DE102006019976A1

DE102006019976A1 - Ausrücksystem für Kupplungen

Info

Publication number: DE102006019976A1
Application number: DE200610019976
Authority: DE
Original assignee: LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG; LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
Current assignee: Schaeffler Buehl Verwaltungs GmbH; LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
Priority date: 2006-04-29
Filing date: 2006-04-29
Publication date: 2007-10-31

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Ausrücksystem für Kupplungen mit mindestens einem Kupplungspedal zur Betätigung von ein Ein- oder Zweischeibenkupplungen, insbesondere für Fahrzeuge, wobei die zur Betätigung des Kupplungspedals benötigte Kraft in Abhängigkeit der eingesetzten Kupplung moduliert und reduziert wird.

Description

Die Drehmomentenanstiege vor allem der Dieselmotoren machen neue Technologien im Zusammenhang mit der Modulierbarkeit von Kupplungssystemen erforderlich. Die damit einhergehende Problematik ansteigender Pedalkräfte bzw. Pedalwege wird durch eine selbstnachstellende Kupplung (Self-Adjusting Clutch – SAC) auf lange Sicht allein nicht gelöst. 1 zeigt den Verlauf der maximalen Drehmomente eines 2,0 l Dieselmotors. Aus dieser 1 wird ersichtlich, dass die Weiterentwicklung der Auflade- und Einspritztechnologie noch einmal um ca. 40% angestiegen sind.
Diese Motorenentwicklung hat dazu geführt, dass innerhalb relativ kurzer Zeit selbst neue und intelligente Technologien wie die der ausrückkraftreduzierten, selbstnachstellenden Kupplungen an ihre Grenzen gekommen sind.
Hinsichtlich eines günstigen Niveaus der Betätigungskräfte setzt die SAC in Kombination mit einer Übertotpunktfeder (ÜTF) in der Pedalanlage den Standard für heute in der Serie eingesetzte Kupplungssysteme. Welche Pedalkräfte abhängig vom Motormoment gegenwärtig erreicht werden können, ist in 2 dargestellt. Diese Auswertung basiert auf einer Vielzahl von untersuchten Fahrzeugen. Das Streuband ergibt sich unter anderem aus unterschiedlichen Betätigungswegen zusammen mit entsprechend variierenden Übersetzungsverhältnissen des Ausrücksystems. Das Ziel für die maximale Betätigungskraft liegt im Bereich zwischen 90 N und 110 N. Demnach können mit der SAC in Kombination mit einer ÜTF Anwendungen bis ca. 300 Nm ohne Kompromisse abgedeckt werden.
Aus der 2 sind die erreichbaren maximalen Pedalkräfte heutiger Systeme in Abhängigkeit vom Motormoment ersichtlich.
Um dem Fahrer auch bei hohen Drehmomenten eine komfortable Betätigungskraft zu bieten genügt es mittlerweile bei weitem nicht mehr, sich auf Innovationen innerhalb der Kupplung alleine zu beschränken. Es müssen über das Gesamtsystem Kupplung/Betätigung neue Ansätze gefunden werden.
Im Sinne von Ergonomie und Komfort steht zunächst jegliche Betätigungsarbeit des Kupplungssystems im Widerspruch zum Fahrerwunsch. Im Gegensatz zu automatisierten Getrieben lässt sich dieser Kraftaufwand jedoch beim Handschalter nicht vermeiden bzw. beliebig reduzieren, da der Momentenfluss zwischen Motor und Getriebe für den Fahrer modulierbar sein muss und die Betätigungsarbeit bis zu einem gewissen Grad diese Modulation unterstützt.
Die Betätigungsarbeit am Kupplungspedal zum Ausrücken der Kupplung liegt für den Fahrer bei heutigen Systemen je nach Anwendung zwischen sechs und zwölf Joule (Mittelwert ohne Reibung). Für eine Anwendung mit 300 Nm beträgt sie beispielsweise, wie in 3 dargestellt, acht Joule.
In erster Näherung ergibt sich empirisch ein proportionaler Bezug zwischen der Betätigungsarbeit und der maximalen Pedalkraft. Um Optimierungspotenzial der Betätigungsarbeit aufzuzeigen, muss zunächst deren Zusammensetzung analysiert werden. Bei der nachfolgenden Betrachtung wird von einem unendlich steifen Kupplungsdeckel und einem reibungsfreien System ausgegangen.
Die Arbeit, die in der Trennstelle Motor zu Getriebe gespeichert ist, entspricht der Fläche unterhalb der Belagfederkennlinie und wird hier als Bezugsgröße auf 100% gesetzt. In 4 ist die Momentenübertragung und Modulationsarbeit einer zugedrückten Kupplung dargestellt. Bei einem Motormoment von 300 Nm entspricht diese Arbeit etwa 1,0 Joule. Diese Arbeit ist notwendig, damit das von der Kupplung übertragene Moment vom Fahrer moduliert werden kann. Die Kupplungsscheibe darf also nicht unendlich steif sein, da sonst nur eine digitale Momentenübertragung möglich wäre.
Damit die Kupplung vom Fahrer nicht zu- sondern aufgedrückt werden kann, wird bekanntermaßen die Belagfederarbeit durch einen Energiespeicher in Form einer bauraumgünstigen Tellerfeder aufgebracht. Dadurch ergibt sich zum Trennen der Kupplung die Differenzarbeit aus den Kräften von Teller- und Belagfeder. Zusätzlich muss Arbeit für das Lüften der Kupplung aufgewendet werden.
