DE10044493A1 - Mehrfach-Kupplungseinrichtung, insbesondere Doppel-Kupplungseinrichtung, für lastschaltbare Getriebe - Google Patents

Abstract

Für eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung, ggf. Doppel-Kupplungseinrichtung (12), für die Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zwischen einer Antriebseinheit und einem Getriebe, wobei die Kupplungseinrichtung (12) eine einer ersten Getriebeeingangswelle (22) des Getriebes zugeordnete erste Kupplungsanordnung (64) und eine einer zweiten Getriebeeingangswelle (24) des Getriebes zugeordnete zweite Kupplungsanordnung (72) aufweist zur Momentenübertragung zwischen der Antriebseinheit und dem Getriebe, wird unter anderem vorgeschlagen, dass die Kupplungsanordnungen als nasslaufende Lamellen-Kupplungsanordnungen (64, 72) ausgebildet sind.

Description

Die Erfindung betrifft unter anderem eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung, ggf. Doppel-Kupplungseinrichtung (im Folgenden auch kurz "Doppelkupp­ lung" genannt), für die Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahr­ zeugs zwischen einer Antriebseinheit und einem Getriebe, wobei die Kupplungseinrichtung eine einer ersten Getriebeeingangswelle des Getriebes zugeordnete erste Kupplungsanordnung und eine einer zweiten Getriebeein­ gangswelle des Getriebes zugeordnete zweite Kupplungsanordnung aufweist zur Momentenübertragung zwischen der Antriebseinheit und dem Getriebe. Die Erfindung betrifft insbesondere ein nasslaufende Mehrfach-Kupplungs­ einrichtung bzw. Doppel-Kupplungseinrichtung (Doppelkupplung) der vorstehend genannten Art. Weiterhin betrifft die Erfindung insbesondere eine nasslaufende Mehrfach-Kupplungseinrichtung bzw. Doppel-Kupplungs­ einrichtung (Doppelkupplung), bei der die Kupplungsanordnungen als Lamellen-Kupplungsanordnungen ausgeführt sind.

Technischer Hintergrund

Angestrebte Kraftstoffverbrauchsreduzierungen und Wirkungsgradverbes­ serungen führen heute zu weiterentwickelten modernen Getriebekonzepten. Der fortschreitenden Automatisierung kommt hierbei neben einer Steigerung des Fahrkomforts die Bedeutung zu, das Fahrzeug unter Berücksichtigung des Fahrerwunsches in allen Fahrsituationen im optimalen Motorkenn­ feldbereich und somit sparsam und emissionsarm zu betreiben. Mit der gleichen Zielsetzung wird auch die Getriebespreizung von etwa 5,0 auf < 6,0 erhöht. Zur Vermeidung zu weiter Übersetzungsstufen werden die gestuften Getriebe mit einem zusätzlichen, teilweise lang ausgelegten sechsten Gang ausgestattet.

Keinerlei Zugeständnisse können bei den Einbaumaßen gemacht werden. Zukünftige neue Lösungen wie z. B. Kurbelwellen-Starter-Generatoren werden zusätzlich zu integrieren sein und somit insbesondere bei Front-Quer-Anordnungen des Antriebsstranges die Bauräume tendenziell eher weiter einschränken.

Gegenwärtig sind das Manuelle Schaltgetriebe (MT Manual Transmission) und das Stufenautomatgetriebe (AT Automatic Transmission) etabliert. Hinzu kommen seit einigen Jahren das AMT (Automated Manual Trans­ mission) und das CVT (Continuous Variable Transmission). Ihr Marktanteil ist jedoch noch sehr gering.

Manuelle Schaltgetriebe (MW empfehlen sich insbesondere durch ihre günstigen Kosten, die relativ geringen Abmessungen und den guten Wirkungsgrad der Stirnradverzahnungen. Der Verbrauch ist hier stark vom Schaltverhalten des Fahrers und dem Fahrzeugkonzept abhängig.

Durch Automatisierung (AMT) der Schalt- und Kuppelvorgänge kommt man dem Komfort des Stufenautomaten näher. Eine Erhöhung der Gangzahl und damit verbunden die Vergrößerung der Spreizung wirken sich ebenfalls komforterhöhend aus. Der gute Wirkungsgrad, die nach wie vor recht geringen Kosten sowie die - unter allen Konzepten - besten Voraus­ setzungen für günstigen Verbrauch bleiben erhalten. Die als Komfortein­ schränkung empfundene Zugkraftunterbrechung beim automatisierten Schalten wird bei zukünftigen AMT durch die Optimierung des Gang­ wechselprozesses reduziert.

Stufenautomaten (AT) sind in den letzten Jahren ständig weiterentwickelt und dadurch noch komfortabler, leichter und sparsamer geworden. Das neue Radsatzkonzept nach Lepelletier wird diesen Trend fortsetzen helfen. Zugkraftunterbrechungen werden durch das geregelte Überschneiden von Lamellenkupplungen im Getriebe während des Schaltvorganges vermieden. Der Momentenfluß wechselt dabei von einer zur anderen Übersetzungsstufe.

Beim CVT findet prinzipbedingt ebenfalls keine Momentenunterbrechung bei der Veränderung der Getriebeübersetzung/"Schaltung" statt. Der Be­ schleunigungsvorgang folgt hier in idealer Weise der Zugkrafthyperbel. Ungewohnt ist jedoch, dass zunächst die Motordrehzahl angehoben und anschließend die Getriebeübersetzung kontinuierlich verändert wird. Es gibt eine Verzögerung zwischen dem Einleiten des Beschleunigungsvorganges und der folgenden Reaktion. Der hydraulisch erzeugte Kraftschluß im Getriebe zur Momentenweiterleitung auf den Abtrieb lässt einen höheren Verbrauch des Fahrzeuges erwarten. Durch die große Spreizung kann dieser jedoch in den Bereich eines Fahrzeuges mit manuellem Schaltgetriebe gesenkt werden.

Für die Funktion des Schaltens wie auch des Anfahrens stehen heute vier Grundkonzepte zur Verfügung:

• - die Trockenkupplung,
• - die Nasslaufkupplung
• - der Drehmomentwandler und
• - die Hydrokupplung.

Die Trockenkupplung zeichnet sich

• - durch ihren guten Wirkungsgrad,
• - die Schleppmomentenfreiheit sowie
• - das relativ kleine Massenträgheitsmoment aus.

Der gute Wirkungsgrad ist auf das Fehlen von Hilfsenergie zurückzuführen. Ein Drehmomentwandler oder eine nasslaufende Kupplung benötigen im überbrückten/geschlossenen Zustand immer Druck und damit zusätzliche Energie.

Vorzüge der Nasslaufkupplung sind

• - kleine Masse,
• - sehr kleines Massenträgheitsmoment sowie
• - sehr gute Regelbarkeit
• - bei hoher Leistungsdichte und großer Momentenkapazität.

Sie eignet sich daher optimal für Fahrzeuge mit kleinen Bauräumen und hohem Drehmoment.

Der Drehmomentwandler mit oder ohne schlupfgeregelter Überbrückungs­ kupplung und Torsionsschwingungsdämpfer bietet aufgrund seiner Funktion als hydrodynamisches Strömungsgetriebe

• - zum einen Wirkungsgradvorteile im unüberbrückten Zustand und
• - zum anderen ein durch das Strömungsgetriebe übersetztes Drehmoment.
• - Überlastsicherheit.

Die Hydrokupplung wandelt im Gegensatz zum Drehmomentwandler nur die Drehzahl. Sie hat, genau wie der Drehmomentwandler, eine höheres übertragbares spezifisches Moment als obige Kupplungsprinzipien. Zudem hat sie den Vorteil, dass die Verlustleistung bei Anfahr- oder ähnlichen Vorgängen direkt im Ölvolumen entsteht und aus Wärmeübergangsgründen nicht erst in einem Metallkörper zwischengespeichert werden muss.

Fig. 1 zeigt eine Tabelle, die die verschiedenen Konzepte bzw. Anfahr­ elemente bewertet (+ + = sehr gut, + = gut, o = befriedigend, - = schlecht, -- = sehr schlecht).

Die Ziele der Weiterentwicklung der einzelnen Getriebekonzepte lassen sich wie folgt zusammenfassen:

• 1. Ermöglichen eines geringen Kraftstoffverbrauchs,
• 2. sehr gute Fahrdynamik durch kleine rotatorische Massen und
• 3. hoher Komfort durch zugkraftunterbrechungsfreies Schalten.

Dem Ziel des geringen Kraftstoffverbrauches kann durch eine formschlüs­ sige Momentenübertragung in Form einer Stirnradverzahnung besser als durch Planetenradsätze erreicht werden. Die Schleppmomente durch Lamellenkupplungen im Getriebe, wie sie z. B. im Stufenautomat eingesetzt werden, führen ebenfalls zu Verlusten. Daraus folgt, dass die Zahl der Lamellen-Kupplungen begrenzt sein sollte.

Die Fahrdynamik hängt sowohl sehr stark vom Getriebekonzept, als auch vom hierdurch bedingten Anfahrelement ab. Beim Getriebekonzept müssen zum einen die rotierenden Massen als auch die Schleppmomente im Getriebe berücksichtigt werden.

Das zugkraftunterbrechungsfreie Schalten kann erreicht werden durch ein Verschleifen der Schaltvorgänge durch Lamellenkupplungen und/oder ein Einlegen der Gänge vor der Momentenübergabe auf die neue Stirnradkom­ bination.

In Fig. 2 sind die Zusammenhänge dargestellt. Die Berücksichtigung der Forderungen an eine Getriebeweiterentwicklung verweist auf das alte (neue) Konzept des Doppelkupplungsgetriebes.

Das Doppelkupplungsgetriebe gehört zu den Lastschaltgetrieben: Es hat im Gegensatz zu anderen Lastschaltgetrieben zwei getrennte Getriebeeingangs­ wellen. Die Gänge werden zwar im jeweils lastfreien Zweig des Getriebes vorgewählt, der Wechsel der Gangstufen erfolgt jedoch wie auch beim herkömmlichen Automatgetriebe unter voller Last durch gesteuerte Momentenübergabe von der ersten zur zweiten Kupplung.

Stand der Technik

Eine Kupplungseinrichtung der eingangs genannten Art ist beispielsweise aus der EP 0 931 951 A1 bekannt. Die Kupplungseinrichtung dient zur Verbindung des Antriebs eines Kraftfahrzeugs mit einem mehrstufigen Schaltgetriebe über zwei bevorzugt automatisiert betätigte Reibungskupp­ lungen, wobei jeder dieser beiden Reibungskupplungen jeweils ein Ausrücksystem zugeordnet ist, so dass die beiden Reibungskupplungen unabhängig voneinander ein- oder ausrückbar sind. Eine Kupplungsscheibe einer der beiden Reibungskupplungen ist auf einer zentralen Getriebeein­ gangswelle drehfest angeordnet, während eine Kupplungsscheibe der anderen Reibungskupplung an einer die zentrale Getriebeeingangswelle umgreifenden, als Hohlwelle ausgebildeten zweiten Getriebeeingangswelle drehfest angreift. Die bekannte Doppelkupplung ist mit einer festen Druckplatte der einen Reibungskupplung an einem Schwungrad einer Brennkraftmaschine angeordnet. Die Anordnung der Doppelkupplung in einem Antriebsstrang entspricht insoweit weitgehend der Anordnung herkömmlicher (Einfach-) Reibungskupplungen im Antriebsstrang.

