CN106481684A - 操纵装置和带有操纵装置的离合器系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种操纵装置(1)，尤其用于操纵车辆驱动系中的离合器，该操纵装置具有至少一个操纵轴承(2)和至少一个对应轴承(8)，所述操纵轴承与用于接合或分离所述离合器的摆动杠杆(4)作用连接，其特征为：所述摆动杠杆(4)具有设置有齿部(7)的支承区域(6)，其中，所述齿部(7)啮合到所述对应轴承(8)的对应齿部(9)中。

Description

操纵装置和带有操纵装置的离合器系统

技术领域

本发明涉及操纵装置，特别是用于操纵车辆驱动系中的离合器，操纵装置具有至少一个操纵轴承和至少一个对应轴承，所述操纵轴承与一个用于接合和分离离合器的摆动杠杆作用连接。本发明还涉及具有所述操纵装置的离合器系统。

背景技术

从现有技术中早已公知用于离合器系统的操纵装置。

离合器系统包括离合器和用于接合与分离离合器的操纵装置。操纵装置包括杠杆、轴承架以及操纵轴承。轴承架带有倾翻自由度地支承在杠杆上。该轴承架又承载操纵轴承。操纵装置的操纵轴承在接合行程和分离行程上完成圆形轨迹。通过这种行为，轴承架从离合器的转动中心偏离。这引起操纵轴承倾翻。为了避免倾翻运动，在杠杆和轴承架之间设置径向补偿，但留有轴承的剩余倾斜。

倾翻或倾斜的操纵轴承表现出被带入离合器中的操纵装置几何误差。该误差与车辆中的离合器几何误差或离合器从动盘几何误差组合，导致传动系中的力矩激励。这使驾驶员在起动或重新起动时感受到不舒服的抖振。

发明内容

因此，根据本发明的技术任务在于：减少由接合或分离系统误差或者由操纵方案引发的抖振。

根据本发明，该任务尤其通过一种操纵装置解决，该操纵装置尤其用于操纵车辆驱动系中的离合器，具有至少一个操纵轴承并具有至少一个对应轴承，该操纵轴承与用于接合或分离离合器的摆动杠杆作用连接，其特征为，该摆动杠杆具有设置有齿部的支承区域，其中，该齿部啮合到对应轴承的对应齿部中。

操纵轴承的倾斜可以避免，其方式是，向轴承架上的力导入在整个操纵时间期间不偏离离合器的转动中心。为此，支承区域和对应轴承之间的接触面相互啮合。以这种方式，力传递能够在径向方向上沿着操纵杠杆发生。

可以避免操纵轴承在接合行程上的倾翻，其中，使抖动激励最小化。恰好在自动化离合器/变速器系统中，小的传动系力矩调制特别重要，因为通过自动化使得在力矩调节方面对于传动系关键的点被相同地或者说可重复地经过，这使驾驶员感觉特别不舒服。

