CN1123715C - 控制转矩传递系统的方法 - Google Patents

Abstract

用一个液力变换器和一个对其跨接的摩擦离合器以及一个转矩传递系统的分路离合器和液力变换器来控制这个转矩传递系统的方法。

Description

控制转矩传递系统的方法

本发明涉及一种用于控制与驱动机组(大致为内燃机)的从动装置有效联接在一起，并经过从动轴与自动传动装置处于驱动连接状态的转矩传递系统的方法。该系统具有一个液力变换器和一个与之并行设置的摩擦离合器、一个测试值探测系统和一个中央计算机单元，此处，摩擦离合器的冲击力，和因此由该离合器传递的转矩，在与中央计算机的共同作用下可有目的地改变。

此外，本发明还涉及一个为上述转矩传递系统的流量变换器用的跨接离合器，此处，液力变换器具有一个泵轮、一个涡轮、一个导轮，以及一个对中于旋转轴、与泵轮无转动地联接并包围着涡轮的变换器盖，还具有一个置于变换器盖和涡轮之间同心的环形活塞，其径向外部设有一锥形离合器摩擦面，其径向内部则具有一个放在和涡轮无转动地联接在一起的反向密封套筒之上的密封套筒。

用于控制转矩传递系统的下列方法为众所周知，即通过与变换器并行设置、并对其分接的摩擦离合器压力室之间压力差的随动调整，而使由摩擦离合器传递的转矩得到调节。

于是，在DE-OS3130871中，描述了与上述类型转矩传递系统有联系的调整方法，在此法中，将测量驱动和从动装置间出现的打滑值，与预定的打滑额定值比较，并对大致确定的差值进行反向调节。后者以这样的方法进行：改变摩擦离合器两个压力室的流动受压介质冲击力之差值。这实际上相当于以传统的打滑调整为基础的调整方法。

从US-PS5029087中，同样，一种用于带并行设置的摩擦离合器的变换器的调整方法也已为人知，在此法中，测量离合器上的打滑，与预先确定的额定打滑值比较，并按与确定的偏差间的依赖关系改变摩擦离合器两个压力室之间的压力值。这里，同样涉及到一个典型的打滑调整方法，在此法中对测得的与预先确定的打滑值之间的偏差进行反向调节。

从US-PS4577737中，一种影响上述类型转矩传递系统的方法已为人熟知，在此法中，藉助转矩传感器直接测出通过液动力变换器的转矩传递量，并确定转矩传递量与驱动机工作状态的依赖关系。分接了变换器的摩擦离合器的末端此时将调节到能保证所要求的转矩传递量。

在这种控制方法中，由变换器传递的力矩，类似于自身调节的打滑，在其本身已经过调节后，然后才可顺其自然地测量并施加影响，在这种情况下，虽然这里是以由变换器传递的力矩来工作，但仍然相当于打滑调整所使用的调整概念。

此类系统，随动地对由上述类型转矩传递系统的摩擦离合器所传递的转矩产生影响，在实践中显出不能、或至少不完全能令人满意。

所以，在打滑调速中，只有当打滑变化已被测出，也即已经存在的时候，才能对打滑变化系统地起作用。这一事实最重要的是蕴藏着在动力操纵过程中各种对其控制过程背道而弛的缺点。

这样，在驱动机这一方降低在转矩传递系统中的打滑以后，就导致转矩的反馈。为了避免摩擦离合器的粘合状态，以及因此而引起的驱动机的转矩波动无阻碍地传递至其余的驱动段，必须实行由摩擦离合传递力矩的反馈。然而，在实践中，调速动力往往为系统条件决定的延迟和空载时间所限，以致必须有一个最低打滑转速，这一转速根据经验不能低于50r/min。

此外，还存在使时间最佳化的调速器设计受阻的运行情况。

由于受车辆中旋转质量分布的限制，在挂档传动装置或无级传动装置的入口处以及因此而在进档时或改变传动比时转矩传递系统的出口处，转速将降低，而在传动装置的出口，转速保持相对稳定。与转矩传递系统的从动装置转速的降低相联系，打滑将增大，从而，再度受液动力变换器的性能所限，要求在转矩传递系统的入口处提高转矩。然而，这一提高的转矩在驱动机组这个时间点上并不具备。据此，如果摩擦离合器的冲击力在进档和改变传动比的过程中保持不变，则驱动机组刹车，并重新独立地将打滑调节到较低的水平。然而，时间最佳化设计的调速器尚需探索，当调速器提高摩擦离合器的冲击力(这将导致挂档时摩擦离合器的粘合，以及由此使驱动机组转矩的不均匀性传递至其它的驱动段)之际，伴随打滑的增大。

最后，DE-PS3712223中也有一种已为人熟知的上述类型转矩传递系统用的控制方法，此法中，在预先规定的行驶速度范围内，与节流阀开口度有关的离合器啮合力是这样控制的，在驱动和从动装置间的打滑能够自身调节。相反，此处对上述的打滑调速则与下列控制有关，此种控制以可预见的与节流阀的依赖关系来调节摩擦离合器的冲击力，在此离合器上，转矩传递系统驱动和从动装置间的打滑与这一冲击力有关，将进行自身调节。

然而，此种控制令人不满意之处还在于，由摩擦离合器传递的力矩不仅仅与离合器啮合力而且还与摩擦涂层的摩擦系数有关，在这方面众所周知，该涂层与温度、打滑转速、注入油的性能，以及其它影响因素有依赖关系，将受到强烈的波动。这意味着：在这个控制变量中，也必须保持一个最低的打滑转速，以保证在系统特性波动时有一个对隔振来说足够大的打滑转速。

所有迄今已知的系统，均显示下列缺点：即只有具有相对大的、大于50r/min的最低打滑转速才能工作。这一方面相对于未分接的变换器来说在燃料消耗方面几乎没有带来什么优点，而另一方面，在摩擦离合器上出现的损耗功率也很难掌握。

据此，构成了本发明的任务，通过别的途径创造一种改进的控制转矩传递系统的方法，此法在车辆的所有行驶状态中，藉助变换器和后接入的自动传动装置，允许打滑转速的调节明显小于50r/min。

用于分接这种类型转矩传递系统的液动力液力变换器的摩擦离合器，一般也已为人熟知。

在带平面摩擦面的跨接离合器中，其摩擦半径与冲击压力有关，同时由于硬度较小，不能保证在整个摩擦涂层上压力分布均匀。这导致在打滑控制的离合器中摩擦涂层的局部过热，并从而使涂层和在这个区域内的油料(ATF＝自动传输液)受到破坏。

此外，由摩擦离合器传递的转矩直接与摩擦半径有关，凡是与自动传动装置规定的油压有联系而要求径向结构空间最小者均是如此。

上述类型的跨接了变换器的离合器，还要求一个较大的轴向空间，如果首先在活塞或减振器单元中，对弹性减振介质必须设置较大的半径的话，则这种空间在许多车辆的传动装置中并不具备。这种机械减振介质十分必要，以保证在驱劝机很大的振动激发区内也具有最佳的隔振性能，即使在小的打滑转速下。

从这种技术状态出发，构成本发明另一个任务，创造一种改进的上述类型和用途的跨接离合器。

本发明以关于控制方法为基础的任务是这样解决的：按照上述权利要求1的思路中的控制方法，将测出由摩擦离合器传递的、与驱动机组的力矩有依赖关系的力矩，计算并适当调节为传递预先确定的离合器力矩所必须的摩擦离合器的冲击力，此处，转矩传递系统的驱动和从动装置之间的打滑，与计算出的离合器力矩的大小有依赖关系，可独立地调节至最小，并且，对理想状态的偏离通过校正长期予以补偿。

通过比较，预先确定的离合器力矩与实际上时时存在的离合器力矩，可以达到合适的力矩调节。此时，实际的离合器力矩可以从发动机给出的力矩差以及变换器力矩测得。变换器力矩则可从变换器的入口和出口转速(直接)测得。变换器出口转速也可从传动装置的出口转速以及传动装置的转速比中反算出来。为此，可从计算机中提取变换器的特性曲线。

由离合器传递的转矩，至少在一定比例上由发动机力矩所决定，此处的比例至少由与下列运转条件中最少一种有依赖关系的系数kme来确定：

允许的噪声电平(车辆声学)

转矩变换器和跨接离合器的热负载

车辆的牵引力和加速度

车辆的负载变换特性和舒适性

消耗

上面举出的能够确定系数Kme的运转条件和标准，部分是互相矛盾的，也就是说，它们对系数Kme有相反的影响，这就是为何在考虑更多的这些标准时必须重视原先的状态之故。例如，声学性质是不能随意改善的，这时只能选取很小的Kme系数，因为否则基于跨接离合器中高的打滑，可以形成一个不允许的、高的变换器热负载。于是给出了不应低于或超过的极限条件。在这个极限条件的正侧仍剩留一定的关于Kme系数变化的可能性，此时这个系数Kme可保持不变，但或者也可随上列工作条件的依赖关系而改变。这一变化在极限值之间可以是分级式的或者连续地进行。有利的情形是，系数Kme在0.4和1.1数量级之间，此处，如果该系数在0.7和0.95之间则特别适宜。至少在内燃机的许多运转区内，优选在下部区内，相反情况在上部区内，系数Kme可以这样选取，使跨接离合器能传递全部由内燃给出的净转矩。在这种处理方式下，如果跨接离合器呈现一个为部分负载区设置的减振器则非常合适。这样一种减振器具有一个比由内燃机给出的净转矩小的分接力矩和碰撞力矩。这个碰撞力矩可总共达内燃机净转矩的30％和60％之间的数量级。通过加入这样一种振动衰减器，可以使在内燃机下部运转区中与按比例增大的系数Kme相关而形成的声学问题，至少部分地得到克服。如同从上述说明中所选取的那样，系数Kme即为用于车辆设计的特性，而该系数如已提到的，可以是变化的，同时或者可以经过数学逻辑联系而计算出与状态参数大小和运转数大小的依赖关系，或者优选可以以特性曲线或图形的形式从计算机和处理机中提取。

在已知的跨接了变换器的离合器的打滑调速和按照本发明的力矩控制间的最重要的区别在于：在打滑调速中，打滑本身就是调节量，而在按照本发明的力矩控制中，控制和调节量则是一个转矩以及一个代表该转矩的参数，例如跨接离合器冲击压力或冲击力。由于本发明的适应性，代表需传递力矩的参数和调节参数，在实践中医中将按干扰参数观点的技术来校准这一参数和调节参数。于是这意味着，实际传递力矩的偏差相关于需传递的力矩，将借助一个样板计算出，然后再进行适当的校准。这种校准例如可以经过一个PID分量或仅一个I分量(例如相加的)来完成。然而，这种相应的校准也可经过一个相乘因子来完成，或者此校准既经过相乘一个因子又经过相加一个分量则更为有利。

为此，本发明把入口力矩分解成一个准备由变换器以液动力传递的部分和一个准备由摩擦离合器以机械方式传输的部分。对于无级控制而言，跨接离合器受到一个变化的冲击力，该力是经过这样的智能控制的：对于各种运行情况，都能给出变换器力矩和锁定力矩间的最佳分配。

根据本发明的这个控制方法的特征是，在所有工作范围内都可以以打滑的摩擦离合器状态运行，并且摩擦离合器和打滑量无关，只受到与力矩有关的控制。然后打滑量进行自动调节，而传递力矩的校正则基于较慢的打滑调节和自适应调节。在前向档位下，跨接了变换器的摩擦离合器不断开，而是根据力矩来控制。对于力矩控制而言上升的摩擦特性曲线是有利的，这时摩擦值应适当地增大以减小打滑量，并且粘合摩擦值应小于滑动摩擦值。

在进一步发展的框架内，和驱动装置转矩有关的摩擦离合器要传递的转矩可以由下述力矩公式适当地求得：Mkupplung＝Kme×Kkorr×(MAntriebsaggregat+Mkorr-MOT)+Mkorr-wu其中，Mkupplung-摩擦离合器上的力矩Kme-转矩分配系数(O≤Kme≤2)Kkorr-用于补偿相乘引入误差的校正系数Mkorr-MOT-用于补偿相加于发动机力矩引入误差的校正力矩Mkorr-wu-用于补偿相加于离合器力矩引入误差的校正力矩这时，转矩传递系统的驱动和从动装置间的打滑取决于在驱动链的全部工作范围内都是常量的力矩分配系数Kme的大小，该打滑量可以独立地调节到最小，而对理想状态的偏离则通过校正系数Kkorr和校正力矩Mkorr-mor及Mkorr-wu得到长期补偿。

在根据本发明的控制方法的这种发展中，跨接了变换器的摩擦离合器的打滑值可以通过预先给出的系数Kme和Kkorr而保持一个很小的值。在确定的范围内，当较低的转速和较高的负载时(这时多数内燃机显示出转矩减弱)。这些系数要这样选择：由摩擦离合器要传递的力矩应尽量地小，以至于可以调节较高的转速差。最重要的是在和有大变换量的软变换器共同工作时，在特别重要的工作范围内要达到高的从动力矩，而驱动装置的高力矩形同虚设。

因此，根据本发明的控制方法通过下述方面显示出了优越性：由于小的打滑和在向上换档和增加负载时以及较大的加速时在驱动链中有较好的反向作用，从而具有良好的隔振性能，它还可以是较小的和/或较平的转矩变换器，这对带有前驱动的汽车和横向结构的内燃机特别有意义。最后，因为根据本发明，在所有的档位上变换器都是跨接在摩擦离合器上的，所以给出了不能低估的节油优点。

在权利要求2所给出的力矩关系式中的力矩分配系数Kme可以作为这样的一个值来处理：该值仅与从动转速有关，或仅与驱动装置的转速有关，或既与驱动装置的转速又与其转矩有关，或既与从动转速又与驱动装置的转矩有关。当然，或者是单独的驱动装置的转速，或者和驱动装置所给出的转矩一起，对系数Kme来说是一个重要的指标。

为了实现该转矩传递系统的任务和功能以及方法，摩擦离合器可以用受压流动介质工作，并且以下述方法来实现是适当的：在摩擦离合器和变换器盖之间，以及在摩擦离合器和其余的变换器空间之间构筑两个分开的压力室，并且由摩擦离合器传递的转矩由这两个压力室之间的压力差确定。

根据本发明的另一个有意义的发展，在以内燃机作为驱动装置的传动系统中，其工作状态可以取决于发动机转速和节流阀角度，或取决于发动机转速和吸管负压，或取决于发动机转速和喷油时间。根据上面给出的用作工作状态的指标的各种选择，它总是发动机转速和另一个量的结合，该另一个量如节流阀角度，吸管负压，或喷油时间。

基于液力系统和机械系统的动力学性质，当太快地提高影响由转矩传递系统要传递的转矩在变换器和摩擦离合器之间的分配的参数的量时，由于摩擦离合器的冲击或粘合，可能会激发各种振动频率。