Es wurden Schaltstrategien und Schaltverfahren für Doppelkupplungs­ getriebe vorgeschlagen, die auf der gezielten Einstellung von Kupplungs­ schlupf beruhen (DE 196 31 983 C1) mit dementsprechender Erzeugung von Reibungswärme. Je nach Fahrweise können Überhitzungsprobleme der erläuterten Art nicht ausgeschlossen werden.

Aus der DE 198 00 490 A1 ist ein Wechselgetriebe mit zwei Lamellenkupp­ lungen bekannt, von denen eine für die Vorwärtsfahrt und die andere für die Rückwärtsfahrt dient. Die DE 198 00 490 A1 beschäftigt sich primär damit, wie die beiden Lamellenkupplungen in ausreichender Weise unter Einsatz des viskosen Betriebsmediums gekühlt werden können.

Aus der DE 44 15 664 A1 ist eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung bekannt, bei welcher durch wahlweises Aktivieren einer Lamellen-Kupplungsanord­ nung von einer Mehrzahl von Lamellen-Kupplungsanordnungen ein Drehmomentübertragungsweg zwischen einem Antriebsorgan und einem von einer Mehrzahl von Abtriebsorganen hergestellt werden kann. Die Abtriebsorgane sind von koaxial ineinander geschachtelten Getriebeein­ gangswellen gebildet.

Konzeptvergleich trockene und nasse Doppelkunplung

Doppelkupplungen teilen den Momentenfluß auf die beiden in der Regel konzentrisch angeordneten Getriebeeingangswellen auf. So kann, wie bei den Darstellungen der Fig. 3 bis 6 beispielhaft zugrundegelegt, eine innere Getriebeeingangswelle den Gängen 1, 3 und 5 und die äußere den Gängen 2, 4 und 6 zugeordnet sein. Dabei ist dann der auf die innere Getriebeein­ gangswelle mit dem ersten Gang wirkende Zweig der Doppelkupplung die thermisch höher belastete Anfahrkupplung. Der Rückwärtsgang, ebenfalls ein Anfahrgang, sollte aus thermischen Gründen auch auf dieser Getrie­ beeingangswelle angeordnet sein. Andererseits spricht das problemlose Rangieren durch Umsteuern der Kupplungen für die Verteilung der Gänge 1 und R auf unterschiedliche Getriebeeingangswellen.

Betrachtet man die Energiebilanz für die Betätigung während des Konstant­ fahrbetriebes, so zeigt sich, dass auf beiden Getriebeeingangswellen eine Neutralposition verfügbar sein sollte. Diese wird auf der gerade nicht unter Last laufenden Welle eingelegt, bis zur Vorbereitung des nächsten Gangwechsels ein Gang vorgewählt wird.

Doppel Trockenkupplung

Die Fig. 3 zeigt eine 240-er Doppel-Trockenkupplung für ein Motor­ drehmoment bis 350 Nm, in Einscheibenbauart. Beide Kupplungen sind gedrückt betätigt. Ohne Betätigungsenergie sind die Kupplungen also beide geschlossen (Normally-Closed). Das Drehmoment fließt von der Kurbelwelle her durch einen Dämpfer in die Druckplatte und von dort über eine der beiden Kupplungsscheiben auf die Getriebeeingangswelle.

Bei der Auslegung der wärmespeichernden Bauelemente der Kupplung wie Zwischenplatte und Anpressplatten sind die bei den Anfahr- und Über­ schneidungssteuerungen anfallenden Reibenergien zu berücksichtigen. Die Baugröße fällt daher nicht gerade sehr gering aus.

Die für die Überschneidungs-Reibvorgänge erforderlichen Verschleißvolu­ mina der Reibbeläge sind durch die gegenüber einer herkömmlichen Reibkupplung von einer auf zwei erhöhte Zahl der Kupplungsscheiben vorhanden. Mit der Verdoppelung der Anzahl der Reibflächen wird dem durch die Überschneidungsvorgänge bedingten Verschleiß Rechnung getragen.

Die nicht unerhebliche Baulänge der Doppel-Trockenkupplung wird geringfügig reduziert, wenn eine der beiden Kupplungen durch die hohle innere Getriebeeingangswelle betätigt werden kann (Fig. 4).

Bei den Konstruktionen gemäß Fig. 3 und 4 wirken die Betätigungskräfte beider Kupplungen in Richtung Motor. Bei gleichzeitig geöffneten Kupp­ lungen bzw. Gangwechsel ergeben sich somit für den Zeitraum der Momentenübergabe sehr hohe Axialbelastungen der Kurbelwelle.

Wird eine der beiden Kupplungen gedrückt und die andere in gezogener Bauart ausgeführt (Fig. 5), so werden die Belastungen reduziert. Nachteilig ist die sich dadurch ergebende vergrößerte axiale Länge.

Doppel-Nasslaufkupplung

Die in Fig. 6 beispielhaft dargestellte Doppel-Nasslaufkupplung ist für ein Drehmoment von etwa 350 Nm ausgelegt. Ein Beispiel einer Doppel- Naßlaufkupplung wird unten anhand der Fig. 12 im Detail beschrieben.

Die beiden Kupplungen sind radial übereinander angeordnet. Die äußere wird als Anfahrkupplung, die innere im wesentlichen als Schaltkupplung eingesetzt.

Obwohl beide Kupplungen je vier Belaglamellen aufweisen ist eine sehr kompakte Bauart möglich. Die anfallende Reibenergie braucht im Gegensatz zur Trockenkupplung nicht gespeichert werden, sondern kann mit dem hindurchgeleiteten Öl permanent abgeführt werden. Eine Pumpe versorgt hierzu die Kupplung über eine Drehdurchführung mit Kühlöl. Ebenso kann die Druckölversorgung der druckabhängig schließenden Kupplungen (Normally-Open) erfolgen.

Im Gegensatz zur Trockenkupplung rotiert die Kupplungsbetätigung mit Dem kann durch einen Fliehkraftausgleich Rechnung getragen werden.

Wie auch bei der Doppel-Trockenkupplung können die Motorungleichförmig­ keiten durch einen vor der Kupplung im Trockenraum angeordneten Torsionsschwingungsdämpfer reduziert werden. Die ZMS-Funktion (ZMS = Zwei-Massen-Schwungrad) kann durch die Anordnung des Dämpfers vor der Kupplung realisiert werden.

Ein Deckel zwischen Dämpfer und Kupplung kann den Trocken- und den Nassraum trennen.

Bauraumbedarf

Die Beschreibungen der Doppelkupplungen haben bereits gezeigt, dass der Bauraumbedarf ein wesentliches Unterscheidungskriterium ist.

In Fig. 7a ist die oben beschriebene Doppel-Trockenkupplung in der Kupplungsglocke eines Fahrzeuges mit Heckantrieb (RWD) und somit relativ günstigen Platzverhältnissen dargestellt. Insbesondere das Betätigungs­ modul wäre nur nach einer zusätzlichen Bauraumverlängerung unter­ zubringen.

Die Umrisskontur der Doppel-Nasslaufkupplung (Fig. 7b) zeigt hingegen deutlich deren geringeren Platzbedarf, sogar incl. der erforderlichen Drehdurchführung. Sie ist auch in der deutlich engeren Kupplungsglocke des Frontantriebsfahrzeuges (FWD) noch unterzubringen. Radial außen entsteht Freiraum, der z. B. für einen Kurbelwellenstartergenerator genutzt werden kann.

Eine Trockene Doppelkupplung baut für die überwiegende Zahl der Fahrzeuge im Markt zu groß. Dagegen ist das nasse Konzept sowohl für Front- als auch für Heckantriebsfahrzeuge sehr gut geeignet (vgl. Fig. 8). Aufgrund dieser Situation dürfte sich das nasse Konzept gegenüber dem trockenen Konzept durchsetzen.

Auswirkungen u. a. auf den Verbrauch und die Performance a) Schleppmomente

Kupplungen, die auf dem trockenen Prinzip basieren, sind im geöffneten Zustand unkritisch bzgl. Schleppverlusten. Nasslaufende Kupplungen lassen eher Probleme erwarten. Das Schleppmoment hängt neben den inneren Gestaltungsmerkmalen der Kupplung sehr stark

• - von der Systemtemperatur und somit
• - der Ölviskosität sowie
• - von den Systemwiderständen, z. B. infolge eines vorgewählten Ganges, ab.

Durch Reduzierung der Zeiträume, in denen ein Gang eingelegt ist, kann die entstehende Verlustleistung begrenzt werden. Der jeweils nächste Gang sollte somit erst kurz vor dem anstehenden Gangwechsel eingelegt werden. Dies kann durch eine eine geeignete Schaltstrategie oder Schaltlogik erreicht werden.

Die Getriebesteuerung kann die Schaltvorgänge fahrsituationsabhängig beispielsweise wie folgt beeinflussen:

• - Ein Konstantfahrbetrieb bei mittleren Drehzahlen macht zunächst keine Vorbereitung eines Gangwechsels erforderlich. Das Fahrzeug fährt im eingelegten Gang, auf der anderen Getriebeeingangswelle bleibt die Neutralstellung vorgewählt.
• - Im Falle eines Konstantfahrbetriebs über längere Dauer kann aus ökonomischen Gründen auch bei nur leicht erhöhter Drehzahl der nächste Hochschaltvorgang ausgelöst werden.
• - Bei Beschleunigung (Verzögerung) des Fahrzeuges überwacht die Getriebesteuerung die Motordrehzahlen und bereitet z. B. bei Erreichen einer Grenzdrehzahl den nächsten Gangwechsel durch Einlegen des nächsthöheren (nächstniedrigeren) Ganges auf der anderen Getriebeeingangswelle vor. Die Getriebesteue­ rung kann dafür ausgelegt werden, in Abhängigkeit von der Stärke der Beschleunigung bzw. Verzögerung eine sportliche oder ökonomische Fahrweise zu erkennen und in Abhängigkeit hiervon die für die Auslösung des Schaltvorgangs ausgewähl­ ten Drehzahlgrenzen zu verändern.