优选摆动杠杆的齿部与对应轴承的对应齿部啮合。优选摆动杠杆的支承区域与对应轴承相互啮合。

操纵装置优选是接合和/或分离系统。该离合器优选构造为双离合器。该操纵装置特别优选设置在手动开关中。

对应轴承优选是支撑装置。操纵装置优选具有第二对应轴承。该第二轴承特别优选是推杆，它布置在摆动杠杆的促动器侧或推杆侧。

在本发明的一种实施方式中，齿部垂直于操纵装置的纵向方向布置在支承区域上。

由此能够实现在径向上沿着操纵杠杆的力传递。优选该齿部垂直于操纵装置的运动方向布置在支承区域上。相应地，对应齿部也垂直于操纵装置的运动方向布置在对应轴承上。

在本发明的一种实施方式中，齿部在支承区域上设置在两侧。

因此，除了啮合到对应齿部中的该齿部外，还在该齿部的相反侧设置了附加齿部。

该支承区域优选具有带齿形的齿部，该齿形以45°角度布置，并且对应轴承具有相应的带齿形的对应齿部，该齿形以45°角度布置。

在本发明的另一实施方式中，支承区域具有空出区域用于接收对应轴承的中间体，支承区域的该空出区域布置在支承区域的第一支承区段和第二支承区段之间。

通过设置至少部分地相互分开的两个支承区段，中间体能够以简单的方式被接收在支承区段之间。

在本发明的另一实施方式中，对应齿部设置于第一对应轴承区段和第二对应轴承区段上，其中，中间体居中地从对应轴承伸出。

对应轴承优选构造为导向器件。对应轴承优选具有导向套筒的功能。

对应轴承优选具有用来固定在离合器壳体上的形状。对应轴承优选具有压入几何结构。替换地可以设置其它的固定可能性，例如螺纹连接、铆接、焊接或者楔紧。

在本发明另一实施方式中：

-对应轴承具有弯曲的横截面几何形状而支承区域具有直线的横截面几何形状，

-对应轴承具有直线的横截面几何形状而支承区域具有弯曲的横截面几何形状，或者

-对应轴承和支承区域具有弯曲的横截面几何形状。

为了使所说明的支承曲率对分离运动特性具有希望的影响，在径向方向上沿着杠杆的力传递是必要的。对应轴承因此承担了导向套筒的任务。为了确保该力传递，分离杠杆和对应轴承的可以避免操纵轴承在接合行程上的倾翻，其中，使抖动激励最小化。恰好在自动化离合器/变速器系统中，小的传动系力矩调制特别重要，因为通过自动化使得在力矩调节方面对于传动系关键的点被相同地或者说可重复地经过，这使驾驶员感觉特别不舒服。

相互啮合。在此，可考虑如在离合器磨损补偿调整时那样的相对精细的分齿。

所述线形优选是直线。所述齿部优选按照该线的导向延伸。对应齿部优选按照所述曲率延伸。

在本发明另一实施方式中，曲率的确定基于如下公式：

其中

直线横截面几何形状的所述线形的确定基于如下公式：

x_H＝g₁(t)＝t,y_H＝g₂(t)＝-L-tan(δ-90°)·t，

其中，

-支承区域或者对应轴承侧的切线与由零点和接触点限定的线段构成角度δ，

-由零点到接触点的连线得出距离L，其中，

a)角度δ>90°，

b)距离L>0，

c)零点是相应于操纵轴承和轴承架的共同万向节连接部的点，并且

d)接触点是在操纵装置处于最小位置时支承区域和对应轴承相接触的点。

该最小位置优选应理解为操纵装置的零位置。

本发明的任务尤其还通过用于车辆的离合器系统解决，该离合器系统具有如前面所说明的操纵装置。

附图说明

现在通过附图举例解释本发明。附图示出：

图1已知的操纵装置的示意视图，

图2a–2d在图1情况下用于解释抖动的剖面视图，

图3本发明操纵装置的示意视图，

图4图3中的本发明操纵装置的示意下视图，

图5图3中的对应轴承的示意俯视图，

图6本发明操纵装置的示意纵剖面，

图7图6的示意视图，带有x-y坐标系，

图8用于参照图7描述形状的x-y坐标系，

图9图3中的本发明操纵装置在最小位置中的示意纵剖面Y–Y，

图10图3中的本发明操纵装置在最大位置中的示意纵剖面Y–Y，

图11a-11c用于示出在对应轴承侧滚动的、在不同操纵状态下的操纵杠杆的x-y坐标系，

图12a-12c用于示出在对应轴承侧滚动的操纵杠杆越过零位置的另一x-y坐标系，

图13用于图解阐述与行程相关的操纵杠杆传动比变化的曲线图，

图14用于图解阐述最大推杆行程与设计参数相关性的曲线图。

具体实施方式

图1示出一个已知的操纵装置的示意视图。

该已知的操纵装置50具有操纵轴承2。该操纵轴承2与用于离合器的接合或分离的摆动杠杆4作用连接。该操纵装置50还具有对应轴承8。摆动杠杆4的支承区域6可旋转地支承在对应轴承8上。对应轴承8具有中间体10，该中间体被支承区域6接收。该已知的操纵装置50通过铰链支承。因此，摆动杠杆4在倾翻方向上的运动极大地受到限制。推杆13作为第二对应轴承作用于摆动杠杆4的促动器侧5上。

图2a-2d示出了用于说明在图1情况下的抖动的剖面视图。

操纵装置50支承在离合器的杠杆弹簧14之间。在操纵轴承2支承在摆动杠杆4上的该支承方案中，轴承架3在圆形轨迹上运动走过接合行程。这有两个缺点，它们都使得接合轴承2位置倾斜。

