DE102006019252A1 - Elektronische Aktorik für Doppelkupplungsgetriebe - Google Patents

Abstract

Zur Betätigung sowohl von nassen als auch von trockenen Doppelkupplungen und Getrieben für Fahrzeuge wird eine Aktorik eingesetzt, die elektromotorisch angetrieben wird.

Description

• Der Entwicklung von Doppelkupplungsgetrieben wird gegenwärtig bei fast allen Fahrzeugherstellern große Aufmerksamkeit beigemessen, versprechen sie doch, den hohen Komfort eines Stufenautomaten mit dem guten Basiswirkungsgrad eines Handschaltgetriebes zu verbinden. Neben den leistungsführenden Komponenten Doppelkupplung und Radsatz ist die automatische Betätigung der Kupplungs- und Schaltelemente im Getriebe von besonderer Bedeutung, denn sie beeinflusst ganz wesentlich die oben genannten Kriterien Komfort und Wirkungsgrad. Bei der Auswahl geeigneter Aktoren werden gegenwärtig ganz verschiedene, konkurrierende Konzepte betrachtet. Darin spiegelt sich die Tatsache wider, dass Doppelkupplungsgetriebe am Markt noch recht jung sind und ihnen ein konzeptioneller Reifeprozess bevorsteht. Erste Erfahrungen über mögliche Aktoriken kommen aus dem Automatgetriebebereich sowie von den automatisierten Schaltgetrieben. In den 1 bis 9 werden Konzepte für elektronische Motoren für die Betätigung von Doppelkupplungen dargestellt.
• Mit einem in 1 gezeigten modularen Konzept für eine nasse und eine trockene Doppelkupplung, wobei oberhalb der angedeuteten Getriebeeingangswelle schematisch eine trockene und unterhalb der angedeuteten Getriebeeingangswelle eine nasse Doppelkupplung dargestellt ist, sind Voraussetzungen für eine Vereinheitlichung nicht nur des Basisgetriebes sondern darüber hinaus auch für dessen Automatisierung geschaffen worden. Somit eröffnen sich für beide Varianten Synergiemöglichkeiten bei Steuergeräten und Aktorik.
• Für ein Getriebekonzept, das sich zum Ziel gesetzt hat, die besten Eigenschaften von Stufenautomaten und Handschaltern zu kombinieren, muss die Aktorik für das Doppelkupplungsgetriebe die folgenden technischen Anforderungen erfüllen:
• 1. Funktion • Hohe Stelldynamik • Präzise Regelbarkeit • Definiertes Notlaufverhalten
• 2. Lebensdauer • Fahrzeuglebensdauer von 240.000 km und mehr • Wartungsfreiheit • Robustheit gegenüber allen Umgebungsbedingungen (Temperaturen, Schwingungen, Schmutz)
• 3. Integration und Bauraumbedarf • Möglichst geringer zusätzlicher Bauraumbedarf, daher möglichst hoher Getriebeintegrationsgrad • Kompakte Komponenten • Einfache Montageprozesse
• 4. Energiebedarf • Möglichst geringer Energiebedarf der Aktoren und somit möglichst geringer zusätzlicher Kraftstoffverbrauch • Zusatzanforderung bei Erweiterungswunsch zum Hybridsystem • Energiequelle unabhängig vom Verbrennungsmotor
• Insbesondere die letzten beiden Anforderungen nach minimalem Einfluss auf Kraftstoffverbrauch sowie die Unabhängigkeit der Energiequelle vom Verbrennungsmotor schränken die Auswahlmöglichkeiten ein. Es hat sich gezeigt, dass Elektromotoren diese Anforderung am besten erfüllen. Es wurde deshalb ein Baukasten von EC-Motoren für den Antrieb von Kupplungs- und Getriebeaktorik entwickelt, wie er in 2 dargestellt ist. Die Baugrößen dieser Elektromotoren sind so dimensioniert, dass sie die Leistungsanforderungen an die Verstelldynamik für die verschiedenen Aufgaben der Kupplungs- und Schaltungsbetätigung erfüllen.
• Die Verwendung dieser Elektromotoren ist dabei nicht auf das Doppelkupplungsgetriebe beschränkt. Basierend auf den nachfolgend gezeigten Aktoren lassen sich ebenso Betätigungselemente für automatisierte Handschaltgetriebe, Verteilergetriebe oder Hybridkupplungen ableiten.
• Nachfolgend wird ein Hebelaktor zur Kupplungsbetätigung näher betrachtet.
• Nach der Vorfestlegung auf elektromotorisch angetriebene Aktoren kommt den Kriterien Integration und Bauraumbedarf die größte Bedeutung zu. Gesucht sind Lösungen, die nach Möglichkeit Bauräume nah an den Betätigungsstellen nutzen, um letztendlich das Gesamtgetriebe nicht unnötig zu vergrößern.
• Ausgehend von diesen Überlegungen ist ein Betätigungskonzept für die Doppelkupplung entstanden, bei dem Hebel in der Getriebeglocke über Einrücklager auf die Kupplung einwirken und die Elektromotoren direkt an die Glocke angeschraubt werden. 3 zeigt eine schematische Darstellung eines solchen Hebelaktors.
• Die Einrückkraft für die Kupplung wird durch eine im Aktor befindliche vorgespannte Feder aufgebracht. Diese wirkt am anderen Ende auf den Hebel ein. Dazwischen befindet sich ein verschieblicher Auflagerpunkt, dessen Längsbewegung mittels eines Kugelgewindetriebes durch die Rotation des E-Motors erzeugt wird.
• Mit einem einfachen Hebelmodell, das aus 4 ersichtlich ist, lässt sich der Wirkmechanismus des Hebelaktors erklären. Dabei ist