Zur Erläuterung sei die folgende Situation angenommen:
Der Fahrbetrieb erfolgt über eine erste Getriebeeingangswelle, die zweite Getriebeeingangswelle ist auf Neutral geschaltet. Die der zweiten Getriebeingangswelle zugehörige Kupplung sollte aus Verbrauchsgründen nach Möglichkeit energiefrei sein:

• - Liegt kein Schleppmoment an, so wird bei einer energiefreien, also offenen Normally-Open-Kupplung die Drehzahl der in Schaltposition Neutral befindlichen Getriebeeingangswelle gegenüber der Motordrehzahl stark abfallen, im Extremfall wird diese Getriebeeingangswelle stehen bleiben.
• - Ist der betreffenden Getriebeeingangswelle eine Normally- Closed-Kupplung zugeordnet, so wird die Kupplung durch Schließen energiefrei, d. h. dass die Drehzahl dieser Getrie­ beeingangswelle jeweils auf Motordrehzahlniveau gehalten wird.

Der nächste Schaltvorgang muss dann durch Synchronisation der Drehzahlen vorbereitet werden, d. h. die Getriebeeingangswelle muss z. B. mittels der Synchroneinrichtung auf Synchrondrehzahl gebracht werden, alternativ oder bevorzugt unterstützend kann auch die dieser Getriebeeingangswelle zugeordnete Kupplung zum Synchronisieren eingesetzt werden. Die vorstehend vorgeschlagene, vollständige oder - bevorzugt - annäherende (etwa entsprechend der in Folge des Gangwechsels zu erwartenden Änderung der Motordrehzahl) Angleichung der Drehzahlen der Getriebeeingangswellen (in der Regel umfassend ein Hochbeschleunigen derjenigen Getriebeeingangswelle, über die momentan kein Drehmoment zu den angetriebenen Fahr­ zeugrädern läuft) entlastet die getriebeinterne Synchronisationsein­ richtung, die dementsprechend weniger einfacher bzw. kostengüns­ tiger ausgeführt sein kann und beispielsweise nur auf die abtriebs­ seitigen internen Getriebewellen wirkt. Es erscheint aber nicht ausgeschlossen, vollständig auf eine getriebeinterne Synchronisa­ tionseinrichtung zu verzichten.

Der Schaltvorgang muss spätestens eingeleitet werden, wenn die Zeit bis zum Erreichen der vorgesehenen Drehzahlgrenze der minimal möglichen Schaltzeit incl. Synchronisationszeit entspricht.

b) Massendynamik

Resultierend aus dem großen Bedarf an Wärmekapazität der Doppel- Trockenkupplung folgt eine große rotierende Masse (Fig. 9). Durch das hohe Massenträgheitsmoment (Fig. 10) ergeben sich Nachteile sowohl hinsicht­ lich der Fahrdynamik (mit entsprechenden Auswirkungen auf das Be­ schleunigungsvermögen, das für die nasse Doppelkupplung besser als für die trockene Doppelkupplung ist, d. h., mit einer nassen Doppelkupplung kann man beispielsweise - etwa ausgehend von einer Geschwindigkeit von 0 km/h - in einem kürzeren Zeitintervall eine Geschwindigkeit von 100 km/h erreichen) als auch des Verbrauchs. Der Vergleich der Fig. 9, 10 basiert wiederum auf einem Auslegungs-Drehmoment von ca. 350 Nm.

Die Doppel-Nasslaufkupplung hingegen liegt sowohl beim Trägheitsmoment als auch bei der rotierenden Masse im Bereich heutiger Kupplungen (Fig. 9, 10).

In diesem Zusammenhang sei auf die Möglichkeit hingewiesen, dass im Falle eines der Doppelkupplung vorgeschalteten Dämpfers (ZMS-Funktionalität, vgl. Fig. 6) mittels der Doppelkupplung die Sekundärmasse beeinflusst werden kann durch Öffnen (kleinere Sekundärmasse) und Schließen (vergrößerte Sekundärmasse) der gerade nicht im Momentenfluß befindli­ chen Kupplung. Es können so die Massenträgheitsmomente der zweiten Getriebeeingangswelle incl. der dieser Welle zugeordneten Lamellen situationsbezogen an- und abgekoppelt und so in die Gesamtauslegung der ZMS-Funktion variabel einbezogen werden.

c) Systemeinflüsse

Für die Energiebetrachtung sind insbesondere die Pumpenleistungen für Kühlung und Betätigung in Abhängigkeit vom jeweiligen Fahrzyklus sowie die Schleppmomente interessant. Bei einem kompletten Systemvergleich müssten eigentlich auch die Komponenten außerhalb der Kupplungsglocke (z. B. hinsichtlich Bauraum, Gewicht usw.) mit einbezogen werden. Hier wird der Einfachheit wegen jedoch nur die Doppelkupplung selbst berück­ sichtigt.

Sicherheitsaspekte

Neben der Unterscheidung nach der Betätigungsrichtung können vier Alternativen der Doppelkupplung hinsichtlich des Betätigungsprinzips unterschieden werden:

• - Beide Kupplungen können, wie bei herkömmlichen Trocken­ kupplungen üblich, mit einer gemeinsam mit dem Reibradius das Übertragungsmoment bestimmenden Druckfeder ausgerüs­ tet sein und bei Betätigung öffnen (Normally Closed).
• - Ebenso können beide Kupplungen unter dem Einfluss des Betätigungsdruckes schließen (Normally Open).
• - -Weiterhin sind Mischbauweisen, aus einer Normally Closed und einer Normally-Open-Kupplung darstellbar.

Ist der Getriebeeingangswelle mit z. B. dem meistgenutzten Autobahngang eine Normally-Closed-Kupplung und der anderen Getriebeeingangswelle eine Normally-Open-Kupplung zugeordnet, so kann in diesem Gang ohne jegliche Betätigungsenergie gefahren werden. Letztlich kommt es jedoch sehr auf den jeweiligen Fahrzyklus an, welchen Gängen die Normally-Closed-Kupp­ lung zugeordnet sein müsste.

Betrachtet man die unterschiedlichen Konzepte, etwa im Rahmen einer Fehler-Möglichkeits- und Einflußanaylse (FMEA), insbesondere hinsichtlich der Auswirkungen eines eventuellen Druckausfalles im Hydrauliksystem, so sprechen

• - massive Sicherheitsvorteile für eine Auslegung beider Zweige der Doppelkupplung als Normally-Open-Kupplung. Unabhängig davon, welcher Fahrgang gewählt ist oder ob gerade ein Überschneidungsvorgang stattfindet, kann ein totaler oder teilweiser Druckausfall lediglich zum Öffnen beider Kupplungen und damit zur Unterbrechung des Momentenflusses führen.
• - Die Beherrschung des enormen Risikos des Getriebever­ spannens durch gleichzeitiges Schließen beider unterschiedlich übersetzter Momentenflüsse wäre bei zwei Normally-Closed-Kupplungen die größte Herausforderung.
• - Bei einer Kombination des Normally-Closed- und des Normally- Open-Prinzips in einer Doppelkupplung kann es bei einem plötzlichen totalen Druckausfall zu einem Wechsel von der einen auf die andere Kupplung kommen. Kritische Situationen müssen durch ein intelligentes Notsystem aufgefangen werden. Andererseits ist der klare Vorteil einer Kombination von Normally-Closed und Normally-Open in einer Kupplung, dass Drucksystemausfälle nicht zu totalen Liegenbleibern führen, ein Notfahrbetrieb zur nächsten Werkstatt könnte so sichergestellt werden.

Zur Erläuterung seien betreffend die Kombination des Normally-Closed- und des Normally-Open-Prinzips in einer Doppelkupplung die folgenden Situation angenommen:

Fahrsituation 1

Das Fahrzeug fährt bei geschlossener Normally-Closed-Kupplung, also drucklos. Die Normally-Open-Kupplung ist offen, also ebenfalls drucklos. Fällt in diesem Fahrbetrieb die Pumpe aus, so tritt keinerlei unmittelbare Konsequenz ein, das Fahrzeug ist allerdings zu einen weiteren Kuppelvorgang nicht mehr imstande. Die Systemüber­ wachung erkennt diese Situation und informiert den Fahrer. Einge­ schränkter Fahrbetrieb ist möglich.

Fahrsituation 2

Das Fahrzeug fährt bei offener Normally-Closed-Kupplung (also unter Druck stehend), die Normally-Open-Kupplung ist geschlossen, steht also ebenfalls unter Druck.

Verschiedene Fehlersituationen sind denkbar:

• - Fällt nur der Druck im Teilsystem der Normally-Open-Fahrkupp­ lung aus, so fällt das übertragbare Moment dieser Kupplung dem Druckabfall entsprechend ab. Das Fahrzeug kann über diese Kupplung nicht mehr fahren. Bleibt das Teilsystem der anderen Kupplung voll funktionsfähig, so kann durch Einlegen eines Ganges der anderen Getriebeeingangswelle und Schlie­ ßen der dieser Welle zugeordneten Kupplung weitergefahren werden (limp home situation).
• - Fällt nur der Druck im Teilsystem der Normally-Closed-Kuppl­ ung aus, so ist die unmittelbare Folge ein Schließen dieser Kupplung.
• - Bei nicht eingelegtem Gang auf dieser zweiten Getriebe­ eingangswelle bewirkt das plötzliche Schließen der Kupplung lediglich ein Synchronisieren der Drehzahl dieser Welle auf Motordrehzahl, also keine unmittelbare Gefahr. Die Systemüberwachung kann dafür ausgelegt sein, diese Situation zu erkennen und eine entspre­ chende Fehlermeldung auszugeben.
• - Ist auf der zweiten Getriebeeingangswelle jedoch ein Gang eingelegt, so bewirkt das plötzliche Schließen der zweiten Kupplung, dass ein zweiter Momentenfluß ins Getriebe geschlossen wird. Ein Verspannen des Getrie­ bes wäre die Folge. Um eine solche Situation zu beherr­ schen, kann die Systemüberwachung dafür ausgelegt sein, unverzüglich zu reagieren und die erste Kupplung zu öffnen.
  Da sich ein plötzlicher, unerwarteter Wechsel der Getriebeübersetzung auf das Fahrverhalten eines PKW je nach Fahrsituation sehr drastisch und damit unter umständen sehr gefährlich auswirken kann, sollte die durch den beschriebenen Teilsystem-Druckausfall und Übersetzungswechsel bewirkte Fahrzeugbeschleunigung bzw. -verzögerung durch einen zusätzlichen Eingriff in die Motorsteuerung zusätzlich reduziert werden.

Regelbarkeit

Ein Vorteil der nasslaufenden Doppelkupplung gegenüber der trocken­ laufenden Doppelkupplung liegt darin, dass die nasslaufende Kupplung ihre Reibwerte bei Beanspruchung weniger stark als die trockenlaufende ändert bzw. die Reibwerte der nasslaufenden Kupplung im Wesentlichen konstant bleiben, wohingegen die Reibwerte der trockenlaufenden Kupplung bei Beanspruchung sich deutlich ändern. Bei einer nasslaufenden Kupplung ist deshalb die "Vorgeschichte" für die momentanen Betriebseigenschaften weniger relevant, so dass die nasslaufende Kupplung besser bzw. einfacher zu regeln ist.