图2a示出初始状态下的操纵装置50，图2b示出离合器接合状态下的操纵装置50。轴承架3偏离转动中心。由于轴承架3上的力导入由此也偏离转动中心，产生倾翻力矩18，它作用于轴承上2并且使轴承2倾翻。

图2c示出初始状态下的操纵装置50，图2d示出离合器接合状态下的操纵装置50。轴承架3在径向上偏离转动中心。由此产生作用于轴承架3上的径向力21，径向力21使轴承架倾翻。通常情况下在轴承架3与操纵轴承2之间设置径向补偿装置16，以便能够通过径向滑动来补偿所述倾斜。但由于永远没有摩擦系数μ＝0，因此留有轴承2的剩余倾斜。

图3示出本发明操纵装置的示意视图，图4示出图3中的本发明操纵装置的示意仰视图。

该操纵装置1用于操纵车辆(未显示)的驱动系中的离合器。该操纵装置1具有操纵轴承2。操纵轴承2与用于接合或分离离合器的摆动杠杆4作用连接。操纵装置1还具有对应轴承8。摆动杠杆4的支承区域6具有齿部7，该齿部嵌接到对应轴承8的对应齿部9中。在这里，摆动杠杆4的齿部7与对应轴承8的对应齿部9啮合。齿部7以及对应齿部9相对粗略地示出。啮合配对件的构型、也就是说齿部形状，是彼此相关的。支承区域6具有带齿形的齿部7，该齿形以45°角度布置，对应轴承8具有相应的带齿形的对应齿部9，该齿形以45°角度布置。齿部7和对应齿部9垂直于操纵装置1的纵向方向布置在支承区域6上。

齿部7在两侧、即在对应支承区域6的两边设置在支承区域6上。支承区域6具有空出区域用于接收对应轴承8的中间体10。支承区域6的该空出区域布置在支承区域6的第一支承区段6.1和第二支承区段6.2之间。

图5示出了图3中的对应轴承的示意俯视图。

对应齿部9设置在对应轴承8的第一对应轴承区段8.1和第二对应轴承区段8.2上。对应轴承8的对应齿部9被中间体10中断。在此，中间体10居中地从对应轴承8伸出。

图6示出本发明操纵装置的示意纵剖面。图7示出带有x-y坐标系的图6所示示意视图，图8示出用于参考图7描述形状的x-y坐标系。

万向节15设置在轴承架3与摆动杠杆4间。零点A是相应于操纵轴承2和轴承架3的共同万向连接部(＝万向节15)的点。接触点B是支承区域6与对应轴承8相接触的点。

通过摆动杠杆4的支承区域6和对应轴承8的合适造型，向轴承架3上的力导入以及因此向操纵轴承2上的力导入在整个操纵过程中保持在离合器的转动轴线上。在摆动杠杆4的支承区域6与对应轴承8之间此时发生滚动运动，其中，对应轴承8的曲率25和摆动杠杆4的支承区域6的线形24相互匹配地实施，使得向操纵轴承2上的力导入始终留在离合器的转动轴线上。由此可以避免偏心的力导入对操纵轴承2的不利影响。摆动杠杆4的支承区域6和对应轴承8此时如上所述相互啮合。

假设摆动杠杆4的支承区域6直线构造。如果先不考虑齿部7，则摆动杠杆4能够按照图7和图8抽象为折成角度的线。图7和图8示出摆动杠杆4处于最小位置，相应于离合器完全打开。该坐标系这样引入，使得操纵轴承2的转动轴线与x轴重合。x轴的零点位于操纵轴承2和轴承架3的处于万向节15上的万向连接部中，相应于摆动杠杆4在最小位置中的点A。在摆动杠杆4处于最小位置时支承区域6和对应轴承8的接触点B位于y轴上。

