Gemäß Fig. 1 weist ein Fahrzeug 1 eine Antriebseinheit 2, wie einen Motor oder
eine Brennkraftmaschine, auf. Weiterhin sind im Antriebsstrang des Fahrzeuges 1
ein Drehmomentübertragungssystem 3 und ein Getriebe 4 angeordnet. In diesem
Ausführungsbeispiel ist das Drehmomentübertragungssystem 3 im Kraftfluss
zwischen Motor und Getriebe angeordnet, wobei ein Antriebsmoment des Motors
über das Drehmomentübertragungssystem 3 an das Getriebe 4 und von dem
Getriebe 4 abtriebsseitig an eine Abtriebswelle 5 und an eine nachgeordnete Achse
6 sowie an die Räder 6a übertragen wird.
Das Drehmomentübertragungssystem 3 ist als Kupplung, wie z. B. als
Reibungskupplung, Lamellenkupplung, Magnetpulverkupplung oder
Wandlerüberbrückungskupplung, ausgestaltet, wobei die Kupplung eine selbsteinstellende oder
eine verschleißausgleichende Kupplung sein kann. Das Getriebe 4 ist ein
unterbrechungsfreies Schaltgetriebe (USG). Entsprechend dem erfindungsgemäßen
Gedanken kann das Getriebe auch ein automatisiertes Schaftgetriebe (ASG) sein,
welches mittels zumindest eines Aktors automatisiert geschaltet werden kann. Als
automatisiertes Schaltgetriebe ist im weiteren ein automatisiertes Getriebe zu
verstehen, welches mit einer Zugkraftunterbrechung geschaltet wird und bei dem der
Schaltvorgang der Getriebeübersetzung mittels zumindest eines Aktors
angesteuert durchgeführt wird.
Weiterhin kann als USG auch ein Automatgetriebe Verwendung finden, wobei ein
Automatgetriebe ein Getriebe im wesentlichen ohne Zugkraftunterbrechung bei
den Schaltvorgängen ist und das in der Regel durch Planetengetriebestufen
aufgebaut ist.
Weiterhin kann ein stufenlos einstellbares Getriebe, wie beispielsweise
Kegelscheibenumschlingungsgetriebe eingesetzt werden. Das Automatgetriebe kann
auch mit einem abtriebsseitig angeordneten Drehmomentübertragungssystem 3,
wie eine Kupplung oder eine Reibungskupplung, ausgestaltet sein. Das
Drehmomentübertragungssystem 3 kann weiterhin als Anfahrkupplung und/oder
Wendesatzkupplung zur Drehrichtungsumkehr und/oder Sicherheitskupplung mit einem
gezielt ansteuerbaren übertragbaren Drehmoment ausgestaltet sein. Das
Drehmomentübertragungssystem 3 kann eine Trockenreibungskupplung oder eine
nass laufende Reibungskupplung sein, die beispielsweise in einem Fluid läuft.
Ebenso kann es ein Drehmomentwandler sein.
Das Drehmomentübertragungssystem 3 weist eine Antriebsseite 7 und eine
Abtriebsseite 8 auf, wobei ein Drehmoment von der Antriebsseite 7 auf die
Abtriebsseite 8 übertragen wird, indem z. B. die Kupplungsscheibe 3a mittels der
Druckplatte 3b, der Tellerfeder 3c und dem Ausrücklager 3e sowie dem Schwungrad 3d
kraftbeaufschlagt wird. Zu dieser Beaufschlagung wird der Ausrückhebel 20
mittels einer Betätigungseinrichtung, z. B. einem Aktor, betätigt.
Die Ansteuerung des Drehmomentübertragungssystems 3 erfolgt mittels einer
Steuereinheit 13, wie z. B. einem Steuergerät, welches die Steuerelektronik 13a
und den Aktor 13b umfassen kann. In einer anderen vorteilhaften Ausführung
können der Aktor 13b und die Steuerelektronik 13a auch in zwei unterschiedlichen
Baueinheiten, wie z. B. Gehäusen, angeordnet sein.