Thermische Belastbarkeit

Hinsichtlich der dauerhaften thermischen Belastbarkeit ist die nasslaufende Doppelkupplung der trockenlaufenden Doppelkupplung überlegen. Die kurzzeitigethermische Belastbarkeit einer nasslaufenden Doppelkupplung ist aber schlechter als die einer trockenlaufenden Doppelkupplung. Derartige, unter dem Stichwort "Thermoschock" bekannten kurzzeitigen thermischen Belastungen lassen sich durch geeignete Steuerungsstrategien bzw. Regelstrategien vermeiden. Beispielsweise kann man für thermisch belastende Extremzustände eine zeitliche Begrenzung vorsehen.

Ein Beispiel für einen entsprechenden Extremzustand ist eine Situation, bei der durch eine rutschende Kupplung ein Zurückrollen am Berg verhindert wird. Dieser Extremzustand kann beispielsweise dadurch zeitlich begrenzt werden, dass nach einem bestimmten Zeitintervall die Kupplung zwangs­ weise (automatisch) zumacht. Dies hat schlimmstenfalls die Folge, dass der Motor abgewürgt wird, sofern nicht der Fahrer zuvor entsprechend reagiert.

Übersicht

In der Tabelle der Fig. 11 werden die behandelten Kriterien/Aspekte noch einmal zusammengefasst und ergänzt.

Insgesamt überwiegen die Vorteile der nasslaufenden Kupplung. Dies resultiert hauptsächlich aus

• - dem Sicherheitsaspekt,
• - dem geringen Bauraumbedarf aufgrund der hohen Leistungs­ dichte sowie
• - der sehr guten Regelbarkeit,

um nur einige Aspekte zu nennen.

Beim Tieftemperaturverhalten sowie der Kurzzeitbelastbarkeit sind ihr Grenzen gesetzt, die durch eine entsprechende Regelung abgefangen werden müssen.

Der Vergleich der unterschiedlichen Getriebekonzepte läßt erwarten, dass sich das Doppelkupplungsgetriebe aufgrund seines Potenzials neben den aktuellen Getriebearten durchsetzen wird. Es spricht sehr viel dafür, das zugehörige Anfahr- und Schaltelement - die Doppelkupplung - nasslaufend auszuführen, und zwar insbesondere wegen der Vorteile bzgl. großer Momentenkapazität und damit geringem Bauraumbedarf, dem Sicherheits­ aspekt sowie der Regelbarkeit. Gewisse Nachteile, wie z. B. Anfälligkeit gegen kurzzeitige extreme thermische Belastung, dürften durch geeignete Regelstrategien gelöst werden können. Die Nachteile der Doppel-Trocken­ kupplung, wie hohes Massenträgheitsmoment und große Masse sind prinzipbedingt und daher nicht vermeidbar. Insgesamt gesehen kann erwartet werden, dass die Doppel-Nasslaufkupplung das größere Entwick­ lungspotenzial aufweist.

Ausgehend von der vorstehenden Offenbarung wird nach einem ersten Erfindungsaspekt vorgeschlagen, eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung mit den Merkmalen den Anspruchs 1 vorzusehen. Wesentliche Vorteile lassen sich auf Grundlage der der in den Unteransprüchen 2 bis 6 genannten, die Kupplungseinrichtung weiterbildenden Merkmale erreichen.

Nach einem zweiten Erfindungsaspekt wird vorgeschlagen, eine Mehrfach- Kupplungseinrichtung mit den Merkmalen den Anspruchs 7 vorzusehen. Wesentliche Vorteile lassen sich auf Grundlage der der in den Unter­ ansprüchen 8 bis 10 genannten, die Kupplungseinrichtung weiterbildenden Merkmale erreichen.

Nach einem dritten Erfindungsaspekt wird eine Kombination aus einer Mehrfach-Kupplungseinrichtung und einem Torsionsschwingungsdämpfer mit den Merkmalen den Anspruchs 11 vorgeschlagen.

Nach einem vierten Erfindungsaspekt wird ein Antriebssystem mit den Merkmalen den Anspruchs 12 vorgeschlagen. Wesentliche Vorteile lassen sich auf Grundlage der der in den Unteransprüchen 13 bis 16 genannten, das Antriebssystem weiterbildenden Merkmale erreichen.

Nach einem fünften Erfindungsaspekt wird ein Antriebssystem mit den Merkmalen den Anspruchs 17 vorgeschlagen. Wesentliche Vorteile lassen sich auf Grundlage der in den Unteransprüchen 18 und 19 genannten, das Antriebssystem weiterbildenden Merkmale erreichen.

Übersicht über den Inhalt der Figuren

Fig. 1 zeigt in Tabelle 1 einen Konzeptvergleich betreffend Anfahr­ elemente für automatisierte Getriebe.

Fig. 2 zeigt ein Diagramm, das Stufengetriebe vergleicht und bewer­ tet und Zielkonflikte aufzeigt.

Fig. 3 zeigt ein Beispiel für eine gedrückt betätigte Doppel-Trocken­ kupplung (Kupplung 1: gedrückt betätigt, Abhub Richtung Motor; Kupplung 2: gedrückt betätigt, Abhub Richtung Getriebe).

Fig. 4 zeigt ein weiteres Beispiel für eine gedrückt betätigte Doppel- Trockenkupplung, bei der eine Betätigung durch die innere Getriebeeingangswelle hindurch realisiert ist (Kupplung 1: per Stange betätigt; Kupplung 2: gedrückt betätigt).

Fig. 5 zeigt ein weiteres Beispiel für eine Doppel-Trockenkupplung, bei der eine gedrückt und eine gezogene Betätigung in Kombination realisiert ist (Kupplung 1: per Stange betätigt; Kupplung 2: gezogen betätigt (Spindeltrieb)).

Fig. 6 zeigt ein Beispiel für eine Doppel-Naßlaufkupplung in Kom­ bination mit einem Torsionsschwingungsdämpfer.

Fig. 7 und Fig. 8 demonstrieren den Bauraumbedarf einer nassen Doppelkupp­ lung einerseits und einer trockenen Doppelkupplung anderer­ seits im Vergleich miteinander und im Vergleich mit dem in der Kupplungsglocke eines Heckantriebsfahrzeugs zur Verfügung stehenden Platz (RWD) und dem in der Kupplungsglocke eines Frontantriebsfahrzeugs zur Verfügung stehenden Platz (FWD).

Fig. 9 zeigt ein Diagramm, das Anfahrelemente hinsichtlich der rotierenden Massen vergleicht.

Fig. 10 zeigt ein Diagramm, das Anfahrelemente hinsichtlich der Massenträgheitsmomente vergleicht.

Fig. 11 zeigt in Tabelle 2 einen Konzeptvergleich betreffend die Doppel-Naßlaufkupplung und die Doppel-Trockenkupplung.

Fig. 12 zeigt ein detailierteres Beispiel für eine nasslaufende Doppel- Kupplung. Fig. 12 zeigt in einer teilgeschnittenen Darstellung speziell eine in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zwischen einem Getriebe und einer Antriebseinheit angeord­ nete Doppelkupplung mit zwei nasslaufenden Lamellen- Kupplungsanordnungen.

Fig. 13 Zeit eine weiteres Beispiel für eine nasslaufende Doppel- Kupplung, und zwar in Kombination mit einem Torsions­ schwingungsdämpfer.

Detaillierte Beispiele für nasslaufende Doooelkupplungen

Fig. 12 zeigt eine in einem Antriebsstrang 10 zwischen einer Antriebseinheit und einem Getriebe angeordnete Doppelkupplung 12. Von der Antriebsein­ heit, beispielsweise eine Brennkraftmaschine, ist in Fig. 12 nur eine Abtriebswelle 14, ggf. Kurbelwelle 14, mit einem zur Ankopplung eines nicht dargestellten Torsionsschwingungsdämpfers dienenden Koppelende 16 dargestellt. Das Getriebe ist in Fig. 12 durch einen eine Getriebegehäuse­ glocke 18 begrenzenden Getriebegehäuseabschnitt 20 und zwei Getriebeein­ gangswellen 22 und 24 repräsentiert, die beide als Hohlwellen ausgebildet sind, wobei die Getriebeeingangswelle 22 sich im Wesentlichen koaxial zur Getriebeeingangswelle 24 durch diese hindurch erstreckt. Im Inneren der Getriebeeingangswelle 22 ist eine Pumpenantriebswelle angeordnet, die zum Antrieb einer getriebeseitigen, in Fig. 12 nicht dargestellten Ölpumpe dient, wie noch näher erläutert wird.

Die Doppelkupplung 12 ist in die Getriebegehäuseglocke 18 aufgenommen, wobei der Glockeninnenraum in Richtung zur Antriebseinheit durch einen Deckel 28 verschlossen ist, der in eine Glockengehäuseöffnung eingepresst ist oder/und darin durch einen Sprengring 30 gesichert ist. Weist die Doppelkupplung wie das in Fig. 12 gezeigte Beispiel, nasslaufende Reibungskupplungen, beispielsweise Membrankupplungen, auf, so ist es in der Regel angebracht, für einen Dichteingriff zwischen dem Deckel 28 und dem von der Getriebegehäuseglocke 18 gebildeten Kupplungsgehäuse zu sorgen, der beispielsweise mittels eines O-Rings oder eines sonstigen Dichtrings hergestellt sein kann. In Fig. 12 ist ein Dichtring 32 mit zwei Dichtlippen gezeigt.

Als Eingangsseite der Doppelkupplung 12 dient eine Kupplungsnabe 34, die aus noch näher zu erläuternden Gründen aus zwei aneinander festgelegten Ringabschnitten 36, 38 besteht. Die Kupplungsnabe 34 erstreckt sich durch eine zentrale Öffnung des Deckels 28 in Richtung zur Antriebseinheit und ist über eine Außenverzahnung 42 mit dem nicht dargestellten Torsions­ schwingungsdämpfer gekoppelt, so dass über diesen eine Momentenüber­ tragungsverbindung zwischen dem Koppelende 16 der Kurbelwelle 14 und der Kupplungsnabe 34 besteht. Möchte man auf einen Torsionsschwin­ gungsdämpfer generell oder an dieser Stelle im Antriebsstrang verzichten, so kann die Kopplungsnabe 34 auch unmittelbar mit dem Koppelende 16 gekoppelt werden. Die Pumpenantriebswelle 26 weist an ihrem vom Getriebe fernen Ende eine Außenverzahnung 44 auf, die in eine Innenver­ zahnung 46 des Ringabschnitts 36 der Kupplungsnabe 34 eingreift, so dass sich die Pumpenantriebswelle 26 mit der Kupplungsnabe 34 mitdreht und dementsprechend die Ölpumpe antreibt, wenn der Kupplungsnabe 34 eine Drehbewegung erteilt wird, im Regelfall von der Antriebseinheit und in manchen Betriebssituationen eventuell auch vom Getriebe her über die Doppelkupplung (beispielsweise in einer durch das Stichwort "Motor­ bremse" charakterisierte Betriebssituation).

