerflansch 53 is arranged via a shaft-hub connection 52.
  • a first cup-shaped plate carrier 54 is welded.
  • the fins 56, 57 of the first clutch 50 are arranged between the first disk carrier 54 and the outer disk carrier section 58 of the first outer disk carrier 40.
  • external disks 56 engage in a form-locking manner in the profiling of the outer disk support section 58.
  • the outer disks 56 are mounted torsionally stiff but slidably displaceable on this disk support portion 58.
  • the seated between the outer disk 56 inner plates 57 are connected in a similar manner with the profiling of the first inner disk carrier 54.
  • the first outer disk carrier 40 forms, together with the main hub 47, a compensating ring cylinder 45.
  • a cylinder outer wall 48 which is substantially U-shaped in the partial cross section is arranged laterally offset laterally offset from the compensating ring cylinder 45 on the main hub 47.
  • a molded from deep-drawn sheet the first annular piston 61 is arranged between the cylinder outer wall 48 and the compensating ring cylinder 45.
  • the annular piston 61 has a piston section 62 and a force transmission section 67. Between the piston section 62 and the cylinder outer wall 48 there is a first working space 80.
  • This working space 80 is pressurized with pressure oil to press the power transmission section 67 against the first plate pack 55.
  • the power transmission section 67 engages via fingers 68 into the interior 46 of the first outer disk carrier 40.
  • the clutch input shaft 20 is moved over the first outer disk carrier 40 and the first inner disk.
  • Slider 54 is connected to the first transmission input shaft 51.
  • One of the gear wheels arranged on this shaft 51 then meshes with a gear wheel on the transmission output shaft in a force-transmitting manner.
  • the gear wheels and the transmission output shaft are not shown in FIG.
  • the diaphragm spring 100 is seated as an elastic return element. It releases the fingers 68 from the first disk set 55 when the first working space 80 is depressurized.
  • a second transmission input shaft 151 In the main hub 47 is a second transmission input shaft 151, e.g. stored over two needle bearings.
  • This transmission input shaft 151 embodied as a hollow shaft surrounds the first transmission input shaft 51 at least in regions.
  • a shaft-hub connection 152 At the front end of the shaft oriented towards the clutch input shaft 20 there is a shaft-hub connection 152, via which a second disk carrier flange 153 is rotationally fixed on the second transmission input shaft 151 is arranged.
  • the inner disk carrier 154 of the second clutch 150 is fastened to the disk carrier flange 153.
  • an inner disk carrying section 158 of the second outer disk carrier 140 is arranged between this second inner disk carrier 154 and the first inner disk carrier 54. It is welded to the first outer disk carrier 40. The second inner disk carrier 154 and the second outer disk carrier 140 fix the second disk set 155 in a known manner.
  • a compensation space limiting wall 191 fastened to the main hub 47 is arranged within the installation space of the second inner disk carrier 154.
  • the boundary wall 191 has the shape of a second compensation chamber 190 surrounding on three sides of the annular channel
  • a second annular piston 161 is arranged between the compensation chamber 190 and the first outer plate carrier 40.
  • the annular piston 161 which is divided into a piston section 162 and an actuating section 167, prints with the actuating section 167 on engagement with the second disk set 155 during engagement.
  • the piston portion 162 terminates a second working space 180, which is formed by the first outer disk carrier 40 and a cylinder ring 181. In this case, it is sealed against both components 40, 181 by means of lip seals.
  • the piston portion 62 of the first annular piston 61 has comparable seals.
  • the cylinder ring 181 is also fixed to the main hub 47.
  • the annular piston 161 is also sealed off from the compensation chamber 190.
  • the second outer disk carrier 140 When the second clutch 150 is actuated, the second outer disk carrier 140 is connected to the second inner disk carrier 154 when the first clutch 50 is open. The engine torque is thus transmitted to the second transmission input shaft 151. Corresponding gear wheels conduct the rotational movement in a torque-changed manner to the transmission output shaft (not shown) which drives the drive train.
  • a plurality of spring elements 200 for example in the form of helical compression springs arranged. They are cut off between the second annular piston 161 and the boundary wall 191. Over the spring elements 200 of the annular piston 161 is lifted when loosening the second clutch 150 from the corresponding disk set 155.