Bei einer konventionellen Kupplung ist die Tellerfedercharakteristik flach ausgelegt, um einen zu großen Arbeitszuwachs über der Lebensdauer zu vermeiden. Für den Neuzustand ergibt sich dadurch prinzipbedingt eine Betätigungsarbeit an der Anpressplatte in der Größenordnung von 800%, die mit zunehmendem Verschleiß auf etwa 1000% anwächst.
Ohne eine Betriebspunktverschiebung durch den Belagverschleiß kann die Tellerfederkennlinie dem Verlauf der Belagfederkennlinie angenähert werden, wodurch die Ausrückarbeit an der Anpressplatte reduziert wird. Aus 5 ist die Betätigungsarbeit einer aufgedrückten Kupplung (SAC) ersichtlich. Durch den kraftgesteuerten Verstellmechanismus bleibt der Betriebspunkt nahezu konstant, wodurch die Arbeit im Vergleich zur konventionellen Kupplung im Neuzustand deutlich auf etwa 640% reduziert werden kann (5) – ohne signifikanten Anstieg über der Lebensdauer. Damit vergrößert sich der Vorteil einer SAC gegenüber einer konventionellen Kupplung deutlich, wenn diese Systeme über dem Belagverschleiß betrachtet werden.
Unabhängig davon, ob eine konventionelle Kupplung oder eine SAC eingesetzt wird, sind zum Betätigen der Tellerfeder Hebel notwendig, die bei heutigen Tellerfederkupplungen durch die Tellerfederzungen realisiert werden. Die 6 verdeutlicht die Kräfte und Wege an den Tellerfederzungen. Diese Konstruktion ist günstig hinsichtlich Kosten und Bauraum, ungünstig hinsichtlich Steifigkeit und damit verbundener Wegverluste beim Ausrücken. Dadurch erhöht sich bei einer SAC die Arbeit auf ca. 720%, bezogen auf die in der Belagfederung gespeicherte Energie. Für eine Anwendung mit 300 Nm sind daher zum Ausrücken der Kupplung ca. 7,2 Joule aufzubringen.
Weitere Steifigkeitsverluste gibt es im Ausrücksystem. Die vom Fahrer aufzubringende Betätigungsarbeit für ein Kupplungssystem mit SAC wächst dadurch letztendlich auf etwa 800% bezogen auf die tatsächlich vorhandene Energie, um die Momentenübertragung der Kupplung sicher zu stellen. In 7 sind die Kräfte und Wege am Kupplungspedal dargestellt. Wie bereits in 3 gezeigt, entspricht dies für eine Anwendung mit 300 Nm einer Betätigungsarbeit von 8,0 Joule.
Die oben beschriebene Zusammensetzung der Betätigungsarbeit entspricht exemplarisch dem derzeitigen Stand der Technik. Sicherlich haben diese Systeme durch die Entwicklungen in den vergangenen Jahren einen hohen Standard erreicht. Dennoch ist davon auszugehen, dass ein signifikantes Potenzial noch nicht ausgeschöpft wird. Immerhin beträgt der Anteil der Steifigkeitsverluste etwa 20% von der gesamten Betätigungsarbeit. Der Zusammenhang der Betätigungsarbeit bei einem Kupplungssystem mit SAC ist in 8 dargestellt.
Diese Verluste können zum einen durch eine konsequente Optimierung der Einzelbauteile zum anderen durch eine gesamthafte Systembetrachtung reduziert werden.
Bei der Betrachtung der Verlustreduzierung durch Bauteiloptimierung, wie aus 8 ersichtlich, ist etwa die Hälfte der Verluste auf die Steifigkeit der Tellerfederzungen zurückzuführen, womit 10% der Arbeit am Kupplungspedal durch diese Nachgiebigkeit verursacht wird. Es ist daher nahe liegend, dieses Bauteil in besonderer Weise hinsichtlich möglichen Optimierungspotenzials zu untersuchen.
Die Einführung der Tellerfederkupplung im Jahre 1962 brachte augenscheinlich ausschließlich Vorteile. Bei geringem Bauraumanspruch konnten Federn mit nahezu konstanter Kraft und mit hohen Anpresskräften dargestellt werden.
Bei der Tellerfederkupplung wird die Tellerfeder sowohl für die Erzeugung der Anpresskraft als auch zur Betätigung genutzt. Mit der Dicke der Tellerfeder ist somit im Wesentlichen auch die Steifigkeit der Zungen und damit die Steifigkeit der Betätigung definiert. Bei den Schraubenfederkupplungen (siehe 9) war diese Funktionalität klar getrennt.
Dieser Zielkonflikt zwischen Anpresskraft und Betätigungssteifigkeit lässt sich aber auch bei Tellerfederkupplungen auflösen.
Durch "Schwächung" des Kraftrandes lassen sich Tellerfedern mit hoher Zungensteifigkeit darstellen. Dies erlaubt zum Beispiel, eine Anhebung der Dicke der Tellerfeder um 50% bei gleich bleibender Anpresskraftkennlinie. In 10 ist eine Tellerfeder mit bearbeitetem Kraftrand dargestellt.
Durch Zusatzelemente, wie in 11 dargestellt, wird die Biegesteifigkeit der Tellerfeder erhöht. Diese Maßnahme bringt bei konsequenter Umsetzung einen Steifigkeitsgewinn von 80%.