为了避免这种振动激发，在本发明的一个有意义的发展中作了这样的安排，即令对要传递的转矩在变换器和摩擦离合器之间的分配有影响的参数(优选为压力差)相对于当时新计算值的偏离按照一个与时间有关的函数进行滞后调整。

对要传递的转矩在变换器和摩擦离合器之间的分配有影响的参数，也还可以按照一个与转矩传递系统的驱动和从动装置间的转速差有关的函数进行滞后调整。

对要传递的转矩在变换器和摩擦离合器之间的分配有影响的参数同样可以按照一个与发动机转速的梯度有关的函数进行滞后调整。

根据本发明的又一个发展，在接入了可用受压介质工作的摩擦离合器时，该摩擦离合器上的所希望的压力差可借助于PI调节器或PID调节器来调节；这里，为了在摩擦离合器上达到确定的由摩擦离合器传递的转矩所必需的压力差的调节范围，对其本身调节的压力差是不可唯一地解析描述的。

但是摩擦离合器上所希望的压力差也可以这样来调节：求取与压力成比的信号(如阀门流)的特性曲线并进行调节，这时在额定值和实际值之间出现的偏差利用I反馈进行补偿。但是，摩擦离合器上所希望的压力差也还有另一种调节方法，即计算与所希望的压力差成正比的信号，例如电流或占空比，并借助于PI、I或PID调节器中的某一个进行调整。

另外一种有价值的方法变化是，实际由摩擦离合器传递的转矩和所希望的转矩的偏离这样来确定：测量转矩传递系统的驱动和从动装置之间的自身调节的打滑量，并与额定值进行比较。根据另一个发展，上述这种偏离还可以这样来确定，以特性曲线计算由转矩变换器传递的转矩，并以此校验变换器和摩擦离合器之间的实际转矩分配。最后，由摩擦离合器实际传递的转矩相对于所希望的转矩所出现的偏差可以归结于：相乘性引入误差，相加于发动机力矩引入的误差，相加于离合器力矩引入的误差，相乘于和相加于发动机转矩引入的误差，相乘于和相加于离合器力矩引入的误差，或者既相乘于和相加于发动机力矩又相乘于和相加于离合器力矩引入的误差，这些误差将以几秒钟的时间常数得到补偿，达到了控制的几乎完全的自适应特性。

再一个方法变化的特征是，当司机发出希望加速的信号时(其优选的做法是通过使节流阀角度有明显的改变速度)，转矩传递系统中的打滑量通过减小Kme系数而增加，由此由变换器提供的转矩超出量可作为额外的备用转矩使用。

最后，根据又一个方法变化，转矩传递系统中的打滑量在所有的档位上都由摩擦离合器确定，从而通过变换器的功率传递效率退居次要地位，而变换器的设计允许高的失速转速和宽的变换范围。这样，通过适当地提高转矩传递系统中的打滑量，就可以大为增加可利用的备用转矩。

一个进一步的方法变化的特征是，转矩传递系统中的打滑量在所有传动比下都由摩擦离合器确定，从而通过变换器的功率传递效率退居次要地位，而变换器的设计允许高的失速转速和宽的变换范围。

本发明工作的一个有关创造是一个改善的跨接离合器，其特点表现为：它是一个可用受压流动介质工作的离合器，具有一个泵轮，一个涡轮，一个导轮，以及一个对中于旋转轴、与泵轮无转动地联接、并包围着涡轮的变换器盖。在变换器盖和涡轮之间设置了一个同心的环形活塞，其径向外部构成了锥形的离合器摩擦盘，对此后文将有专门说明。这样，在环形活塞的径向内部可以具有一个置于与涡轮无转动地联接的反向密封套筒上的密封套筒。

本发明的一个进一步的基本思想涉及一种用于控制与驱动机组(大致为内燃机)的从动装置有效地连接在一起，并经过从动轴与自动传动装置处于驱动连接状态的转矩传递系统的方法，该系统具有一个液力变换器和一个与之并行设置的，可用受压液体工作的摩擦离合器，该离合器带有两个位在变换器涡轮和变换器盖之间的压力室，压力室的构造使得它们之间出现的压力差确定由摩擦离合器可传递的转矩，该系统还有一个测试值探测系统，一个中央计算机单元，以及一个与计算机单元共同工作的、促使两个压力室之间的压力差以及因此而由摩擦离合器可以传递的转矩产生有目的的变化的液压系统。

这样的控制转矩传递系统的方法原来就是为人们所已知的，在该方法中通过有目的地调节并联并跨接了变换器的摩擦离合器的两个压力室之间的压力差来调节该离合器要传递的转矩。

于是，在DE-OS3130871中，描述了与上述类型的转矩传递系统有联系的调整方法，在此方法中，将测量驱动和从动装置之间出现的打滑值，与预定的打滑额定值进行比较，并对大致确定的差值进行反向调节。后者以这样的方法进行：改变摩擦离合器的两个压力室中的流动受压介质的冲击力的差值。这实际上相当于以传统的打滑调整为基础的调整方法。

从US-PS5029087中同样可以得知一种用于带并行设置的摩擦离合器的变换器的调节方法，在此法中，测量离合器上的打滑量，与预先给定的额定打滑值进行比较，并按确定的偏差间的关系改变摩擦离合器的两个压力室之间的压力差。因此这里同样涉及到一个典型的打滑调整方法，在此方法中对测得的相对于预先给定的打滑值的偏差进行反向调节。

最后，从US-PS4577731中得知一种影响上述类型的转矩传递系统的方法，在此法中，借助于一个转矩传感器直接测量通过液动力变换器的转矩传递量，并确定转矩传递量与驱动机工作状态的关系。这样，跨接了变换器的摩擦离合器的输出端将被调节到能够保证所要求的转矩传递量。

在这种控制方法中，由变换器传递的转矩和自行调节的打滑量相类似，在其经过了自行调节之后，才可以顺其自然地测量和旋加影响。在这种情况下，虽然这里是用变换器要传递的转矩来工作的，但仍然相当于打滑调整所使用的调整概念。

此类打滑调速，系测量驱动机从动装置转速和后设置于转矩传递系统的传动装置的入口转速之间的差，或与此转速差相当之值，与额定值比较，并反向调节实际值对额定值可能产生的偏离，已显示出不能完全令人满意。

所以，在挂档过程中，由于力矩变化转速差也将改变。这时，转速调节进行得这样迟，以致在从动装置侧和传动装置的力矩中出现不希望的过度振动。此外，在挂档中，挂档过程的末端还将出现跨接了变换器的摩擦离合器的粘合。因此之故，摩擦离合器在挂档过程中必须松开。打滑调速曾试验过在挂档过程中保持驱动机从动装置转速和传动装置入口转速之间的转速差至额定值，这样需与设置于转矩传递系统后面的传动装置相反地工作。

据此，构成本发明的一个任务，创造控制转矩传递系统的改进的方法，该系统具有一个变换器、一个跨接了变换器的摩擦离合器和一个接在后面的自动传动装置，以及创造至少与目前申请中另外的发明思想有关的、特别有利于应用的、改进的机械元件，如一个改进的变换器和一个改进的摩擦离合器。

本发明关于以控制方法为基础的任务是这样解决的：按照上述权利要求1的概念，在此控制方法中，由摩擦离合器传递的力矩，与驱动机组的运转状态有依赖关系，可按下列转矩方程式求得：

Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，为力矩分配系数，而Kkorr为校正系数，同时，计算出为传递预先确定的离合器力矩所必须的摩擦系数的冲击力，并进行调节，此时，转矩传递系统驱动和从动装置之间的打滑，与力矩分配系数Ke的大小有依赖关系，本身可独立地调节，而校正系数Kkorr给每个特定驱动段对理想状态的偏离以补偿。

另外一个本发明的基本思想涉及一种用于控制与驱动机组(大致为内燃机)的从动装置有效联接在一起，并经过从动轴与自动传动装置处于驱动连接状态的转矩传递系统的方法。该系统具有一个液力变换器和一个与之并行设置的摩擦离合器，一个测试值探测系统和一个中央计算机单元，此时，摩擦离合器的冲击力，和因此而由其本身传递的转矩，在与中央计算机单元共同作用下可有目的地改变，此处，由摩擦离合器传递的转矩，与驱动机组的运转状态有关，可按下列力矩公式求得：

Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，为转矩分配系数，而Kkorr为校正系数，同时，计算出为传递预先确定的离合器力矩所必须的冲击力，并进行调节，此时，转矩传递系统驱动和从动装置间的打滑，与在驱动段的整个运转区保持不变的力矩分配系数Ke的大小有依赖关系，本身可独立地调节，而校正系数Kkorr则给每个特定驱动段对理想状态的偏离以补偿。

同样，本发明也涉及到一种用于控制与驱动机组(大致为内燃机)的从动装置有效联接在一起，并经过从动轴与自动传动装置处于驱动连接状态的转矩传递系统的方法。该系统具有一个液力变换器和一个与之并行设置的摩擦离合器，一个测试值探测系统和一个中央计算机单元，此时，摩擦离合器的冲击力，和因此而由其本身传递的转矩，在与中央计算机单元共同作用下可有目的地改变，此时由摩擦离合器传递的转矩，与驱动机组的运转状态有依赖关系，可按下列力矩方程式求得：

Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，为力矩分配系数，而Kkorr为校正系数，同时，计算出为传递预先确定的离合器力矩所必须的摩擦离合器的冲击力，并进行调节，此时转矩传递系统驱动和从动装置之间的打滑，与和发动机特性曲线无关的力矩分配系数Ke的大小有依赖关系，本身可独立地调节，而校正系数Kkorr给每个特定的驱动段对理想状态的偏离以补偿。

根据本发明的任务，也可通过一种用于控制与驱动机组(大致为内燃机)的从动装置有效联连接在一起，并经过从动轴与自动传动装置处于驱动连接状态的转矩传递系统的方法来解决。该系统具有一个液力变换器和一个与之并行设置的摩擦离合器，一个测试值探测系统和一个中央计算机单元，此时，摩擦离合器的冲击力，和因此而由其本身传递的转矩，在与中央计算机共同作用下可有目的地改变，此处，由摩擦离合器传递的转矩，与驱动机组的运转状态有依赖关系，可按下列力矩方程求得：

Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，为力矩分配系数，而Kkorr为校正系数，同时，计算出为传递预先确定的离合器力矩所必须的摩擦离合器的冲击力，并进行调节，此处，转矩传递系统驱动和从动装置之间的打滑，与只和驱动机组的转速有关的力矩分配系数Ke的大小有依赖关系，本身可独立地调节，而校正系数Kkorr给每个特定驱动段对理想状态的偏离以补偿。

解决这一任务的另一种可能性在于一种用于控制与传动机组(大致为内燃机)的从动装置有效联接在一起，并经过从动轴与自动传动装置处于驱动连接状态的转矩传递系统的方法。该系统具有一个液力变换器和一个与之并行设置的摩擦离合器，一个测试值探测系统和一个中央计算机单元，此时摩擦离合器的冲击力，和因此而由其本身传递的转矩，在与中央计算机共同作用下可有目的地改变，此处，由摩擦离合器传递的转矩，与驱动机组的运转状态有关，可按下列力矩公式求得：

Mkupplung＝Ke×Kkorr×MAntriebsaggregat式中Ke＝Kme，为力矩分配系数，而Kkorr为校正系数，同时，计算出为传递预先确定的离合器力矩所必须的摩擦离合器的冲击力，并进行调节，此时，转矩传递系统驱动和从动装置间的打滑，与既和驱动机组的转速也和其转矩有关的力矩分配系数Ke的大小有依赖关系，本身可独立地调节，而校正系数Kkorr给每个特定的驱动段对理想状态的偏离以补偿。

本发明还实现把入口力矩分配为一个由变换器传递的液压的分量和一个由摩擦离合器传递的机械分量。对于无级调速，跨接离合器将以变化的力冲撞，此力由一智能控制方法这样来控制：对每一种驾驶情况都能给出变换器力矩和锁定力矩的最佳分配。

假如摩擦离合器可用受压介质流来操作，并且这样实现，在摩擦离合器和变换器盖之间，以及在摩擦离合器和其余的变换器外壳之间形成两个分开的压力室，而在这两个压力室之间形成的压力差决定由摩擦离合器传递的转矩，则对转矩传递系统的结构和功能，以及方法的实现，均十分适且。

本发明控制方法的特征为：在所有的运转区都可用打滑操纵的摩擦离合器架驶，而摩擦离合器不是依赖打滑，而是依赖力矩来控制。于是打滑是进行自身调节的；而为了校正传递的力矩，在下面设有一个慢速的打滑调速器。在挂档过程中，跨接变换器的摩擦离合器不松开，而是继续依赖力矩来控制。对于力矩控制，上升的摩擦特性曲线已足敷应用，此时，摩擦系数适当地随打滑的上升而增加，而静摩擦系数应小于滑动摩擦系数。

在按本发明的控制方法中，给出一个跨接了变换器的摩擦离合器的打滑值，此值通过预先规定的系数Ke和Kkorr可保持得较低。在一定的区域中，大致在低转速和高负载下(这种场合许多内燃机都显示力矩减弱)，系数这样选择：使由摩擦离合器传递的力矩如此之小，以致可调节较高的转速差。重要的是，在与软变换器和大的变换量共同作用下，凡驱动机组的较高力矩形同虚设时，在特别重要的运转区中都可达到从动力矩的提高。

按本发明的控制方法，其优越性表现在：在小的打滑时有良好的隔振性能，在驱动段挂档和负载改变过程中有较好的反作用性能，以及较大的加速备用量，然而也可使较小的和(或)扁平结构的转矩变换器成为可能，这对具有前驱动和横向安装的内燃机的汽车特别有意义。最后，还具有对燃料消耗不会低估的优点，因为按本发明的方法，在所有档中变换器都由摩擦离保器跨接。

根据本发明有意义的继续发展，以内燃机作为驱动机组的传递系统，其运转状态由发动机转速和节流阀角度间的关系、发动机转速和吸管负压间的关系，或者发动机转速与喷油时间之间的关系来确定。在上面给出的各个选择中，作为运转状态的指标，发动机转速总是进一步与一些参数如节流阀角度、吸管负压或喷油时间有联系。

另一个有意义的继续发展为：权利要求1中给出的力矩关系显示系数Ke是一个在整个驱动段的运转区内恒定不变、与只和驱动机组的转速或既和驱动机组的转速也和其力矩有关之值。当然，对于Ke来说，或者是驱动机的转速自身或者是它与由驱动机组给出的转矩的结合，都是一个重要的指标。

根据另外的扩展，按照本发明的控制方法的特征还在于：在中央计算机单元中求得的、与驱动段中转矩变化有依赖关系而由摩擦离合器传递的转矩，它对瞬时转矩的偏离，将通过下列途径调节：按照经过一段时间的运行后不会发生例如摩擦离合器粘合等不希望事件的要求，预先确定经过一个扫描时间间隔后达到时间点tn+1时所希望的、任一由摩擦离合器传递力矩决定的参数X之值，计算经过时间间隔Δt后达到预期的参数X值所必须的梯度ΔX，用液压系统调整计算出的梯度ΔX，并重复上述步骤直至达到额定值Xsoll。