  

  wobei L als die Länge des Hebels zum Federkrafteinleitungspunkt und x als die zurückgelegte Wegstrecke des Drehpunktes vom Federkrafteinleitungspunkt definiert ist. Die Vorspannkraft der Feder (F_Feder) und das aus der Stellposition x resultierende Hebelübersetzungsverhältnis bestimmen die Einrückkraft der Kupplung (F_Kupplung).
• In der 5 ist ein Hebelaktor dargestellt, dessen Einrückung durch Fußpunktverschiebung erfolgt.
• In der 5 ist der Hebelaktor von links nach rechts in den Stellungen der Kupplung „ausgerückt" (M = 0 Nm), „Hebelaktor an die Kupplung angelegt" (z. B. M = 10 Nm) und „Kupplung ausgerückt" (M = M_max) dargestellt.
• Eine wichtige Anforderung an die Aktoren für Doppelkupplungen ist das passive Öffnen bei Stromausfall („normally open"). Hier unterscheidet sich das Doppelkupplungsgetriebe von den automatisierten Handschaltgetrieben. Das dort zulässige „Einfrieren" der Aktoren („normally stay") in dieser Situation könnte beim Doppelkupplungsgetriebe zu einem unlösbaren Verspannungszustand beider Kupplungen führen.
• Die Forderung nach einem selbstöffnenden Doppelkupplungssystem hat für die Aktorik zur Folge, dass die mechanischen Einzelübersetzungen im Aktor nicht selbsthemmend sein dür fen, was wiederum bedeutet, dass der E-Motor im Normalbetrieb die Kupplung aktiv durch Dauerbestromung zuhalten muss.
• Die 6a und 6b zeigen, durch welche Konstruktionsmerkmale des Hebelaktors dieses Selbstöffnen sichergestellt wird. Im Falle eines aktiven Motors muss im Kontaktpunkt zwischen dem Einrückhebel und der axial verschieblichen Rolleneinheit immer ein positiver Kontaktwinkel α gegeben sein, wie in 6a dargestellt. Bei einem passiven Motor ergibt die Summe der einwirkenden Kräfte von Feder und Kupplung multipliziert mit diesem Winkel α eine rückstellende Kraft (F_Spindel) auf den Kugelgewindetrieb. Dieser wiederum erzeugt entsprechend seiner Spindelsteigung ein rückdrehendes Moment (M_Spindel) am E-Motor, so dass der Auflagerpunkt, wie in 6b dargestellt, für den Hebel in seine motornahe Ausgangsstellung zurückgeschoben werden kann. Damit der E-Motor diesem Rückstellmoment nicht entgegenwirkt, müssen die Wicklungen im passiven Zustand geöffnet sein.
• Die Dauerbestromung des E-Motors beim Anpressen einer Kupplung darf nicht zu einer thermischen Überlastung des E-Motors führen. Die Grenze für die Dauerbelastung liegt bei ca. 20 Watt elektrischem Energieeintrag. Das Profil des Einrückhebels (Wippkurve) muss nun so ausgelegt sein, dass einerseits der Kontaktwinkel α immer positiv ist, um das passive Selbstöffnen zu gewährleisten, und andererseits muss er klein genug sein, um das notwendige Haltemoment am E-Motor gering zu halten.
• Diese Bedingungen gelten für alle Toleranzen der Kupplungskennlinie unter Berücksichtigung des Einbaus von Kupplung und Aktorik ins Getriebe. Insgesamt kann es zu einer möglichen Kennlinienverschiebung in der Größenordnung von ca. 50 % des Einrückweges der Kupplung im Neuzustand kommen. 7c zeigt den Einfluss der Kennlinientoleranzen auf den Betriebspunkt von Kupplung und Aktor.
• Um den Betriebspunkt der Kupplung möglichst konstant zu halten, sollte die Feder im Hebelaktor vorgespannt und möglichst weich sein. Bezüglich des Weges am Einrücklager (s_Einrück) resultiert für ein gegebenes Hebelverhältnis (konstante Stellposition x) als wirksame Federkennlinie eine Gerade 10. Als stabiler Betriebspunkt ergibt sich der Schnittpunkt dieser Geraden 10 mit der jeweiligen Kupplungskennlinie 11 oder 12.
• In den 7a bis 7c sind folgende Toleranzsituationen gezeigt:
• 7a Die Kupplung mit dem geringsten Lüftspiel und der steilsten Kennlinie 11 über alle Toleranzen ist auf maximal übertragbares Moment eingestellt. Dazu wird die Rolleneinheit im Aktor auf die Position x_a gestellt. Der Winkel α ist gerade so groß, dass der E-Motor nicht überlastet wird.
