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Die
Erfindung betrifft einen Antriebstrang für ein Kraftfahrzeug mit einem
Antriebsmotor, einem Getriebe und einem im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor
und Getriebe angeordneten hydrodynamischen Drehmomentwandler oder
einer im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor und Getriebe angeordneten hydrodynamischen
Kupplung, nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
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Ein
Antriebstang für
ein Kraftfahrzeug, umfassend einen beispielsweise als Verbrennungskraftmaschine
ausgeführten
Antriebsmotor, ein beispielsweise als Automatgetriebe ausgeführtes Getriebe, sowie
einen im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor und Getriebe angeordneten,
beispielsweise als Trilok-Wandler
ausgeführten
hydrodynamischen Drehmomentwandler oder eine im Kraftfluss zwischen
Antriebsmotor und Getriebe angeordnete, beispielsweise als Föttinger-Kupplung
ausgeführte
hydrodynamische Kupplung ist aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannt.
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Üblicherweise
weist ein derartiger Drehmomentwandler bzw. eine derartige hydrodynamische Kupplung
ein mit einer Kurbelwelle des Antriebsmotors verbundenes Pumpenrad
sowie ein mit einer Eingangswelle des Getriebes verbundenes Turbinenrad
auf, wobei das Pumpenrad mechanische Energie in Strömungsenergie
und das Turbinenrad die Strömungsenergie
zurück
in mechanische Energie umwandelt. Üblicherweise weist ein Drehmomentwandler
nach dem Stand der Technik in seinem hydraulischen Kreislauf ein
Leitrad auf, welches sich in einer Drehrichtung über einen dann sperrenden bzw.
klemmenden Freilauf an einem Getriebegehäuse abstützt, wobei in Sperrstellung
bzw. Klemmstellung des Freilaufs eine Überhöhung des auf das Pumpenrad übertragenen
Drehmomentes des Antriebsmotors erzielt wird mittels einer geeigneten
geometrischen Auslegung der Beschaufelung des Leitrades. Je größer der
Drehzahlunterschied zwischen Pumpenrad und Turbinenrad ist, desto
größer ist
die Momentenerhöhung,
welche bei stehendem Turbinenrad ihre maximale Größe hat.
Mit zunehmender Drehzahl der des Turbinenrades sinkt die Momentenerhöhung ab.
Erreicht die Drehzahl des Turbinenrades etwa 85% der Drehzahl des
Pumpenrades, so ist das Turbinenmoment gleich dem Pumpenmoment; das
Leitrad, das sich über
den Freilauf am Getriebegehäuse
abstützt,
läuft jetzt
frei in der Strömung
mit und der Freilauf wird überrollt.
Von diesem üblicherweise
als Kupplungspunkt des Drehmomentwandlers bezeichneten Betriebspunkt
an arbeitet der Drehmomentwandler als reine Strömungsmaschine, wie eine hydrodynamische
Kupplung. Auch im Schubbetrieb des Antriebstrangs, wenn die Eingangswelle
des Getriebes bzw. das Turbinenrad des Drehmomentwandlers Kupplung
schneller rotiert als die Kurbelwelle des Antriebsmotors bzw. als
das Pumpenrad des Drehmomentwandlers, wird der Freilauf des Drehmomentwandlers überrollt.
Zwischen Pumpenrad und Turbinenrad des Drehmomentwandlers bzw. der
hydrodynamischen Kupplung kann zusätzlich eine schaltbare Überbrückungskupplung
vorgesehen sein, durch deren Schließen der hydraulische Kreislauf
des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen Kupplung überbrückt wird
zur Vermeidung von Schlupf zwischen Pumpenrad und Turbinenrad insbesondere
bei hohen Drehzahlverhältnissen.
Zur Dämpfung
der Torsionsschwingungen des bei geschlossener Überbrückungskupplung rein mechanisch
in das Getriebe eingeleiteten Drehmomentes des Antriebsmotors kann
in den Drehmomentwandlers bzw. in der hydrodynamischen Kupplung
ein Torsionsdämpfer
integriert sein, der beispielsweise als Reibungsdämpfer ausgeführt ist.
Bei einer Leistungsteilung im Getriebe kann anstelle der Überbrückungskupplung
nur der Torsionsdämpfer
innerhalb des Gehäuses
des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen Kupplung angeordnet
sein. Als Beispiel für
einen Drehmomentwandler nach dem Stand der Technik wird auf die
DE 30 29 860 A1 verwiesen.
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Diese
bauartbedingten Eigenschaften des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen Kupplung
im Schubbetrieb des Antriebstrangs führen in der Praxis in bestimmten
Fahrzuständen
des Kraftfahrzeugs zu Komfort-Problemen,
wie nachfolgend beschrieben.