特别是根据这一扩展，此方法可通过比例调节而具有这样的特征：在这种调节中，作为参数的是离合器压力室之间的压力差，它按下列关系预先确定：

ΔPn+1＝(1-β)×ΔPsoll+β×ΔPn式中β＝f(Tv，t)。

还有另一种选择是，在中央计算机单元中求得的、与驱动段中转矩变化有依赖关系而由摩擦离合器传递的转矩之新值，也可通过下列途径调节：按照经过一段时间运行后不发生例如摩擦离合器短时间粘合等不希望之事件的要求，计算任一由摩擦离合器传递力矩决定的参数X的梯度ΔX，用液压系统调节所希望的梯度ΔX，并重复此步骤直至达到所要求的额定值Xsoll。在这一选择的扩展中，作为参数的离合器压力室之间的压力差ΔP的梯度可按下式计算：

ΔΔP＝C1×(ΔPsoll-ΔPn)此处意味着

ΔΔP＝C1×(ΔPsoll-ΔPlst)(见图10)。

ΔP…在时间间隔最后处压力差ΔP的变化量

ΔPsoll…额定压力差

ΔPn…时间点tn处的实际压力差

C1…比例系数或放大系数，0≤C1＜1

放大系数C1将决定如何迅速补偿ΔPsoll和ΔPn之间的偏离。

极限值：C1＝0，C1＝1。

若C1＝0，则得不到补偿，因为压力增值ΔΔP在下一个计算间隔将等于零。

若C1＝1，则立即出现向额定值的跳跃，因为在一个时间间隔内必然产生额定值和起动值(ΔPsoll，ΔPstart见图10)之间的总偏离。这两个极限值仅只有理论意义。重要的是0＜C1＜1这个范围。这影响到额定值和实际值之间产生偏离有多快。C1越小，补偿所经历的时间越长。

额定值和实际值之间这种类型的补偿，其优点在于：在额定值和实际值之间偏离量大时，要计算的调节量，也就是ΔΔP之值也较大。当实际值接近额定值时，ΔΔP之值总是比较小，并达到一种实际值至额定值的“软”进入状态。从而对振动的激发起到抑制作用。

可以预先到一个具有优点的方法的变化，在希望降低转矩传递系统的入口转矩的运转情况下，例如在改变传动比或接入附加机组的情况下，通过由摩擦离合器传递的转矩的递降，可以反作用的形式使摩擦离合器的粘合时间尽量短，这样，或者转矩分配系数Ke，或者校正系数Kkorr将降低到一个预先确定的值之下，而经过一段时间的运转，将重新升高到对隔振和节约燃料来说均为最佳的值上。

同样，根据本发明的控制方法，在希望转矩传递系统降低入口转矩的运转情况下，如大致在退档或接入附加机组的情况下，通过由摩擦离合器传递力矩的递降，可以反作用的形式使摩擦离合器的粘合时间尽量短，这样，或者转矩分配系数Ke，或者校正系数Kkorr将降低到预先确定值之下，而经过一段时间的运转，将重新升高到对隔振和节约燃料来说均为最佳之值。

本方法的再一种变型可预见如下：系数Kkorr给每个特定驱动段对理想状态的偏离以补偿，当此之后，优选在确定的准稳定运转区内，测量本身可调节的打滑，并与额定打滑值(此值在燃料最大可能节约的情况下可保证最佳的隔振性能)比较，而系数Kkorr对额定值和实际值间的偏离给以补偿。

本方法的再一个变型，其特征在于：在司机方面发出希望加速的信号时(这可以优选通过节流阀角的变化速度感知)，通过系数Ke或Kkorr中之一的递降，将提高转矩传递系统中的打滑，同时，因此而由变换器提供的过量转矩，可作为额外的备用转矩使用。

最后，在本方法又一个变型中，转矩传递系统中的打滑量优先地在各个档位上都由摩擦离合器确定，从而变换器的功率传递效率将处于次要地位，同时变换器的设计允许照顾到尽可能宽的变换范围，此时，提供的转矩备用量可以在转矩传递系统中随打滑量的提高而获得很大的放大。

同样可以有利的是，当转矩传递系统中的打滑量在所有的传动比下部由摩擦离合器确定时，由此通过变换器的功率传递效率将退居次要地位，而变换器的设计允许尽量宽的变换范围。

本发明的另一个基本思想涉及到一种转矩传动系统，它用于以换档传动装置装备的车辆的，特别是以内燃机驱动汽车的驱动段，它具有一个液力变换器(该变换器与车辆的驱动机组处于驱动连接状态，并经过从动轴与后接的自动传动装置有效联接在一起)，一个平行设置于液动力变换器上的摩擦离合器(它可以流动受压介质操纵，并具有一方面在变换器涡轮和与摩擦盘有效联系在一起的环形活塞之间，另一方面在活塞和变换器盖之间设置的两个压力室，在这些压力室之间形成的压力差将决定由摩擦离合器传递的转矩)，一个测试值探测系统，一个中央计算机单元，以及一个在与中央计算机共同作用下使两个压力室之间的压力差产生有目的的变化、并因此促成摩擦离合器传递力矩的液动力系统。

转矩传递系统的下列情况为人熟知：通过与变换器平行设置并跨接了此变换器的摩擦离合器的压力室之间压力差的有目的调整来调节由摩擦离合器传递的转矩。

所以，在已经提到的DE-OS3130871中描述了上面给出类型的转矩传递系统，在此系统中，测量驱动和从动装置间出现的打滑量，与预先给出的打滑额定值比较，并对大致确定的压力差进行反向调整。它以这种方式进行：改变平行设置于液动力变换器的摩擦离合器两个压力室的流动受压介质冲击力的差别。

同样，在已提到的US-PS5,029,087中，带变换器和与之并行设置的摩擦离合器的转矩传递系统同样为人熟知，在此系统中，测量离合器上的打滑，与预先规定的额定打滑值比较，并以与确定的偏差间的依赖关系，改变摩擦离合器两个压力室之间的压力差。

最后，在US-PS4,577,737中，也有一种上述类型的转矩传递系统为人熟知，在此系统中，通过液动力变换器，藉助转矩传感器直接测量转矩传递量，而转矩传递量以与驱动机运转状态的依赖关系来确定。此处，跨接了变换器的摩擦离合器的末端调节到能保证所要求的转矩传递量。

关于转矩传递系统，按其技术状态的特征为：平行设置于液力变换器的摩擦离合器，它在低档下完全松开，在高档下则挂入。为了达到良好的总效率和限制释放的热量，变换器设计成“硬”的。由于这一“硬”变换器设计，力矩超出量随转速的增加而严重下降，其结果是，在中等转速区仅仅只有非常有限的力矩超出量，而在高转速区根本不再存在。

因此，现有发明的任务就在于创造一种进一步改善的转矩传递系统，着重点在加速度储备量，使在中等以及高转速区内也能达到有效的力矩超出量，并使驱动燃料消耗能够降低。

这一任务按照本发明是这样解决的：在根据上述权利要求43概念的转矩传递系统中，摩擦离合器在所有驾驶档中均受到控制，而液力变换器比之常规变换器显示较高的变换量，此量优选为大于2.5。如果涡轮和泵轮间的转矩变换量在2.5至3.5这个数量级，则特别合适。

该任务还可以这样来解决，即在所有的传动比中摩擦离合器都受到控制，并且液力变换器呈现出有利的大于2.5的转矩变换量。如果转矩变换量主要在2.5-3.5的范围之内，则将具有特别的优点。

在预先确定的内燃机中，如果和本发明相连系使用的转矩变换器比迄今为止此类内燃机使用的转矩变换器具有更小的容量系数的话，则特别适当。这意味着通过内燃机预先给定的转矩分布，根据本发明的转矩变换器的制动转速比常规变换器要高。制动转速可这样理解：此转速下为涡轮所接收的转矩分布与内燃机的转矩特性曲线相切。为了测得这一转速，涡轮锁定，而泵轮由内燃机驱动。在迄今为止的转矩变换器的设计中，制动转速在每分钟1800至3000转的数量级。通过按照本发明的设计，这一制动转速也可转移到高于每分钟3000转的区域。容量系数越小，变换器也就越软。这也意味着：涡轮和泵轮力矩随涡轮和泵轮转速的变化过程，相比于迄今所装置的变换器要平坦。

在本发明中，变换器即或“软”设计，也可显示相当宽的次级特性曲线。

由此，提供了较大的加速度备用量，它最重要的是可在超载过程或加速阶段使用，此外，许多情况下，在小档中不需要退档。

按照本发明设计的变换器，其可额外利用的次级特性曲线的区域，只有在不稳定状态占优势时才起动。

在这段时间释放的热量，不高于常规系统中的，因此不是临界的。根据本发明的继续发展是非常有意义的，这时在转矩传递系统中藉助计算机单元快速计算出在驾驶运转中释放的热量，并将如此建立起来的实际热平衡与结构条件允许的热量比较。此外，还应测量油温，以便在计算时能从实际的温度水平出发。

通过这一措施，将及时了解无规则的高热量释放，并因此而可进行降低热量的事先设定。如果整个系统的热负载太大，则降低打滑。如果摩擦面的负载太大，则打滑将按司机的愿望改变：如果司机要加速，并还可提供转换量的话，则降低锁定力矩，并由此而使打滑增大。另一种情况为锁定力矩加大，而降低打滑。

另一种本发明的继续发展在于：在变换器涡轮和锁定离合器的摩擦盘之间，优先在部分负载区有效地设置减振器单元，此时应考虑一个完整的变换器跨接。这使比为全负载设计的常规减振器极大地改善扭转振动的减振性能成为可能。在其它区域经过打滑，高频振动的隔离将得到保证。

扭力减振器将抑制和滤除由跨接离合器传递的振动和转矩的不均匀性，至少达到可接受的程度，此时，扭力减振器的冲击力矩，也就是如弹簧等减振介质所能承受的最大力矩，小于标称力矩，也就是内燃机的最大力矩。这意味着，根据本发明的扭转减振器并不像迄今已知的技术，设计于驱动机组和内燃机的全负载下。只要一达到冲击力矩，跨接离合器及其扭力减振器在驱动旋转方向上实际上表现为刚性驱动元件。由此，按照本发明的、用于液动力转矩变换器跨接离合器的扭力减振器，仅只设计于部分负载区，这样的扭力减振器结构可以特别简单，因此可以保证制造费用非常有利。另外，扭力减振器的贮力元件，特别如螺旋弹簧，可设计得较弱，这样所要求的结构空间也较小，从而跨接离合器和扭力减振器所需要的结构空间同样也可以减小。此外，重量亦可减少。为了使扭力减振器的贮力元件对过载得到保护，如果在跨接离合器的扭力减振器之入口部分和出口部分之间设置特殊的档板是非常恰当的。

该任务还可以这样来解决，即摩擦离合器和转矩传递系统将这样来控制，使得在所有的前向档位和所有的前向传动状态下，至少有时达到部分的闭合。

如果扭力减振器的冲击力矩和跨接力矩在内燃机最大标称力矩的10％和60％的数量级之间，优选在25％至50％数量级，则对大多数应用场合来说都非常合适。然而，在许多应用场合，扭力减振器的跨接力矩和冲击力矩也可显示较大或略为小一些之值。按照本发明的继续发展，跨接离合器用的这种类型设计的扭力减振器，没有特殊的摩擦装置。这意味着：只要预计到在扭力减振器的入口部件和出口部件之间的贮力元件能够在这些部件之间抗得住相对的扭曲。

通过按照本发明的扭力减振器转矩传递容量的设计，在部分负载区(也即驱动力矩在标称力矩的10％和60％以及25％和50％之间数量级的区域)出现的振动，可以很好地加以抑制。

如果减振器允许的扭转角对比于迄今已知的跨接了变换器的离合器用减振器的扭转角相对小的话，则可能特别适宜。这个扭转角可以是±2°至±8°的数量级，优选是±3°至±6°的数量级。减振器的总扭转角，即两个旋转方向的总扭转角因此为4°至16°，优选为6°至12°。基于适应本发明设计的，跨接离合器用的扭力减振器可保证相对小的扭转角，所以在负载改变，也即在拉力运转中推力运转的过档，或相反时，减振器的冲击可保持最小，从而驱动段的摆动可以受到限制甚至避免。十分有利的情况是，转矩冲击和这一冲击的转矩分量(它们位于减振器的冲击力矩之上)，可以通过跨接离合器的打滑和空转加以抑制和滤除，从而，它们至少基本上可由从动段和传动装置所保持。

如果减振器具有扭转刚性，这种刚性在7到30(Nm/°)，优选在8到15(Nm/°)数量级之间，则对大多数的应用场合十分适宜。然而，对一些应用场合这种刚性也可选择小一些或大一些。对大多数应用场俣，跨接离合器和扭力减振器可这样设计：使其冲击力矩在30Nm到90Nm的数量级之间，优选在40Nm到70Nm数量级之间。对发动机力量较弱的车辆，冲击力矩也可设计得小一些。同样，在发动机力量较强而重量也相应大的车辆中，冲击力矩必须设计得大一些。

按照本发明的驱动系统，有利的情况是，与一个控制和现有转矩有关的打滑控制的跨接离合器的方法结合使用，此方法至少在传动装置的所有进档级中，可保护按照能量和功率的观点安置的控制装置。按照本发明的驱动系统，也可与传动装置的控制和调节结合使用，这种使用在第一和(或)第二进档级中可让跨接离合器完全松开。

关于根据本发明的，在开头提及类型的驱动系统和转矩传递系统的另一个扩展可能性是，液动力转矩传递系统的力矩控制和力矩调节可以这样进行：跨接离合器至少应具有两个运转区，在这两个区中，由跨接离合器传递的力矩大小相对于现有驱动机转矩的调节，将根据另一观点和另一横式进行。这样，至少校正系数Kme(转矩分配系数)、Kkorr(补偿相乘性引入误差的校正系数)、MkorrMOT(补偿相加于发动机力矩引入误差的校正力矩)以及Mkorrwu(补偿相加于离合器力矩引入误差的校正力矩)中之一，在这两个运转区中不同地加权。这意味着：这些系数中至少一个，优选是Kme系数的大小，以及这一系数大小对由跨接离合器传递的力矩的作用，在两个区中应给予不同的定义。如果在第一个区域内，由跨接离合器可传递的转矩在驱动机(特别如内燃机)最大力矩的10％和60％之间的数量级，优选在15％和50％之间，而在紧接着的第二个区域内，由跨接离合器传递的力矩超过上面第一区的力矩极限值，也即大于内燃机最大力矩的50％和60％，则特别具有优越性。如果在第一区通过跨接离合器可传递的最大力矩至少基本上与跨接离合器的扭力减振器的冲击力矩相一致，则特别恰当。通过这种型式的设计将保证较小振幅的转矩振动，通过扭力减振器将被吸收和滤除，反之，具有转矩尖峰(它在扭力减振器冲击力矩之上)的振动，则通过跨接离合器的空转，至少可以基本上被抑制。