• 7b Nun ist der Aktor in der gleichen Stellposition (x_b = x_a) mit der Kupplung mit dem größten Lüftspiel und der Kennlinie 12 mit der geringsten Steigung gepaart. Da der Gegendruck durch die Einrückkraft am unteren Hebelende geringer ist, dreht sich der Hebel bei konstanter Stellposition x im Uhrzeigersinn und folgt der Kupplung. Theoretisch ergibt sich dadurch der stabile Betriebspunkt c), bei dem die Anpresskraft und damit das übertragbare Moment aufgrund der weichen Federkennlinie nur geringfügig niedriger liegen als im Betriebspunkt a).
• In der Praxis jedoch ist die Kennlinienspreizung bei arithmetischer Grenzlage der Toleranzen meist so groß, dass in diesem Punkt der für die Rückstellung des Aktors zulässige Mindestwinkel α_min unterschritten wird. Um das zu vermeiden ist ein Hebelanschlag im Aktor vorgesehen, der am oberen Hebelende die Rotation begrenzt, sodass immer noch ein positiver Winkel α sichergestellt wird. Der Kraftanteil der Feder, welcher jetzt an diesem Anschlag abgestützt wird, fehlt aber zum Erzeugen der notwendigen Einrückkraft an der Kupplung. Die Momentenkapazität reicht nicht ganz aus. Es stellt sich der Betriebspunkt b) ein.
• 7c Um die notwendige Momentenkapazität der Kupplung zu erreichen, muss der Auflagerpunkt im Aktor noch ein Stückchen weiter in Richtung Einrückung verschoben werden (Position x_c). Durch das geänderte Hebelverhältnis steigen die resultierende Vorspannung und Steifigkeit der Feder bzgl. des Einrückwegs und die Kupplung wird weiter angepresst.
• Das System ist so ausgelegt, dass der Anschlag bei arithmetischer Toleranzrechnung nur im äußersten Grenzbereich der möglichen Kennlinien zum Tragen kommt. Im Normalfall arbeitet der Aktor ohne diesen Anschlag. In dieser Betriebsart ist er durch das selbsteinstellende Kräftegleichgewicht in der Lage, ca. 2/3 einer Kennlinienverschiebung der Kupplung selbst auszuregeln. Das Hebelsystem arbeitet also wie ein der elektronischen Kupplungsregelung unterlagerter, mechanischer P-Regler mit nur ca. 30% bleibender Regelabweichung.
• In der 8 ist eine mögliche konstruktive Ausgestaltung eines Hebelaktors dargestellt. Die Mechanik wird über eine Grundplatte 14 und zwei Schrauben mit dem Glockenboden des Getriebes verschraubt. Der E-Motor 3 wird radial von außen an der Glocke befestigt und greift durch ein Loch in der Glocke und einen Zentrierbund in der Aktormechanik in die Spindel ein. Konzentrisch zu den Verschraubungen sind die Federn 16 angeordnet, die am unteren Ende auf den Hebel 13 (geschnitten dargestellt) einwirken. Die Rolleneinheit 15, angetrieben durch den Kugelgewindetrieb, besitzt Rollenpaare, die einerseits auf der Grundplatte 14 und andererseits im Hebel 13 laufen und damit den verschieblichen Auflagerpunkt darstellen.
• Aus den gemeinsamen Kernelementen E-Motor 3, Kugelgewindetrieb und Rolleneinheit 15 lassen sich jetzt gleichartige Aktoren an verschiedene Bauräume anpassen. In den 9a und 9b wird dies beispielhaft für eine Kupplungsglocke mit Trockenkupplung (9a) und eine Kupplungsglocke mit Nasskupplung (9b) gezeigt.
• Die geforderten Leistungseckdaten dieser Kupplungsaktoren sind beachtlich. Um eine für eine komfortable Kupplungssteuerung hinreichende Auflösung zu erhalten, muss die Stellposition der Rolleneinheit auf kleiner 1/10 mm eingeregelt werden können. Gleichzeitig muss der Aktor bei nominalen Kupplungskennlinien in 100–120 ms die Kupplung vollständig schließen bzw. öffnen können. Die maximalen Einrückkräfte der Kupplungen können dabei deutlich über 3000 N liegen, wobei an der Rolleneinheit dann aufgrund der Hebelmechanik über das Doppelte dieser Kräfte anliegt.
• Aber nicht nur die Mechanik, auch die E-Motoren sind dabei gefordert. Sie müssen in kritischen Lastkollektiven ihr maximales Haltemoment bei Flanschtemperaturen bis zu 125°C dauerhaft aufbringen können.
• Mit diesem Leistungsprofil stellt der Hebelaktor eine ideale Kombination aus Regelbarkeit, Dynamik und Wirkungsgrad für die Automatisierung der trockenen und nassen Doppelkupplungen dar, wobei er durch den teilweisen Einbau in die Kupplungsglocke nur ein Minimum an zusätzlichem Bauraum benötigt.