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In
der Praxis werden in eine Getriebesteuerung Schaltfunktionen integriert,
durch die im Betrieb des Antriebstranges solche Ereignisse vermieden werden
sollen, die den Fahrkomfort und die Schaltqualität vermindern. Derartige Ereignisse
stellen beispielsweise Lastwechsel während so genannter Ausrollschaltungen
des Getriebes dar, die von einem Fahrer eines Fahrzeuges als Schlag
bzw. Stoß wahrgenommen
werden und kurzfristige, unerwünscht hohe
Bauteilbelastungen zur Folge haben. Als Ausrollschaltungen werden
Schubrückschaltungen
des Getriebes bezeichnet, die von dem Getriebe in niedrigen Fahrgeschwindigkeitsbereichen
und bei nicht betätigtem
Fahrpedal automatisch durchgeführt
werden. Speziell bei solchen Ausrollschaltungen des Getriebes wird
eine gute Schaltqualität
angestrebt, da der Fahrer hier mit keiner auffälligen antriebsstrangseitigen
Reaktion rechnet. Insbesondere bei Automatgetrieben, bei welchen
Schubschaltungen und dabei besonders die Ausrollschaltungen als
reine Überschneidungsschaltungen
zweier Reibschaltelemente ohne Freilauf als zusätzliches Schaltelement durchgeführt werden,
ist der Schaltungsablauf solcher Ausrollschaltungen bekannterweise
schwierig applizierbar. Aufgrund des fast lastfreien Zustandes des
Antriebsmotors und des entsprechend dem Lastzustand geringen Schaltdruckes
am zuschaltenden Reibschaltelement des Getriebes im Verlauf solcher
Ausrollschaltungen wirken sich sowohl sämtliche Streuungen als auch
temporäre
Drehmoment- und Drehzahländerungen,
die auf das jeweilige Reibschaltelement wirken, besonders stark
auf den Schaltungsablauf aus. Eine Leerlaufregelung des Antriebsmotors,
ein Wiederbefeuern des Antriebsmotors nach einer aktiven Schubabschaltung
des Motors, ein sich ändernder
Bremsgradient beim Ausrollen des Fahrzeugs, aber auch unterschiedliche Getriebeöltemperaturen
stellen Ereignisse dar, welche die Regelung einer Überschneidungsschaltung stören und
zu einer großen
Streubreite der Schaltqualität
führen
können.
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Problematische
Betriebszustände,
bei denen durch den Lastwechsel Stöße auftreten, die in den Antriebsstrang
eingeleitet werden, liegen beispielsweise bei einem Kreuzen von
Turbinenrad-Drehzahl bzw. Getriebeeingangsdrehzahl und Pumpenrad-Drehzahl
bzw. Antriebsmotordrehzahl sowohl außerhalb von Schaltungen des
Getriebes als auch während
Schaltungen des Getriebes vor.
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Ein
derartiges Drehzahlkreuzen außerhalb von
Schaltungen des Getriebes tritt bei nachfolgender Betriebssituation
auf: Das Kraftfahrzeug bewegt sich im Schubbetrieb, während die
Drehzahl des Antriebsmotors niedriger ist als die Drehzahl des Turbinenrades
des im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor und Getriebe angeordneten
Drehmomentwandlers des Antriebsstranges, wobei die Drehzahl des
Antriebsmotors von einer Steuerung des Antriebsmotors ohne fahrerseitige
Leistungsanforderung auf einem vordefinierten Leerlaufniveau gehalten
wird. Dadurch, dass das Kraftfahrzeug beim Ausrollen langsamer wird,
verringert sich die Turbinenrad-Drehzahl und nähert sich der Antriebsmotordrehzahl
an. Zu einem bestimmbaren Zeitpunkt ist die Differenz zwischen der
Turbinenrad-Drehzahl und der Antriebsmotordrehzahl Null, und anschließend unterschreitet die
Turbinenrad-Drehzahl die Antriebsmotordrehzahl. Zu dem Zeitpunkt,
zu welchem die Turbinenrad-Drehzahl die Antriebsmotordrehzahl unterschreitet,
findet im Antriebstrang der Lastwechsel bzw. der Wechsel vom Schubbetrieb
in den Zugbetrieb des Antriebstranges statt, und die Zahnflanken
legen sich an den jeweils gegenüberliegenden
Zahnflanken an. Je steiler sich die Verläufe der Turbinendrehzahl und der
Motordrehzahl kreuzen, um so stärker
ist der Lastwechsel für
den Fahrer spürbar.