Die Dicke der Tellerfeder wird hier bezüglich der Betätigungssteifigkeit optimiert (12). Die Geometrie des Kraftrandes wird mit FE-Optimierungstools so definiert, dass die gewünschte Anpresskraftkennlinie dargestellt wird. Mit dieser Maßnahme lässt sich die Dicke einer Tellerfeder bei gleich bleibender Anpresskraftkennung problemlos verdoppeln.
Durch eine intensive Betrachtung des Gesamtsystems Kupplung und Betätigung können Schwachstellen aufgezeigt und bei zukünftigen Entwicklungen durch eine verbesserte Auslegung ersetzt werden. Neben der klassischen Vorgehensweise in Form von Abstimmschleifen werden in der Industrie verstärkt simulationsgestützte Optimierungsverfahren angewendet. Eine Methode in diesem Zusammenhang ist die statistische Versuchsplanrechnung.
Durch diese Methode können sowohl durch viele kleine Änderungen optimierte Ergebnisse erreicht, als auch allgemeingültige Tendenzen abgeleitet werden. Ein Beispiel hierfür ist die Verlustreduzierung durch Steifigkeitsreduzierung eines hydraulischen Ausrücksystems. Dies ist zunächst ein Widerspruch, der erst bei näherer Betrachtung verständlich wird.
Eine gängige Darstellung der Steifigkeit von Ausrücksystemkomponenten ist der Zusammenhang zwischen der Volumenaufnahme und dem Druck. 13 zeigt schematisch am Beispiel eines Zentralausrückers (Concentric Slave Cylinder – CSC) den Messaufbau zur Ermittlung dieser Charakteristik, sowie die dabei typische Darstellungsform für das Ergebnis. Diese Vorgehensweise ist zur Beschreibung der Einzelkomponente sicherlich richtig. In Bezug auf das Gesamtsystem ist diese Betrachtung jedoch nicht uneingeschränkt geeignet, da hier nur der Zusammenhang zwischen Verlustweg am Pedal und Ausrückkraft der Kupplung von Bedeutung ist.
Die Volumenaufnahme von Geber- und Nehmerzylinder wird unter anderem von der dynamischen Dichtung wesentlich beeinflusst. 14 zeigt ein Verlustvolumen am Beispiel eines Zentralausrückers (CSC). Im drucklosen Zustand verbleibt ein Freiraum zwischen Dichtung und Zylinderwand. Dieser ergibt sich aus der in 14 gekennzeichneten Fläche multipliziert mit der Dichtungslänge. Wird der Zylinder mit Druck beaufschlagt, so wird dieser Freiraum zunächst von der Dichtung aufgefüllt. Das dabei verdrängte Ölvolumen stellt einen Verlust dar. Die Dichtung selber kann als nahezu inkompressibel betrachtet werden. Zwischen der Volumenaufnahme und der Dichtungslänge kann ein proportionaler Zusammenhang angenommen werden.
Daraus folgt unmittelbar, dass eine Vergrößerung der Kolbenflächen eine Vergrößerung der Volumenaufnahme zur Folge hat. Damit wird die Steifigkeit von Geber- und Nehmerzylinder bei der üblichen Darstellung zunächst herabgesetzt und die Volumenaufnahme erhöht, wie in 15 dargestellt. Dass damit auch ein erhöhter Verlust für das Gesamtsystem folgt ist in Bezug auf das Gesamtsystem ein Irrtum, wie sich im Folgenden zeigen wird.
Die Eingangsgröße für das Gesamtsystem ist nicht der Druck, sondern die Ausrückkraft der Kupplung. Bei Vergrößerung der Flächen sinkt demnach der Systemdruck. Der Vorteil wird zunächst noch nicht klar erkennbar, wenn weiterhin nur die Volumenaufnahme betrachtet wird. Wird hingegen nicht die Volumenaufnahme über dem Systemdruck, sondern der Verlustweg am Kupplungspedal über der Ausrückkraft betrachtet, wie in 16 dargestellt, ergibt sich ein signifikanter Vorteil.
Diese Erkenntnis wurde bereits anhand von Prototypen verifiziert. Hierbei wurden, ausgehend von einem heute üblichen System, (Geberzylinderfläche = 285 mm², Nehmerzylinderfläche = 775 mm²) die Zylinderflächen exemplarisch um 30% vergrößert (Geberzylinderfläche = 380 mm², Nehmerzylinderfläche = 1025 mm²). Durch diese Maßnahme wurde der Verlustweg am Kupplungspedal bei einer Ausrückkraft von 2000 N von 25 mm um 30% auf 17 mm verringert (16). Dies stellt eine bemerkenswerte Verbesserung aufgrund einer gesamthaften Betrachtung von Kupplung und Betätigung dar.
Die heute gängigen Flächen der Geber- und Nehmerzylinder stammen im Wesentlichen aus den standardisierten Größen der Bremszylinder. Diese sind aber nach dieser neuen Erkenntnis in Frage zu stellen bzw. neu zu definieren.
Die Optimierung des vorhandenen Systems war der erste und nahe liegende Ansatz zur Reduzierung der Betätigungskraft. Nach derzeitigem Kenntnisstand kann dieses Potenzial zur Reduzierung der Betätigungskräfte um etwa 10% bis 15% genutzt werden, womit nun bei vertretbaren Pedalwegen und -kräften Motormomente bis 350 Nm abgedeckt werden können. Darüber hinaus werden weiterführende Maßnahmen erforderlich, um Betätigungskräfte kleiner 110 N realisieren zu können. Hierzu gibt es eine Reihe von Möglichkeiten:

– Arbeitsumverteilung
– Energiespeicher
– Mehrscheibenkupplung
– Fremdenergie (aktive Unterstützung)
– Clutch by Wire

Bei dem Punkt Arbeitsumverteilung, wie in 17 dargestellt, bleibt die Gesamtarbeit konstant und wird lediglich günstiger über dem Betätigungsweg verteilt. Das Prinzip ist ein fach. Bei niedrigem Kraftniveau soll die Arbeit erhöht werden, um sie im Bereich hohen Kraftniveaus reduzieren zu können.
Insbesondere kraftreduzierte Kupplungen haben prinzipbedingt durch die Annäherung der Teller- und Belagfederkennlinie einen starken „drop-off" in der Ausrückkraftcharakteristik. Daher kann mit der Umverteilung ein doppelter Effekt erzielt werden, die Realisierung einer harmonischen Kraftcharakteristik sowie die Absenkung der maximalen Betätigungskraft.
Die technische Lösung besteht in einer variablen Übersetzung zur Kupplungsbetätigung. Bei niedrigen Betätigungskräften wird die Übersetzung reduziert und bei hohen Betätigungskräften erhöht. Ein Kupplungssystem bietet mit Kupplung, Hydraulik und Pedal drei Möglichkeiten die Variabilität umzusetzen. Gegen eine konstruktive Umsetzung innerhalb der Kupplung sprechen Bauraum und Toleranzempfindlichkeit. Aus diesem Grunde werden nachfolgende Varianten „Variable hydraulische Übersetzung" und „Variable Pedalübersetzung" näher betrachtet.
Die variable hydraulische Übersetzung ergibt sich aus dem Flächenverhältnis von Nehmer- zu Geberzylinder. Dies bedeutet, dass die Variabilität durch eine Veränderung einer der beiden Flächen als Funktion des Kolbenhubes erreicht werden kann. Die Umsetzung im Nehmerzylinder ist allerdings aufgrund der Toleranz- und Verschleißsituation des Kupplungssystems nicht beherrschbar, da aus diesen Gründen die Kolbenposition des Nehmerzylinders nicht eindeutig einer bestimmten Kupplungsposition entspricht. Daher wird ein Geberzylinder mit variabler Kolbenfläche eingesetzt. Aus 18 ist ein Geberzylinder mit variablem Querschnitt ersichtlich. Eine Konstruktion mit bewegter Primärdichtung und variablem Zylinderdurchmesser ist zu bevorzugen, da hierbei die größten Drücke bei geringstem Dichtungsspalt auftreten und dadurch die Gefahr der Spaltextrusion minimiert wird.
Vorteile des variablen Geberzylinders sind ein relativ geringer konstruktiver Aufwand ohne zusätzliche Bauteile bei neutralem Bauraumbedarf. Da die Variabilität durch den veränderlichen Dichtspalt realisiert wird, sind dieser Konstruktion Grenzen gesetzt. Die derzeit erprobte Spreizung (Unterschied zwischen größter und kleinster Übersetzung) beträgt 14%. Da die Gesamtarbeit konstant bleiben muss, ergibt sich ein Potenzial zur Kraftabsenkung von ca. 7%. Kombiniert mit den oben beschriebenen Optimierungsmaßnahmen sowie einer modifizierten ÜTF können mit dieser Lösung Motormomente bis 400 Nm bei Pedalkräften kleiner 110 N abgedeckt werden.
Variable Pedalübersetzung
Für Motormomente größer 400 Nm ist eine variable Pedalübersetzung (Variable Pedal Ratio – VPR) ein viel versprechender Ansatz. Eine weitere technische Lösung zur Absenkung der maximalen Betätigungskraft besteht in einer variablen Pedalübersetzung, wie aus 19 hervorgeht. Das Prinzip ist gleich dem im vorangegangenen Abschnitt, wobei mit einer mechanischen Konstruktion aufgrund einer möglichen Spreizung von mindestens 60% mehr Arbeit umverteilt werden kann. Das Potenzial zur Kraftreduzierung liegt hiermit bei etwa 30%, womit nun Anwendungen bis 500 Nm bedient werden können.
19 zeigt einen Serienentwurf für diese Lösung. Das System besteht aus zwei am Pedal gelagerten Rollen und einer fest mit der Kolbenstange verbundenen Kulissenbahn. Beim Betätigen des Kupplungspedals laufen die Rollen die Kulissenbahn ab, wobei jede der beiden Rollen eine Kraft senkrecht zur Bahn abstützen kann. In 20 wird der Zusammenhang von Kulissenbahn und Pedalübersetzung dargestellt. Die Wirklinien f_R1 und f_R2 dieser beiden Kräfte und die Wirklinie f_K der Kolbenkraft schneiden sich im Kraftzentrum des Systems. Der parallele Abstand I_H(s_P) der Wirklinie f_K zur Pedaldrehachse bestimmt den Hebelarm und damit die Übersetzung des Kupplungspedals in Abhängigkeit des Pedalwegs s_P.