在第一区中，跨接离合器的力矩调节和力矩控制，可以十分有利地这样进行：由跨接离合器可传递的力矩，在整个第一区至少基本上要大于内燃机通常具有的力矩，而内燃机的这一力矩是由注入的燃料量产生的。由跨接离合器可传递的力矩，此时经由第一个转速区可这样调节：至少经由第一个转速区的主要范围的力矩应与第一区中内燃机的力矩变化近似同步地改变。这意味着：当由内燃机给出的转矩减小时，可由跨接离合器传递的力矩也随之减小，然而此时这个力矩仍比内燃机的力矩大。当由内燃机给出的力矩增大时，可由跨接离合器可传递的力矩相应增大。如果可由跨接离合器传递的力矩是内燃机通常具有的发动机力矩的1到至少1.2倍的话，则在此处是非常合适的。

根据本发明的另一个结构变型，在第一个区中由跨接离合器传递的力矩，至少可以调节到接近一个恒定值，此时这个值可以是内燃机最大力矩的25％和60％之间的数量级，优选在内燃机最大力矩的30％至50％数量级。十分有利的是，这个值至少可近似地与跨接离合器用扭力减振器的冲击力矩和跨接力矩相当，然而，优选要略为大些，例如为跨接力矩的1.05至1.2倍。

根据另一个有意义的结构变型，对由跨接离合器在第一个转速区内可传递的力矩的调节，也可这样进行：在此第一区的下面的部分范围内(有利的情况是，此范围与内燃机的空转转速相接)，由跨接离合器可传递的力矩，至少保持接近于一恒定值，并在紧接着的第一区的第二个部分范围内，由跨接离合器可传递的力矩，随内燃机力矩的变化而变化。后者意味着：如果内燃机的力矩在第二个部分范围内增大，跨接离合器可传递的力矩也增大，或者相反。在这第二个部分范围内，可由跨接离合器传递的力矩至少应相等于、优选则应略大于内燃机通常具有的力矩。

为了保证精确控制和调节由跨接离合器传递的力矩，如果由跨接离合器在第一转速区内传递的力矩不落至内燃机标称力矩1％以下，优选应保持大于这一标称力矩的1％，则非常有利。从而将保证跨接离合器用的最低压力，此压力还可用已知的阀门满意地调节。因此，以最低压力水平为基础，这个压力可保持在按比例地窄的极限范围内。

如果第一区的空转转速达到最大至3000r/min，优选在2000r/min之间，则对大多数应用场合来说是非常有意义的。然而，对一些应用场合，如果上面之值高于3000r/min或低2000r/min，也是合适的。

根据本发明恰当的继续发展，由跨接离合器可传递的力矩(考虑驱动机组的整个运转区)可这样产生：在此整个运转区的第一个下部范围，去振主要经过减振器完成，而在紧接着的第二个范围内，去振主要通过在跨接离合器中打滑的调节来保证。在这第二个范围内已存在的减振器，间或也可起到附带的作用，也就是说，减振器的贮力元件去压又再受压，此时这个减振器在第二范围内对去振来说仍然具有次要的作用。

主要为第一个转速区设置的跨接离合器的扭力减振器，如已所提到的具有一个优选的冲击和跨接力矩，它在内燃机最大力矩的10％和60％之间，优选在15％和50％之间的数量级。根据本发明另一个扩展可能性，扭力减振器也可这样设计：该减振器除了被加有与上面提到的力矩大小相适应的扭转角之外还有一个按比例减小的扭转角，此时，弹簧承受许多倍的负载，而且很陡峭，以致扭力减振器具有如此明显的冲击弹性，这个弹性可防止减振器中受扭转限止的、起关键作用的结构件相互间太厉害的碰撞。从而，可能存在的冲击噪声将极大地降低。通过冲击弹性可能形成的扭转角与其它预先介入的剩余扭转角之间的比例，有利情况可以是1∶2至1∶5的数量级，优选为1∶2.5的数量级。由冲击弹性引起的扭转刚度，有利情况比扭力减振器的这种冲击弹性预先介入的扭转刚度大4至10倍。在有利情况下，由冲击弹性起作用的扭力减振器的末端冲击力矩是如上面所述的、在第一区末端存在的力矩的2至5倍。然而，有利情况是，通过冲击弹性可传递的最大力矩小于最大发动机力矩。通过冲击弹性去压的扭力减振器入口部件和出口部件间的扭转角，位于0.5°至3°的数量级，此处，如果此角位于1°至2°数量级则更为有利。冲击弹性也可这样设计，使其完全在拉力方向起作用。

通过根据本发明的关于跨接离合器用的扭力减振器的扩展，可以避免如已所述的，在按比例降低力矩时出现的交流声这个问题。这可能是由于上面提到的离合器的粘合态通过有扭力弹性的减振器的跨接之故。

根据本发明另一个有意义的继续发展，当驱动段中出现高振幅状态时，例如当出现共振、负载改变摆动或类似情况时，至少可降低第一区中可传递的力矩，从而跨接离合器中的打滑增大。在负载改变摆动时，假如有必要，则在推力状态下，由跨接离合器可传递的力矩实际上可以完全消失。在上述运转条件下，跨接离合器转矩传递能力的降低，也可在第二个转速区内。以有利的方式出现。

根据优选的结构形式，驱动系统和传递系统可以这样设计：至少在主要行驶范围内所使用的内燃机特性曲线，其主要部分落入第一区之内。这一主要行驶范围至少要以有利的方式包括发动机特性曲线的某些范围，这些范围对FTP75-Zyklus和(或)ECE-Zyklus来说涉及城市和乡村道路以及高速公路交通(城市，90km/h，120km/n)。通过此类设计，在主要行驶范围，实际上隔振起的作用超过减振器，同时变换器因此实际上总是被跨接的，从而可保证能量和燃料均节约的运转方式。这在迄今已知的带打滑调节的跨接离合器的驱动系统中并非这种情况，因为在这种系统中恰好在第一个转速区要调节打滑，这如同由开头所举出的技术状态所发生的一样。因此，根据本发明优先在主要行驶范围设计的跨接离合器的扭力减振器，对在主要行驶范围内出现的扭转振动可以比对驾驶范围大而设计的减振器结构达到好得多的抑制效果。从这点出发，可以提供特别紧凑的变换器结构。

根据本发明扩大的可能性，在第二转速区由跨接离合器可传递的力矩，可以承受内燃机通常具有力矩的0.6至1倍，优选为0.8至0.9倍。如果在第二转速区内可由跨接离合器传递的力矩已经保持在现有发动机力矩之下，则很为合适。通过这种设计可以保证：在第二个运转区内，在跨接离合器中已存在一个较小的打滑，它将用于抑制在该区内出现的、引起扭力振动的转矩不均匀性。

在没有达到临界状态的车辆中，即这种车辆在第二转速区和运转区中不会显示较大的转矩不均匀性，其跨接离合器实际上可以闭合，这意味着：由跨接离合器可传递的的力矩，至少应与由内燃机在相应的时间点给出的力矩相当，最好略高一些。此处的比例优选在1至1.2之间的数量级。

在上面的描述中，始终是关于两个运转区的论述，此处，区的意思是指附加在空转转速上的区。然而，本发明不限于这样的结构形式，即在驱动系统按整个转速分的运转区中，在空转转速之上仅分为两个区域，而是也设计了这样一种结构变型，即在整个运转区中分成多于两个的区域。于是，在许多驱动系统中，如果在已描述过的两个区域之上再加上一个第三个区域，而在此第三区内始终存在一个完整的变换器跨接的话，将是非常合适的。这个第三区包含一个转速范围，它位于第二区转速范围之上。此处，第三转速区的下值必须这样确定：即在这个值之上，不能再由内燃机发生干扰性的激发，从而，不必再通过打滑来抑制振动。

根据本发明的继续发展，在以内燃机作为驱动机组的传递系统中，可以设一装置，它至少在加速过程中能够确定：是否通过松开跨接离合器并保持同一档或同样的传动比而可经由转矩变换来提高牵引力，如果是这样，则松开跨接离合器保持已挂入的档或已有的传动比，否则，传动装置至少要退一个档级或改变传动比，此时，离合器同样至少可以部分松开，从而在跨接离合器中的打滑将得到提高。所说的装置可以由电子计算机和处理器构成，通过相应的传感器获得并传送必要的参数及其大小。许多这些参数也可在电子计算机中以图形或特性曲线的形式储存。例如内燃机的特性曲线，和(或)变换器的特性曲线，和(或)变换器跨接离合器的特性曲线等，均可在电子计算机中储存。内燃机的运转状态可以进一步由与转速、节流阀角，和燃料量、吸管负压以及必要时喷油时间的关系来确定。

本发明一般地涉及转矩传递系统和方法，这里所指的是在其驱动链中设置了自动传动装置的系统。该自动传动装置可以是具有一个和多个分立传动比的分级传动装置，或者也可以是具有可控制的连续变化传动比的无级传动装置，例如一个可无级调节的圆锥圆盘配合传动装置。

如已所述，在按本发明的驱动系统中，从某一个发动机转速和一定的车辆速度起，变换器也可进行全跨接，因为，在这个发动机转速之上，基于完全跨接，实际上很坚实的驱动系统对那里出现的扭力振动不十分灵敏。于是，在这一定的发动机转速之上，离合器跨接的力矩可以调节到大约与发动机力矩相当或在其上之值。

通过与对由跨接离合器可传递的力矩进行调节和控制的策略相结合、根据本发明的扭力减振器的设计，至少可以缓解内燃机部分负载区中在跨接离合器的摩擦盘上产生的、由粘合和滑动间的过渡而引起的力矩脉冲，这种脉冲可以在车辆中产生交流噪声。此外，在第一个区域，基于调节得较低的离合器跨接力矩，不会形成碰撞振动。扭力减振器的柔度必须与通常的驱动系统和通常的车辆相一致。只要扭力减振器显示出在车辆运转中必须穿过的共振区，于是立即可让离合器出现打滑。从而可抑制交流声和喀喇声的激发。

为了限制在第一区中的负载改变，不仅扭力减振器的扭转角起作用，而且跨接离合器对内燃机的最大力矩的控制，使其降到较低的水平也起作用。如已所述，这种控制可以这样进行：至少在第一个区域内跨接离合器的转矩传递能力只有极小的一部分超过现有发动机力矩。在负载改变过程中驱动段的振动激发，可以根据本发明驱动机组的扩展继续给予抑制。在第二个转速区内，该区适应内燃机的较高负载，只以较小的力矩作为现有发动机力矩而跨接，从而出现打滑。这一打滑在某一确定的力矩范围内同样起到消除噪声的作用，最重要的还是在与扭力减振器共同起作用，因为在这一区内，跨接离合器的摩擦面之间还可以出现由粘合到滑动的过渡过程。

在驱动机组的，特别如内燃机的整个运转区和整个特性曲线范围内，只有当从能量的角度来看是适宜的，然后才能跨接。亦即存在这样有意义的区域，以不跨接驾驶代替部分或完全跨接。同样，在司机希望加速时，跨接离合器也将松开，以导致转矩变换。

根据本发明的驱动系统和(或)根据本发明的用于调节由跨接离合器可传递的力矩的方法步骤，发现有利的情况是可与软转矩变换器相结合使用。这样一种软变换器部件，使改善汽车的加速性能成为可能，因为这种变换器具有较大的转矩变换量，并因此可以使用较大的变换范围。由这点出发，软变换器与常规设计的变换器比较，可在宽的范围使用较好的效率，从而损耗功率和由此引起的燃料消耗，以及油温，可以得到降低。软转矩变换器效率较差的区域将被跨接和跳过，或甚至当现有发动机力矩与某一确定的打滑所允许的转矩值成比例时，跨接离合器将闭合。通过变换器及其跨接离合器的这种形式的调节和控制，可以保证，在所有架驶状态中，均可以较佳的效率和较低的损耗功率来行驶。因为通过根据本发明的驱动系统的扩展，在传动装置的所有驾驶档和所有的传动比中的跨接成为可能，所以用这样的驱动系统装备的汽车，其燃料消耗在很大程度上低于无变换器以及用常规变速箱装备的汽车。

这个措施使特别紧凑的变换器结构成为可能，在这种结构中，由上面提到的锁定控制的效率仅只具有次要的意义。

另一些本发明的措施，在附图说明和图纸的下注要求中列出。

本发明的另一个基本思想涉及，如已所述，一个液动力液力变换器用的跨接离合器，它具有一个泵轮、一个涡轮、一个导轮，以及一个与旋转轴同心、与泵轮无转动地联结并包围着涡轮的变换器盖，此处，根据另一个独立的，或者至少与另一个以现有申请为基础的特点相结合的、可使用的发明特点，而在变换器盖和涡轮之间设置的同心的环形活塞，其径向外部具有锥形离合器摩擦面的作用。这时，环形活塞的径向内部具有一个置于与涡轮无转动地联接的反向密封套筒之上的密封套筒，并至少有一个圆环形结构的减振器单元的减振器元件，设置于与环形活塞无转动地联结的减振器驱动部件和与涡轮无转动地联结的减振器从动部件之间的圆周方向上。

此处，减振器单元如已所述，可以包含一个带有扭力弹簧介质的减振器，这种介质呈圆环形结构，并设置在套筒件和一个与相应设计成锥形的变换器盖的反向摩擦面共同起作用的摩擦面之间、环形活塞指向变换器盖的一侧。

带有背向涡轮一侧开口的锥体的上述类型跨接离合器，显示特别小的轴向结构长度，同时使设置带有大扭转角的弹簧减振器成为可能，因为圆环形的减振器元件可以安装在涡轮的径向外部区和设有摩擦面的环形活塞的离合器摩擦盘之间。这导致涡轮的周边区和环形活塞的离合器摩擦盘之间的充填空间扩大，并因此将改善装入减振器单元的可能性。

对许多应用场合来说，如果环形活塞和变换器盖之间的共同起作用的摩擦面，形成指向涡轮开口的锥体，也是十分有利的。这种结构方式也将保证锥形离合器典型的力的增强，和环形活塞特别坚固的结构。

一个结构上很有意义的扩展可预见如下：减振器的从动部件，在涡轮的径向外部区与涡轮无转动地联接在一起，减振器元件的从动侧支撑于其上，而与环形活塞无转动地联接在一起的减振器驱动部件造成其驱动侧的支撑。