Der Deckel 28 erstreckt sich radial zwischen einem eine Radialausnehmung 50 der Gehäuseglocke 18 begrenzenden ringförmigen Umfangswand­ abschnitt der Gehäuseglocke 18 und dem Ringabschnitt 38 der Nabe 34, wobei es vorteilhaft ist, wenn zwischen einem radial inneren Wandbereich 52 des Deckels 28 und der Nabe 34, speziell dem Ringabschnitt 38, eine Dichtungs- oder/und Drehlageranordnung 54 vorgesehen ist, speziell dann; wenn - wie beim gezeigten Beispiel - der Deckel 28 an der Gehäuseglocke 18 festgelegt ist und sich dementsprechend mit der Doppelkupplung 12 nicht mitdreht. Eine Abdichtung zwischen dem Deckel und der Nabe wird insbesondere dann erforderlich sein, wenn es sich, wie beim Beispiel, bei den Kupplungsanordnungen der Doppelkupplung um nasslaufende Kupplungen handelt. Eine hohe Betriebssicherheit auch im Falle von auftretenden Schwingungen und Vibrationen wird erreicht, wenn die Dichtungs- oder/und Drehlageranordnung 54 axial am Deckel 28 oder/und an der Kupplungsnabe 34 gesichert ist, etwa durch einen nach radial innen umgebogenen Endabschnitt des Deckelrands 52, wie in Fig. 12 zu erkennen ist.

An dem Ringabschnitt 38 der Nabe 34 ist ein Trägerblech 60 drehfest angebracht, das zur Drehmomentübertragung zwischen der Nabe 34 und einem Außenlamellenträger 62 einer ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 dient. Der Außenlamellenträger 62 erstreckt sich in Richtung zum Getriebe und nach radial innen zu einem Ringteil 66, an dem der Außen­ lamellenträger drehfest angebracht ist und das mittels einer Axial- und Radial-Lageranordnung 68 an den beiden Getriebeeingangswellen 22 und 24 derart gelagert ist, dass sowohl radiale als auch axiale Kräfte an den Getriebeeingangswellen abgestützt werden. Die Axial- und Radial-Lager­ anordnung 68 ermöglicht eine Relativverdrehung zwischen dem Ringteil 66 einerseits und sowohl der Getriebeeingangswelle 22 als auch der Getrie­ beeingangswelle 24 andererseits. Auf den Aufbau und die Funktionsweise der Axial- und Radial-Lageranordnung wird später noch näher eingegangen.

Am Ringteil 66 ist axial weiter in Richtung zur Antriebseinheit ein Außen­ lamellenträger 70 einer zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72 drehfest angebracht, deren Lamellenpaket 74 vom Lamellenpaket 76 der ersten Lamellen-Kupplungsanorndung ringartig umgeben wird. Die beiden Außenlamellenträger 62 und 70 sind, wie schon angedeutet, durch das Ringteil 66 drehfest miteinander verbunden und stehen gemeinsam über das mittels einer Außenverzahnung mit dem Außenlamellenträger 62 in formschlüssigem Drehmomentübertragungseingriff stehende Trägerblech 60 mit der Kupplungsnabe 34 und damit - über den nicht dargestellten Torsionsschwingungsdämpfer - mit der Kurbelwelle 14 der Antriebseinheit in Momentenübertragungsverbindung. Bezogen auf den normalen Momen­ tenfluss von der Antriebseinheit zum Getriebe dienen die Außenlamellen­ träger 62 und 70 jeweils als Eingangsseite der Lamellen-Kupplungsanord­ nung 64 bzw. 72.

Auf der Getriebeeingangswelle 22 ist mittels einer Keilnutenverzahnung o. dgl. ein Nabenteil 80 eines Innenlamellenträgers 82 der ersten Lamellen- Kupplungsanordnung 64 drehfest angeordnet. In entsprechender Weise ist auf der radial äußeren Getriebeeingangswelle 24 mittels einer Keilnutenver­ zahnung o. dgl. ein Nabenteil 84 eines Innenlamellenträger 86 der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72 drehfest angeordnet. Bezogen auf den Regel-Momentenfluss von der Antriebseinheit in Richtung zum Getriebe dienen die Innenlamellenträger 82 und 86 als Ausgangsseite der ersten bzw. zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 bzw. 72.

Es wird noch einmal auf die radiale und axiale Lagerung des Ringteils 66 an den Getriebeeingangswellen 22 und 24 Bezug genommen. Zur radialen Lagerung des Ringteils 66 dienen zwei Radial-Lagerbaugruppen 90 und 92, die zwischen der radial äußeren Getriebeeingangswelle 24 und dem Ringteil 66 wirksam sind. Die axiale Lagerung des Ringteils 66 erfolgt betreffend einer Abstützung in Richtung zur Antriebseinheit über das Nabenteil 84, ein Axiallager 94, das Nabenteil 80 und einen das Nabenteil 80 an der radial inneren Getriebeeingangswelle 22 axial sichernden Sprengring 96. Das Ringteil 38 der Kupplungsnabe 34 ist wiederum über ein Axiallager 68 und ein Radiallager 100 an dem Nabenteil 80 gelagert. In Richtung zum Getriebe ist das Nabenteil 80 über das Axiallager 94 an einem Endabschnitt der radial äußeren Getriebeeingangswelle 24 axial abgestützt. Das Nabenteil 84 kann unmittelbar an einem Ringanschlag o. dgl. oder einem gesonderten Sprengring o. dgl. in Richtung zum Getriebe an der Getriebeeingangswelle 24 abgestützt sein. Da das Nabenteil 84 und das Ringteil 66 gegeneinander relativ-verdrehbar sind, kann zwischen diesen Komponenten ein Axiallager vorgesehen sein, sofern nicht das Lager 92 sowohl Axiallager- als auch Radiallagerfunktion hat. Vom Letzteren wird in Bezug auf das Beispiel in Fig. 12 ausgegangen.

Große Vorteile ergeben sich daraus, wenn, wie beim gezeigten Beispiel, die sich in radialer Richtung erstreckenden Abschnitte der Außenlamellenträger 62 und 70 auf einer axialen Seite einer zu einer Achse A der Doppelkupp­ lung 12 erstreckenden Radialebene angeordnet sind und die sich in radialer Richtung erstreckenden Abschnitte der Innenlamellenträger 82 und 86 der beiden Lamellen-Kupplungsanordnungen auf der anderen axialen Seite dieser Radialebene angeordnet sind. Hierdurch wird ein besonders kompakter Aufbau möglich, insbesondere dann, wenn - wie beim gezeigten Beispiel - Lamellenträger einer Sorte (Außenlamellenträger oder Innenlamellenträger, beim Beispiel die Außenlamellenträger) drehfest miteinander verbunden sind und jeweils als Eingangsseite der betreffenden Lamellen-Kupplungsanord­ nung in Bezug auf den Kraftfluss von der Antriebseinheit zum Getriebe dienen.

In die Doppelkupplung 12 sind Betätigungskolben zur Betätigung der Lamellen-Kupplungsanordnungen integriert, im Falle des gezeigten Beispiels zur Betätigung der Lamellen-Kupplungsanordnungen im Sinne eines Einrückens. Ein der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 zugeordneter Betätigungskolben 110 ist axial zwischen dem sich radial erstreckenden Abschnitt des Außenlamellenträgers 62 der ersten Lamellen-Kupplungs­ anordnung 64 und dem sich radial erstreckenden Abschnitt des Außen­ lamellenträgers 70 der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72 an­ geordnet und an beiden Außenlamellenträgern sowie am Ringteil 66 mittels Dichtungen 112, 114, 116 axial verschiebbar und eine zwischen dem Außenlamellenträger 62 und dem Betätigungskolben 110 ausgebildete Druckkammer 118 sowie eine zwischen dem Betätigungskolben 110 und dem Außenlamellenträger 70 ausgebildete Fliehkraft-Druckausgleichs­ kammer 120 abdichtend geführt. Die Druckkammer 118 steht über einen in dem Ringteil 66 ausgebildeten Druckmediumkanal 122 mit einer an einer Druckmediumsversorgung, hier die bereits erwähnte Ölpumpe, ange­ schlossenen Drucksteuereinrichtung, ggf. ein Steuerventil, in Verbindung, wobei der Druckmediumskanal 122 über eine das Ringteil 66 aufnehmende, ggf. getriebefeste Anschlusshülse an der Drucksteuereinrichtung ange­ schlossen ist. Zum Ringteil 66 ist in diesem Zusammenhang zu erwähnen, dass dieses für eine einfachere Herstellbarkeit insbesondere hinsichtlich des Druckmediumkanals 122 sowie eines weiteren Druckmediumkanals zweiteilig hergestellt ist mit zwei ineinander gesteckten hülsenartigen Ringteilabschnitten, wie in Fig. 12 angedeutet ist.

Ein der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72 zugeordneter Betäti­ gungskolben 130 ist axial zwischen dem Außenlamellenträger 70 der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72 und einem sich im Wesentlichen radial erstreckenden und an einem vom Getriebe fernen axialen Endbereich des Ringteils 66 drehfest und fluiddicht angebrachten Wandungsteil 132 angeordnet und mittels Dichtungen 134, 136 und 138 am Außenlamellen­ träger 70, dem Wandungsteil 132 und dem Ringteil 66 axial verschiebbar und eine zwischen dem Außenlamellenträger 70 und dem Betätigungskolben 130 ausgebildete Druckkammer 140 sowie eine zwischen dem Betätigungs­ kolben 130 und dem Wandungsteil 132 ausgebildete Fliehkraft-Druckaus­ gleichskammer 142 abdichtend geführt. Die Druckkammer 140 ist über einen weiteren (schon erwähnten) Druckmediumskanal 144 in entsprechen­ der Weise wie die Druckkammer 118 an einer/der Drucksteuereinrichtung angeschlossen. Mittels der Drucksteuereinrichtung(en) kann an den beiden Druckkammern 118 und 140 wahlweise (ggf. auch gleichzeitig) von der Druckmediumsquelle (hier Ölpumpe) aufgebrachter Druck angelegt werden, um die erste Lamellen-Kupplungsanordnung 64 oder/und die zweite Lamellen-Kupplungsanordnung 72 im Sinne eines Einrückens zu betätigen. Zum Rückstellen, also zum Ausrücken der Kupplungen dienen Mem­ branfedern 146, 148, von denen die dem Betätigungskolben 130 zugeord­ nete Membranfeder 148 in der Fliehkraft-Druckausgleichskammer 142 aufgenommen ist.