Durch die Gestaltung der Kulisse sind auf diese Weise beliebige Übersetzungsverläufe des Kupplungspedals über dem Pedalweg möglich. Es gibt jedoch konstruktive Grenzen in Form von Kolbenquerkraft, Flächenpressung und Systemsteifigkeit.
Eine Beispielmessung mit einem Funktionsmuster zeigt 21. Ausgehend von einer maximalen Pedalkraft von 200 N und einem Drop-Off von 100 N konnte mit diesem System die maximale Pedalkraft auf 160 N bei einem Drop-Off von 40 N reduziert werden.
Ein günstiger Nebeneffekt zu der flacheren Pedalkraftkennlinie ist eine ebenfalls flachere Kennlinie des Kupplungsmomentes im Bereich zwischen dem Greifpunkt und etwa 100 Nm, da dort eine größere Übersetzung wirkt als bei einem vergleichbaren System ohne variable Übersetzung. Dadurch ergibt sich eine bessere Modulierbarkeit der Kupplung im unteren Momentenbereich (Staufahrt oder Rangierbetrieb).
In 21 ist eine Pedalkraftmessung mit und ohne variable Pedalübersetzung aufgezeigt.
Verglichen mit der variablen hydraulischen Übersetzung steigt mit der hier vorgestellten Variante der konstruktive Aufwand. Es sind zusätzliche Bauteile notwendig und die Anforderungen an den Bauraum und die Schnittstelle Geberzylinder zu Pedal steigen. Um diese Anforderungen möglichst gering zu halten, wird die Lösung weitgehend in den Geberzylinder integriert. Bei der in 19 dargestellten Konstruktion muss pedalseitig lediglich ein zweiter Befestigungspin vorgesehen werden.
– Energiespeicher
Energiespeicher werden im Bereich niedriger Betätigungskräfte aufgeladen und geben ihre Energie im Bereich höherer Betätigungskräfte wieder ab. In heutigen Systemen wird dieses Prinzip in Form der Übertotpunktfeder (ÜTF) am Pedal bereits häufig angewendet. Übertotpunktfedern haben den Vorteil, dass sie im unbetätigten System bereits vorgespannt sind. Dadurch wird die Betätigungsarbeit nicht nur umverteilt, sondern insgesamt reduziert. Übertotpunktfedern haben bezogen auf den Totpunkt immer eine punktsymmetrische Charakteristik, dadurch sind der Kraftkorrektur bereits prinzipbedingte Grenzen gesetzt. Eine Weiterentwicklung insbesondere in Kombination mit den Anforderungen der SAC-Kennlinien sind zweistufige ÜTF-Kennlinien. In 22 sind die Pedalkraftverläufe mit ein- und zweistufiger ÜTF dargestellt. Dadurch konnten bisher auch kritische Anwendungen komfortabel ausgelegt werden. Im Hinblick auf die steigenden Motormomente stoßen diese Systeme an ihre Grenzen. Wie eingangs erwähnt sind bereits ab einem Motormoment von 350 Nm kaum noch Pedalkräfte kleiner 110 N zu realisieren.
Es werden daher Alternativen untersucht. Das Kupplungssystem bietet hier ebenfalls drei mögliche Einbauorte: Kupplung, Hydraulik oder Pedalanlage. Eine Integration in die hydraulische Einheit wäre nur durch eine umfangreiche Umgestaltung möglich.
– Kupplung mit Servofeder
In 23 sind Konstruktion und Wirkungsweise der Servofeder dargestellt.
Die Integration der Servofeder in die Kupplung bietet ein Kraftreduktionspotenzial von bis zu 20 N am Kupplungspedal und ist eine in sich autarke Lösung. Allerdings gehen hier alle Tole ranzen der Tellerfederzungenhöhe inklusive Kupplungsverschleiß ein und führen zu einer großen Varianz in dem Kraftniveau und in der Kraftcharakteristik.
Bei dem System Pendelanlage mit Blattfeder, Rolle und Kulisse dient eine Blattfeder als Energiespeicher, die mit dem einen Ende fest mit der Pedalbox verbunden ist (siehe 24). An dem freien Ende befindet sich eine gelagerte Rolle, die auf die pedalseitige Kulisse drückt, womit das notwendige Drehmoment um den Pedaldrehpunkt erzeugt wird.
Im Vergleich zur konventionellen ÜTF bietet dieses System eine Reihe von Vorteilen:

– Beliebige Unterstützungscharakteristik
– Antrittskraft unabhängig von Unterstützungskraft
– Push-Pull-Push möglich

Bei der heute eingesetzten ÜTF ist nur eine Kraftrichtungsumkehr möglich. Vor dem Totpunkt erzeugt die ÜTF zur Pedalrückstellung eine positive Kraft und nach dem Totpunkt zur Pedalkraftreduzierung eine negative Kraft. Bei dem hier vorgestellten Federsystem kann die Kraftrichtung prinzipiell beliebig oft umgekehrt werden (Push-Pull-Push-Funktion, 24). Dadurch kann bei zu geringer Rückstellkraft in ausgekuppelter Pedalposition auch das Pedalkraftminimum angehoben werden.
Messungen mit Funktionsmustern führten zu guten Ergebnissen mit einem deutlichen Leistungsgewinn gegenüber der heute eingesetzten Übertotpunktfeder. In dem Beispiel in 24 wird bei einer gewünschten Antrittskraft von 15 N das Pedalkraftmaximum um 65 N reduziert. Bemerkenswert ist hierbei, dass das System nahezu reibungsfrei arbeitet (geringe Zunahme der Hysterese).
Mit diesem System können ebenfalls Anwendungen bis 500 Nm bei einer gewünschten Pedalkraft von 110 N abgedeckt werden. Konstruktive Grenzen werden durch die zulässige Spannung in der Blattfeder und die Flächenpressung zwischen Rolle und Kulissenbahn gesetzt.
– Mehrscheibenkupplung
Die Betätigungskraft lässt sich absenken durch die Vergrößerung der Anzahl der Reibflächen in der Mehrscheibenkupplung. Bei einer Zweischeibenkupplung ist zum Beispiel die Absen kung der Betätigungskraft bei gleichem Übertragungsmoment um 40% möglich. Ein Teil des Vorteils wird für die Sicherstellung des Trennens der beiden Kupplungsscheiben aufgezehrt.
Neben den Kraftvorteilen bietet die Mehrscheibenkupplung auch eine verbesserte Wärmekapazität bzw. das Potenzial, die Kupplung im Durchmesser zu verkleinern. Axial sind ca. 20 mm mehr Bauraum notwendig.
In 25 sind die Konstruktion und die Kennlinien einer Zwei-Scheiben-SAC verdeutlicht.
Es sind inzwischen verschiedene Zweischeibenkupplungen für Motormomente über 500 Nm in Serienanwendung. Diese Kupplungen sind ausschließlich in der bewährten SAC-Technologie ausgeführt.
– Fremdenergie zur Reduzierung der Pendelkraft
Passive Systeme stoßen wirkungsgradbedingt an ihre Grenzen. So geht man derzeit davon aus, dass bei den heute üblichen Pedalwegen (120 ... 160 mm) und Kupplungsabmessungen im Pkw-Bereich für ein Motormoment von 500 Nm gerade noch eine Pedalkraft von 110 N bis 120 N realisiert werden kann. Für Anwendungen oberhalb 500 Nm, bei denen eine Zweischeiben-Kupplung nicht umsetzbar ist, gibt es die Möglichkeit, das Kupplungspedal analog der Servolenkung aktiv zu unterstützen. Um dem Aufwand eines aktiven Systems gerecht zu werden, sind derzeit folgende Einsatzgebiete denkbar.

– Geforderte Pedalkräfte unter 110 N bei Anwendungen zwischen 400 Nm und 500 Nm
– Anwendungen über 500 Nm
– Verkürzung Pedalweg/Neudefinition Ergonomie
– Anwendungen außerhalb Kfz-Bereich (z.B. Nfz, Traktoren)
– Nachrüstung
– Sonderausstattung

Es wurde eine Vielzahl möglicher Varianten und Anordnungen für eine aktive Unterstützung untersucht, wichtige Entwicklungsziele waren hierbei:

– Eigenständige, leicht zu adaptierende Einheit
– Geringste Schnittstellenanforderungen (Add-On)
– Funktionalität unabhängig von anderen Aggregaten (z.B. Verbrennungsmotor)
– Abgrenzung von Clutch by Wire