在这个减振器从动部件中，可以适当地处理成一个和涡轮焊接在一起、带有凸出于环形活塞摩擦盘方向上的拨盘销的环形部件。

减振器驱动部件与此相反，优选采用扁簧形式的结构，与环形活塞无转动地联接在一起，并设有凸出于离合器摩擦盘指向转矩变换器涡轮一侧的、且与弹性元件嵌住的臂，以及在圆周方向的前端支撑的拨盘。

根据附图，按照本发明的控制方法的下列详情将予以说明：即关于它在带有内燃机驱动装置和一个带流量变换器的转矩传递系统、一个与之平行设置的跨接离合器的汽车中的应用，以及通过这一控制方法，与已知的控制方法相比较可以达到的优点，正如作为结构例子用图表说明的跨接离合器那样。具体说明如下：

图1a带有液力变换器和与之并行设置并跨接了变换器的摩擦离合器的转矩传递系统之原理图示；

图1b发动机力矩和发动机转速的函数关系的图示，

图1c变换器耗损的比较

图1d耗损功率和车辆速度的函数关系

图1e变换器设计对牵引力的影响

图2对应于图1所示的带变换器和锁定离合器的转矩传递系统的原理图的并带有附加的压力介质控制方案的半剖面图；

图3力矩分配的图解。力矩中的一部分来自转矩变换器而另一部分由跨接离合器传递，它们与在变换器上以及跨接了变换器的摩擦离合器上出现的打滑有依赖关系；

图4根据本发明的力矩控制的变换器跨接，在汽车加速时的换档过程中，变换器上发动机转速和转速差与时间的关系曲线；

图5在力矩控制的变换器跨接中，当汽车以换档过程加速时，对应于图4的从动装置力矩与时间的关系曲线；

图6与图4类似，在加速时以及在打滑调节的变换器跨接中转速的特性曲线；

图7对应于图6，与图5类似，加速时和在打滑调节的变换器跨接中，从动装置力矩与时间的关系曲线；

图8与图4和图6类似，以在一个换档过程中松开而在其后的换档过程中又再接入的变换器跨接加速时，转速的特性曲线；

图9对应于图8，与图5和6类似，以在一个换档过程中松开而在其后的换档过程又再接入的变换器跨接加速时，从动装置力矩与时间的关系曲线；

图10作用于跨接离合器上的压力差与经一扫描时间间隔达到预期压力差值所需时间(见图示)之间关系的特性曲线；

图11a带跨接了液动力变换器的摩擦离合器的转矩传递系统；

图11b和

图11c跨接了变换器的离合器上的温度分布

图11d和

图11e跨接了变换器的离合器上的最大表面加压

图12力矩分配的图解。力矩中的一部分来自转矩变换器而另一部分由跨接离合器传递，它们在与变换器上以及跨接了该变换器的摩擦离合器上出现的打滑有依赖关系；

图13在“硬”设计的变换器的一组初级特性曲线中，以涡轮/泵转速比作为参数的泵力矩与泵转速的关系曲线；

图14在一组次级特性曲线中，“硬”设计的变换器的涡轮力矩与涡轮转速的关系曲线；

图15以常规方式“硬”设计的变换器的从动装置特性曲线；

图16与图13类似，带有以涡轮/泵轮转速比为参数的泵力矩与泵转速关系曲线的“软”设计的变换器的一组初级特性曲线；

图17在按图16“软”设计的变换器的一组次级特性曲线中，涡轮力矩与涡轮转速的关系曲线；

图18按照图16和图17相互重叠的次级特性曲线，“软”设计的变换器额外可利用的变换范围；

图19与图15类似，按照图18软设计的变换器的从动装置特性曲线；

图20变换器设计对耗损的影响，

图21发动机和传动装置的转动振荡，

图22带有普通弹簧减振器的负载变化抑制，

图23打滑对振动的抑制作用，

图24带有打滑和没有打滑的负载变化抑制，

图25不带有和带有小型扭力减振器时的必要的打滑量，

图26打滑、小型扭力减振器、锥形设计和自适应控制器相互作用的“泡泡图”，

图27一组不同的关于Kme系数的配置和Kme特性曲线的标准例子的示图；

图28适用于跨接了变换器的离合器的力矩控制方法的流程图；

图29一组说明相加的和相乘的、对离合器力矩控制有用的校正系数的示图；

图30离合器力矩控制流程图；

图31跨接了液动力变换器的摩擦离合器的转矩传递系统；

图32和图33根据图24的扭力减振器的详图；

图34锁定离合器用减振器的可能的扭力特性曲线；

图35“软”设计的变换器的从动装置特性曲线示图；

图36打滑量频度

图37上坡时的耗损

图38表示控制方法的原理图

图39牵引力图

在图1a和2中示出的转矩传递系统10包括一转矩变换器11和一个用流动压力方法工作的且与转矩变换器跨接的跨接离合器12。转矩传递系统通过一个仅用示意表示的轴13和一未画出的内燃机连着动作，并在另一边，即从动的一边，则通过一个从动轴14和一个置于从动链后面的自动传递机构连接而驱动，该传递机构同样也未画出来。

如图2中转矩传递系统10的半剖原理图与压力控制原理图联在一起所示，转矩变换器11相当于一个常规的液力变换器。该液力变换器11由一与内燃机的从动装置相连接的变换器盖16，一个和变换器盖一起组成变换器壳的泵轮17，一个在另一边通过从动轴和未画出的自动传动机构连接的涡轮机轮18以及一个安置于泵轮和涡轮机轮之间的导轮19组成。跨接在变换器上的摩擦离合器12则安置于涡轮机轮18和变换器盖16之间，并且具有一个与变换器的涡轮机轮无转动地牢固连接的离合器盘20，该盘的摩擦层21和变换器盖16的背面22协同工作。此外摩擦离合器还具有一个面向涡轮机轮18的后室24和一个面向变换器盖16的前室25。

变换器是一个流量传动装置，附有泵17，涡轮机18和导轮19。没有打滑则不能传递力矩。在恒定的输入转矩时，打滑越大则力矩就越大。图1b示出牢牢刹住从动装置的该种情况，图16中的实线表示普遍的变换器，间断线代表软变换器。

所谓软变换器意即在相同的力矩下，有一较大的打滑，也可以说在相同打滑下传递较小的力矩。较软的变换器对发动机有较小的阻力。若驾驶员要求有较高的力矩，则较软的变换器就建立较高的转速差。

较高的转速差引起所谓的橡皮带效应，车辆对加大油门反应滞后，也就是说它与油量无关。

但：大多数废气排放试验是从冷态开始。当发动机在这种状态下比较容易达到较高的转速时，则很快发热，废气排放就明显改善。

在给定的发动机转速时，软变换器给发动机施以较小的力矩。车辆处在发动机空转的转速时，发动机必须克服变换器力矩，由此软变换器在车辆静止时的耗损是较小的。

在图1c中举例示出了软变换器的车辆静态耗损为0.95，相对而言，普通变换器的损耗为1.60。

在要求的从动力矩下，例如在给定的坡度下给定了车辆的速度时，软变换器中打滑量变大，如图16所示，则其耗损也变大(图1d)。

与离合器相反，转矩变换器可将转矩变大。在相同直径下，在软变换器的设计中这类力矩变换是较高的。

在相同直径下，要提高变换量到变换器将变软一点。较大的变换量导致牵引力(由此而加速能力)上升(图1e)。

变换器11以熟知的方法通过在泵轮一边的通入变换器壳内的注入管30由一未画出的压力剂源供给流动压力剂，此时通过一控制阀31进行压力控制，控制阀由另一边的控制元件32进行控制。与此相反流动压力剂的排出则是通过一未示出的管道进入一仅粗略画出的冷却器33来完成的。除了对涡轮机轮18进行冲击外，流动压力剂的压力还对泵轮17的排出一边，也对摩擦离合器12的后室的排出一边起作用。作用于离合器盘20，把盘压到变换器盖16的背面22上，使盘的摩擦层21与其相互作用。因为按照本发明，在所有工作范围内离合器是打着滑运行的，根据打滑情况在离合器盘20的摩擦层21和一起作用的变换器盖16的背面22之间有或大或小的间隙，结果在离合器盘20和从变换器盖16延伸的前室25之间产生一个扼流的流动压力冲击。前室25的流动压力剂冲击可运用一经过管道34和该室相连接的阀门进行这样的控制，即用一可调的并在前后室间作用的压力差来确定由摩擦离合器12可传递的转矩。

鉴于变换器11和与其跨接的摩擦离合器12是并联安置的，故发动机力矩等于由变换器及泵轮和离合器传递的力矩的总和，故

MMoter(M发动机)＝MKupplung(M离合器)+Mpumpenrad(M泵轮)

传动装置力矩假定不考虑传递系统的耗损，则等于由变换器及涡轮机轮传递的力矩的总和。故

MGetriebe＝MKupplung+MTurbinerad

(M传动装置＝M离合器+M涡轮机轮)或

(＝M离合器+(M泵轮×变换量))。

由变换器和由跨接的摩擦离合器传递的发动机力矩分配随打滑量变化的关系示于图3。可以看出，随着打滑量增大则由变换器传递的发动机力矩分量就上升，相应的由离合器传递的力矩就下降。

根据本发明的控制方法当然打滑量是不调节的，而是与发动机工作状态有关。此状态由摩擦离合器传递发动机力矩的分量确定，并由一计算机单元例如一个微处理机，把预先确定的转矩传递所必需的压力差调节到摩擦离合器上，打滑量则随之自行发生。

图4示出在加速时和在提高挂档时例如从2档挂成3档时的情况下，变换器上发动机转速(40)和转速差(41)的随时间变化曲线。由于加速，发动机转速先在2档一直到松开挂档都是增加的，在42处开始的挂档过程中则下降。在变换器上的转速差则相反，先保持恒定，然后上升但在挂档过程中则急剧上升，在从2档换至3档后在43处发动机转速下降，且在变换器上的转速差下降，后者经一细小的过量摆动而上升到比挂档前保持的恒定值要高一些的水平上。这些都示于图4。发动机转速则相反，当在3档的加速条件下又稍有升高。很明显，没有任何一个时间点跨接的摩擦离合器是粘在变换器上的，而且在所有运行范围内更确切地说是带打滑运行的。

特别值得感兴趣的是在图5中对应于图4的一段时间所表示的从动力矩44。在挂档过程时剧烈下降，然后在大量打滑情况时，鉴于因此而必然要提高力矩，而从动力矩陡然上升，在挂档过程终止时无明显波动，在其余时间是立即减退的残余摆动(46)在驱动链上回落到与3档相当的值。

图6和图7表明对由打滑量调节的变换器跨接来说，挂档过程时的情形完全不同。图6和7也是关于一个正在加速的车辆从2档换到3档的换档情况。

如图6所示，发动机转速(40’)在2档一直到42’处的松开挂档过程都是上升的，而在变换器上的转速差(41’)和由此出现的打滑量则保持恒定。在42’开始挂档时发动机转速下降，而在变换器上的转速差则上升。换到3档以后发动机转速和变换器上的转速差又再下降。

因为在由打滑量控制的变换器跨接中是致力于使变换器上的转速差在挂档过程中也保持恒定不变的，挂档过程比力矩调节的变换器跨接持续的时间要长，这是因为变换器的涡轮机不能给于补充。在挂档过程终止时在47处出现跨接的摩擦离合器的粘接，因为当调整了偏差后，打滑量才能起调节作用，然而也仅限于由调节元件和调节稳定度限制的速度。如图6所示挂档过程持续较长时间后最终使打滑量(41’)再调节到挂档过程前所具有的水平。

在打滑量控制的变换器跨接上在挂档过程开始时从动力矩(44’)也是急剧下降的，其后以与在力矩调节的变换器跨接一样的方式陡然上升，并在这种挂档过程终止时，以明显的逐渐衰退的残余摆动(46’)回落到与3档相当的值。

很明显，对于由打滑量调节的变换器跨接，其转速梯度和转速差在挂档终止时是很大的，这就是造成挂档过程终止时摩擦离合器粘接的原因，并由于完全跨接的变换器而在从动链上出现所提到的残余摆动。

图8和图9也示出类似于图4和5的挂档过程中的车辆的加速情形，这时跨接的变换器在挂档过程时是断开的，但是在换到较高档上以后是闭合的。

从图8可看出发动机转速(40”)一直到42”处的松开挂档是上升的，相反变换器的转速差(41”)是稍有下降的。在挂档过程中发动机转速相应于换档到一较高的档上而下降。在变换器上转速差41”在进入换档过程时是上升的，然后在挂档终止时再下降，并在经过预定时间后由于接上变换器跨接在48处变为零。对从动力矩其情况首先完全相似于根据本发明的变换器跨接的力矩调节，但在挂档过程终止时立即出现快速衰减的过度摆动46”，在转速差下降到零时，亦即在完全接上对变换器跨接的摩擦离合器时，在从动链中出现明显的挂档冲击，并以甚为缓慢的衰减进行摆动(49)。

把按图4和图5的根据本发明的控制方案和按图6和7的由打滑量调节的变换器跨接，以及按图8和图9的在挂档过程时断开而挂档后闭合的变换器跨接调节方案作一比较，在本发明的力矩调节的变换器跨接上出现的挂档冲击比在其他调节方案的明显的要小。这是因为在挂档时不言而喻以预定的打滑量运行的变换器跨接可以补充供给并且转速差能相应的升高。

在图10中示出了对锁定离合器上起作用的压力差ΔP与时间的关系曲线50。从起始应力差ΔPstart(ΔP起始)出发随着时间压力差上升，起先陡然上升，这在ΔP起始的切线51已表示出来，然后渐渐上升减慢，最后渐近于以虚线示出的表示额定压力差的直线52。看得出是通过逐步趋近的，其中从时间tn上的压力差ΔPn出发按权利要求第29条所给出的公式确定经过Δt的时间间隔后至时间tn+1时的压力差ΔPn+1，计算时间隔Δt后所要求的压力差梯度，该梯度用液压泵流调整，最后多次重复此步骤一直到达到以虚线示出的表示压力差额定值的直线52为止。

在图11a中作为详细例子画出转矩传递系统60，它相当于一个带有一个跨接离合器62，和一个在转矩变换器和跨接离合器间工作的减振单元63的流体动力学的转矩变换器61。

转矩变换器61包含有一个与内燃机(未画出)无转动地处于驱动连接状态的泵轮65，一个与从动的套筒66有效连着的涡轮机轮67，一个在泵轮和涡轮机轮之间流动环流中牢固安置的导轮68以及一个和泵轮无转动地固紧连接的并包围涡轮机轮的变换器盖70。

变换器盖70是和泵轮65无转动地固紧连接着的，并通过向泵轮背面一边突出的中心销71，72参与和内燃机的驱动连接，在销上有一未画出的内燃机飞轮。

在涡轮机轮67和变换器盖70之间安置一个与变换器的转轴同心的环状活塞74，它是一个异形板金工制件。该环状活塞径向内部有一密封套筒75，在其上装有一反向密封套筒76，这套筒是由与涡轮机轮无转动地固紧连着的套筒部件66向前延伸而成。活塞径向外部为一个由锥形的摩擦面79形成的离合器摩擦盘78。