分离杠杆的点A应在整个操纵过程中沿正的x轴运动。

对应轴承8具有弯曲的横截面几何形状，该横截面几何形状具有曲率25。支承区域6具有直线形横截面几何形状，该横截面几何形状具有线形24。

支承区域的线形的确定y＝f(x)基于出自文献“里昂·霍尔，斯坦·瓦根：道路与车轮，数学杂志，第65卷第5期(1992年12月)，283-301页”的结果[1]。

在这里，支承区域6与线段AB构成角度δ，其中，点A和点B位于坐标系的y轴上。由零点A到接触点B的连线得出距离L。适用：δ>90°并且L>0。

分离杠杆4的支承区域6的线形24能够以参数形式通过

x_H＝g₁(t)＝t,y_H＝g₂(t)＝-L-tan(δ-90°)·t

来说明。

在此所述线遵循公式x_H和y_H。

对应轴承的曲率25x(t)，y(t)则按照[1]以参数形式作为微分方程的解给出

和

由此支承区域6的线形能够以无参数的形式表示为

其中

sinh^-1为sinh的反函数。

在这里曲曲率25遵循公式f(x)。

图9示出图3所示本发明操纵装置在最小位置中的示意纵剖面Y-Y，图10示出图3所示本发明操纵装置在最大位置中的示意纵剖面Y-Y。

在最小位置中在齿部7和对应齿部9的上部区域中产生小的间隙。在最大位置中在齿部7和对应齿部9的上部区域中不再存在间隙。

图11a-11c示出了x-y坐标系，它用于描述在不同操纵状态下的、在对应轴承侧滚动的操纵杠杆，图12a-12c示出了另一x-y坐标系，它用于描述越过零点的、在对应轴承侧滚动的操纵杠杆。

在按照图11a的最小位置中，曲率25和线形24具有共同接触点B。有：B＝C，其中，C是新的接触点。在按照图11b的处于最小位置和最大位置之间的位置中，曲率25和线形24没有共同接触点B。有：B≠C。在按照图11c的最大位置中，曲率25和线形24不具有共同接触点B。有：B≠C。

在按照图12a的最小位置中，曲率25和线形24同样有共同接触点B。有：B＝C。在按照图12b的位于最小位置和负的最大位置之间的位置中，曲率25和线形24没有共同接触点B。有：B≠C。在按照图12c的负的最大位置中，曲率25和线形24没有共同接触点B。有：B≠C。

图11a到11c通过描述处于最小位置(相应于离合器完全打开)、中间位置以及最大位置(相应于离合器完全闭合)的摆动杠杆4而示出滚动几何结构。摆动杠杆4的点S相当于推杆在促动器端5上的作用点。在对中间位置和最大位置的描述中可以看出，摆动杠杆4的支承区域6与对应轴承8的接触点C在离合器接合期间与在最小位置中时的相应接触点B不同。在这里δ＝135°。

按照上面举出的公式，摆动杠杆4也可摆动到最小位置之下。分离杠杆的按照图12a的该最小位置被称为零点。负的中间位置和负的最大位置在分离行程的大小方面相当于按照图11b和11c的中间位置和最大位置。

通过与背景技术相比可变地实施的、摆动杠杆4支承区域6与对应轴承8的接触点C，在离合器操纵过程期间通过摆动杠杆4实现的传动比总体发生改变。对于一种方案，在离合器闭合时(＝正的分离轴承位移)传动比相应地根据角度δ减小，如图13所示。在这里，相对轴承行程0相应于摆动杠杆4处于最小位置/零位置。相对轴承行程1相应于摆动杠杆4处于按照图11c的最大位置，相对轴承行程-1相应于分离杠杆处于按照12c的负的最大位置。该传动比相对于最小位置/零位置中的传动比给出。随着角度δ增加，在闭合离合器时传动比减小更强。在此，在角度δ＝135°时最大传动比损失为约7％。

为了闭合离合器，操纵轴承2必须沿着正的x轴走过预给定的行程。对应的推杆行程可从图11c中作为处于最大位置中的分离杠杆上的推杆作用点S的横坐标得知。在根据本发明在摆动杠杆4支承区域6与对应轴承8之间构造有滚动几何结构的情况下，对于预给定的操纵轴承行程，最大推杆行程取决于设计参数。该最大推杆行程按照图14取决于角度δ。在此，相对推杆行程1相应于在摆动杠杆4按照现有技术支撑的情况下的推杆行程，被描述为极限情况δ＝90°。可以看出，随着角度δ增加，在闭合离合器时所需的最大推杆行程减小。在此，在角度δ＝135°时推杆行程的减小为约3％。

在图14中示出在假设沿负的x方向(负的分离轴承行程，如在图12b和12c中的情况)操纵离合器时推杆行程的增大。在图14中示出的两个变化曲线相应于图13中的相对轴承行程1(＝正的分离轴承行程)和-1(＝负的分离轴承行程)。