– Erhaltung der direkten Verbindung zwischen Kupplung und Kupplungspedal
Diesen Anforderungen wird das entwickelte elektrohydraulische System CSA (Clutch Servo Assistance) gerecht. Hierbei handelt es sich um eine elektromotorisch angetriebene Pumpeneinheit, die direkt zwischen Nehmer- und Geberzylinder positioniert ist.
In 26 ist eine Clutch Servo Assistance(CSA)-Anordnung im Gesamtsystem dargestellt.
Die Einheit besteht aus Elektromotor, Elektronik und Hydraulik, wobei die Elektronik lediglich zur Überwachung dient, um das System hinsichtlich Überlast (Temperatur, Strom) zu schützen. Für die eigentliche Funktionalität wird sie nicht benötigt.
Die Hydraulik des CSA, wie in 27 dargestellt, besteht aus einer Innenzahnradpumpe, einem Regelventil und einem Sicherheitsventil, welches eine Kupplungsbetätigung unter allen Bedingungen gewährleistet.

Das System hat fünf mögliche Betriebszustände:

– Ruhezustand	Elektronik und Elektromotor unbestromt
– Stand-By-Betrieb	Elektronik bestromt, Elektromotor unbestromt
– Pumpe dreht	Regelventil offen
– Pumpe dreht	Regelventil im Betriebspunkt
– Notbetrieb	Betätigung über Sicherheitsventil

Das System befindet sich im Ruhezustand, wenn beispielsweise der Zündschlüssel abgezogen ist. In diesem Zustand ist das gesamte System inaktiv und stromlos. Damit hat das System keinen Energiebedarf und es ist keine Funktionalität gegeben.
Ist eine mögliche Betätigungsabsicht gegeben, befindet sich das System im Stand-By-Betrieb. Dieser Zustand ist beispielsweise dadurch definiert, dass sich der Zündschlüssel im Zündschloss befindet. Die Elektronik ist nun aktiv, der Elektromotor jedoch weiterhin unbestromt.
Wird ausgehend vom Stand-By-Betrieb das Kupplungspedal betätigt, wird die Pumpe vom Elektromotor angetrieben. Zunächst erfolgt bis zu einer frei wählbaren Druckschwelle p_S im Ausrücksystem noch keine Unterstützung, da das Regelventil durch eine Feder vorbelastet ist. Die Steuerkante ist noch vollständig geöffnet und die Pumpe kann keinen Druck aufbauen.
Wird die Druckschwelle p_S überschritten, erfolgt eine druckproportionale Unterstützung und das Ausrücksystem wird in die Druckbereiche Hochdruck (p_Nehmer) und Niederdruck (p_Geber) aufgeteilt (siehe 28 und 29), wobei in 28 dargestellt ist: Pumpe dreht, Regelventil im Betriebspunkt (Unterstützung) und in 29 die Messung der Pedalkraft mit und ohne CSA dargestellt ist. Die Proportionalität wird durch den Reduktionsfaktor k ausgedrückt und wird durch das Flächenverhältnis A₂/A₁ des Regelventils bestimmt. Ist beispielsweise eine Halbierung des Druckniveaus oberhalb der Einschaltschwelle p_S im Geberzylinder erwünscht, ergibt sich für das Regelventil ein Flächenverhältnis von A₂/A₁ = 1/2.
Zusammenfassend ergibt sich für die Auslegung des Regelventils die folgende charakteristische Gleichung:
Durch die beiden Parameter Druckschwelle p_S und Reduktionsfaktor k kann damit die Pedalkraftkurve exakt auf zwei Zielwerte korrigiert werden. Bild 29 zeigt hierfür ein Beispiel. Ausgehend von einer maximalen Pedalkraft von 250 N ohne CSA soll dieser Wert auf einen Zielwert von 120 N mit CSA reduziert werden. Für den anschließenden Pedalkraftabfall (Drop-Off) gilt ein Zielwert von 20 N. Diese Vorgaben konnten durch eine Einschaltschwelle von 30 N (entspricht einer Druckschwelle p_S von 5 bar) und einem Reduktionsfaktor von 0.4 erreicht werden.
Eine Ratiovariante für den CSA ist beispielsweise ein Direktantrieb der Pumpe über die Nebenaggregate. Der Vorteil hierbei ist der Entfall von Elektromotor und Elektronik, wodurch unter anderem die Systemkosten signifikant gesenkt werden können. Nachteile sind eine höhere Anforderung an die Schnittstellen zu anderen Systemen sowie die fehlende Funktionalität bei nicht laufendem Verbrennungsmotor.
– Clutch by Wire
Bei modernen Motoren ist das Gaspedal nicht mehr mechanisch mit der Drosselklappe oder der Einspritzanlage verbunden. Stattdessen befindet sich am Gaspedal lediglich ein Sensor, der über ein Steuergerät den Fahrerwunsch an einen Aktor weitergibt (elektrisches Gaspedal). Dadurch ist die Möglichkeit geschaffen, die Motorcharakteristik beliebig an die Fahrsituation anzupassen. Dies ist mittlerweile eine Grundvoraussetzung um das Potenzial heutiger Motoren optimal zu nutzen und einen komfortablen Antrieb zu gewährleisten.
Ein vergleichbares Potenzial für die Kupplung bietet ein Clutch by Wire System (CBW), siehe 30. Dies ist die Einstiegsvariante der Familie der automatisierten Schaltgetriebe und stellt aus Sicht des Handschaltgetriebes die komplexeste Variante zur Kupplungsbetätigung dar. Bei einem CBW entfällt das Ausrücksystem als feste Verbindung zwischen Kupplung und Kupplungspedal und wird durch ein Pedalwegsensor, ein Steuergerät und einen Aktor zur Kupplungsbetätigung ersetzt (30). Die Gestaltung der Betätigungskraft ist durch eine Pedalfeder oder einen vergleichbaren Mechanismus frei wählbar. Damit ist diesbezüglich unabhängig vom Motormoment eine optimale Auslegung möglich.
Um dem hohen Aufwand an Hard- und Software gerecht zu werden, bietet ein CBW-System vielfältige Möglichkeiten den Fahrkomfort zu verbessern. Hierzu zählt insbesondere die Schlupfregelung zur Schwingungsisolation zwischen Verbrennungsmotor und Getriebe.
Analog dem oben erwähnten elektrischen Gaspedal, kann mit CBW ebenfalls die Momentencharakteristik der Kupplung an die jeweilige Fahrsituation angepasst werden. Ein wichtiges Beispiel in diesem Zusammenhang ist der Anfahrvorgang, der durch das Zusammenspiel von Motormoment und Kupplungsmoment geprägt ist. 31 zeigt wie sich in den vergangenen Jahren die Volllastkennlinie eines 2,0 Liter Dieselmotors verändert hat. Im Bereich der Leerlaufdrehzahl arbeiten die Motoren damals wie heute im Saugbetrieb, womit die maximalen Motormomente bei geringen Drehzahlen nahezu unverändert sind. Die maximalen Motormomente und damit auch die Kupplungsmomente haben sich jedoch in den vergangenen Jahren verdreifacht (siehe auch 1). Dies hat zur Folge, dass bei niedrigen Drehzahlen (roter Bereich in 31) ein schwacher Motor mit einer starken Kupplung kombiniert ist.
Mit einem CBW kann dieser Umstand aufgelöst werden. Abhängig von den Informationen wie Motor- und Getriebedrehzahl wird der Zusammenhang zwischen Pedalweg und Kupplungsmoment derart angepasst, dass Motor und Kupplung in jeder Fahrsituation zueinander passen.
Es wurden bereits verschiedene Fahrzeuge mit CBW-Prototypen ausgerüstet und getestet. Dabei wurde durch die eben beschriebene Funktion das Anfahrverhalten im Vergleich zum konventionellen Kupplungssystem deutlich verbessert.
Zusammenfassend lässt sich trotz der Vielzahl der hier vorgestellten technischen Lösungen zur Reduzierung der Pedalkraft, eine klare Abgrenzung des Einsatzbereiches der jeweiligen Variante geben.
Diese ist abhängig von den in 32 dargestellten Parametern des maximalen Motormoments und der gewünschten maximalen Pedalkraft. Die gezeigte Darstellung ist durchaus als eine Empfehlung zur Industrialisierung zu sehen, die je nach Philosophie des Fahrzeugherstellers auch abweichen kann.
Kleinere Schritte lassen sich erreichen mit unabhängiger Optimierung einzelner Komponenten. Die technisch richtigen Lösungen für die Drehmomentanstiege der kommenden Jahre lassen sich nur über die zielgerichtete Dimensionierung des Gesamtsystems lösen.