Die Druckkammern 118 und 140 sind, jedenfalls während normalen Betriebszuständen der Doppelkupplung 112, vollständig mit Druckmedium (hier Hydrauliköl) gefüllt, und der Betätigungszustand der Lamellen- Kupplungsanordnungen hängt an sich vom an den Druckkammern angeleg­ ten Druckmediumsdruck ab. Da sich aber die Außenlamellenträger 62 und 70 samt dem Ringteil 66 und dem Betätigungskolben 110 und 130 sowie dem Wandungsteil 133 im Fahrbetrieb mit der Kupplungswelle 14 mit­ drehen, kommt es auch ohne Druckanlegung an den Druckkammern 118 und 140 von seiten der Drucksteuereinrichtung zu fliehkraftbedingten Druckerhöhungen in den Druckkammern, die zumindest bei größeren Drehzahlen zu einem ungewollten Einrücken oder zumindest Schleifen der Lamellen-Kupplungsanordnungen führen könnten. Aus diesem Grunde sind die schon erwähnten Fliehkraft-Druckausgleichskammern 120, 142 vorgesehen, die ein Druckausgleichsmedium aufnehmen und in denen es in entsprechender Weise zu fliehkraftbedingten Druckerhöhungen kommt, die die in den Druckkammern auftretenden fliehkraftbedingten Druckerhöhungen kompensieren.

Man könnte daran denken, die Fliehkraft-Druckausgleichskammern 120 und 142 permanent mit Druckausgleichsmedium, beispielsweise Öl, zu füllen, wobei man ggf. einen Volumenausgleich zur Aufnahme von im Zuge einer Betätigung der Betätigungskolben verdrängtem Druckausgleichsmedium vorsehen könnte. Bei der in Fig. 12 gezeigten Konstruktion werden die Fliehkraft-Druckausgleichskammern 120, 142 jeweils erst im Betrieb des Antriebsstrangs mit Druckausgleichsmedium gefüllt, und zwar in Verbindung mit der Zufuhr von Kühlfluid, beim gezeigten Beispiel speziell Kühlöl, zu den Lamellen-Kupplungsanordnungen 64 und 72 über einen zwischen dem Ringteil 66 und der äußeren Getriebeeingangswelle 24 ausgebildeten Ringkanal 150, dem die für das Kühlöl durchlässigen Lager 90, 92 zuzurechnen sind. Das Kühlöl fließt von einem getriebeseitigen Anschluss zwischen dem Ringteil und der Getriebeeingangswelle 24 in Richtung zur Antriebseinheit durch das Lager 90 und das Lager 92 hindurch und strömt dann in einem Teilstrom zwischen dem vom Getriebe fernen Endabschnitt des Ringteils 66 und dem Nabenteil 84 nach radial außen in Richtung zum Lamellenpaket 74 der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72, tritt aufgrund von Durchlassöffnungen im Innenlamellenträger 86 in den Bereich der Lamellen ein, strömt zwischen den Lamellen des Lamellenpakets 74 bzw. durch Reibbelagnuten o. dgl. dieser Lamellen nach radial außen, tritt durch Durchlassöffnungen im Außenlamellenträger 70 und Durchlass­ öffnungen im Innenlamellenträger 82 in den Bereich des Lamellenpakets 76 der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 ein, strömt zwischen den Lamellen dieses Lamellenpakets bzw. durch Belagnuten o. dgl. dieser Lamellen nach radial außen und fließt dann schließlich durch Durchlassöff­ nungen im Außenlamellenträger 62 nach radial außen ab. An der Kühlölzu­ fuhrströmung zwischen dem Ringteil 66 und der Getriebeeingangswelle 24 sind auch die Fliehkraft-Druckausgleichskammern 120, 142 angeschlossen, und zwar mittels Radialbohrungen 152, 154 im Ringteil 66. Da bei stehender Antriebseinheit das als Druckausgleichsmedium dienende Kühlöl in den Druckausgleichskammern 120, 142 mangels Fliehkräften aus den Druckausgleichskammern abläuft, werden die Druckausgleichskammern jeweils wieder neu während des Betriebs des Antriebsstrangs (des Kraftfahrzeugs) gefüllt.

Da eine der Druckkammer 140 zugeordnete Druckbeaufschlagungsfläche des Betätigungskolbens 130 kleiner ist und sich überdies weniger weit nach radial außen erstreckt als eine der Druckausgleichskammer 142 zugeordnete Druckbeaufschlagungsfläche des Kolbens 130, ist in dem Wandungsteil 132 wenigstens eine Füllstandsbegrenzungsöffnung 156 ausgebildet, die einen maximalen, die erforderliche Fliehkraftkompensation ergebenden Radial­ füllstand der Druckausgleichskammer 142 einstellt. Ist der maximale Füllstand erreicht, so fließt das über die Bohrung 154 zugeführte Kühlöl durch die Füllstandsbegrenzungsöffnung 156 ab und vereinigt sich mit dem zwischen dem Ringteil 66 und dem Nabenteil 84 nach radial außen tretenden Kühlölstrom. Im Falle des Kolbens 110 sind die der Druckkammer 118 und die der Druckausgleichskammer 120 zugeordneten Druckbeauf­ schlagungsflächen des Kolbens gleich groß und erstrecken sich im gleichen Radialbereich, so dass für die Druckausgleichskammer 120 entsprechende Füllstandsbegrenzungsmittel nicht erforderlich sind.

Der Vollständigkeit halber soll noch erwähnt werden, dass im Betrieb vorzugsweise noch weitere Kühlölströmungen auftreten. So ist in der Getriebeeingangswelle 24 wenigstens eine Radialbohrung 160 vorgesehen, über die sowie über einen Ringkanal zwischen den beiden Getriebeeingangs­ wellen ein weiterer Kühlölteilstrom fließt, der sich in zwei Teilströme aufspaltet, von denen einer zwischen den beiden Nabenteilen 80 und 84 (durch das Axiallager 94) nach radial außen fließt und der andere Teilstrom zwischen dem getriebefernen Endbereich der Getriebeeingangswelle 22 und dem Nabenteil 80 sowie zwischen diesem Nabenteil 84 und dem Ring­ abschnitt 38 der Kupplungsnabe 34 (durch die Lager 98 und 100) nach radial außen strömt.

Da sich das nach radial außen strömende Kühlöl benachbart einem radial äußeren Abschnitt des der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 zugeordneten Betätigungskolbens 110 ansammeln könnte und zumindest bei größeren Drehzahlen fliehkraftbedingt die Einrückbewegung dieses Kolbens behindern könnte, weist der Kolben 110 wenigstens eine Druckausgleichs­ öffnung 162 auf, die einen Kühlölfluss von einer Seite des Kolbens zur anderen ermöglicht. Es wird dementsprechend zu einer Ansammlung von Kühlöl auf beiden Seiten des Kolbens kommen mit entsprechender Kompensation fliehkraftbedingt auf den Kolben ausgeübter Druckkräfte. Ferner wird verhindert, dass andere auf einer Wechselwirkung des Kühlöls mitdem Kolben beruhende Kräfte die erforderlichen axialen Kolbenbewegun­ gen behindern. Es wird hier beispielsweise an hydrodynamische Kräfte o. dgl. gedacht sowie an ein "Festsaugen" des Kolbens am Außenlamellen­ träger 62.

Es ist auch möglich, wenigstens eine Kühlölabflussöffnung im sich radial erstreckenden, radial äußeren Bereich des Außenlamellenträgers 62 der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 vorzusehen. Eine derartige Kühlölabflussöffnung ist bei 164 gestrichelt angedeutet. Um trotzdem eine hinreichende Durchströmung des Lamellenpakets 76 der ersten Lamellen- Kupplungsanordnung 64 mit Kühlfluid (Kühlöl) zu gewährleisten, kann ein Kühlölleitelement (allgemein ein Kühlfluidleitelement) vorgesehen sein. In Fig. 12 ist gestrichelt angedeutet, dass eine benachbarte Endlamelle 166 des Lamellenpakets 76 einen Kühlölleitabschnitt 168 aufweisen könnte, so dass die Endlamelle 166 selbst als Kühlölleitelement dient.

Im Hinblick auf eine einfache Ausbildung der Drucksteuereinrichtung für die Betätigung der beiden Lamellen-Kupplungsanordnungen wurde bei dem Beispiel der Fig. 12 vorgesehen, dass eine für die radial innere Lamellen- Kupplungsanordnung 72 bezogen auf einen Betätigungsdruck an sich gegebene, im Vergleich zur anderen Kupplungsanordnung 64 geringere Momentenübertragungsfähigkeit (aufgrund eines geringeren effektiven Reibradius als die radial äußere Kupplungsanordnung 64) zumindest teilweise kompensiert wird. Hierzu ist die der Druckkammer 140 zugeord­ nete Druckbeaufschlagungsfläche des Kolbens 130 größer als die der Druckkammer 118 zugeordnete Druckbeaufschlagungsfläche des Kolbens 110, so dass bei gleichem Hydrauliköldruck in den Druckkammern auf den Kolben 130 größere axial gerichtete Kräfte als auf den Kolben 110 ausgeübt werden.

Es sollte noch erwähnt werden, dass durch eine radiale Staffelung der den Kolben zugeordneten Dichtungen, speziell auch eine axiale Überlappung von wenigstens einigen der Dichtungen, eine gute Ausnutzung des zur Verfügung stehenden Bauraums ermöglicht.

Bei den Lamellenpaketen 74, 76 können Maßnahmen zur Vermeidung der Gefahr einer Überhitzung getroffen sein zusätzlich zu der schon beschriebe­ nen Zufuhr von Kühlöl und der Ausbildung von (in der Fig. 12 nur schema­ tisch angedeuteten) Kühlöldurchtrittsöffnungen in den Lamellenträgern. So ist es vorteilhaft, wenigstens einige der Lamellen als "Wärmezwischen­ speicher" zu nutzen, die etwa während eines Schlupfbetriebs entstehende, die Wärmeabfuhrmöglichkeiten mittels des Kühlfluids (hier Kühlöls) oder durch Wärmeleitung über die Lamellenträger momentan überfordernde Wärme zwischenspeichern, um die Wärme zu einem späteren Zeitpunkt, etwa in einem ausgekuppelten Zustand der betreffenden Lamellen-Kupp­ lungsanordnung, abführen zu können. Hierzu sind bei der radial inneren (zweiten) Lamellen-Kupplungsanordnung reibbelaglose, also keinen Reibbelag tragende Lamellen axial dicker als Lamellentragelemente von Reibbelag-tragenden Lamellen ausgebildet, um für die reibbelaglosen Lamellen jeweils ein vergleichsweise großes Materialvolumen mit ent­ sprechender Wärmekapazität vorzusehen. Diese Lamellen sollten aus einem Material hergestellt werden, das eine nennenswerte Wärmespeicherfähigkeit (Wärmekapazität) hat, beispielsweise aus Stahl. Die Reibbelag-tragenden Lamellen können im Falle einer Verwendung von üblichen Reibbelägen, beispielsweise aus Papier, nur wenig Wärme zwischenspeichern, da Papier eine schlechte Wärmeleitfähigkeit hat.