Die Steuereinheit 13 kann die Steuer- und Leistungselektronik zur Ansteuerung
des Antriebsmotors 12 des Aktors 13b enthalten. Dadurch kann beispielsweise
vorteilhaft erreicht werden, dass das System als einzigen Bauraum den Bauraum
für den Aktor 13b mit Elektronik benötigt. Der Aktor 13b besteht aus dem
Antriebsmotor 12, wie z. B. einem Elektromotor, wobei der Elektromotor 12 über ein
Getriebe, wie z. B. ein Schneckengetriebe, ein Stirnradgetriebe, ein
Kurbelgetriebe oder ein Gewindespindelgetriebe, auf einen Geberzylinder 11 wirkt. Diese
Wirkung auf den Geberzylinder 11 kann direkt oder über ein Gestänge erfolgen.
Die Bewegung des Ausgangsteiles des Aktors 13b, wie z. B. des
Geberzylinderkolbens 11a, wird mit einem Kupplungswegsensor 14 detektiert, welcher die
Position oder Stellung oder die Geschwindigkeit oder die Beschleunigung einer Größe
detektiert, welche proportional zur Position bzw. Einrückposition respektive der
Geschwindigkeit oder Beschleunigung der Kupplung ist. Der Geberzylinder 11 ist
über eine Druckmittelleitung 9, wie z. B. eine Hydraulikleitung, mit dem
Nehmerzylinder 10 verbunden. Das Ausgangselement 10a des Nehmerzylinders ist mit dem
Ausrückmittel 20, z. B. einem Ausrückhebel, wirkverbunden, so dass eine
Bewegung des Ausgangsteiles 10a des Nehmerzylinders 10 bewirkt, dass das
Ausrückmittel 20 ebenfalls bewegt oder verkippt wird, um das von der Kupplung 3
übertragbare Drehmoment anzusteuern.
Der Aktor 13b zur Ansteuerung des übertragbaren Drehmoments des
Drehmomentübertragungssystems 3 kann druckmittelbetätigbar sein, d. h., er kann einen
Druckmittelgeber- und Nehmerzylinder aufweisen. Das Druckmittel kann
beispielsweise ein Hydraulikfluid oder ein Pneumatikmedium sein. Die Betätigung
des Druckmittelgeberzylinders kann elektromotorisch erfolgen, wobei der als
Antriebselement 12 vorgesehene Elektromotor elektronisch angesteuert werden
kann. Das Antriebselement 12 des Aktors 13b kann neben einem
elektromotorischen Antriebselement auch ein anderes, beispielsweise druckmittelbetätigtes
Antriebselement sein. Weiterhin können Magnetaktoren verwendet werden, um
eine Position eines Elementes einzustellen.
Bei einer Reibungskupplung erfolgt die Ansteuerung des übertragbaren
Drehmomentes dadurch, dass die Anpressung der Reibbeläge der Kupplungsscheibe
zwischen dem Schwungrad 3d und der Druckplatte 3b gezielt erfolgt. Über die
Stellung des Ausrückmittels 20, wie z. B. einer Ausrückgabel oder eines
Zentralausrückers, kann die Kraftbeaufschlagung der Druckplatte 3b respektive
der Reibbeläge gezielt angesteuert werden, wobei die Druckplatte 3b dabei
zwischen zwei Endpositionen bewegt und beliebig eingestellt und fixiert werden
kann. Die eine Endposition entspricht einer völlig eingerückten Kupplungsposition
und die andere Endposition einer völlig ausgerückten Kupplungsposition. Zur
Ansteuerung eines übertragbaren Drehmomentes, welches beispielsweise
geringer ist als das momentan anliegende Motormoment, kann beispielsweise
eine Position der Druckplatte 3b angesteuert werden, die in einem
Zwischenbereich zwischen den beiden Endpositionen liegt. Die Kupplung kann mittels der
gezielten Ansteuerung des Ausrückmittels 20 in dieser Position fixiert werden. Es
können aber auch übertragbare Kupplungsmomente angesteuert werden, die
definiert über den momentan anstehenden Motormomenten liegen. In einem
solchen Fall können die aktuell anstehenden Motormomente übertragen werden,
wobei die Drehmoment-Ungleichförmigkeiten im Antriebsstrang in Form von
beispielsweise Drehmomentspitzen gedämpft und/oder isoliert werden.