1: Kupplungsgehäuse
2: Kupplungsdeckel
3: Funktion „Momentenübertragung"
4: Kupplungsdruckfeder
5: Ausrücklager
6: Kupplungsgabel
7: Funktion „Betätigen"
8: Ausrückhebel
9: Einstellmutter
10: Druckplatte
11: Mitnehmerscheibe
12: Schwungrad
13.1: Rolle R1
13.2: Rolle R2
14: Kulissenbahn
15: Kraftzentrum
16: Haltering
17: Servofeder
18: Plattfeder
19: Laufrolle
21: Pedaldrehpunkt
22: Kupplungspedal
23: Pedalbock
24: Elektromotor
25: Elektronik
26: Hydraulik
27: Innenzahnradpumpe
28: Regelventil
29: Sicherheitsventil
30: Steuergerät
31: Kupplungsaktor
32: Pedalwegsensor
33: Drehzahlsensor Getriebeeingangswelle
34: Pedalfeder

Claims

Ausrücksystem für Kupplungen mit mindestens einem Kupplungspedal zur Betätigung von Ein- oder Zweischeibenkupplungen, insbesondere für Fahrzeuge, dadurch gekennzeichnet, dass die zur Betätigung des Kupplungspedals benötigte Kraft in Abhängigkeit der eingesetzten Kupplung modulierbar reduziert wird.