  • FIG. 2 shows u.a.
  • This compensation chamber 190 is bounded by the Ausretesraumbegrenzungs- wall 191, the cylinder ring 181 and guided between the two latter components piston portion 162 of the annular piston 161.
  • the gutter- or channel-like Aus GmbHsraumbegrenzungswandung 191 annularly surrounds the main hub 47 carrying them. Their opening cross-section oriented to the left according to FIGS. 1 and 2 is closed, for example, approximately 77% by the piston section 162 of the annular piston 161. The remaining cross-sectional area is covered by the cylinder ring 181.
  • the Austiciansraumbegrenzungswandung 191 has, for example, two cylindrical areas.
  • the first is an outer guiding region 192, on the inner wall 193 of which the piston section 162 slides sealingly along.
  • the second is a ring portion 194 disposed near the main hub 47 and having a plurality of overbias 195.
  • the compensation chamber 190 is filled and emptied via the overflow bores 195.
  • the emptying takes place when the second coupling 150 is actuated.
  • the hydraulic oil 4 displaced via the overflow bores 195 through the annular piston 161 flows in a largely radial direction into a gap space 5 located between the compensation chamber boundary wall 191 and the second inner disk carrier 154. It serves, inter alia, for cooling the disk packs 55, 155.
  • the cylinder ring 181 has a cylindrical guide portion 182 and a double-angled flange portion 184 supporting it. The latter is rotationally rigid together with the balance space limiting wall 191
  • the guide region 182 of the cylinder ring 181 has on its outer contour a Fuhrungsflache 183 on which the annular piston 161 - the working chamber 180 and the compensation chamber 190 separating - slidably along.
  • compensation chamber 190 is a standing under centrifugal oil quantity.
  • the large radius 197 of the compensation chamber 190 is predetermined by the outer guide surface 193.
  • the small radius 198 of the compensation chamber 190 determine the edges of the overflow recesses 195 oriented toward the coupling center line 9.
  • the rotating effective oil column of the compensation chamber 190 extends approximately from the small radius 198 to the large radius 197.
  • the working space 180 of the second annular piston 161 is bounded radially outward by a piston-side guide surface 165.
  • a seal 49 arranged in the outer disk carrier 40 slides along it.
  • the radius 187 of this guide surface 165 is smaller than the large compensation space radius 197.
  • the radially inner boundary of the working space 180 is located in the flange portion 184 of the cylinder ring 181.
  • the pressure oil supply of the working space 180 takes place at the level of the radius 188.
  • the rotating effective Oil column of the working space 180 thus extends approximately from the small radius 188 to the large radius 187th

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Kupplungssystem für Kraftfahrzeugantriebe mit einer Kupplungseingangswelle und mindestens zwei Getriebeeingangswellen, wobei jede Getriebeeingangswelle über eine betätigbare flüssigkeitsgeschmierte und -gekühlte Reibkupplung mit der Kupplungseingangswelle verbunden ist, wobei jede Reibkupplung über mindestens einen Kolben eines hydraulischen Stellglieds betätigt wird, wobei mindestens ein Kolben einen Arbeitsraum und einen Ausgleichsraum trennt und wobei der Kolben mit seiner radial außen liegenden Führungskontur an einem zylindrischen Abschnitt einer an der Hauptnabe befestigten Ausgleichsraumbegrenzungswandung geführt ist. Der Kolben ist mit seiner radial innen liegenden Führungskontur im Bereich der Hauptnabe geführt. Die radial innen liegende Ausgleichsraumbegrenzungswandung weist Überlauf ausnehmungen auf. Mit der vorliegenden Erfindung wird ein Kupplungssystem geschaffen, bei dem die das Lösen der Kupplung behindernde Wirkung der unter Fliehkrafteinfluss stehenden Arbeitsraumbefüllung minimiert wird.