通过设置该操纵装置可避免操纵轴承的倾斜，其方式是，向轴承架上的力导入在整个操纵时间期间不偏离离合器的转动中心。为此，支承区域和对应轴承之间的接触面相互啮合。通过这种方式，力传递能够在径向方向上沿着操纵杠杆进行。

可以避免操纵轴承在接合行程上的倾翻，其中，使抖动激励最小化。恰好在自动化离合器/变速器系统中，小的传动系力矩调制特别重要，因为通过自动化使得在力矩调节方面对于传动系关键的点被相同地或者说可重复地经过，这使驾驶员感觉特别不舒服。

附图标记列表

1 操纵装置

2 操纵轴承

3 轴承架

4 摆动杠杆

5 促动器侧/推杆侧

6 支承区域

6.1 第一支承区段

6.2 第二支承区段

7 齿部

8 对应轴承

8.1 第一对应轴承区段

8.2 第二对应轴承区段

9 对应齿部

10 中间体

11 支脚

12 支脚

13 推杆

14 杠杆元件

15 万向节

16 径向补偿

17 转动中心点

18 倾翻力矩

19 接合力

20 接合行程

21 径向力

24 线形

25 曲率

50 现有技术中的操纵装置

A 零点

B 接触点

C 接触点

L 距离

S 点

δ 角度

Claims (8)

1.操纵装置(1)，尤其用于操纵车辆驱动系中的离合器，该操纵装置具有至少一个操纵轴承(2)和至少一个对应轴承(8)，所述操纵轴承与用于接合或分离所述离合器的摆动杠杆(4)作用连接，其特征为：所述摆动杠杆(4)具有设置有齿部(7)的支承区域(6)，其中，所述齿部(7)啮合到所述对应轴承(8)的对应齿部(9)中。

2.按照权利要求1所述的操纵装置(1)，其中，所述齿部(7)垂直于所述操纵装置(1)纵向方向布置在所述支承区域(6)上。

3.按照前述权利要求之一所述的操纵装置(1)，其中，所述齿部(7)在支承区域(6)上设置在两侧。

4.按照前述权利要求之一所述的操纵装置(1)，其中，该支承区域(6)具有用于接收对应轴承(8)的中间体(10)的空出区域，用于对应轴承(8)的该空出区域布置在所述支承区域(6)的第一支承区段(6.1)和第二支承区段(6.2)之间。

5.按照前述权利要求之一所述的操纵装置(1)，其中，所述对应齿部(9)设置在第一对应轴承区段(8.1)和第二对应轴承区段(8.2)上，其中，所述中间体(10)居中地从对应轴承(8)伸出。

6.按照前述权利要求之一所述的操纵装置(1)，其中，

-对应轴承(8)具有弯曲的横截面几何形状而支承区域(6)具有直线的横截面几何形状，

-对应轴承(8)具有直线的横截面几何形状而支承区域(6)具有弯曲的横截面几何形状，或者

-对应轴承(8)和支承区域(6)具有弯曲的横截面几何形状。

7.按照权利要求6所述的操纵装置(1)，其中，

所述弯曲的横截面几何形状的曲率(25)的确定基于如下公式：

其中：

$f_h\left(x\right)=L\·sin\left(\mathrm{\δ}\right)\·(1-\cosh (\frac{x}{L\·sin\left(\mathrm{\δ}\right)}\left)\right),$

所述直线形横截面几何形状的线形(24)的确定基于如下公式：

x_H＝g₁(t)＝t,y_H＝g₂(t)＝-L-tan(δ-90°)·t，

其中：

-所述支承区域(6)或者所述对应轴承侧(8)的切线与由零点(A)和接触点(B)限定的线段(AB)构成角度δ，

-距离L由零点(A)到接触点(B)的连线得出，其中：

a)角度δ>90°，

b)距离L>0，

c)该零点(A)是相应于操纵轴承(2)和轴承架(3)的共同万向节连接部的点，并且，

d)该接触点(B)是在操纵装置(1)处于最小位置时该支承区域(6)和该对应轴承(8)相接触的点。

8.用于车辆的离合器系统，具有按照前述权利要求之一所述的操纵装置(1)。