• Zu einem vollständig elektromotorisch angetriebenen Automatisierungssystem für ein Doppelkupplungsgetriebe gehört neben der oben beschriebenen Aktorik für die Doppelkupplung auch die Aktorik zur Betätigung der Schaltelemente im Getriebe.
• Die 10 bis 25 zeigen die unterschiedlichsten Konzepte für Aktoren für dieses Anwendungsgebiet.
• Hierfür kommen Elektromotoren aus dem gleichen Baukasten zum Einsatz (siehe 2). Um Komplexität und Bauraumbedarf für die Getriebebetätigung minimal zu halten, wurde das Active Interlock System entwickelt. Damit ist es möglich, mit einer gemeinsamen Aktorik Gänge in beiden Teilgetrieben in beliebiger Kombination vorzuwählen.
• Aus der 10 ist ein Aktor für beide Teilgetriebe (Active Interlock) ersichtlich
  Der Active Interlock Getriebeaktor 17 besteht im Wesentlichen aus zwei Modulen:
• 1. der Schalt-Wähl-Welle mit Schaltfingereinheit und
• 2. der Antriebseinheit.
• Die Schaltfingereinheit mit dem Schaltfinger 18 sowie den Sperr- und Auswerferelementen 21 bildet die Schnittstelle zur inneren Schaltung des Getriebes. Sie interagiert mit den Schaltschienen 19 und 20 zur Betätigung der Schiebemuffen, wie in 11 dargestellt.
• Das Einlegen der Gänge erfolgt mit dem Schaltfinger 18 analog der Betätigung von Handschaltgetrieben. Das Besondere beim Active Interlock sind die im Vergleich zur Schaltfingerbreite deutlich weiteren Mäuler an den Schaltschienen 19, 20. Dadurch wird es möglich, auch bei eingelegtem Gang die Schaltwelle in die Mittelstellung zurückzudrehen und eine andere Gasse mit dem Schaltfinger 18 auszuwählen, wie in den 12 und 13 dargestellt.
• Soll ein neuer Gang im gleichen Teilgetriebe vorgewählt werden (siehe 12), übernehmen die Sperr- und Auswerferelemente 21 gleichzeitig das Auslegen eines zuvor noch eingelegten Ganges. Dabei spielt es keine Rolle, in welche Richtung sich die Schaltwelle dreht bzw. der Schaltfinger bewegt (13).
• Für die Ausführung der Schalt- und Wählbewegung ist jeweils ein E-Motor 22, 23 vorgesehen, wie in 14 dargestellt. Der Schaltmotor 22 übernimmt das Ein- und Auslegen der Gänge sowie die Rückbewegung des Schaltfingers 18 in die mittlere Wählstellung (Drehbewegung der zentralen Schaltwelle). Der Wählmotor 23 ist für die Positionierung des Schaltfingers 18 in der gewünschten Gasse verantwortlich (Axialbewegung der Schaltwelle).
• Ausgehend von gemeinsamen Grundelementen, wie den Elektromotoren und den Funktionselementen des Active Interlock Systems, lassen sich flexible Anordnungen von Getriebeaktoren am Gesamtgetriebe finden. Dies lässt gleichzeitig dem Getriebekonstrukteur Freiräume bei der Gestaltung der inneren Schaltung und bei der Anordnung der Schaltschienen 19, 20. Die 15a und 15b zeigen zwei unterschiedliche Ausführungsformen für den Anbau eines Schaltaktors an das Getriebe.
• Die 15a zeigt den Schaltaktor als Einschubmodul und die 15b den Schaltaktor als ein Modul für eine seitliche Montage.
• Der 1-Motoren Getriebeaktor ist, wie in 16b dargestellt, eine Weiterentwicklung der Antriebseinheit für die Acitve Interlock Getriebebetätigung unter Verwendung derselben Schalt-Wähl-Welle mit Schaltfingereinheit. Ihm liegt die Idee zu Grunde, nicht mehr zwei Motoren, wie in 16a dargestellt, für die unterschiedlichen Teilfunktionen Schalten und Wählen zu verwenden, sondern, wie in 16b gezeigt, die beiden Drehrichtungen eines einzigen E-Motors.
• Drehrichtung 1:
• Dreht sich der E-Motor in Drehrichtung 1, wird der Schaltfinger in Schaltrichtung zum Einlegen des Ganges bewegt (rote Pfeile im Schema des 1-Motoren-Aktors). Im ersten Bewegungsabschnitt erfolgt dabei mittels der Schaltfingereinheit das Auslegen des zuvor noch eingelegten Ganges im gleichen Teilgetriebe.
• Drehrichtung 2:
• Dreht der E-Motor nun in der entgegen gesetzten Richtung, wird der Schaltfinger zunächst in die mittlere Stellung zurückgebracht und wenn er dort angekommen ist, schließt sich die Wählbewegung, d. h. das Positionieren des Schaltfingers und der Auswerferelemente in den einzelnen Schaltgassen, an.