Description

Doppelkupplungsanordnung mit axial kurz bauender Schach- telung von Arbeits- und Ausgleichsraum
Beschreibung
Die Erfindung betrifft ein Kupplungssystem für Kraftfahrzeugantriebe mit einer Kupplungseingangswelle und mindestens einer Getriebeeingangswelle, die alle konzentrisch zu einer Kupplungsmittellinie angeordnet sind, wobei die Getriebeeingangswelle über eine betätigbare tauchge- schmierte Reibkupplung mit der Kupplungseingangswelle verbunden ist, wobei die Reibkupplung ein zwischen einem auf einer Hauptnabe fixierten Außenlamellenträger und einem Innenlamellenträger liegendes Lamellenpaket umfasst, wobei das Lamellenpaket zum Kuppeln direkt oder indirekt über mindestens einen Kolben eines hydraulischen Stellglieds betätigt wird, wobei mindestens ein Kolben einen Arbeitsraum von einem Ausgleichsraum trennt, wobei der Kolben mit seiner radial außen liegenden Führungskontur an einem zylindrischen Abschnitt einer an der Hauptnabe befestigten Ausgleichsraumbegrenzungswandung abdichtend geführt ist und wobei der Kolben mit seiner radial innen liegenden Führungskontur im Bereich der Hauptnabe abdichtend geführt ist.
Aus der EP 1 568 906 Al ist eine Doppelkupplung mit nebeneinander angeordneten, hydraulisch einkuppelnd betätigten Lamellensätzen bekannt, bei der pro Kolben ein Arbeitsraum und ein Ausgleichsraum vorhanden sind. Der je- weilige Kolben trennt hierbei den Arbeitsraum vom Ausgleichsraum. Die Zulauföffnung des Arbeitsraumes liegt hierbei - in radialer Richtung gesehen bezogen auf die theoretische Rotationsachse der Kupplung - auf einem kleineren Radius als die Überlauföffnung des Ausgleichsraumes. Das hat zur Folge, dass die radiale Füllhöhe des Ausgleichsraumes niedriger ist als die radiale Füllhöhe des Arbeitsraumes. Damit kann die Befüllung des Ausgleichsraumes die fliehkraftbedingte Stellkraft der Ar- beitsraumbefüllung nicht kompensieren.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Kupplungssystem zu entwickeln, bei dem bei mindestens einer der Kupplungen die das Lösen der Kupplung behindernde Wirkung der unter Fliehkrafteinfluss stehenden Ar- beitsraumbefüllung zu minimieren.
Diese Aufgabe wird mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Dazu ist der Kolben mit seiner radial innen liegenden Führungskontur an einem an der Hauptnabe angeordneten Zylinderring abdichtend geführt. Die radial innen liegen- de Ausgleichsraumbegrenzungswandung ragt in den Bauraum des Zylinderrings hinein. Die Ausgleichsraumbegrenzungs- wandung weist mindestens eine Überlaufausnehmung auf, deren kürzester Abstand zur Kupplungsmittellinie kleiner ist als der Abstand der Führungsfläche des Zylinderringes zur Kupplungsmittellinie.
Bei konventionellen Nasskupplungsgetrieben, im speziellen Doppelkupplungsgetrieben, befinden sich die Arbeitsräume der Kolben bei laufendem Antriebsmotor in Rotation. Da- durch entstehen in diesen Arbeitsräumen zusätzlich zum statischen Arbeitsdruck ein der rotierenden Ölsäule entsprechender Fliehöldruck. Dieser behindert ein schnelles Lösen der entsprechenden Kupplung. Ein an den Kolben angrenzender, nur mit Fliehöl befüllter Ausgleichsraum, wirkt .dem im Arbeitsraum vorhandenen Fliehöldruck entge- gen, sofern der Ausgleichsraum auf der Seite des Kolbens liegt, auf der der Arbeitsraum nicht angeordnet ist.
Gegenstand der Erfindung ist es, bei wenigstens einer Kupplung des Kupplungssystems den Arbeitsraum und den
Ausgleichsraum zur Reduzierung des Fliehöleinflusses aufeinander abzustimmen. Dabei entsteht eine bauraumsparende, radial geschachtelte Anordnung von Arbeitsraum und Ausgleichsraum. Die Schachtelung gewährleistet das Si- cherstellen des benötigten Fliehölausgleichs . Dazu ragt der Arbeitsraum des Ringkolbens in den Ausgleichsraum hinein. Zusätzlich befindet sich ein Überlauf des Ausgleichsraumes radial fast auf gleicher Höhe wie die innere Ringkolbendichtung.