Zur Ansteuerung des Drehmomentübertragungssystems 3 werden weiterhin
Sensoren verwendet, die zumindest zeitweise die relevanten Größen des gesamten
Systems überwachen und die zur Steuerung notwendigen Zustandsgrößen,
Signale und Messwerte liefern, die von der Steuereinheit verarbeitet werden, wobei
eine Signalverbindung zu anderen Elektronikeinheiten, wie beispielsweise zu
einer Motorelektronik oder einer Elektronik eines Antiblockiersystems (ABS) oder
einer Antischlupfregelung (ASR) vorgesehen sein kann und bestehen kann. Die
Sensoren detektieren beispielsweise Drehzahlen, wie Raddrehzahlen,
Motordrehzahlen, die Position des Lasthebels, die Drosselklappenstellung, die Gangposition
des Getriebes, eine Schaltabsicht und weitere fahrzeugspezifische Kenngrößen.
Die Fig. 1 zeigt, dass ein Drosselklappensensor 15, ein Motordrehzahlsensor 16
sowie ein Tachosensor 17 Verwendung finden können und Messwerte bzw.
Informationen an das Steuergerät 13 weiterleiten. Die Elektronikeinheit, wie z. B.
eine Computereinheit, der Steuerelektronik 13a verarbeitet die
Systemeingangsgrößen und gibt Steuersignale an den Aktor 13b weiter.
Das Getriebe ist als z. B. Stufenwechselgetriebe ausgestaltet, wobei die
Übersetzungsstufen mittels eines Schalthebels 18 gewechselt werden oder das Getriebe
mittels dieses Schalthebels 18 betätigt oder bedient wird. Weiterhin ist an dem
Schalthebel 18 des Handschaltgetriebes zumindest ein Sensor 19b angeordnet,
welcher die Schaltabsicht und/oder die Gangposition detektiert und an das
Steuergerät 13 weiterleitet. Der Sensor 19a ist am Getriebe angelenkt und detektiert
die aktuelle Gangposition und/oder eine Schaltabsicht. Die
Schaltabsichtserkennung unter Verwendung von zumindest einem der beiden Sensoren 19a, 19b
kann dadurch erfolgen, dass der Sensor ein Kraftsensor ist, welcher die auf den
Schalthebel 18 wirkende Kraft detektiert. Weiterhin kann der Sensor aber auch als
Weg- oder Positionssensor ausgestaltet sein, wobei die Steuereinheit aus der
zeitlichen Veränderung des Positionssignals eine Schaltabsicht erkennt.
Das Steuergerät 13 steht mit allen Sensoren zumindest zeitweise in
Signalverbindung und bewertet die Sensorsignale und Systemeingangsgrößen in der Art und
Weise, dass in Abhängigkeit von dem aktuellen Betriebspunkt die Steuereinheit
Steuer- oder Regelungsbefehle an den zumindest einen Aktor 13b ausgibt. Der
Antriebsmotor 12 des Aktors 13b, z. B. ein Elektromotor, erhält von der
Steuereinheit, welche die Kupplungsbetätigung ansteuert, eine Stellgröße in Abhängigkeit
von Messwerten und/oder Systemeingangsgrößen und/oder Signalen der
angeschlossenen Sensorik. Hierzu ist in dem Steuergerät 13 ein Steuerprogramm als
Hard- und/oder als Software implementiert, das die eingehenden Signale bewertet
und anhand von Vergleichen und/oder Funktionen und/oder Kennfeldern die
Ausgangsgrößen berechnet oder bestimmt.