• Die 17 zeigt den inneren Aufbau eines solchen 1-Motoren Getriebeaktors. Die verschiedenen Bewegungsphasen werden in den 18a bis 18c verdeutlicht. Kernelemente für die Wählfunktion dieser Aktormechanik sind eine Kurvenscheibe 27, die über einen Pin 33 am Umfang das Heben und Senken der Schaltwelle 29 bewirkt und Freiläufe, welche beim Wechsel von Drehrichtung 2 in Drehrichtung 1 (Wählen in Schalten) die aktuell gewählte Gassenposition fixieren, indem sie ein Zurückdrehen der Kurvenscheibe 27 verhindern. Die Schaltbewegung wird über zwei gegenläufige Spindelmuttern 32 aufgebracht, die bei Rotation des Antriebs in Drehrichtung 1 auf einer Spindel mit zwei Abschnitten unterschiedlicher Gewinderichtung auseinander laufen. Komplementäre Nockenanordnungen auf den beiden Muttern 32 sind so angeordnet, dass jeweils die Bewegung einer Mutter 32 auf einen Mitnehmer übertragen wird, während die Nocken der anderen Mutter 32 in Nuten des Mitnehmers 28 laufen. Diese Nocken-Nuten-Kombination bildet das Schaltgassenprofil 30 ab. Über die auf dem Mitnehmer 28 befindliche Zahnstange wird die Schaltwelle 29 rotierend angetrieben und damit die Schalttingereinheit 31 in Schaltrichtung aus der Mittellage ausgelenkt.
• Die 18a bis 18c zeigen die Schaltbewegung des 1-Motoren Getriebeaktors. In der 18b hat sich die Drehrichtung des Elektromotors 26 geändert. Die Schaltfingereinheit 31 bewegt sich zurück in die Mittelstellung. Diese Bewegung stoppt, wenn beide gegenläufige Spindelmuttern 32 soweit aufeinander zugelaufen sind, dass sie sich berühren. Nunmehr bleibt nur noch der Freiheitsgrad der Drehung für die Funktion Wählen und somit wird die Kurvenscheibe 27 angetrieben. Aus der 18c ist erkennbar, dass sich die Schaltwelle 29 in Wählrichtung über die Kurvenscheibe 27 hebt und senkt.
• Ausgehend von der Vorauswahl für elektrische Motoren als Antriebe für die Aktorik von Doppelkupplung und Getriebeschaltung sind zunächst rein elektromechanische Lösungen vorgestellt worden. Auch elektrohydraulische Lösungen mit einer elektrisch angetriebenen Pumpe erfüllen die Bedingung der Unabhängigkeit der Aktorik vom Zustand des Verbrennungsmotors. Folglich muss auch ein elektrohydraulisches Power Pack im Wettbewerb der verschiedenen Betätigungssysteme für Doppelkupplungsgetriebe betrachtet werden.
• Während sich für automatisierte Kupplungen und automatisierte Handschaltgetriebe rein elektromechanische Betätigungssysteme als kostengünstiger erwiesen haben, muss diese Betrachtung beim Doppelkupplungsgetriebe mit einem weiteren aktiven Element, der zweiten Kupplung, neu angestellt werden. Dazu ist es wichtig, die Erfahrungen des Add-on ASG Systems mit elektrohydraulischer Betätigung zu nutzen. Hierzu werden folgende Optimierungspotenziale gesehen:
• 1. Integration des elektrohydraulischen Power Packs in eine Einheit ohne teure Verbindungselemente wie Schläuche und Kabel
• 2. Integration eines kostengünstigen, tellerfederbasierten Druckspeichers anstelle der teuren und oft nicht dauerhaltbaren Gasspeicher
• 3. Vereinfachungen bei den Ventilkonzepten durch Verwendung von Ventilsitzen direkt in der Steuerplatte anstelle von Cartridgeventilen
• 4. Drehschieberventil für die Wählfunktion des Getriebeaktors an Stelle mehrerer Linearventile
• Die 19 zeigt den Hydraulikplan für ein elektrohydraulisches Power Pack eines Doppelkupplungsgetriebes und hebt die angesprochenen Optimierungspotenziale entsprechend der oben gezeigten Nummerierung (1. bis 4.) mit den Bezugszeichen 1) bis 4) hervor.
• Als weiteres Optimierungspotenzial wird die Verwendung von ATF anstelle von Hydrauliköl als Betätigungsfluid untersucht, wodurch sich prinzipiell die Möglichkeit eines gemeinsamen Ölkreislaufes mit dem Getriebe eröffnet.
• Das Drehschieberventil 4) für die Wählfunktion wird durch einen Elektromotor rotatorisch angetrieben. In den einzelnen Stellungen des Drehschieberventils wird jeweils ein Schaltzylinder im Getriebe so mit dem Schaltdruckventil verbunden, dass der vom Schaltdruckventil erzeugte Hydraulikdruck zur Schaltbewegung an einer Schaltschiene führt.