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Ein
Drehzahlkreuzen während
Schaltungen des Getriebes tritt auf, wenn die Turbinenrad-Drehzahl
bzw. Getriebeeingangsdrehzahl, welche zu Beginn der Schaltung kleiner
ist als die Antriebsmotordrehzahl, aufgrund einer Rückschaltung
und der damit einhergehenden Übersetzungsänderung
des Getriebes ansteigt auf einen Wert, der größer ist als die Antriebsmotordrehzahl.
Mit zunehmendem Ausrollen des Kraftfahrzeugs fällt die Turbinenrad-Drehzahl auch
bei der neuen Übersetzung
wieder unter die Antriebsmotordrehzahl ab, so dass ein wiederholtes Drehzahlkreuzen
und ein damit verbundener erneuter Lastwechsel mit einem unkomfortablen
Stoß im Antriebstrang
auftritt.
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Bekanntlich
steht ein solcher Stoß auch
in Abhängigkeit
zu Bauteilelastizitäten
und Bauteiltoleranzen der einzelnen Bauteile des Antriebsstranges, welche
sich vor allem bei allradgetriebenen Fahrzeugen aufgrund der Vielzahl
der Bauteile in nicht unerheblichem Maße aufsummieren. Insbesondere
im Bereich von Verzahnungen ist zu beobachten, dass die Anlage bei
einem Lastwechsel zwischen zwei miteinander in Eingriff stehenden
Zahnrädern
von einer Zahnflanke der Zähne
auf die jeweils andere Zahnflanke wechselt. Bei diesem Wechsel richten
sich die Bauteile neu aus. Während
des Ausrichtens der Bauteile befinden sich diese in einem lastfreien
Zustand, in welchem die Bauteile ungebremst beschleunigt werden.
Kommen die Verzahnungen an ihren jeweils gegenüberliegenden Zahnflanken wieder
in Anlage, werden sie schlagartig abgebremst. Je schneller und ungedämpfter ein
solcher Lastwechsel stattfindet, desto härter ist der Stoß beim Anlegen
an den Zahnflanken.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Antriebstrang
für ein
Kraftfahrzeug, umfassend einen Antriebsmotor, ein Getriebe und einen
im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor und Getriebe angeordneten hydrodynamischen Drehmomentwandler
oder eine im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor und Getriebe angeordnete
hydrodynamische Kupplung, zur Verfügung zu stellen, mittels welchem
der Fahrkomfort und das Fahrverhalten des Kraftfahrzeugs im Schubbetrieb
des Antriebstrangs verbessert werden kann, insbesondere im Betriebsbereich
des Ausrollens des Kraftfahrzeugs.
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Erfindungsgemäß gelöst wird
diese Aufgabe mit einem die Merkmale des Patentanspruches 1 ausweisenden
Antriebstrang. Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen
der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen.
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Die
Erfindung geht aus von einem Antriebstrang, der einen Antriebsmotor,
ein vorzugsweise als Automatgetriebe ausgeführtes Getriebe, sowie einen
im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor und Getriebe angeordneten hydrodynamischen
Drehmomentwandler oder eine im Kraftfluss zwischen Antriebsmotor
und Getriebe angeordnete hydrodynamische Kupplung aufweist, wobei
ein Pumpenrad des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen Kupplung
mit einer Kurbelwelle des Antriebsmotor verbunden ist, und wobei
ein Turbinenrad des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen
Kupplung mit einer Eingangswelle des Getriebes verbunden ist. Soweit
vorhanden, stützt
sich ein Leitrad des Drehmomentwandlers über einen Freilauf an einem Gehäuse des
Getriebes bzw. an einem mit dem Getriebegehäuse verdrehfest verbundenen
Bauelement des Getriebes ab. Der Drehmomentwandler bzw. die hydrodynamische
Kupplung kann auch eine Überbrückungskupplung
aufweisen, durch deren Schließen
die Kurbelwelle des Antriebsmotors mechanisch direkt mit der Getriebeeingangswelle
verbunden wird, wobei im Kraftfluss zwischen dieser Überbrückungskupplung
und der Kurbelwelle des Antriebsmotors oder im Kraftfluss zwischen
dieser Überbrückungskupplung
und der Getriebeeingangswelle zusätzlich ein Torsionsdämpfer angeordnet
sein kann.
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Erfindungsgemäß ist vorgesehen,
dass im Kraftfluss parallel zum Drehmomentwandler bzw. parallel
zur hydrodynamischen Kupplung zusätzlich ein Freilauf derart
zwischen der Kurbelwelle des Antriebsmotors und der Ein gangswelle
des Getriebes angeordnet ist, dass die Kurbelwelle des Antriebsmotors
in einem Schubbetrieb des Antriebstrangs stets mit einer Drehzahl
größer/gleich
der Drehzahl der Eingangswelle des Getriebes rotiert. Soweit vorhanden,
ist die Überbrückungskupplung
des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen Kupplung im Kraftfluss
parallel zu dem zusätzlichen
Freilauf angeordnet.