Weitere Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen und der nachfolgenden Beschreibung einer schematisch dargestellten Ausführungsform:
Figur 1: Teillängsschnitt durch eine Doppelkupplung;
Figur 2: Figur 1 mit weiteren Details.
Figur 1 zeigt eine Doppelkupplung mit zwei tauchge- schmierten und -gekühlten Reibkupplungen 50, 150. Diese kraftschlüssigen Schaltkupplungen haben zwei radial hintereinander angeordnete Lamellenpakete 55, 155. Demnach sitzt das erste Lamellenpaket 55 auf einem größeren Radius als das zweite 155. Die beiden Kupplungen 50, 150 wer- den hydraulisch geschlossen. Das Lösen der einzelnen
Kupplung 50, 150 erfolgt über Federelemente und/oder hydraulisch über entsprechende Zylinder-Kolben-Einheiten. Die Federelemente 100, 200 sind z.B. mechanische Federn, wie Schraubenfedern und/oder Membranfedern. Dieses Kupp- lungssystem wird in der Regel in Personenkraftwagen eingesetzt. Das Kupplungssystem sitzt zwischen einem mehrwelligen Schaltgetriebe und dem Antriebsmotor des Fahrzeugs . Der Antriebsmotor ist in der Regel ein Otto- oder Dieselmo- tor . Zwischen dem Antriebsmotor und dem Kupplungssystem ist oft ein Ein- oder Zweimassenschwungrad 3 montiert.
Da das Kupplungssystem einen großen Durchmesser aufweist, ist es in dem Getriebegehausebereich angeordnet, der als Getriebeglocke 10 bezeichnet wird.
Das Motordrehmoment gelangt von der Kurbelwelle auf das Schwungrad 3, vgl. Figur 1. Letzteres sitzt über eine drehstarre Wellen-Naben-Verbindung 21 auf der Kupplungs- eingangswelle 20, vgl. Figur 1. Hinter der Wellen-Naben- Verbindung 21 verbreitert sich die Kupplungseingangswelle 20 zur Ausbildung eines Mitnehmerscheibensitzes 22. Der Mitnehmerscheibensitz 22 hat eine gemeinsame Montagefuge 23 mit der auf ihm befestigten Mitnehmerscheibe 30. Der Radius der Montagefuge 23 ist um maximal 45% großer als der Wirkdurchmesser der Wellen-Naben-Verbindung 21.
Die z.B. tiefgezogene Mitnehmerscheibe 30 ist mit einem ersten Außenlamellentrager 40 drehstarr verbunden, der wiederum mit einem zweiten Außenlamellentrager 140 drehstarr verbunden ist. Die Außenlamellentrager 40, 140 haben zwei ringförmige Lamellentragabschnitte 58 und 158. Der erste Außenlamellentrager 40 ist an einer Hauptnabe 47 befestigt. Die Kombination aus Kupplungseingangs- welle 20, Mitnehmerscheibe 30, Außenlamellentrager 40,
140 und Hauptnabe 47 rotieren mit der Motordrehzahl. Diese Teile 20, 30, 40, 140, 47 befinden sich im dauernden Eingriff mit der Kurbelwelle des Antriebsmotors.
Die Kupplungseingangswelle 20 hat eine zentrale Bohrung 24, in der walzgelagert eine erste Getriebeeingangs- welle 51 gelagert ist. Auf dieser Getriebeeingangswelle 51 ist über eine Wellen-Naben-Verbindung 52 ein erster Lamellentragerflansch 53 angeordnet. Am Lamellentrager- flansch 53 ist ein erster topfformiger Lamellentrager 54 angeschweißt. Zwischen dem ersten Lamellentrager 54 und dem äußeren Lamellentragabschnitt 58 des ersten Außenla- mellentragers 40 sind die Lamellen 56, 57 der ersten Kupplung 50 angeordnet. Dabei greifen Außenlamellen 56 formschlussig in die Profilierung des äußeren Lamellen- tragabschnittes 58 ein. Die Außenlamellen 56 sind an diesem Lamellentragabschnitt 58 drehsteif aber langsver- schieblich gelagert. Die zwischen den Außenlamellen 56 sitzenden Innenlamellen 57 sind auf vergleichbare Weise mit der Profilierung des ersten Innenlamellentragers 54 verbunden.