环形活塞74的摩擦盘78的锥形摩擦面79上具有一层合适的外皮，该面和泵轮65的相对摩擦面80一起作用。泵轮65则与变换器无转动地固紧连着。一起作用的摩擦面锥形按照带有稀阴影线的结构向着离开涡轮机轮65方向的一面打开。鉴于该种结构，在涡轮机轮67和锥形的环状活塞的离合器摩擦盘78之间外围区域形成一个从变换器盖70外面环绕的楔形环状区。

锥形设计79的优点主要是其坚硬的锥形结构和较大的摩擦面：

*可排出的耗损功率明显的是较大的，耗损功率相同时，最大的油温较低，此有助于问题5(控制速度)，问题2(发动机加压)和问题3的其余部分(调节参数问题)的解决。

*外皮负荷则通过均匀的表面压力而减小。

*可传递的力矩变大。许多单片跨接离合器目前已处于它们的功率极限。由于通过冷油流动的液流效应进一步降低了可传递的力矩。

*重量和质量惯性力矩是较小的，因为根据坚硬的锥形结构可以选用较薄的板皮。

*变换器膨胀变得较小故改善了可控制性。

局部发生的最高油温对于油的寿命起很大作用。温度通过外皮冷却而保持得较低，见图11b、11c。

由于外皮冷却使负载面积减小。然而对锥体该问题，因为外皮压力是均匀的(图11d和图11e)。此外由于油流使可传递的力矩下降，此有助于锥体79的增强效应。

在此楔形的环状区内放置了带有环形减振器弹簧元件82的减振器单元63，该元件在圆周方向从相应的一端支撑和环状活塞74无转动地固紧连接的减振器驱动部分83，并在另一端支撑与涡轮机轮67无转动地固紧连接的减振器从动部分84。

减振器驱动部分83是做成薄片弹簧状，安装在从环状活塞74指向涡轮机轮67的一边，在环状活塞密封套筒75和离合器盘78之间的范围内利用铆钉85无转动地固紧连接。围绕着环状活塞74周围运行的减震器驱动部分83前面并环抱着弹簧元件82的臂86、87以及在正面端各支撑着相应的弹簧元件的夹紧装置88、89向着离开离合器摩擦盘78的摩擦面79方向的一边向前伸展。

减振器从动部分84指的是涡轮机轮67的周围区焊接的弓形板，从该板起在环状活塞74的离合器摩擦盘78的方向上有夹紧装置的抓钩90，它参与在另一端对减振器弹簧元件82的支撑。弹簧元件处于减振器驱动部分83的夹紧装置88、89和前面的减振器从动部分84的夹紧装置抓钩90之间。

变换器41的减振器单元43优先设置于主要行驶范围(即主驾驶区)内，即图18和19中以阴影线形式表示的面积。由于仅在该主要行驶范围内才出现变换器完全的跨接，这种形式的减振器设计保证了旋转震动的减振会显著地好于在一较大行驶范围内设计的减振器。此外还形成了一个特别紧凑的变换器结构。

在图中作为详细例子所表示的并在上文中解释过的锁定离合器，处在环状活塞74和涡轮机轮67之间，具有一前压力室92，并在环状活塞和变换器盖70之间具有一个后压力室93。由于以流动压力冲击前压力室92，离合器盘78则进入其在和变换器盖70的反面80一齐作用的离合器位置而运行，从摩擦离合器到传递的力矩之间的调节则与前压力室92作用的压力差有关。

未曾画出的飞轮利用从变换器盖70向着位于离开转矩变换器方向一边的夹紧装置销栓71、72和变换器盖无旋转地固紧连接，当锁定离合器62是断开时通过该飞轮引入的输入转矩则直接加到泵轮65上并因此引起液压剂流动经过涡轮机轮67而传递到从动套筒66。

假如锁定离合器与此相反是完全闭合的，因此环形活塞74的摩擦盘78和变换器盖70无打滑地一起工作，结果使变换器盖上引入的输入转矩通过一减振器弹簧元件82直接地机械地传递到涡轮机轮67上，从该轮通过与之牢固连接的从动套筒66加到与其后相连接的和自动传动装置有效连接的从动链上。

假如是随着锁定离合器的前和后压力室92、93之间作用的压力差的情况，锁定离合器是带着打滑工作的，则通过变换器盖70引入的输入转矩随着打滑量而分为一部分力矩由锁定离合器62传递，另一部分由变换器61传递，如图12所示。

从锁定离合器62传递到涡轮机轮67的转矩和与该轮无旋转地固紧的从动套筒66保证了对引入的转矩不平衡性进行有效的平衡。由于减振器弹簧元件82安置于环形活塞74的摩擦盘78和涡轮机轮67之间的周围区，保证了相对大的弹簧行程的运行。

摩擦离合器12、42可以根据本发明这样来控制，即在所有前进的排档中至少使它们暂时少部分地合上。换言之，也就是从开始即从第一档起采用离合器调节打滑量，这时也可进行完全闭合。

变换器盖70的锥形摩擦面和摩擦盘78也可以做成向涡轮机轮倾斜的锥体，同根据以密画阴影线所示的结构那样及如同以70a和78a所标明的那样。这样减振弹簧82可再往里面径向安装，例如越过套筒66。

常规设计的转矩传递系统是使锁定离合器在较低的档位时完全断开，而在较高位的档时挂入。为了得到一个良好的总效率并为了限制同时形成的热量，变换器是“硬”设计的。图13示出了一个“硬”设计的变换器的泵力矩对泵轮转速的主特性曲线族，并且以涡轮机/泵的转速比作为参数。

此外在图13中画出了驱动发动机的特性曲线族，表示了发动机从动力矩对与涡轮机转速一致的发动机转速的关系。

最后在图13还画出以斜阴线表示的主要行驶范围，其转速范围约在每分750至2000转之间。

在图14中以图说明的次特性曲线族，示出以图15的特性曲线族作依据的硬设计变换器的涡轮机转矩对涡轮机转速曲线，这些曲线系不同功率范围内的效率数据。

图15所示的从动特性曲线族，以变换器的涡轮机力矩对涡轮机转速作曲线，表示了变化范围，(图中随着转速升高，涡轮机力矩急速下降)，以及与变换器范围相接的离合器范围。此外以密阴影线示出的面积所表示的主要行驶范围又被画入了该从动特性图中。

对常规的转矩传递系统鉴于要高的总效率并为了限制热量下降而设计得较“硬”的变换器使力矩的提高随着转速的增加而急剧下降。在中等转速范围内力矩仅还有些许升高，在高转速范围内则力矩根本不再提高。

根据图16的主特性曲线画出了一个“软”设计变换器的泵力矩对泵转速的关系，并以涡轮机/泵转速比作为参数。软设计变换器的特性曲线在与图13中所示相同的参数下明显地显得平坦。其变换范围扩展超过中等转速一直到高转速范围。

这就提供了如图17所示的比图14中画出的硬设计变换器的次特性曲线大为扩展的次特性曲线族。因此在软的变换器设计中提供了明显更大的加速备用量。这样在许多情况下在加速时的退档将成为多余。

该加速备用量特别示于图18，图中在图14的硬变换器所属的次特性曲线的基础上又画出了软设计变换器的次特性曲线。在软设计变换器中在两种变换器的两条满载线间获得了力矩提升的区域(以斜线画出的区域表示之)。

在图19中类似于图15也示出了软设计变换器转矩传递系统的从动特性曲线族。与图15从动特性曲线族相比，可利用的变换范围变大了，超过了虚线划的范围。其它的以密阴影线画的表示主要行驶范围的面积，带最小打滑量的范围也都画在了图上。

此外在图18中画出了三个工作点1、2和3(Pkt.1，Pkt.2，Pkt.3)。在已实现了的带“硬”和“软”设计的变换器结构上，可在下表中找到这些工作点处的打滑量值和效率。

	″硬″变换器		″软″变换器
						打滑量S(％)	效率	打滑量S(％)	效率
点1	65	0.547	75	0.388
					点2	40	0.789	60	0.669
点3	2	0.980	2	0.980

由此看出在低转速和中转速范围内，“软”设计变换器的效率比“硬”设计变换器的效率要低，但是都出现显而易见的较大的打滑量，因此而使力矩的提升有了改善。在图18的工作点3则相反，在硬和软设计的变换器中打滑量和效率都相等。

由于液压系统和机械系统的动态抑制，在太快地提高对由力矩传递系统要传递的转矩在变换器和摩擦离合器之间的分配有影响的参数数量时，会由于太大的冲击量而引起不同频率振荡的激发或出现摩擦离合器粘着现象。

为了避免这类振荡激发而有了本发明的进一步改进，即对影响变换器和摩擦离合器之间要传递的转矩分配的参数，优选为压力差，用至今有所不同的新计算的数量按与时间有关的函数进行延迟调整。

对影响变换器和摩擦离合器之间要传递转矩分配的参数用至今有所不同的新计算的数量进行调整，但也可按与转矩传递系统的驱动和从动间的转速差有关的函数进行延迟调整。

对影响变换器和摩擦离合器之间要传递转矩分配的参数用至今有所不同的新计算的数量进行的调整同样可按与发动机转速梯度有关的函数进行延迟调整。

与无较高变换量的软变换器相比，在给定的行驶状态(重量，坡度)下的耗损功率随着变换量上升而下降，但通常高于较硬的变换器，如图20所示。在大的打滑量时软变换器的耗损并不高于硬变换器。因为较高的力矩转换改善了效率(图20中的区域A)。

若没有跨接的离合器则必需在静止耗损和加速能力(变换器因此应是偏软的)之间，以及在行驶操作(这里变换器应是偏硬的)中的损耗之间寻求一个折衷的解决办法。这里根据变换器的物理特性而预先给定了极限。这个在近年来已对人们刺激够了。故如此设计的变换器还是比较硬的。

耗损功率的作用可通过一个常规带扭力减振器的跨接离合器和无打滑量来加以限制。但有局限性。基于舒适的原因(营营声、罗音和负载变化)这种跨接离合器只能在高挂档和只能在较高的转速时使用。虽然如此还肯定大多要损失舒适度。

为了说明营营声和罗音的疑难问题，在图21中示出了关于发动机转速的振动振幅(由于发动机安置激发的)。分别根据车辆发动机的激发和营营声灵敏度可以先在较高的转速才跨接。人所皆知发动机大多数时间是在相对低的转速下运转的，所以节约了消耗。

下一个问题是负荷转换情况以及在跨接的接入和松开(图22)情况。在跨接状态时架驶员给油，首先他得到的不是所希望牵引力的提高而是一冲击振动。然后打开锁定装置(该装置在不利的情况下可以首先使转矩短时间下陷)，接着驾驶员才得到所希望的牵引力的增加。在合上锁定装置时会再次出现对驱动链的冲激。

在挂档时也可能出现舒适度问题，所以通常方法是在挂档前断开跨接。

在较低排档这类效果最强烈，所以通常的跨接系统在第4和第5档时才跨接。

在登山行驶时用第1档故其耗损功率不通过跨接而减低。此耗损功率在已给定的冷却功率时也限制了所允许的变换器的软性。

“橡皮带效应”在许多范围内不能防止，因此也许可不选用软变换器。

根据本发明思想的变换器跨接系统由一个带小型扭力减振器的锥形设计的打滑的跨接离合器，一个适配的控制装置和一个软变换器组成。

讨论一个有打滑的系统。打滑与完全跨接相比有哪些优点呢？

*营营声减小了。

*负载转换情况改善了。

*传动挂档质量显著好转(全部委托给跨接是不能接受的)。

*跨接的挂档质量好转(这里所谓的挂档是指变换器打开时跨接离合器动作，但不一定非要到打滑量为零时)。

由于减小了营营声的激励，跨接可比常规的系统早些置入(见图23)。

负荷转换特性和牵引力准备就绪与常规系统相比明显地改善了。当驾驶员给油时不出现冲击振荡，这是因为跨接是滑入的。由于这种滑入而形成打滑，因此而造成变换器转矩。所以力矩也不出现下陷。由于变换量的增加超过了发动机力矩，故力矩持续地上升。即便在较低位档和在较低转速时也可以早一些跨接。

既然有那么多优点，那末为什么打滑的跨接至今还没有到处使用呢？当然对打滑还可能存在几个问题(对图25作出说明)。

1、在低转速时，为了减小营营声所需要的打滑量大多比较大，因此耗损功率也大。如果减小打滑量则出现短暂的粘附，这在许多情况下引起营营声(Δn1)。

2、许多发动机在高负载时不得被加压得太狠。假如在大负载时发动机不允许加压则有二个可能：提高发动机转速，这时跨接完全断开或者让跨接有较大的打滑量。如让打滑量变大，则在跨接上出现耗损功率就更高(Δn4)。

3、要调节少量的打滑是困难的。在“急剧”调节参数时经常出现调节问题。若锁定了参数，则打滑量明显偏离。在许多情况下有控制的优点，但在这里打滑量的摆动是不可避免的。可能出现粘合(营营声危险)或打滑量太大(耗损较高)。

4、控制不是可任意准确的。需要调节的力矩越小则准确的调节和控制越难。

5、控制不是可任意快的。在不稳定的过程中，控制的过程需要一调节时间。在这段时间内打滑就偏高。为了避免营营声，必须事先有一定的打滑量。因此而发生较高的打滑量(Δn2，Δn3)。

6、跨接上出现耗损。对打滑的离合器主要问题是寿命问题。大多数在一段时间能承受所产生的耗损功率。但在经过几万公里后则出现例如破裂的问题。这个破裂问题有其原因，多半是油的缺陷—通常摩擦外皮层还是正常的。添加剂由于局部过热而损坏，并随着时间使全部的油都变坏。功率损耗小时外皮层也必须冷却得很好，应尽最大的可能保证防止局部超温。还有由于对振荡脱档的打滑也变成耗损功率，以及还有由于工作点2和3在跨接接通和松开时的耗损功率。转速越低则负载越大，在这时若跨接是接通的，则耗损功率也越大—特别是当人们重视舒服的跨接挂档的情况下。

为了解决这个问题，可用一非常简单的扭力减振器(这也只能设计成承受部分负载)，锥形设计以及相适应的控制系统。这些系统部件的相互作用示于一“泡泡”图1(图26)。粗边的泡泡表示这时顾客的要求，细线的泡泡表示根据本发明的系统的部件。