• Anhand der 20a bis 20c wird die Funktion des Drehschiebers für das „Wählen" beschrieben.
• 20a zeigt das Einlegen des 1. Ganges. Im Anschluss daran (siehe 20b) wird durch den Drehschieber das Schaltelement des 2. Ganges ausgewählt und der entsprechende Gang geschaltet. Daran schließt sich gemäß 20c das Auslegen des 1. und Vorwählen des 3. Ganges an.
• Dieses Ventilkonzept für die Vorwahlschaltung im Getriebe führt zu einer Aufwandsminimierung und ist erheblich einfacher als vergleichbare existierende Konzepte. Hinsichtlich Dynamik und Notlaufverhalten ist es absolut gleichwertig zur elektromechanischen Getriebebetätigung mit Active Interlock.
• Gasdruckspeicher in elektrohydraulischen Power Packs sind oftmals Schwachstellen und werden im Lauf der Fahrzeuglebensdauer getauscht. Deshalb wird an einem Tellerfederspeicher (siehe 2) in 19) gearbeitet, welcher mittels zweier Tellerfedern rechts und links der Ventilplatten Hydrauliköl speichern kann.
• Eine schematische Darstellung eines im Power Pack integrierten Tellerfederspeichers geht aus 21 hervor.
• Durch die Kennlinien der verwendeten Tellerfedern ist es möglich, einen relativ großen Konstantdruckbereich zu realisieren, wodurch der Spitzendruck auf 25 bar reduziert werden kann. Dies bedeutet im Vergleich zu Hochdruck-Power Packs entweder reduzierte Leckagen bei vergleichbaren Spaltwerten, oder aber vergleichbare Leckagewerte bei erweiterten Spaltwerten. Bei dem hier gezeigten Niederdruck-Power Pack wird dieser Vorteil dahingehend ausgenutzt, dass bei vergleichbarer Leckagebilanz erheblich kostengünstigere Ventilsitze direkt in der Ventilplatte 36 eingesetzt werden.
• Zu den oben genannten Eigenschaften des Tellerfederspeichers, wie Niederdruck- und Lebensdauerfähigkeit bietet er zusätzlich den Vorteil, dass er sich hervorragend an den Bauraum des Power Packs anpasst, wie aus der 21 ersichtlich ist.
• Aus 22 geht der gesamte Aufbau eines Power Packs mit den vorgenannten Merkmalen hervor, wobei alle Funktionen in einem einzigen Modul integriert sind (Lebensdauerfester Tellerfederspeicher 43, Ventilblock 40 mit Ventilsitzen, Drehschieber 41 für die Wählfunktion, Pumpenmotor 44, Kupplungsbetätigungen 42, Pumpenmotor 44, Gangbetätigungen 45)
• In den vorangegangenen Ausführungen über die Doppelkupplung sind auch Nachstellmechanismen für den Verschleiß bei Verwendung von trockenen Doppelkupplungen vorgestellt worden. Bei der Gesamtsystemoptimierung stellt sich die Frage, in wie weit eine Verschleißnachstellung im Einrücksystem Vorteile gegenüber der Nachstellung in der Kupplung bietet. Kosten und Bauraum sind auch bei dieser Aufgabenstellung wichtige Randbedingungen.
• Es wurde daher ein Konzept für den Toleranzausgleich und die Verschleißnachstellung im Einrücksystem einer Doppelkupplung entwickelt. Der Prinzipaufbau für diese Nachstellung wird beispielhaft in 23 gezeigt.
• Zwischen der Betätigung 51 und dem Einrücklager 49 sind ein Verschleißsensor 47, eine den zu sensierenden Hub χ₁ definierende Hülse 48 und ein Rampensystem 46 angeordnet. Die Funktion des Nachstellsystems wird anhand der 24a bis 24d verdeutlicht. In der oberen Hälfte der vier Darstellungen ist jeweils das Ausgangssystem ohne Verschleiß an der Kupplung gezeigt, in der unteren Hälfte das Ausgangssystem mit Verschleiß.
• Die 24a bis 24d zeigen:
• 24a Kupplung in unbetätigter Stellung
• 24b Die Kupplung ist bis zur zuletzt sensierten Position eingerückt, was im Ausgangszustand der maximalen Momentenkapazität entspricht (Feder komprimiert in oberer Hälfte). Auf Grund von zusätzlichem Verschleiß (untere Hälfte) ist die Kupplung noch nicht maximal eingerückt.
• 24c Um auch bei Verschleiß das notwendige Moment übertragen zu können, muss die Kupplung weiter eingerückt werden. Dabei wird der Verschleißsensor 47 verschoben (untere Hälfte).