Der erste Außenlamellentrager 40 bildet zusammen mit der Hauptnabe 47 einen Ausgleichsringzylinder 45 aus. Nach Figur 1 ist nach links seitlich versetzt zum Ausgleichs- ringzylinder 45 an der Hauptnabe 47 eine im Teilquerschnitt im Wesentlichen u-formige Zylinderaußenwand 48 starr angeordnet. Zwischen der Zylinderaußenwand 48 und dem Ausgleichsringzylinder 45 ist ein aus Tiefziehblech geformter, erster Ringkolben 61 angeordnet. Der Ringkol- ben 61 hat einen Kolbenabschnitt 62 und einen Kraftuber- tragungsabschnitt 67. Zwischen dem Kolbenabschnitt 62 und der Zylinderaußenwand 48 befindet sich ein erster Arbeitsraum 80.
Dieser Arbeitsraum 80 wird mit Druckol beaufschlagt, um den Kraftubertragungsabschnitt 67 gegen das erste Lamellenpaket 55 zu pressen. Dazu greift der Kraftubertragungsabschnitt 67 über Finger 68 in den Innenraum 46 des ersten Außenlamellentragers 40 ein. Bei betätigter erster Kupplung 50 wird die Kupplungseingangswelle 20 über den ersten Außenlamellentrager 40 und den ersten Innenlamel- lenträger 54 mit der ersten Getriebeeingangswelle 51 verbunden. Eines der auf dieser Welle 51 angeordneten Gangräder kämmt dann kraftübertragend mit einem Gangrad auf der Getriebeausgangswelle. Die Gangräder und die Getrie- beausgangswelle sind in Figur 1 nicht dargestellt.
Zwischen dem Kolbenabschnitt 62 und dem Ausgleichsringzylinder 45 des ersten Außenlamellenträgers 40 befindet sich ein erster, ölbefüllter Ausgleichsraum 90.
Zwischen dem Kraftübertragungsabschnitt 67 und dem ersten Außenlamellenträger 40 sitzt als elastisches Rückstellelement die Membranfeder 100. Sie löst bei einer Druckentlastung des ersten Arbeitsraumes 80 die Finger 68 vom ersten Lamellenpaket 55.
In der Hauptnabe 47 ist eine zweite Getriebeeingangswelle 151 z.B. über zwei Nadellager gelagert. Diese als Hohlwelle ausgebildete Getriebeeingangswelle 151 umgibt zumindest bereichsweise die erste Getriebeeingangswelle 51. Am vorderen - zur Kupplungseingangswelle 20 hin orientierten - Wellenende befindet sich eine Wellen- Naben-Verbindung 152, über die ein zweiter Lamellenträ- gerflansch 153 drehstarr auf der zweiten Getriebeein- gangswelle 151 angeordnet ist. Auf dem Lamellenträger- flansch 153 ist der Innenlamellenträger 154 der zweiten Kupplung 150 befestigt.
Zwischen diesem zweiten Innenlamellenträger 154 und dem ersten Innenlamellenträger 54 ist ein innerer Lamellen- tragabschnitt 158 des zweiten Außenlamellenträgers 140 angeordnet. Er ist am ersten Außenlamellenträger 40 angeschweißt. Der zweite Innenlamellenträger 154 und der zweite Außenlamellenträger 140 fixieren das zweite Lamel- lenpaket 155 in bekannter Weise. Innerhalb des Bauraumes des zweiten Innenlamellentra- gers 154 ist eine an der Hauptnabe 47 befestigte Ausgleichsraumbegrenzungswandung 191 angeordnet. Die Begrenzungswandung 191 hat die Form eines einen zweiten Ausgleichsraum 190 auf drei Seiten umgebenden Ringkanals
Zwischen dem Ausgleichsraum 190 und dem ersten Außenla- mellentrager 40 ist ein zweiter Ringkolben 161 angeordnet. Der in einen Kolbenabschnitt 162 und einen Betati- gungsabschnitt 167 aufgeteilte Ringkolben 161 druckt - beim Einkuppeln - mit dem Betatigungsabschnitt 167 auf das zweite Lamellenpaket 155.