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In
einer günstigen
Ausgestaltung der Erfindung ist der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf innerhalb eines Gehäuses
des Drehmomentwandlers bzw. der hydrodynamischen Kupplung angeordnet. Es
kann aber auch vorgesehen sein, dass der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf innerhalb des Getriebegehäuses angeordnet ist.
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Zur
Dämpfung
von Torsionsschwingungen des Antriebsmotors bzw. des Antriebstrangs
in Verbindung mit dem erfindungsgemäß zusätzlichen Freilauf kann zusätzlich ein
Torsionsdämpfer
vorgesehen sein, der entweder im Kraftfluss zwischen der Kurbelwelle
des Antriebsmotors und dem zusätzlichen
Freilauf oder im Kraftfluss zwischen dem zusätzlichen Freilauf und der Getriebeeingangswelle
angeordnet ist.
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Der
erfindungsgemäß vorgesehene
zusätzliche
Freilauf bewirkt, dass die Kurbelwelle des Antriebsmotors nur schneller
rotieren kann als die Getriebeeingangswelle. Im Schubbetrieb des
Antriebsstrangs sperrt bzw. klemmt der zusätzliche Freilauf. Ein Abfallen
der Antriebsmotordrehzahl unter die Turbinenrad-Drehzahl wird zuverlässig verhindert.
In besonders vorteilhafter Weise wird das in der Beschreibungseinleitung
beschriebene komfortkritische Drehzahlkreuzen von Antriebmotordrehzahl
und Turbinenrad-Drehzahl zuverlässig
vermieden.
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Ein
weiterer wichtiger Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung ist die Verbesserung des
Lastwechselverhaltens des Antriebstrangs: Bei einem Wechsel vom
Schubbetrieb in einen Zugbetrieb wird der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf ausgehend von einem Gleichlauf der Kurbelwelle und Getriebeeingangswelle
heraus überrollt,
sodass sich die Antriebsmotordrehzahl sanft von der Turbinenrad-Drehzahl
abheben kann.
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Besonders
vorteilhaft ist auch die durch die erfindungsgemäße Lösung erzielte Erhöhung der Spontaneität des Kraftfahrzeugs.
Beim Stand der Technik ist im Schubbetrieb des Antriebstrangs mit geöffneter Überbrückungskupplung
eine entsprechend der Fahrzeuggeschwindigkeit mehr oder weniger
große
Differenzdrehzahl zwischen Antriebsmotor und Turbinenrad bzw. Getriebeeingang
vorhanden, die bei einer Lastzugabe am Antriebsmotor zuerst überwunden
werden muss, bevor das Kraftfahrzeug eine Beschleunigung erfährt. Dies
wird vom Fahrer negativ als ein so genanntes „Beschleunigungsloch" empfunden. Der Einsatz
des erfindungsgemäß zusätzlichen
Freilaufs verhindert – wie
schon gesagt – das
Absinken der Antriebsmotordrehzahl auf einen Wert unterhalb der
Turbinenrad-Drehzahl, wodurch jede Erhöhung der Antriebsmotordrehzahl
unmittelbar auch in eine Beschleunigung des Kraftfahrzeugs umgesetzt
wird.
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Ein
weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung ergibt sich durch die
Möglichkeit,
die Steuerung bzw. Regelung der Überbrückungskupplung stark
zu vereinfachen, da nunmehr die den Schubbetrieb und den Schub-Zug-Wechsel betreffenden Steuerungs-
bzw. Regelungs-Algorithmen der Überbrückungskupplungssteuerung
entfallen können.
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Zur
Steuerung bzw. Regelung des Antriebstrangs in Verbindung mit dem
erfindungsgemäß zusätzlichen
Freilauf und der Überbrückungskupplung
ist es vorteilhaft, dass die im Zugbetrieb des Antriebstrangs zuvor
geschlossene Überbrückungskupplung
im Schubbetriebs des Antriebstrangs geöffnet oder zumindest in Schlupf
gebracht wird. Dabei erfolgt ein solches Öffnen bzw. Inschlupfbringen
der Überbrückungskupplung
vorzugsweise unmittelbar mit Erkennen des Schubbetriebs des Antriebstrangs, wenn
die Drehzahl der Getriebeeingangswelle oder die Drehzahl einer Getriebeausgangswelle
auf einen Wert unterhalb eines vordefinierten Schwellwertes absinkt.