• 24d Der Verschleißsensor 47 ist rückwärts selbsthemmend. Die Hülse 48 stößt am Sensor 47 an und blockiert somit die Rückbewegung des Einrücklagers 49 beim Ausrücken der Kupplung. Der Rampenmechanismus 46 wird durch vorgespannte Federn verdreht, gespreizt und füllt die dadurch entstehende Lücke zwischen Hebel und Hülse 48 aus (untere Hälfte).
• Aus 25 geht eine schematische Darstellung von zwei selbstnachstellenden Einrücksystemen für eine Doppelkupplungsbetätigung hervor.
• Dieses System ist insbesondere dann interessant, wenn die Doppelkupplung für kleine Momente (kleine Motorisierungen) und geringe Verschleißreserven sehr kompakt ausgeführt werden kann. Der Wegfall von Verschleißnachstellungen in der Kupplung vereinfacht dadurch die Kupplung selbst. Der zusätzliche Einrückwegbedarf an den Einrücklagern infolge von Verschleiß, der dann im Einrücksystem kompensiert wird, kann gering gehalten werden.
• Zusammenfassend stellt das Doppelkupplungsgetriebe in der Ausführungsform mit trockenen Kupplungen zur Zeit das automatische Getriebekonzept mit dem größten Potential hinsichtlich Kosten und Wirkungsgrad dar. Zur Automatisierung von Kupplungs- und Schaltvorgängen werden elektromotorisch angetriebene Aktoren eingesetzt.
• Die gezeigte Ausführung einer elektromechanischen Aktorik für die Doppelkupplung als Hebelaktor bietet hervorragende Eigenschaften hinsichtlich Steuerbarkeit und Dynamik. Gleichzeitig benötigt dieser Kupplungsaktor ein Minimum an Hilfsenergie. Durch seine Teilintegration in die Kupplungsglocke ist der Aktorikanteil am Gesamtgetriebepackage gering. Ergänzt wird diese Kupplungsaktorik um den Active Interlock Schaltaktor mit ebenfalls hervorragender Leistungsfähigkeit und minimalem Energiebedarf. In der Ausführung als 1-Motoren-Getriebeaktor bietet sich weiteres Potenzial zur Kosten- und Bauraumreduktion.
• Die Ausführung der Aktorik als elektrohydraulisches „Power Pack" ist eine alternative Option mit vergleichbarer Leistungsfähigkeit. Gelingt es, die gezeigten Optimierungspunkte wie mechanischen Druckspeicher, Drehschieber sowie vereinfachte Steuerventile zu realisieren, so muss sich im Einzelfall entscheiden, welche Aktorik für den jeweiligen Anwendungsfall eines Doppelkupplungsgetriebes die bessere Lösung darstellt.
• Ein weiterer Potentialträger zur Vereinfachung eines trockenen Doppelkupplungssystems könnte die Verlagerung der Verschleißnachstellung in das Einrücksystem sein. Aufgrund der geforderten Wege und Kräfte ist der Einsatz einer solchen Lösung bei kleinen Drehmomenten bis etwa 150 Nm denkbar.
• Bei nassen Doppelkupplungsgetrieben stellt, wie bei klassischen Automatgetrieben, die direktangetriebene Steuerhydraulik den Stand der Technik dar. Die hohen Verluste der Hydraulik kompensieren jedoch einen großen Teil der Wirkungsgradvorteile des Basisgetriebes. Durch die Ausführung der nassen Doppelkupplung mit Tellerfedern und Einrücklagern bietet sich aber die Möglichkeit, auch hier die gezeigte elektromechanische oder elektrohydraulische Aktorik in Kombination mit einer Niederdruck-Kühlölpumpe einzusetzen. Damit ergibt sich ein System, das einen erheblich niedrigeren Hilfsenergiebedarf hat.
• Darüber hinaus stellt die vorgestellte elektromotorische Aktorik sowohl für trockene als auch für nasse Doppelkupplungsgetriebe die ideale Basis für eine Erweiterung zum Hybridsystem dar. Die für die Hybridfunktionen wie Stopp/Start oder Segelbetrieb mit Rekuperation notwendigen Aktionen im Getriebe können aus eigenem Antrieb und unabhängig vom Verbrennungsmotor durchgeführt werden.
• Die elektromotorische Aktorik spielt somit eine zentrale Rolle für den Erfolg des Doppelkupplungsgetriebes und für die Erweiterung dieser Getriebe zum Hybridsystem. Sie stellt für das trockene Doppelkupplungsgetriebe eine Schlüsselkomponente dar und bietet für das nasse Doppelkupplungsgetriebe ein enormes Potenzial zur Verbrauchsreduktion. Durch ihre modulare Einsetzbarkeit für nasse und trockene Kupplungen lassen sich Getriebefamilien mit gleichem Basisgetriebe und an die jeweilige Applikation angepasster Kupplungstechnologie darstellen.