Der Kolbenabschnitt 162 schließt einen zweiten Arbeits- räum 180 ab, der durch den ersten Außenlamellentrager 40 und einen Zylinderring 181 gebildet wird. Er ist hierbei gegenüber beiden Bauteilen 40, 181 mittels Lippendicht- nngen abgedichtet. Der Kolbenabschnitt 62 des ersten Ringkolbens 61 hat vergleichbare Dichtungen. Der Zylin- derring 181 ist ebenfalls auf der Hauptnabe 47 befestigt. Der Ringkolben 161 ist auch gegenüber dem Ausgleichsraum 190 abgedichtet.
Wird die zweite Kupplung 150 betätigt, wird bei sich off- nender erster Kupplung 50 der zweite Außenlamellentrager 140 mit dem zweiten Innenlamellentrager 154 verbunden. Das Motordrehmoment wird somit auf die zweite Getriebeeingangswelle 151 übertragen. Entsprechende Gangra- der leiten die Rotationsbewegung drehmomentverandert auf die nicht dargestellte, den Antriebsstrang antreibende Getriebeausgangswelle weiter.
Im zweiten Ausgleichsraum 190 sind eine Vielzahl von Federelementen 200, z.B. in Form von Schraubendruckfedern, angeordnet. Sie stutzen sich zwischen dem zweiten Ringkolben 161 und der Begrenzungswandung 191 ab. U.a. über die Federelemente 200 wird der Ringkolben 161 beim Losen der zweiten Kupplung 150 vom entsprechenden Lamellenpaket 155 abgehoben.
Die Figur 2 zeigt u.a. den mit Hydraulikol 4 befullten Ausgleichsraum 190 der zweiten Kupplung 150. Dieser Ausgleichsraum 190 wird von der Ausgleichsraumbegrenzungs- wandung 191, dem Zylinderring 181 und dem zwischen den beiden letztgenannten Bauteilen geführten Kolbenab- schnitt 162 des Ringkolbens 161 begrenzt.
Die rinnen- oder kanalartige Ausgleichsraumbegrenzungs- wandung 191 umschließt ringförmig die sie tragende Hauptnabe 47. Ihr nach den Figuren 1 und 2 nach links ausge- richteter Offnungsquerschnitt wird beispielsweise zu ca. 77% durch den Kolbenabschnitt 162 des Ringkolbens 161 verschlossen. Die restliche Querschnittsflache wird durch den Zylinderring 181 abgedeckt.
Die Ausgleichsraumbegrenzungswandung 191 hat beispielsweise zwei zylindrische Bereiche. Der erste ist ein außen liegender Fuhrungsbereich 192, an dessen Innenwandung 193 der Kolbenabschnitt 162 dichtend entlang gleitet. Der zweite ist ein Ringbereich 194, der in der Nahe der Hauptnabe 47 angeordnet ist und eine Vielzahl von Uber- laufbohrungen 195 aufweist.
über die Uberlaufbohrungen 195 befullt und entleert sich der Ausgleichsraum 190. Das Entleeren findet beim Betati- gen der zweiten Kupplung 150 statt. Das über die Uberlaufbohrungen 195 durch den Ringkolben 161 verdrängte Hydraulikol 4 strömt in einen zwischen der Ausgleichs- raumbegrenzungswandung 191 und dem zweiten Innenlamellen- trager 154 gelegenen Spaltraum 5 in weitgehend radialer Richtung ab. Es dient hierbei u.a. zur Kühlung der Lamellenpakete 55, 155. Der Zylinderring 181 hat einen zylindrischen Fuhrungsbe- reich 182 und einen diesen tragenden doppeltabgewinkelten Flanschbereich 184. Letzterer ist zusammen mit der Ausgleichsraumbegrenzungswandung 191 drehstarr an der
Hauptnabe 47 befestigt. Der gesamte - radial zwischen der Kupplungsmittellinie 9 und dem Zylinderring 181 gelegene - Hohlraum wird als Bauraum des Zylinderrings 181 bezeichnet .
Der Fuhrungsbereich 182 des Zylinderrings 181 weist an seiner Außenkontur eine Fuhrungsflache 183 auf, an der der Ringkolben 161 - den Arbeitsraum 180 und den Ausgleichsraum 190 trennend - abdichtend entlanggleitet.