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Im
Folgenden wird die Erfindung anhand der Figuren näher erläutert, wobei
gleiche Bauelemente oder Bauelemente vergleichbarer Funktion auch
mit gleichen Bezugszeichen versehen sind. Es zeigen:
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1 ein
erstes beispielhaftes Schema eines erfidungsgemäßen Antriebstrangs in stark
vereinfachter Darstellung;
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2 ein
zweites beispielhaftes Schema eines erfindungsgemäßen Antriebstrangs
in stark vereinfachter Darstellung;
-
3 ein
drittes beispielhaftes Schema eines erfindungsgemäßen Antriebstrangs
in stark vereinfachter Darstellung;
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4 ein
viertes beispielhaftes Schema eines erfindungsgemäßen Antriebstrangs
in stark vereinfachter Darstellung;
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5 ein
fünftes
beispielhaftes Schema eines erfindungsgemäßen Antriebstrangs in stark
vereinfachter Darstellung; und
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6 ein
sechstes beispielhaftes Schema eines erfindungsgemäßen Antriebstrangs
in stark vereinfachter Darstellung;
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Anhand 1 wird
nun ein erstes Ausführungsbeispiel
eines Antriebstrangs eines Kraftfahrzeugs gemäß der Erfindung beschrieben,
wobei die Darstellung des Antriebstrangs in 1 stark
vereinfacht ist. Im wesentlichen umfasst der Antriebstrang einen
Antriebsmotor 1, ein Getriebe 3, ein im Kraftfluss
zwischen Antriebsmotor 1 und Getriebe 3 angeordnete
Anfahrelement, sowie eine im Kraftfluss hinter dem Getriebe 3 angeordnete
Antriebsachse 7. Der an sich bekannte Antriebsmotor 1 ist
beispielsweise als handelsüblicher
Verbrennungsmotor ausgebildet. Das Getriebe 3 ist beispielsweise
als handelsübliches
Automatgetriebe, CVT-Getriebe oder automatisiertes Schaltgetriebe
ausgebildet, ist an sich ebenfalls bekannt und braucht daher nicht
näher erläutert werden.
Das Anfahrelement ist hier beispielhaft als hydrodynamischer Drehmomentwandler 8 in so
genannter Trilok-Bauweise ausgebildet, kann aber beispielsweise
auch als hydrodynamische Kupplung – als so genannte Föttinger-Kupplung – ausgebildet sein.
In einem Gehäuse 9 des
Drehmomentwandlers 8 sind ein Pumpenrad 10, ein
Turbinenrad 11, ein Leitrad 12 und ein Freilauf 13 des
Drehmomentwandlers 8 angeordnet. Der hier dargestellte
Drehmomentwandler 8 umfasst beispielhaft zusätzlich eine Überbrückungskupplung 15,
die im Kraftfluss zwischen Pumpenrad 10 und Turbinenrad 11 angeordnet
ist und im geschlossenen Zustand den hydraulischen Kreislauf des
Drehmomentwandlers 8 überbrückt. Abweichend
von dem in 1 dargestellten Beispiel kann
der Überbrückungskupplung
beispielsweise auch ein handelsüblicher
Torsionsdämpfer
in bekannter Weise vor- oder nachgeschaltet sein, zur Dämpfung von
Drehschwingungen des Antriebsmotors 1 bei der mechanischen Übertragung
des Antriebsdrehmomentes bzw. der Antriebsdrehzahl des Antriebsmotors 1 in
das Getriebe 3 über
die geschlossene Überbrückungskupplung 15.
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Wie
in 1 ersichtlich, ist eine Kurbelwelle 2 des
Antriebsmotors 1 verdrehfest mit dem Pumpenrad 10 des
Drehmomentwandlers 8 verbunden. Das Turbinenrad 11 des
Drehmomentwandlers 8 ist verdrehfest mit einer Eingangswelle 5 des
Getriebes 3 verbunden. Die Eingangswelle 5 des
Getriebes 3 ist also gleichzeitig die Turbinenwelle des
Drehmomentwandlers 8. Die Antriebsachse 7 des
Kraftfahrzeugs ist mit einer Abtriebswelle 6 des Getriebes 3 verbunden.
Das Leitrad 12 des Drehmomentwandlers 8 stützt sich
im Zugbetrieb des Antriebstrangs – also immer dann, wenn das
am Pumpenrad 10 anliegenden Drehmoment größer ist
als das am Turbinenrad 11 anliegende Drehmoment – in bekannter
Weise über
den dann klemmenden bzw. sperrenden Freilauf 13 und eine
Leitradwelle 14 an einem Gehäuse 4 des Getriebes 3 bzw.
an einem Gehäuseelement des
Getriebegehäuses 4 ab,
wodurch eine gewünschte
Verstärkung
des Antriebsdrehmomentes erzielt wird. Im Schubbetrieb des Antriebstrangs – also immer
dann, wenn das am Turbinenrad 11 anliegenden Drehmoment
größer ist
als das am Pumpenrad 10 anliegende Drehmoment – wird der
Freilauf 13 überrollt.