Die Wärmekapazität der die Reibbeläge tragenden Reibbelagtragelemente können ebenfalls als Wärmespeicher verfügbar gemacht werden, wenn man anstelle von Belagmaterialien mit geringer Leitfähigkeit Belagmaterialien mit hoher Leitfähigkeit verwendet. In Betracht kommt die Verwendung von Reibbelägen aus Sintermaterial, das eine vergleichsweise hohe Wärmeleitfä­ higkeit hat. Problematisch an der Verwendung von Sinterbelägen ist allerdings, dass Sinterbeläge einen degressiven Verlauf des Reibwerts µ über einer Schlupfdrehzahl (Relativdrehzahl ΔN zwischen den reibenden Oberflächen) aufweist, also dass dµ/dΔN < 0 gilt. Ein degressiver Verlauf des Reibwerts ist insoweit nachteilig, als dieser eine Selbsterregung von Schwingungen im Antriebsstrang fördern kann bzw. derartige Schwingun­ gen zumindest nicht dämpfen kann. Es ist deshalb vorteilhaft, wenn in einem Lamellenpaket sowohl Lamellen mit Reibbelägen aus Sintermaterial als auch Lamellen mit Reibbelägen aus einem anderen Material mit progressivem Reibwertverlauf über der Schlupfdrehzahl (dµ/dΔN < 0) vorgesehen sind, so dass sich für das Lamellenpaket insgesamt ein progressiver Reibwertverlauf über der Schlupfdrehzahl oder zumindest näherungsweise ein neutraler Reibwertverlauf über der Schlupfdrehzahl (dµ/dΔN = 0) ergibt und dementsprechend eine Selbsterregung von Schwingungen im Antriebsstrang zumindest nicht gefördert wird oder - vorzugsweise - Drehschwingungen im Antriebsstrang sogar (aufgrund eines nennenswert progressiven Reibwertverlaufs über der Schlupfdrehzahl) gedämpft werden.

Es wird hier davon ausgegangen, dass beim Beispiel der Fig. 12 das Lamellenpaket 74 der radial inneren Lamellen-Kupplungsanordnung 60 ohne Sinterbeläge ausgeführt ist, da die radial äußere Lamellen-Kupplungs­ anordnung 64 vorzugsweise als Anfahrkupplung mit entsprechendem Schlupfbetrieb eingesetzt wird. Letzteres, also die Verwendung der radial äußeren Lamellen-Kupplungsanordnung als Anfahrkupplung, ist insoweit vorteilhaft, als dass aufgrund des größeren effektiven Reibradius diese Lamellen-Kupplungsanordnung mit geringeren Betätigungskräften (für die gleiche Momentenübertragungsfähigkeit) betrieben werden kann, so dass die Flächenpressung gegenüber der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung reduziert sein kann. Hierzu trägt auch bei, wenn man die Lamellen der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 mit etwas größerer radialer Höhe als die Lamellen der zweiten Lamellen-Kupplungsanordnung 72 ausbildet. Gewünschtenfalls können aber auch für das Lamellenpaket 74 der radial inneren (zweiten) Lamellen-Kupplungsänordnung 72 Reibbeläge aus Sintermaterial verwendet werden, vorzugsweise - wie erläutert - in Kombination mit Reibbelägen aus einem anderen Material, etwa Papier.

Während bei dem Lamellenpaket 74 der radial inneren Lamellen-Kupplungs­ anordnung 72 alle Innenlamellen Reibbelag-tragende Lamellen und alle Außenlamellen belaglose Lamellen sind, wobei die das Lamellenpaket axial begrenzenden Endlamellen Außenlamellen und damit belaglose Lamellen sind, sind beim Lamellenpaket 76 der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 die Innenlamellen belaglose Lamellen und die Außenlamellen ein­ schließlich der Endlamellen 166, 170 Reibbelag-tragende Lamellen.

Wenigstens die Endlamellen 166 und 168 weisen nach einer bevorzugten Ausbildung axial wesentlich dickere Belagtragelemente als die Belagtrag­ elemente der anderen Außenlamellen auf und sind mit Belägen aus Sintermaterial ausgebildet, um die ein vergleichsweise großes Volumen aufweisenden Belagtragelemente der beiden Endlamellen als Wärme­ zwischenspeicher nutzbar zu machen. Wie beim Lamellenpaket 74 sind die belaglosen Lamellen axial dicker als die Lamellentragelemente der Reibbelag­ tragenden Lamellen (mit Ausnahme der Endlamellen), um eine vergleichs­ weise große Wärmekapazität zur Wärmezwischenspeicherung bereitzustel­ len. Die axial innen liegenden Außenlamellen sollten zumindest zum Teil Reibbeläge aus einem anderen, einen progressiven Reibwertverlauf zeigenden Material, aufweisen, um für das Lamellenpaket insgesamt zumindest eine näherungsweise neutralen Reibwertverlauf über der Schlupfdrehzahl zu erreichen.

Weitere Einzelheiten der Doppelkupplung 12 gemäß dem beschriebenen Beispiel sind für den Fachmann ohne weiteres aus Fig. 12 entnehmbar. So ist die Axialbohrung im Ringabschnitt 36 der Kupplungsnabe 34, in der die Innenverzahnung 46 für die Pumpenantriebswelle ausgebildet ist, durch einen darin festgelegten Stopfen 180 öldicht verschlossen. Das Trägerblech 60 ist am Außenlamellenträger 62 durch zwei Halteringe 172, 174 axial fixiert, von denen der Haltering 172 auch die Endlamelle 170 axial abstützt. Ein entsprechender Haltering ist auch für die Abstützung des Lamellenpa­ kets 74 am Außenlamellenträger 70 vorgesehen.

Beim Beispiel der Fig. 13 sind der erste Außenlamellenträger 62 und der erste Betätigungskolben 110 im Hinblick auf die Kühlölabflussöffnungen 162 und 164 auf spezielle Weise ausgebildet, um einerseits im Bereich des Außenlamellenträgers 72 der zweiten (inneren) Lamellen-Kupplungsanord­ nung axialen Platz zu sparen und andererseits, wenn gewünscht, eine Verdrehsicherung gegen eine Verdrehung des ersten Betätigungskolbens 110 gegenüber dem Außenlamellenträger 62 vorzusehen. Hierzu sind der erste Außenlamellenträger 62 und der erste Betätigungskolben 110 in Umfangsrichtung abwechselnd partiell ausgenommen, so dass nicht ausgenommene Stellen des Betätigungskolbens 110 in ausgenommene Stellen des Außenlamellenträgers 62 und nicht ausgenommene Stellen des Außenlamellenträgers 62 in ausgenommene Stellen des Betätigungskolbens 110 eingreifen. Das Vorsehen der genannten Verdrehsicherung ist insoweit sinnvoll, als dass eine zusätzliche Belastung der zwischen dem Außen­ lamellenträger 62 und dem Betätigungskolben 110 wirkenden Dichtungen durch Mikrorotationen in Folge von Motorungleichförmigkeiten verhindert werden können. Für diese Verdrehsicherung müssen der Betätigungskolben 110 und der Außenlamellenträger 62 auch im eingerückten Zustand der ersten Lamellen-Kupplungsanordnung 64 ineinander greifen, was sonst nicht erforderlich wäre.

Fig. 13 zeigt die Doppelkupplung 12 in Kombination mit einem Torisons­ schwingungsdämpfer 300. Diese Kombination aus der Doppelkupplung 12 und dem Torsionsschwingungsdämpfer 300 zeichnet sich durch eine einfache Montage in einem Antriebsstrang aus. Das von der Doppelkupp­ lung und dem Torsionsschwingungsdämpfer gebildete Antriebssystem 11 lässt sich also einfach in einen Antriebsstrang zwischen der jeweiligen Antriebseinheit (Motor) und dem Getriebe eingliedern. Hierzu trägt insbesondere bei, dass die Doppelkupplung 12 und der Torsionsschwin­ gungsdämpfer 300 unabhängig voneinander am Getriebe (die Doppelkupp­ lung) und an der Antriebseinheit (der Torsionsschwingungsdämpfer) montiert werden können, und dann das Getriebe und die Antriebseinheit samt der daran angebrachten Teilsysteme (Doppelkupplung bzw. Torsions­ schwingungsdämpfer) auf einfache Weise zusammengefügt werden können unter Verkoppelung des Torsionsschwingungsdämpfers mit der Eingangs­ seite (hier der Kupplungsnabe 34), und zwar vermittels der Außenver­ zahnung 42 der Kupplungsnabe und einer zugeordneten Innenverzahnung eines Nabenteils 302 der von einem Scheibenteil 304 gebildeten Sekundär­ seite des Torsionsschwingungsdämpfers 300.

Um die Montage des Torsionsschwingungsdämpfers 300 an der Kurbelwelle zu erleichtern, weist das Scheibenteil 304 Werkzeug-Durchtrittsöffnungen 314 auf, durch die mittels eines entsprechenden Werkzeugs Schraubbolzen 316 festgezogen werden können, die das erste Deckblech 306 an der Kurbelwelle bzw. dem Koppelende der Kurbelwelle befestigen.

Die Primärseite des Torsionsschwingungsdämpfers 300 ist von einem an der Kurbelwelle angebrachten ersten Deckblech 306 und einem daran ange­ brachten zweiten Deckblech 308 gebildet, das einen Anlasserzahnkranz 310 aufweist, über den mittels eines nicht dargestellten Anlassers im Falle einer als Brennkraftmaschine ausgebildeten Antriebseinheit diese gestartet werden kann. Eine Dämpferelementenanordnung 312 des Torsions­ schwingungsdämpfers 300 ist auf an sich bekannte Weise in Aussparungen des Scheibenteils 304 zwischen den beiden Deckblechen 306 und 308 aufgenommen, wobei die Deckbleche zwischen in Umfangsrichtung benachbarte Dämpferelemente eingreifende Einbuchtungen, Abstützteile oder dergleichen aufweisen, so dass insgesamt für eine primärseitige und sekundärseitige Abstützung der Dämpferelementenanordnung in Umfangs­ richtung gesorgt ist. Die Dämpferelemente können unter Vermittlung von Federtellern, Gleitschuhen und dergleichen abgestützt und geführt sein.