Im Ausgleichsraum 190 befindet sich eine unter Fliehkraft stehende Olmenge. Der große Radius 197 des Ausgleichsrau- mes 190 wird durch die äußere Fuhrungsflache 193 vorgegeben. Den kleinen Radius 198 des Ausgleichsraumes 190 bestimmen die zur Kupplungsmittellinie 9 hin orientierten Kanten der Uberlaufausnehmungen 195. Die rotierende wirksame Olsaule des Ausgleichsraumes 190 erstreckt sich in etwa vom kleinen Radius 198 bis zum großen Radius 197.
Der Arbeitsraum 180 des zweiten Ringkolbens 161 wird radial nach außen durch eine kolbenseitige Fuhrungsfla- che 165 begrenzt. An ihr gleitet eine im Außenlamellen- trager 40 angeordnete Dichtung 49 entlang. Der Radius 187 dieser Fuhrungsflache 165 ist kleiner als der große Aus- gleichsraumradius 197.
Die radial innen liegende Begrenzung des Arbeitsraumes 180 liegt im Flanschbereich 184 des Zylinderringes 181. Die Druckolzufuhr des Arbeitsraumes 180 erfolgt auf dem Niveau des Radius 188. Die rotierende wirksame Ölsäule des Arbeitsraumes 180 erstreckt sich somit in etwa vom kleinen Radius 188 bis zum großen Radius 187.
Durch eine gezielte Wahl des Radius 198 lässt sich der auf die Fläche des Kolbenabschnitts 162 zwischen Radius 189 und 197 wirksame Rotationsdruck der rotierenden Ölsäule, die sich zwischen Radius 198 und 197 im Ausgleichsraum 190 ausbildet, abstimmen. Dadurch lässt sich der im Arbeitsraum (180) entstehende Rotationsdruck, der zu einem ungewollten Schließen der Kupplung führen kann, zu 100% oder darüber ausgleichen.
Ferner ist es für bestimmte Anwendungen möglich, einen Ausgleich des Rotationsdruckes nach der Erfindung nur zu einem bestimmten, gewünschten Betrag kleiner als 100% vorzusehen .
Bezugszeichenliste
2 Getrieberaum, Getriebenassraum
3 Zweimassenschwungrad, Schwungrad 4 Hydrauliköl, Drucköl
5 Spaltraum
9 Kupplungsmittellinie
10 Getriebegehäuse, Gehäuseglocke 11 Trennwand
20 Kupplungseingangswelle
21 Wellen-Naben-Verbindung
22 Mitnehmerscheibensitz 23 Montagefuge
24 Bohrung, zentral
30 Mitnehmerscheibe
40 erster Außenlamellenträger der äußeren Kupplung
45 Ausgleichsringzylinder, Wandung des
Ausgleichsräumes
46 Innenraum 47 Hauptnabe
48 Zylinderaußenwand
49 Dichtung
50 erste Reibkupplung, äußere Kupplung 51 erste Getriebeeingangswelle
52 Wellen-Naben-Verbindung
53 erster Lamellenträgerflansch
54 erster Innenlamellenträger
55 Lamellenpaket 56 Außenlamellen
57 Innenlamellen 58 Lamellentragabschnitt, außen
60 erstes Stellglied
61 erster Ringkolben, Kolben
62 Kolbenabschnitt
67 Kraftübertragungsabschnitt
68 Finger
80 erster Arbeitsraum
90 erster Ausgleichsraum
100 Federelement, Rückholfeder, Membranfeder
140 zweiter Außenlamellenträger der inneren Kupplung
150 zweite Reibkupplung, innere Kupplung
151 zweite Getriebeeingangswelle 152 Wellen-Naben-Verbindung
153 zweiter Lamellenträgerflansch
154 zweiter Innenlamellenträger
155 Lamellenpaket
156 Außenlamellen 157 Innenlamellen
158 Lamellentragabschnitt, innen
160 zweites Stellglied
161 zweiter Ringkolben, Kolben 162 Kolbenabschnitt
163 Führungskontur, radial außen liegend
164 Führungskontur, radial innen liegend
165 Führungsfläche, zylindrisch, außen liegend
167 Betätigungsabschnitt 180 zweiter Arbeitsraum
181 Zylinderring
182 Führungsbereich
183 Führungsfläche, zylindrisch, innen liegend
184 Flanschbereich
187 Arbeitsraumradius, groß
188 Arbeitsraumradius, klein
189 Abstand von (9) zu (183), Radius