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Wie
in 1 weiterhin ersichtlich, umfasst der Antriebstrang
gemäß der Erfindung
einen zusätzlichen
Freilauf 17, der im Kraftfluss parallel zum Drehmomentwandler 8 derart
zwischen der Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 und
der Eingangswelle 5 des Getriebes 3 angeordnet
ist, dass die Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 im
Schubbetrieb des Antriebstrangs stets mit einer Drehzahl größer/gleich der
Drehzahl der Eingangswelle 5 des Getriebes 3 rotiert.
Der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf 17 ist also auch im Kraftfluss parallel zu der
im Ausführungsbeispiel
vorgesehenen Überbrückungskupplung 15 des
Drehmomentwandlers 8 angeordnet. In besonders günstiger
bauraumsparender Weise ist der zusätzliche Freilauf 17 in
den Drehmomentwandler 8 integriert, also innerhalb des
Gehäuses 9 des Drehmomentwandlers 8 angeordnet.
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Der
erfindungsgemäß vorgesehene
zusätzliche
Freilauf 17 bewirkt, dass die Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 nur
schneller rotieren kann als die Eingangswelle 5 des Getriebes 3.
Im Schubbetrieb des Antriebsstrangs sperrt bzw. klemmt der zusätzliche
Freilauf 17. Ein Abfallen der Kurbelwellen-Drehzahl unter die
Turbinenrad-Drehzahl wird also zuverlässig verhindert. In besonders
vorteilhafter Weise wird das komfortkritische Drehzahlkreuzen von
Kurbelwellen-Drehzahl und Turbinenrad-Drehzahl zuverlässig vermieden
und das Lastwechselverhalten des Antriebstrangs spürbar verbessert.
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Besonders
vorteilhaft ist auch die durch die erfindungsgemäße Lösung erzielte Erhöhung der Spontaneität des Kraftfahrzeugs.
Beim Stand der Technik ist im Schubbetrieb des Antriebstrangs mit geöffneter Überbrückungskupplung 15 eine
entsprechend der Fahrzeuggeschwindigkeit mehr oder weniger große Differenzdrehzahl
zwischen dem Antriebsmotor 1 und dem Turbinenrad 11 bzw.
der Getriebeeingangswelle 5 vorhanden, die bei einer Lastzugabe am
Antriebsmotor 1 zuerst überwunden
werden muss, bevor das Kraftfahrzeug eine Beschleunigung erfährt, was
wiederum vom Fahrer als ein so genanntes „Beschleunigungsloch" negativ empfunden
wird. Da der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilaufs 17 das Absinken der Kurbelwellen-Drehzahl auf
einen Wert unterhalb der Turbinenrad-Drehzahl verhindert, wird in
diesem Betriebszustand des Antriebstrangs jede Erhöhung der
Kurbelwellen-Drehzahl unmittelbar auch in eine Beschleunigung des
Kraftfahrzeugs umgesetzt.
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Ein
weiterer Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung ergibt sich durch die
Möglichkeit,
die Steuerung bzw. Regelung der Überbrückungskupplung 15 innerhalb
eines in 1 mit 19 bezeichneten
elektronischen bzw. elektrohydraulischen Steuergerätes des
Getriebes 3 stark zu vereinfachen, da nunmehr die den Schubbetrieb
und den Schub-Zug-Wechsel betreffenden Steuerungs- bzw. Regelungs-Algorithmen
der Überbrückungskupplungssteuerung
entfallen können.
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2 zeigt
ein zweites Ausführungsbeispiel eines
Kraftfahrzeug-Antriebstrangs
gemäß der Erfindung
in stark vereinfachter Darstellung, als eine vorteilhafte Weiterbildung
des ersten Ausführungsbeispiels
gemäß 1.
Ergänzend
zu dem Antriebstrang und der Bauteilanordnung gemäß 1 weist
der Antriebsstrang nunmehr einen zusätzlichen Torsionsdämpfer 18 auf,
der im Kraftfluss zwischen der Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 und
dem erfindungsgemäß zusätzlichen
Freilaufs 17 angeordnet ist. Abweichend zu 1 ist
der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf 17 nunmehr also nicht mehr direkt mit der Kurbelwelle 2 des
Antriebsmotors 1 bzw. nicht mehr direkt mit dem Turbinenrad 10 des
Drehmomentwandlers 8 verdrehfest verbunden, sondern über den
zusätzlichen
Torsionsdämpfer 18 mit
der Kurbelwelle 2 bzw. dem Turbinenrad 10 wirkverbunden.