Beispielsweise auf die Doppelkupplungen der Fig. 12 und 13 bzw. auf die Kombination aus der Doppelkupplung und dem Torisonsschwingungs­ dämpfer der Fig. 13 sind die verschiedenen, oben (vor der Übersicht über den Inhalt der Figuren) und in den Figuren direkt oder indirekt, explizit oder implizit angesprochenen Erfindungsgedanken anwendbar, soweit sich die Erfindungsgedanken auf naßlaufende Lamellen-Kupplungen beziehen bzw. mit einer naßlaufenden Lamellen-Kupplung kompatibel sind. Gegebenenfalls erforderliche Modifikationen an der Konstruktion der Fig. 12 bzw. 13 sind für den Fachmann auf Grundlage der Offenbarung dieser Anmeldung und des oben genannten Stands der Technik bzw. auf Grundlage seines Fachwissens problemlos möglich. So kann eine oder können beide der beiden Lamellen-Kupplungsanordungen, die gemäß Fig. 12 vom Normally- Open-Typ sind, ohne weiteres als Lamellen-Kupplungsanordung des Normally-Closed-Typs ausgebildet (umgebildet) werden. Soweit zur Ausführung des jeweiligen Erfindungsgedankens erforderlich, kann der Fachmann auf Grundlage der Offenbarung dieser Anmeldung und des oben genannten Stands der Technik bzw. auf Grundlage seines Fachwissens problemlos eine entsprechenden Steuereinheit zur Ansteuerung des Getriebes oder/und der Doppelkupplung bereitstellen.

Beanspruchung verschiedener Erfindungsgedanken und Erfindungsaspekte

Einige der vorstehend direkt oder indirekt, explizit oder indirekt angespro­ chenen Erfindungsgedanken bzw. Erfindungsaspekte sind in den bei­ gefügten, die vorstehende Offenbarung ergänzenden Ansprüchen be­ ansprucht. Diese Ansprüche sind - ebenso wie im Laufe des Verfahrens eingereichte Ansprüche - als Formulierungsversuche ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Schutzes anzusehen. Die in Unteransprüchen verwendeten Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstands des Hauptanspruchs durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruchs hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezoge­ nen Unteransprüche zu verstehen.

Die Anmelderin behält es sich vor, noch weitere, bisher nur in der Be­ schreibung direkt oder indirekt, explizit oder implizit offenbarte Merkmale und Merkmalskombinationen von erfindungswesentlicher Bedeutung zu beanspruchen, je nach Zweckmäßigkeit in Form von Vorrichtungsansprü­ chen oder/und in Form von Verfahrensansprüchen. Die Anmelderin behält sich ferner vor, zu den beigefügten Vorrichtungsansprüchen korrespondie­ rende Verfahrensansprüche aufzustellen.

Claims (19)

1. Mehrfach-Kupplungseinrichtung, ggf. Doppel-Kupplungseinrichtung (12), für die Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zwischen einer Antriebseinheit und einem Getriebe, wobei die Kupplungseinrichtung (12) eine einer ersten Getriebeeingangswelle (22) des Getriebes zugeordnete erste Kupplungsanordnung (64) und eine einer zweiten Getriebeeingangswelle (24) des Getriebes zugeordnete zweite Kupplungsanordnung (72) aufweist zur Momen­ tenübertragung zwischen der Antriebseinheit und dem Getriebe, dadurch gekennzeichnet, dass die Kupplungsanordnungen als nasslaufende Lamellen-Kupp­ lungsanordnungen (64, 72) ausgebildet sind.

2. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und die zweite Kupplungsanordnung beide vom Normally-Open-Typ sind.

3. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und die zweite Kupplungsanordnung beide vom Normally-Closed-Typ sind.

4. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass von der ersten und der zweiten Kupplungsanordnung eine vom Normally-Closed-Typ und die andere vom Normally-Open-Typ ist.

5. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekenn­ zeichnet, dass der Kupplungseinrichtung eine Überwachungseinheit zugeordnet ist, die auf einen Drucksystemausfall anspricht und eine vom Betriebszustand oder/und davon, welche der Kupplungsanord­ nungen vom Drucksystemausfall betroffen ist, eine Warnmeldung ausgibt, oder/und eine der Kupplungsanordnungen öffnet oder/und in die Motorsteuerung eingreift.

6. Kupplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass auf Grundlage der/einer Kupplungsanordnung vom Normally-Closed-Typ ein Notfahrbetrieb für den Fall eines Drucksystemausfalls realisiert ist.

7. Mehrfach-Kupplungseinrichtung, ggf. Doppel-Kupplungseinrichtung (12), für die Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zwischen einer Antriebseinheit und einem Getriebe, wobei die Kupplungseinrichtung (12) eine einer ersten Getriebeeingangswelle (22) des Getriebes zugeordnete erste Kupplungsanordnung (64) und eine einer zweiten Getriebeeingangswelle (24) des Getriebes zugeordnete zweite Kupplungsanordnung (72) aufweist zur Momen­ tenübertragung zwischen der Antriebseinheit und dem Getriebe, gewünschtenfalls nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine zugeordnete Steuereinheit, die Betriebs- oder/und Fahrzustände erfasst und dafür ausgelegt ist, darin wenigstens einen definierten, die Kupplungseinrichtung betreffenden Extremzustand zu erkennen und im Erkennungsfall wenigstens eine dem Extremzustand zugeordnete Abhilfemaßnahme auszulösen.

8. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Abhilfemaßnahme eine zwangsweise zeitliche Begrenzung des Extremzustands umfasst.

9. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekenn­ zeichnet, dass eine Betriebssituation, bei der eine Kupplungsein­ richtung über einen eine vorgegebene zeitliche Toleranzschwelle übersteigenden Zeitraum schlupft, als Extremzustand erkannt wird.

10. Kupplungseinrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der dieser Betriebssituation entsprechende Extremzustand durch ein zwangsweises graduelles Schließen der betreffenden Kupplungs­ einrichtung zeitlich begrenzt wird.

11. Kombination aus einer Mehrfach-Kupplungseinrichtung, ggf. Doppel- Kupplungseinrichtung (12), und einem Torsionsschwingungsdämpfer (300) für die Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs zwischen einer Antriebseinheit und einem Getriebe, die Kupp­ lungseinrichtung gewünschtenfalls nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Kupplungseinrichtung (12) eine einer ersten Getriebeeingangswelle (22) des Getriebes zugeordnete erste Kupplungsanordnung (64) und eine einer zweiten Getriebeeingangs­ welle (24) des Getriebes zugeordnete zweite Kupplungsanordnung (72) aufweist zur Momentenübertragung zwischen der Antriebs­ einheit und dem Getriebe, gekennzeichnet durch eine zugeordnete Steuereinheit, die in Abhängigkeit von Betriebs- oder/und Fahrzuständen zur Vergrößerung bzw. Verkleinerung einer effektiven Sekundärmasse des Torsions­ schwingungsdämpfers (300) eine momentan kein Antriebsmoment zum Getriebe übertragende Kupplungsanordnung öffnet und schließt.

12. Antriebssystem, insbesondere zur Eingliederung in einen Antriebs­ strang eines Kraftfahrzeugs, der eine Antriebskraft zwischen einer Antriebseinheit, ggf. einer Brennkraftmaschine, und angetriebenen Rädern übertragen kann, umfassend:
ein Getriebe, das wenigstens zwei Eingangswellen aufweist,
eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung (12), ggf. Doppel- Kupplungseinrichtung (12), die bezogen auf eine Referenz- Momentenflussrichtung eine ggf. der Antriebseinheit zugeord­ nete Eingangsseite (34) und wenigstens zwei den Eingangs­ wellen zugeordnete Ausgangsseiten (80) aufweist und die ansteuerbar ist, Drehmoment zwischen der Eingangsseite einerseits und einer ausgewählten der Ausgangsseiten andererseits zu übertragen, gewünschtenfalls nach einem der vorhergehenden Ansprüche oder/und in Kombination mit einem Torsionsschwingungsdämpfer (300),
eine Steuereinheit, die das Getriebe und die Kupplungsein­ richtung ansteuert,
wobei die Ansteuerung des Getriebes oder/und der Kupplungsein­ richtung fahrsituationsabhängig erfolgt in Abhängigkeit von wenigs­ tens einem momentanen Betriebsparameter oder/und wenigstens einer momentanen Änderung eines/des Betriebsparameters oder/und wenigstens einer Vorgeschichte eines/des Betriebsparameters oder/und wenigstens einer fahrerabhängigen Einflußgröße.

13. Antriebssystem nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Ansteuerung des Getriebes oder/und der Kupplungseinrichtung fahrsituationsabhängig im Sinne einer Minimierung der Verlustleis­ tung, insbesondere der Minimierung von Schleppverlusten, erfolgt.

14. Antriebssystem nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass Zeiträume eines gleichzeitigen, bezogen auf wenigstens eine der Kupplungseinrichtungen schlupfenden Kupplungseingriffs mehrerer Kupplungseinrichtungen minimiert werden.

15. Antriebssystem nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass Zeiträume minimiert werden, in denen gleichzeitig ein vor­ angehender oder momentan gültiger Getriebegang und ein nachfol­ gender oder voraussichtlich nachfolgender Getriebegang eingelegt sind.

16. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 12 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinheit eine Vorhersagefunktionalität aufweist, die auf der Grundlage wenigstens eines momentanen Betriebsparameters oder/und wenigstens einer momentanen Änderung eines/des Betriebsparameters oder/und wenigstens einer Vorgeschichte eines/des Betriebsparameters oder/und wenigstens einer fahrerabhängigen Einflußgröße vorhersagt, in welchen Getriebe­ gang zu schalten ist.

17. Antriebssystem, insbesondere zur Eingliederung in einen Antriebs­ strang eines Kraftfahrzeugs, der eine Antriebskraft zwischen einer Antriebseinheit, ggf. einer Brennkraftmaschine, und angetriebenen Rädern übertragen kann, gewünschtenfalls nach einem der Ansprü­ che 12 bis 16, umfassend:
ein Getriebe, das wenigstens zwei Eingangswellen aufweist,
eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung (12), ggf. Doppel- Kupplungseinrichtung (12), die bezogen auf eine Referenz- Momentenflussrichtung eine ggf. der Antriebseinheit zugeord­ nete Eingangsseite (34) und wenigstens zwei den Eingangs­ wellen zugeordnete Ausgangsseiten (80) aufweist und die ansteuerbar ist, Drehmoment zwischen der Eingangsseite einerseits und einer ausgewählten der Ausgangsseiten andererseits zu übertragen, gewünschtenfalls nach einem der Ansprüche 1 bis 11 oder/und in Kombination mit einem Torsionsschwingungsdämpfer (300),
eine Steuereinheit, die das Getriebe und die Kupplungsein­ richtung ansteuert,
wobei die Steuereinheit die Kupplungseinrichtung derart abgestimmt auf die Ansteuerung des Getriebes ansteuert, dass im Vorfeld oder/und im Zuge eines Getriebegangwechsels, der ein Umschalten eines Antriebsmoments von einer ersten der Eingangswellen zu einer zweiten der Eingangswellen mittels der Kupplungseinrichtung umfasst, die erste und die zweite Eingangswelle in ihren Drehzahlen mittels der Kupplungseinrichtung aneinander angeglichen werden.

18. Antriebssystem nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass das Angleichen ein Hochbeschleunigen der Drehzahl der zweiten Eingangswelle umfasst.

19. Antriebssystem nach Anspruch 17 oder 18, dadurch gekennzeichnet, dass das Angleichen eine getriebeinterne Synchronisationseinrichtung unterstützt.