小型扭力减振器：此种非常简单的扭力减振器的优点：

*问题1(营营声)由此可解决。在短暂粘合时出现的冲击可由此滤掉，使营营声不再出现。

*问题3(调节参数问题)由此可部分解决。这里在短暂粘合时不再有消极作用。

*问题4(对力矩较小时的控制准确性)由此可解决。在发动机力矩小时可用一较大的力矩来闭合跨接，这是因为扭力减振器承担了振荡脱档。

打滑量可选得小一些。在减振器的谐振范围内打滑阻止了激励。所以在减振器内不需要摩擦部件。小型扭力减振器比常规的扭力减振器又轻又价廉。

在图26的泡泡图中显示的强烈交联的关系将再一次提纲性地解释如下：

-＞软变换器＝＞空载损耗小

       但＝＞行驶中耗损较大

目的：消耗下降＝＞在所有的档均跨接

              +变换量提高

               ＝＞改善行驶能力

目的：避免营营声＝＞控制准确性

                  ＝＞平均需要较高的打滑量

-＞小型扭力减振器+相适应的控制系统

                 ＝＞可降低平均打滑量

                 +负载变换，换档，松开和接通以及操作特性都可优化

但在不稳定时和在发动机低转速时

                  ＝＞需较大的打滑量

                  ＝＞散热

                  ＝＞降低局部油温

-＞锥形锁定装置   ＝＞面积大

                  ＝＞能很好的使用外皮层

                  ＝＞可实现高的冷油注

                  但-＞可传递的力矩下降

                  ＝＞锥体的增强效应

                  ＝＞保证了力矩传递

                  ＝＞形状坚挺

                  ＝＞均匀加压

                  ＝＞外皮层上有理想的负荷

                  ＝＞摩擦值恒定

                  ＝＞良好的局部温度分布

                  ＝＞寿命提高

                  ＝＞质量惯性力矩小

                 ＝＞行驶能力进一步改善

在图27中示出了根据图1-5作为Kme系数以及Kme特性曲线族设计准则的例子，这些例子可存储在一个中央处理单元(CPU)内，图中“+”表示好的质量，“-”表示差的质量。

这些图的横坐标表示Kme系数，纵坐标表示关于Kme系数大小的准则的有趋向性作用。从画在图中理想化的特性曲线族间的比较看出，不同的准则有部分是矛盾的，就是说从Kme系数来看，准则是相反的。由于这个原因在考虑许多这些相应于使用情况以及相应与所希望行驶状态的准则时，应就其优先性及重要性作出评价。图27的第1图看出，当选用一很小的Kme系数时，声学和噪声状况不是随意可改进的，因为否则根据跨接离合器中有大的打滑量时能在本身和变换器上形成大的不允许的热负荷。在跨接离合器中打滑量太大时的消极影响从图27的第2图中可看到。故有一个不得低于和不得超过的极限条件。然而在尚可承受的极限条件之间Kme系数都可以变化。如已经提到的Kme系数根据出现的运行条件而变化，这时该变化量可以逐级的或连续的在规定的极限值之间完成。Kme系数能够以有利的方式根据汽车情况数据变动。这个汽车和驱动装置的情况数据可以由一个处理器收集，故能对以该情况数据作依据的Kme系数进行调整以及测定。该Kme系数可以从一已存储的特性曲线族上进行选取。

当跨接离合器以下述方式进气冲击时，即当可传递全部从内燃机放出的且在相应的时间上恰要出现的净转矩时，内燃机在多数运行情况是有利的。跨接离合器的这种进气冲击特别对内燃机运行在较低范围内是有利的，当跨接离合器具有一个为这个部分负荷范围而设计的减震器时，这时它特别适用。这种形式的减振器有一个跨接和冲击力矩，他们比从内燃机放出的最大的和额定的转矩都小。该冲击力矩的数量级在内燃机额定转矩的30％和60％之间。这种形式的减振器的作用可从图27的第1图提取。使用这样一个振动减振器可使在处于低运行范围的采用了相当大的Kme的内燃机中出现的声学问题至少得到部分解决。

在图28中示出了一个带适配装置的力矩控制装置的方框图以及流程图，下面予以说明。由此跨接了变换器的离合器的操作可通过一电动液压调节机构来实现。

对应于图28，在1中从各种不同的输入数据中首先计算驱动机组的驱动力矩，特别是内燃机的驱动力矩。这里所需的数据至少包括下列数据中的2个，即驱动机组的转速，负载拉杆位置和燃料输入的油门操纵踏板位置，吸油系统的负压，喷射时间，消耗等等。在2中联接装置1运行，进行驱动力矩的修正。该修正用以12标志的系统适配装置提供的修正因数来实现。该修正因数能够抵销系统中出现的与所希望的状态相悖的偏差，而且通过相加，相乘的和(或)非线性的成分来抵销该偏差。

在3中确定及求得用来修正相应运行状态的Kme系数。该系数代表了以由控制器对要调整的MKupplung)对MAntriebkorrigiert的力矩比作为一个对任意工作点按图27的特性曲线经过加权后(选出的标准的)应最先确定的值。这时对可能存在的跨接离合器的减振器的安置特别重要，因为有减振器时这种Kme系数至少在内燃机以及液压变换器的工作范围的相当大的一部分能保持恒定。

在4中用相应的Kme系数和驱动机组的校正了的驱动力矩对离合器额定值的计算。在5中借助于由系统适配装置12得出来的相加的，相乘的和(或)非线性的成分可对额定离合器力矩作进一步的修正。因此可预见到有联接装置2，当2个联接装置1、2中只有一个时对许多运用情况已是足够用了，这时应优先保留联接装置1。

在6中从已校正的离合器力矩额定值和代表跨接离合器的距离的反向传递函数来进行调整数据的计算。在7中可以根据在6中求得的调整数据和调整装置的反向传递函数来计算调节器输出数据。调整装置能以特别有利的方式由一个电动液压调整装置组成。可以有利的方式用一个比例阀或用一个脉冲宽度调制阀。在图8中调整数据的反馈可以调节的形式或自适应的形式来完成。但这种反馈也可以取消。在9中可完成离合器实际力矩的测量，例如用一个转矩传感器或电阻丝应变仪(DMS)来完成。离合器力矩实际值也可用由状态数据以及由车辆和变换器的物理量来计算而不用9中的方法测量。为此可例如把发动机特性曲线图和(或)变换器特性曲线图以及特性曲线图代表的数据存入一处理器和一中心处理单元中。此外可将表示跨接了变换器的离合器的转矩传递容量的特性曲线图以及它们有代表性的数据存储进去。

只要根据第9点和第10点测得了离合器力矩的实际值，可用从模型计算的离合器力矩实际值对测量得到的实际值进行补偿。这时补偿可按逻辑连接一最小一最大一构成的补偿或按奇偶补偿来进行。

在28中标以12的系统适配装置可以进行下列其他的比较，并由此产生相应的修正。

a)、对已校正过的离合器力矩额定值和实际值进行比较，对此也可长期的进行这种比较，例如通过一联机的时间窗观察其偏差。

对已校正过的驱动力矩和逆计算的驱动力矩进行比较，对此也可长期的进行这种比较，例如可通过一联机的时间窗口观察其偏差。

充分利用附加信号，例如附加机组如空调机，压缩机等的接通和断开和换档。

b)、对a)项下所求的系统偏差以相对于MAntrieb和MKupplung为相加的，相乘的和(或)非线性的成分的形式进行探测，并将由此得到的结果分配给相应的适配环1和2以及联接机构1和2。

对MAntrib与(或)MKupplung相应成分的探测和测定可以根据图29上的3个简图来完成。

根据图29中例1的简图示出力矩实际值和力矩额定值随时间变化的曲线图上显示出力矩实际值随时间有个跳跃式的变化。这种跳跃式变化可以归因于接通附加机组，例如，接通一个压缩机而造成的。由于这种附加机组而引起变换器支配的力矩实际值变动，可以考虑用一相加的成分对发动机力矩作相应的校正。

图29中例2的简图同样示出了力矩实际值与力矩额定值对时间变化的曲线。从这些曲线中可以看到在一定时间内分配的力矩情况十分相似，虽然力矩之间的差别在变化。这种力矩实际值和力矩额定值之间的曲线偏差能以相乘的成分来产生。在力矩实际值和额定值之间的曲线变化是归因于例如在跨接离合器的摩擦面上存在摩擦嵌住和摩擦系数变化。这就是一个相乘的离合器成分。

图29例3的简图同样示出了力矩实际值与力矩额定值随时间变化的曲线。如此看到的2个力矩随时间而变化，但这时2个力矩间的随时间差别至少还接近稳定。力矩实际值与额定值之间这种偏差可用一相加成分来抵销。力矩实际值和额定值之间这种变化可归因于由跨接离合器调节数据的偏差造成的。

在图30中是力矩控制系统的流程图。该系统有一个非常简单结构的适配装置。这时跨接离合器的控制通过一比例阀或一脉冲宽度调制阀以电动液压来完成。调节计算器以及计算器输出数据的输出信号是一个调整电流，该电流以正比于计算器的脉冲宽度调制的输出调整脉冲的占空比。离合器力矩由以这种方法控制的在跨接了变换器的离合器上的压力差以及在跨接离合器2个压力室之间的压力差合成。系统的适配只限于驱动力矩的自适应校正，其误差由离合器力矩额定值与实际值之间的差造成。

在图30的结构形式中，相对于图28删去了联接装置2和已校正的驱动力矩(M-an-korr)的反馈。

在图30中的6中求得了DP-soll(DP-额定值)，它是以离合器力矩额定值作为主要自变量的函数，同时与作为参数的已校正的驱动力矩(M-an-korr)和涡轮机转速n-Turbinerad(n-涡轮)也有关系。

图28中的功能块7在图30中分成2个分功能块7a和7b。反馈8a和8b总是和分功能块7a和7b相对应地安排在一起。调节机构(7＝7a和7b)反向传递功能的输入数据是在方框6中计算的额定压力差(DP-SOll)。输出数据由作为调整输出数据的所属的脉冲占空比形成。后接的调节机构分成由一个末级和阀门线卷组成的电气调节装置部分和一个对跨接了变换器的离合器的相应压力增高起决定作用的液压调节装置部分。电气调节装置部分的输入数据是脉冲占空比，它在输出的一边转换为电流实际值。依据该实际电流值(I-Ist)液压调节装置部分调整相应的跨接变换器的离合器冲击压力。这由调节跨接了变换器的离合器的例如图2中24、25所示的两个室之间的相应压力差来完成。方框7a表示液压调节装置部分的反函数，此时从额定压力(DP-SOll)中计算出所属的额定电流(I-SOll)。调节装置的这一部分有一个以压力适配(由方框8a表示)形式测得的实际压力(DP-Ist)反馈。该压力适配装置8a提供校正好的额定电流(I-Soll-korr)。调节装置的反向传递函数7的第二部分7b表示电气部分。从校正好的额定电流计算出所属的脉冲占空比。为此而使用了PID-调整方法。这时从调整偏差I-Sollkorr＝-I-Ist(I-Ist在阀门线卷后测得)用PID-调整器对电气调节装置部分的反向传输特性计算出其输入数据I-SOll-R。

在图30中所选的序号为1-12的各个方框与图28中各方框的序号相对应。以这种方法图30中的专用电动液压结构的各功能块就能与图28中一般结构的功能块相联系。

图30中所有的符号有以下意义：

DP-SOll＝在锁定装置以及跨接了变换器的离合器上的额定压力差。相当于活塞二边的室之间所具有的压力的压力差。

DP-Ist＝跨接了变换器的离合器的两个室内的实际压力差。

P-nach＝锁定装置以及跨接了变换器的离合器后的压力，即为在图2的室25中和回流管道34中的压力。

I-SOll＝电动液压阀的额定电流。

Delta-n＝泵轮和涡轮机轮之间的转速差，即delta-n＝n-Pumpenrad(n-泵轮)-n-Turbinerad(n-涡轮)

带“*-korr”标志的数据相当于由适配装置校正的数据。

在图30中标以10的方框的前面所述的车辆状态数据中包含了在跨接离合器及变换器中的打滑。

从图30还进一步得知，转速差delta-n＝npumpenrad-n Turbinerad无调整数据，和已知的打滑调正情况一样。根据本发明的力矩控制使用此转速差delta-n作为需控制的距离的状态数据，用来监测可能出现的力矩偏差。然后该偏差在适配装置内通过相应的联接装置反回来校正控制。为了探测离合器和发动机上的偏差部分，可把监测到的力矩值例如按一种联机的时间窗口方式作一定时间过程的存储。这在标以12的系统适配装置内完成。

根据本发明的控制有进一步的优点：驱动力矩干扰部分的适配即便在锁定装置及跨接了变换器的离合器完全断开时，即在Kme＝0时也能进行。为此额定的驱动力矩(M-an)和在变换器上作用的力距作比较，这在图28的联接装置1上以及以图28和30的方法步骤2来完成。通过该适配装置可事先掌握以后接通的跨接离合器上可能出现的驱动力矩(M-an)的偏差，在跨接离合器断开的情况下可预先加以考虑。为此在系统适配装置12中求得变换器上作用的力矩，为此最好在该系统适配装置上的变换器特性曲线图上查知并储存。由此通过求到的涡轮机轮和泵轮间的转速差别而求得出现的力矩。然后把该变换器力矩与发动机的以及驱动机组的额定驱动力矩(M-an)作比较。该驱动力矩(M-an)可以从图28和30的方框1所提供的稳定的发动机特性曲线图中读知，并且根据所测到的状态数据，特别是诸如发动机转速，负荷杆位置，消耗，喷入量及喷入时间等等得出。涡轮机轮和泵轮之间的转速差可在方框10中求得。

此外，当方框10内存储有变换器特性曲线图时，还能在方框10内求得变换器的力矩。

在图31中作为详细例举示出的转矩跨接系统110相当于一液压传动的转矩变换器111带一个跨接离合器112和一个在转矩变换器和跨接离合器间工作的减振器单元135。

转矩变换器111包括一个与未画出的内燃机具有无转动地驱动连接的泵轮117，一个与从动装置一边的套筒114有效连接的涡轮机轮118，一个安置于泵轮和涡轮机间流动回路上的导轮119，和一个与泵轮无转动地固紧连接的并环抱着涡轮机的变换器盖116。

变换器盖116是和泵轮117无转动地紧固连接的，并将其与内燃机的驱动连接传递到离开泵轮118方向一边的夹紧装置部分116a上去，在此部件上固定着一未画出的内燃机的驱动盘。

在涡轮机轮118和变换器盖116的径向范围内安置有一与变换器转轴同心的环状活塞136，它是一板金型材。该环状活塞以径向内部固定在一个和涡轮机轮118无转动地紧固连接的驱动套114上，在外部则形成一径向的锥形区，配有一层合适的外皮121。环状活塞136与变换器盖116相应的锥形的反摩擦面122互相作用。

锁定离合器112有后压力室124在环状活塞136和涡轮机轮118之间，并有一前压力室125在环状活塞136和变换器盖116之间。活塞136通过流动液体对前压力室125的冲击而对和反摩擦面122共同工作的离合器位置起作用。由摩擦离合器112传递的力矩的大小和压力室124，125之间的调整的压力差有关。