1

EC-Motor mit maximal 170 Watt

2

EC-Motor mit maximal 110 Watt

3

E-Motor

4

Kupplungsglocke

5

Federspeicher

6

Kugelumlaufmutter

7

Rollen

8

Einrückhebel

9

axiale Fixierung

10

Federkennlinie

11

Kupplungskennlinie

12

Kupplungskennlinie

13

Hebel

14

Grundplatte mit Laufbahn

15

Rolleneinheit mit Kugelumlaufmutter

16

Feder

17

Active Interlock Getriebeaktor

18

Schaltfinger

19

Schaltschienen (Teilgetriebe 1)

20

Schaltschienen (Teilgetriebe 2)

21

Sperr- und Auswerfelemente

22

Schaltmotor (mit Sensor)

23

Wählmotor (mit Sensor)

24

Schaltkulisse

25

Schaltfingereinheit

26

E-Motor

27

Kurvenscheibe (Wählen)

28

Mitnehmer (Schalten)

29

Schaltwelle

30

Schaltgassenprofil

31

Schaltfingereinheit

32

Spindelmutter (gegenläufige Steigung-Schalten)

33

Pin (Wählen)

34

Freilauf

35

Gehäuse

36

Ventilplatte

37

Fluid (unter Druck)

38

Tellerfeder

39

Expansionsvolumen

40

Ventilblock (Ventilsitze im Block)

41

Motor für Drehschieber (Wählen)

42

Kupplungsbetätigungen

43

Tellerfederspeicher

44

Pumpenmotor

45

Gangbetätigungen

46

Rampensystem

47

Verschleißsensor

48

Hülse

49

Einrücklager

50

Führungsrohr

51

Betätigung

52

Gehäuse

53

Verschleißnachstellung Kupplung 1

54

Verschleißnachstellung Kupplung 2

55

Hebelaktor Kupplung 2

56

Führungsrohr

x₁

sensierter Hub

K1

Kupplung 1

K2

Kupplung 2

Claims (1)

1. Aktorik zur Betätigung sowohl für trockene als auch für nasse Doppelkupplungen und Getriebe, insbesondere für Fahrzeuge, dadurch gekennzeichnet, dass diese Aktorik elektromotorisch angetrieben wird.