Dieser zusätzliche
Torsionsdämpfer 18 kann beispielsweise
in handelsüblicher
Weise als drehwinkelbegrenzter Reibungsdämpfer ausgebildet sein und
dient der Dämpfung
von Drehschwingungen des Antriebsmotors 1 bei der mechanischen Übertragung des
Antriebsdrehmomentes bzw. der Kurbelwellen-Drehzahl des Antriebsmotors 1 auf
die Eingangswelle 5 des Getriebes 3 bei klemmendem
bzw. sperrendem Freilauf 17. Entsprechend seiner räumlichen Nähe zum erfindungsgemäß zusätzlichen
Freilauf 17 ist auch der zusätzliche Torsionsdämpfer 18 in
dem in 2 dargestellten Ausführungsbeispiel räumlich gesehen
bauraumsparend innerhalb des Drehmomentwandler-Gehäuses 9 angeordnet.
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3 zeigt
ein drittes Ausführungsbeispiel eines
Kraftfahrzeug-Antriebstrangs
gemäß der Erfindung
in stark vereinfachter Darstellung, als eine Ausgestaltungsvariante
zum zweiten Ausführungsbeispiel
gemäß 2.
Ergänzend
zu dem Antriebstrang und der Bauteilanordnung gemäß 1 und. 2 weist
der Drehmomentwandler 8 in 3 einen – an sich
bekannten Torsionsdämpfer 16 auf,
welcher der Überbrückungskupplung 15 des
Drehmomentwandlers 8 zugeordnet und im Kraftfluss zwischen
der Überbrückungskupplung 15 und
der Eingangswelle 5 des Getriebes 3 angeordnet
ist. Dieser Torsionsdämpfer 16 dient
der Dämpfung
von Drehschwingungen des Antriebsmotors 1 bei der mechanischen Übertragung
des Antriebsdrehmomentes bzw. der Kurbelwellen-Drehzahl des Antriebsmotors 1 auf
die Eingangswelle 5 des Getriebes 3 über die
geschlossene Überbrückungskupplung 15.
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Wie
in 3 weiterhin ersichtlich, umfasst der erfindungsgemäße Antriebstrang
ergänzend
zu dem Antriebstrang gemäß 1 und
abweichend von 2 nunmehr einen im Kraftfluss
zwischen dem erfindungsgemäß zusätzlichen
Freilaufs 17 und der Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 angeordneten
zusätzlichen
Torsionsdämpfer 18.
Wie in 1, aber abweichend zu 2 ist der
erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf 17 nunmehr verdrehfest mit der Kurbelwelle 2 des
Antriebsmotors 1 bzw. verdrehfest mit dem Turbinenrad 10 des
Drehmomentwandlers 8 verbunden. Abweichend zu den 1 und 2 ist der
erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf 17 nunmehr über
den zusätzlichen
Torsionsdämpfer 18 mit der
Eingangswelle 5 des Getriebes 3 bzw. mit dem Turbinenrad 10 des
Drehmomentwandlers 8 wirkverbunden. Dieser zusätzliche
Torsionsdämpfer 18 kann in
handelsüblicher
Weise beispielsweise als drehwinkelbegrenzter Reibungsdämpfer ausgebildet
sein und dient der Dämpfung
von Drehschwingungen des Antriebsmotors 1 bei der mechanischen Übertragung des
Antriebsdrehmomentes bzw. der Antriebsdrehzahl des Antriebsmotors 1 auf
die Eingangswelle 5 des Getriebes 3 bei klemmendem
bzw. sperrendem Freilauf 17. Entsprechend seiner räumlichen
Nähe zum
erfindungsgemäß zusätzlichen
Freilauf 17 ist auch der zusätzliche Torsionsdämpfer 18 in
dem in 2 dargestellten Ausführungsbeispiel räumlich gesehen
bauraumsparend innerhalb des Drehmomentwandler-Gehäuses 9 angeordnet.
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4 zeigt
eine vorteilhafte Weiterbildung des zuvor erläuterten dritten Ausführungsbeispiels gemäß 3,
als ein viertes Ausführungsbeispiel
eines erfindungsgemäßen Kraftfahrzeug-Antriebstrangs.