扭力减振器135是这样设计的，即其跨接力矩以及止档力矩小于额定力矩，即驱动转矩变换器110的内燃机的最大转矩。这意味着，扭力减振器135的储能器137是这样设计的，即不能弹性地吸收内燃机全部的力矩。扭力减振器135的输入部件138(它与环状活塞136无转动地固紧连接着)与法兰式的输出部件139之间的相对旋转可以通过在方块上绕制的弹簧绕圈137实现，或者优先通过装在输入部件138和输出部件139之间的档块来实现。减振器135的输出部件139以众所周知的方法，即通过由齿榫形成的轴向销塞，和涡轮机114无转动地牢固连接在一起。

如图32所示，与储能器137一起作用的输入部件138是由扇形块状的构件140形成的，在输入部件直径两端分别装有2个对称的背靠背安放的构件140。这一对扇形块状的构件140是用连接铆钉141和活塞136无转动地牢固连接的。图33是法兰式输出部件139的剖面图。法兰式部件139具有一个环形的基体139a以及两个位于直径两端的带有供储能器137用的凹槽143的径向臂杆142。臂杆142轴向地放在成对放置的部件140之间。成对的背靠背放置的扇形状部件一从圆周方向看—在其固紧区144之间对臂杆142形成一个储存套145。在图33中以虚线表示的是由扇形状部件140形成的臂杆142用的止档框146。活塞136具有一在圆周分布的轴向的压印形成在涡轮机轮118的方向上凸起的凸缘147，在其上就是安放面向活塞136的扇形状部件140的固定区144。部件140同样具有供弹簧137用的凹槽148，该凹槽148在图示的详细例子中是和输出部件139的凹槽143在轴向是对准中心的。图31至33的详细例子中，储能器137是无间隙地置于凹槽143和148中的。但对多数使用情况，如果弹簧137中至少有一个对凹槽143和(或)148有间隙也可以是合适的。弹簧137中至少有一个也可以带一定的予应力嵌入窗孔143和(或)窗孔148中。

根据本发明的扭力减振器135仅仅用于部分负荷范围内，故构造可以特别简单，由此也能使造价便宜。

扭力减振器135可以根据本发明设计成这样的结构形式，即可使弹簧137传递最大力矩(即内燃机额定转矩)的约40％至50％，由储能器137覆盖的在输入部件138和输出部件139之间的相对转角(如图34所示)其数量级为5°。在图34中示出了汽车拉力运行时在减振器的输入部件138和输出部件19之间的相对转角。在推力运行中该相对转角可以是同样大或出现另一个值。扭力减振器135的扭转劲度在拉力方向和推力方向大小也可以是不同的。它由窗口143和148以及弹簧137的相应的尺寸设计而达到的。扭力减振器135也可以显示多级的特性曲线，这时对于推力运行和拉力运行，特性曲线范围同样能够是不同的。

从图34得到，扭力减振器135将在5°角时跨接，即碰到档块，由于弹簧137的弹性和压缩而传递的力矩被限制在约45Nm上。这样设计的扭力减振器135可以有利的方式使用于流体动力学的转矩变换器，该变换器是以打滑量控制的跨接离合器。45Nm的止档力矩适用于最大额定转矩数量级在80Nm至200Nm的发动机。

减振器135的跨接力矩大小这样确定最为恰当，即该力矩优先覆盖汽车的整个主要行驶范围。作为主要行驶范围考虑是这样的范围，即汽车在整个行车中持续时间内最经常使用的范围。该主要行驶范围包括最少是发动机特性曲线图的范围，该曲线对FTP75-循环和(或)对ECE-循环(城市90km/h，120km/h)是决定性的。主要行驶范围是这样的范围，即汽车最经常运转的范围。根据各个国家现行的交通输出结构，各个国家间的该行驶范围是有所不同的。

在图35所示的带软变换器设计的转矩变换器111的从动特性曲线上有密阴影线的面积表示主要行驶范围。在图35中进一步描绘出转矩变换器的变换范围。在该变换范围内跨接离合器112是断开的。主要行驶范围是跨接离合器112中最好有一最小打滑情况下的行驶所包括的范围。主要行驶范围从一个较低的转速A一直达到一个较高的转速B为止。较低转速A至少相当于大体是空转转速，其数量级可在700至800转。较高的转速极限B可以在2000和3000转之间的转速范围内，诸如2200r/min。要打滑的行驶范围可提供一个较高的转速极限C，它可以与内燃机的最大转速相当，为了有利起见也可以用比其低一些，例如在3000r/min和4000r/min间的一个值。

通过根据发明对扭力减振器135的设计，在主要行驶范围内转矩变换器111可以是完全跨接的，即跨接离合器112是无打滑运行的，意即Kme系数是大于1的，例如为1.1。在该主要行驶范围内，内燃机和后接的传动装置之间的振动隔离实际上是完全通过扭力减振器135来完成的。只有峰值力矩通过在跨接离合器112中的打滑而被吸收。为此跨接离合器112主要是这样控制和调节的，即相对内燃机的最大转矩来说只传递相当小比例的力矩，然而比刚好出现的内燃机转矩要大一些。

在打滑的范围内跨接离合器112要这样控制和调整，即在跨接离合器112的摩擦面121和122间带有一定量的打滑。根据该打滑量在泵轮117和涡轮机轮118间也存在一个相对的转动。

在带打滑(Kme系数＜1，例如为0.9)的范围内，根据图35在还会出现的干扰转矩的不均匀性主要是通过打滑来衰减的。

在主要行驶范围内以及有打滑的范围内为了使震荡隔离得较好，如果在驱动链上出现有较高震荡振幅情况时，例如谐振、负荷转换冲击或类似情况，跨接离合器可传递的力矩可减小。这可通过改变Kme系数来完成。

从图34看出，跨接离合器112的扭力减振器也可以这样安排，使该减振器具有一个附加在带有相对小的扭转劲度的扭力角上的小扭力角，其时扭转劲度为第一个扭力角扭转劲度的几倍。在图34中第二个扭力角约扩展了2°。该第二个扭力角的扭转劲度可以是第一个扭力角的扭转劲度的7至15倍。在图34中所示的详细例子中第一个扭力角的扭转劲度数量级是8Nm/°而在第二个扭力角中其数量级为70Nm/°。

在图35的主要行驶范围内通过Kme系数可把由跨接离合器112可传递的力矩调节到实际出现的发动机转矩的1.1至1.2倍。在主行驶范围内对跨接离合器112可传递力矩的调整和控制可以这样来完成，即由跨接离合器112可传递的转矩不低于一个最低值。该值应至少是内燃机的额定转矩的1％。由跨接离合器112在主要行驶范围可传递的最低力矩可以是5Nm。然而该下限可以根据使用情况向下或向上移动。这样在主要行驶范围内以由跨接离合器112可传递的最小力矩也可以调整到一个非常接近在主要行驶范围内出现的最大的发动机力矩值，最好稍小一些。

在图35标以“有打滑的范围”的区域内，通过Kme系数可把由跨接离合器112可传递的转矩调整到内燃机瞬时出现的力矩值的0.8至0.95倍。跨接离合器112的转矩传递容量是与内燃机当时出现的需要传递的力矩有关。换言之，即随着内燃机的转矩升高，由跨接离合器可传递的力矩也增加，在内燃机发出的转矩下降时，则跨接离合器112的转矩传递容量同样也下降。

通过根据发明的对跨接了变换器的离合器的设计以及它的控制能够以能量的观点使汽车运转优化。因此，主要运用无打滑的跨接离合器的行驶运转情况和不跨接或带打滑工作的跨接了变换器的离合器的运转情况相反，可达到燃料明显节约的目的。主要转速范围这时在约600r/min和2200r/min至3000r/min，平均值约在1800r/min。在主要行驶范围内跨接离合器大体上是闭合的，以使主要的力矩通过跨接离合器无明显打滑的进行传递。在这个主要行驶范围内震荡衰减则由在跨接了变换器的离合器112的力流以及转矩流中配置的旋转震荡减振器135来完成。扭力减振器135这时具有比较小的扭力角，扭力减振器的止当力矩约相当于主要行驶范围的上限力矩。该上限力矩可以按机械化情况和车辆重量计为发动机最大力距的15％至50％。用一个这样构成的衰减器在行驶范围内可以用较小的驱动力矩控制产生干扰的营营声的振动。在驱动链上的负荷变化反应干扰通过扭力减振器以较小的扭力角来压低和避免。负荷变化冲击由于限动力矩超过时以及减振器的跨接力矩超过时的跨接离合器的摩擦面相对的互相滑动而被限制。因此限定了要传递的力矩。力矩峰值通过在跨接离合器中的打滑被衰减了。在主要行驶范围以上及在出现的转矩大于从减振器可传递的极限力矩的行驶范围内，跨接离合器应这样控制，即要有打滑。负荷变化反应的干扰可通过这样调整的打滑来避免。在主要行驶范围以上的转速范围及转矩范围内，当没有干扰的震荡激发存在时，则离合器同样可以闭合在一转矩值上，该值大于那时的发动机力矩值。对于存在干扰激发的一定转速范围内，跨接离合器又可以断开放着打滑。后者在出现谐振转速时是特别有利的。

在主要行驶范围以及在发动机力矩比较小的范围内，直接跳过谐振将跨接离合器断开以及将可传递的力矩显著减小是合适的。通过根据本发明对跨接离合器的断开和控制及调节，特别可以除去所谓的营营声噪音，这种噪音通过部分闭合的即打滑的跨接离合器是消除不了的，而是根据在此种跨接离合器摩擦盘之间产生的粘合/打滑状态来消除的。

下面的描述对本发明的理解以及本发明的结构和设计与已知的技术水平相比而所具备的额外的优点，作补充说明。

对跨接了变换器的离合器的根据本发明的系统选择了什么样的控制策略呢？在打滑调节上出现的问题已在上面提到了。基本问题在于首先必须出现一个调节偏差，才有调节反应。此外存在一个范围，在该范围内不可能达到给定的额定值，例如打滑量不可能调节到高于变换器断开时的那个量。当调节器在换档操作过程中工作时，它将对挂档产生消极作用。倘若诸如在高挂档时打滑量保持得太小，则在挂档终止时因出现粘合而损失舒适度。面对所有这些调节问题可以想出解决的办法，然而通常这并不是最优化的解决办法。故Luk-控制的思路是作力矩控制，并且系统偏差通过适配装置进行平衡。从发动机力矩取得的跨接力矩是这样确定的：

Muberbrucking(M跨接)＝MMotor(M发动机)*跨接系数这意味着不调整额定打滑值。这也示于频度图36中，其中的实线表示现有技术的情形，断续线代表根据本发明思想的情形。

跨接是否完全断开或打滑地闭合，首先应按能量的观点来确定。例如：

在一个极端的山路行驶中(3600kg，12％)在较低的速度下跨接不可能是完全闭合的，这是因为诸如牵引力储存不够或发动机不许加压太大。于是要作持续的比较，当跨接是打滑的或跨接是完全断开的时候总耗损是否是较小的，见图37。

当驾驶希望提高牵引力时，他就提高负荷杆位置。接着发动机力矩上升。当该力矩还不够时，驾驶员再提高负荷杆位置以便表明他增加加速的愿望。在常规系统中经常是回档，以便经一短暂的过渡提高牵引力。在WL-系统中则首先检查是否通过断开跨接离合器可达到提高牵引力的希望。这个情况就是在变换范围内断开变换器后所处的情况。如果如此，则跨接断开，否则应回档。该种检查是持续进行的。用这种共同作用来改善，以及把换档曲线和此种思路相配合，是很有意义的。这种协调工作和软变换器相结合是特别有效的(见下节)。这种哲理在挂档曲线图(图38)中近似的作了表示。

通过这些措施(打滑，锥体，小型减振器和适配的控制)已使消耗达到明显的改善，这是因为在各个档上都可跨接。较软的变换器又起到了更进一步的明显改善的作用。

这些贡献开始在变换器设计上显示出来。因为在全部范围上的跨接，在迄今为止的通常系统上是不可能的。变换器必须设计得相当硬。用WL-思路则是可能的，利用软变换器的优点而避开其缺点。其优点主要是较好的牵引力和较小的停车耗损。其缺点—即在许多范围内较低的负荷有较高的耗损和“橡皮带效应”—则由可持续调节的跨接离合器来避免。

用这种设计可再一次达到进一步的有意义的优点。行车能力明显地提高而消耗则可观的下降。此外废气排放超比例地改进。测试循环以冷态开始。在跨接打开时发动机借助于软变换器明显地快速达到其运转温度，这有利于改善废气排放。

在从0km/h到100km/h的加速中，在通常的4档传动机构和5档传动机构之间没有大的差别，因为变速比在前几档几乎是相等的。用带Luk-WL-系统(通过一软变换器设计)的4-档传动机构结果得到比通常的5-档传动机构有明显的加速优点。在消耗上也有明显改善，不仅与通常的4-档传动机构相比而且与通常的5-档传动机构相比也达到了改善。在废气排放上也得到很大改进。

一个具有许多优点的降低费用的解决办法是：跨接了变换器的离合器系统与4-档传动机构相结合。

跨接了变换器的离合器系统与4-档传动机构相结合在诸如行车能力和耗损方面的优点可以达到像正常跨接离合器的5-档传动机构的一样，并且在总体上比5-档传动机构的重量和费用皆明显较低(完全没有考虑在开发费用上可能的节约)。

和大范围扩展的4-档相结合的软变换器在牵引力图上示出在大多数范围甚至于比带通常变换器的5-档传动机构的牵引力还要高(图39)。人们还知道，在带较低负荷范围内5-档传动机构必须经过2个档级的挂档，而带有变换器跨接系统的4-档传动机构则无此必要，也就是说，传动的换档次数下降。较大的换档跳动通过较软的变换器而被吸收了。

本发明不限于所图示的和描述的详细例子，而是也包括特别是能通过结合具有本发明描述的特点的有关的组合体以及元件而构成的各种变异。此外与由图示所描述的特点及所示功能有关的单独发明也属于本发明的范围。

因此，本发明申请者保留对比至今为止只是在说明中的，特别是在结合附图所公开的有发明意义的特征更广泛的权利要求。故为了得到今后的权利保护，随申请呈入的权利要求仅仅是不会在法律上产生不利的表格式提案。

Claims (4)

1、一种带内燃机的驱动系统，带有一个自动传动装置，其特征在于：至少在加速过程中一个装置确定，是否能通过在同一传动比中断开跨接离合器就可以由转矩变换装置达到牵引力的提高，如果答案是肯定的，则断开跨接离合器；否则传动装置要改变或提高传动比。

2、根据权利要求1的装置，其特征在于：其中的自动传动装置是一种分级传动装置或是一种连续的或无级的传动装置。

3、根据权利要求2的装置，其特征在于：其中的连续或无级传动装置是一种可以无级调节的圆锥圆盘配合传动装置。

4、根据权利要求1至3之一的装置，其特征在于：其中的自动传动装置可以进行分立的和/或连续的传动比控制。

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