190 zweiter Ausgleichsraum
191 Ausgleichsraumbegrenzungswandung
192 Führungsbereich, außen liegen, Abschnitt
193 Führungsfläche, zylindrisch, außen liegend
194 Ringbereich, zylindrisch, innen liegender Bereich
195 Überlaufausnehmungen, Bohrungen
197 Ausgleichsraumradius, groß
198 Ausgleichsraumradius, klein
200 Federelemente, Rückholfedern, Schraubenfedern

Claims

Patentansprüche
1. Kupplungssystem für Kraftfahrzeugantriebe mit einer Kupplungseingangswelle (20) und mindestens ei- ner Getriebeeingangswelle (51, 151) die konzentrisch zu einer Kupplungsmittellinie (9) angeordnet sind,
- wobei die Getriebeeingangswelle (51, 151) über mindestens eine betätigbare Reibkupplung (50, 150) mit der Kupplungseingangswelle (20) verbunden ist - wobei die einzelne Reibkupplung (50, 150) ein zwischen einem auf einer Hauptnabe (47) fixierten Au- ßenlamellenträger (40, 140) und einem Innenlamellen- träger (54, 154) liegendes Lamellenpaket (55, 155) umfasst, - wobei das Lamellenpaket (55, 155) zum Kuppeln direkt oder indirekt über mindestens einen Kolben (61, 161) eines hydraulischen Stellglieds (60, 160) betätigt wird,
- wobei mindestens ein Kolben (161) einen Arbeits- räum (180) von einem Ausgleichsraum (190) trennt,
- wobei der Kolben (161) mit seiner radial außen liegenden Führungskontur (163) an einem zylindrischen Abschnitt (192) einer an der Hauptnabe (47) befestigten Ausgleichsraumbegrenzungswandung (191) abdichtend geführt ist, und
- wobei der Kolben (161) mit seiner radial innen liegenden Führungskontur (164) im Bereich der Hauptnabe (47) abdichtend geführt ist, dadurch gekennzeichnet, - dass die Ausgleichsraumbegrenzungswandung (191) mindestens eine Überlaufausnehmung (195) aufweist, deren kürzester Abstand (198) zur Kupplungsmittelli- nie (9) kleiner ist als der Abstand (189) einer radial innen liegenden, im Bereich der Hauptnabe (47) angeordneten Fuhrungsflache (183) zur Kupplungsmit- tellime (9) .
2. Kupplungssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass es mindestens zwei Getriebeeingangswellen (51, 151) aufweist, wobei jede Getriebeeingangswelle (51, 151) mit einer flussigkeitsge- schmierten und -gekühlten Reibkupplung (50, 150) verbunden ist und jede Reibkupplung (50, 150) mindestens ein Lamellenpaket (55, 155) umfasst.
3. Kupplungssystem gemäß Anspruch 1, dadurch ge- kennzeichnet, dass der Kolben (161) mit seiner Fuh- rungskontur (164) an einem an der Hauptnabe (47) angeordneten Zylinderring (181) abdichtend gefuhrt ist.
4. Kupplungssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass ein radial innen liegende Bereich (194) der Ausgleichsraum- begrenzungswan- dung (191) in den Bauraum des Zylinder- rings (181) hineinragt .
5. Kupplungssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Uberlaufausnehmungen (195) radial angeordnete Offnungen sind.
6. Kupplungssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Zylinderring (181) in axialer Richtung bis über die Mitte des Ausgleichs- raums (190) hinaus in diesen (190) hineinragt.
7. Kupplungssystem gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Überlaufausnehmungen (195) in ei- nen zwischen der Ausgleichsraumbegrenzungswan- dung (191) und einem Innenlamellenträger (154) gelegenen, zu den Lamellenpaketen (55, 155) führenden Spalträum (5) münden.
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