Wie in 4 ersichtlich, sind die in 3 vorgesehenen
Torsionsdämpfer 16 und 18 nunmehr
zu einem einzigen Torsionsdämpfer
zusammengefasst. Dies ist möglich,
da sowohl der der Überbrückungskupplung 15 zugeordnete
Torsionsdämpfer 16 als
auch der dem erfindungsgemäß zusätzlichem
Freilauf 17 zugeordnete Torsionsdämpfer 18 ausgangsseitig
mit der Eingangswelle 5 des Getriebes 3 bzw. der
Turbinenwelle des Drehmomentwandlers 8 verbunden sind.
In besonders vorteilhafter Weise wird bei dem vierten Ausführungsbeispiel gegenüber dem
dritten Ausführungsbeispiel
also ein Bauteil eingespart.
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5 zeigt
ein fünftes
Ausführungsbeispiel eines
Kraftfahrzeug-Antriebstrangs
gemäß der Erfindung,
basierend auf dem in 3 stark vereinfacht dargestellten
dritten Ausführungsbeispiel.
Abweichend zu 3 sind der erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf 17 und der diesem Freilauf 17 zugeordnete
zusätzliche
Torsionsdämpfer 18 räumlich gesehen
nicht mehr innerhalb des Drehmomentwandler-Gehäuses 9 angeordnet,
sondern innerhalb des Getriebegehäuses 4. Dabei ist
der genannte Torsionsdämpfer 18 – vergleichbar
zu 3 – im
Kraftfluss zwischen dem Freilauf 17 und der Eingangswelle 5 des
Getriebes 3 angeordnet. Diese Anordnungsvariante gemäß 5 erfordert
zwar gegenüber
dem Ausführungsbeispiel
gemäß 3 die
Ausbildung der Getriebeeingangswelle 5 als Hohlwelle zur
zentrischen Durchführung
der Kurbelwelle 1 in das Getriebegehäuse 4 hinein, kann
aber bei begrenztem axialen Bauraum für den Drehmomentwandler 8 Vorteile bieten.
Selbstverständlich
kann der Drehmomentwandler 8 – vergleichbar zu 3 – auch einen
der Überbrückungskupplung 15 zugeordneten
Torsionsdämpfer
aufweisen. Da die Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 bereits
in das Getriebegehäuse 4 hineingeführt ist,
kann abweichend zur Darstellung in 5 auch gesehen
sein, dass die Überbrückungskupplung
räumlich
gesehen nicht mehr innerhalb des Drehmomentwandler-Gehäuses 9 angeordnet
ist, sondern innerhalb des Getriebegehäuses 4.
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6 schließlich zeigt
ein sechstes Ausführungsbeispiel
eines Kraftfahrzeug-Antriebstrangs gemäß der Erfindung, als eine Ausgestaltungsvariante zu
dem zuvor beschriebenen fünften
Ausführungsbeispiel
gemäß 5.
Die einzige Abweichung zu 5 besteht
darin, daß der
erfindungsgemäß zusätzliche
Freilauf 17 innerhalb des Getriebegehäuses 4 nunmehr direkt
mit der Getriebeeingangswelle 5 verbunden über den
zusätzlichen
Torsionsdämpfer 18 innerhalb
des Getriebegehäuses 4 mit
der Kurbelwelle 2 des Antriebsmotors 1 wirkverbunden
ist. Entsprechend seiner direkten Verbindung zur Kurbelwelle 2 des
Antriebsmotors 1 kann der dem Freilauf 17 zugeordnete
Torsionsdämpfer 18 abweichend
zur Darstellung in 6 auch außerhalb des Getriebegehäuses 4 angeordnet
sein, beispielsweise innerhalb des Drehmomentwandler-Gehäuses 9 oder
antriebsmotornah axial zwischen Drehmomentwandler 8 und
Antriebsmotor 1.
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- 1
- Antriebsmotor
- 2
- Kurbelwelle
des Antriebsmotors
- 3
- Getriebe
- 4
- Getriebegehäuse
- 5
- Eingangswelle
des Getriebes, Turbinenwelle des Drehmomentwandlers
- 6
- Ausgangswelle
des Getriebes
- 7
- Antriebsachse
des Kraftfahrzeugs
- 8
- Drehmomentwandler
- 9
- Gehäuse des
Drehmomentwandlers
- 10
- Pumpenrad
des Drehmomentwandlers
- 11
- Turbinenrad
des Drehmomentwandlers
- 12
- Leitrad
des Drehmomentwandlers
- 13
- Freilauf
des Leitrades
- 14
- Leitradwelle
des Drehmomentwandlers
- 15
- Überbrückungskupplung
des Drehmomentwandlers
- 16
- Torsionsdämpfer des
Drehmomentwandlers
- 17
- Freilauf
- 18
- Torsionsdämpfer des
Freilaufs
- 19
- Steuergerät des Getriebes