Das Steuergerät 13 hat in vorteilhafter Weise eine
Drehmomentbestimmungseinheit, eine Gangpositionsbestimmungseinheit, eine Schlupfbestimmungseinheit
und/oder eine Betriebszustandsbestimmungseinheit implementiert oder es steht
mit zumindest einer dieser Einheiten in Signalverbindung. Diese Einheiten können
durch Steuerprogramme als Hardware und/oder als Software implementiert sein,
so dass mittels der eingehenden Sensorsignale das Drehmoment der
Antriebseinheit 2 des Fahrzeuges 1, die Gangposition des Getriebes 4 sowie der Schlupf,
welcher im Bereich des Drehmomentübertragungssystems 3 herrscht und der
aktuelle Betriebszustand des Fahrzeuges 1 bestimmt werden können. Die
Gangpositionsbestimmungseinheit ermittelt anhand der Signale der Sensoren 19a und
19b den aktuell eingelegten Gang. Dabei sind die Sensoren 19a, 19b am
Schalthebel und/oder an getriebeinternen Stellmitteln, wie beispielsweise einer zentralen
Schaltwelle oder Schaltstange, angelenkt und diese detektieren, beispielsweise
die Lage und/oder die Geschwindigkeit dieser Bauteile. Weiterhin kann ein
Lasthebelsensor 31 am Lasthebel 30, wie z. B. an einem Gaspedal, angeordnet sein,
welcher die Lasthebelposition detektiert. Ein weiterer Sensor 32 kann als
Leerlaufschalter fungieren, d. h. bei betätigtem Lasthebel 30 bzw. Gaspedal ist dieser
Leerlaufschalter 32 eingeschaltet und bei nicht betätigtem Lasthebel 30 ist er
ausgeschaltet, so dass durch diese digitale Information erkannt werden kann, ob der
Lasthebel 30 betätigt wird. Der Lasthebelsensor 31 detektiert den Grad der
Betätigung des Lasthebels 30.
Die Fig. 1 zeigt neben dem Lasthebel 30 und den damit in Verbindung stehenden
Sensoren ein Bremsenbetätigungselement 40 zur Betätigung der Betriebsbremse
oder der Feststellbremse, wie z. B. ein Bremspedal, einen Handbremshebel oder
ein hand- oder fußbetätigtes Betätigungselement der Feststellbremse. Zumindest
ein Sensor 41 ist an dem Betätigungselement 40 angeordnet und überwacht
dessen Betätigung. Der Sensor 41 ist beispielsweise als digitaler Sensor, wie z. B. als
Schalter, ausgestaltet, wobei dieser detektiert, dass das
Bremsenbetätigungselement 40 betätigt oder nicht betätigt ist. Mit dem Sensor 41 kann eine
Signaleinrichtung, wie z. B. eine Bremsleuchte, in Signalverbindung stehen, welche
signalisiert, dass die Bremse betätigt ist. Dies kann sowohl für die Betriebsbremse als
auch für die Feststellbremse erfolgen. Der Sensor 41 kann jedoch auch als
analoger Sensor ausgestaltet sein, wobei ein solcher Sensor, wie beispielsweise ein
Potentiometer, den Grad der Betätigung des Bremsenbetätigungselementes 41
ermittelt. Auch dieser Sensor kann mit einer Signaleinrichtung in Signalverbindung
stehen.
Eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann eine geeignete
Begrenzung z. B. der Drehmomentenspitzen betreffen.
Es hat sich gezeigt, dass der gesamte Antriebstrang durch dynamische
Massenwirkungen, insbesondere bei schnellem Einkuppeln, zusätzlich belastet
wird. Dadurch können z. B. die Gelenkwellen, das Differential oder auch das
ZMS beschädigt werden. Vorzugsweise durch den Einsatz eines sogenannten
Peak-Torque-Limiters (PTL) kann die Mindest-Einkuppelzeit in vorteilhafter
Weise definiert werden.
Der PTL kann z. B. eine schaltbare Strömungsbremse (Blende) oder
dergleichen sein, welche z. B. nur beim Schließen der Kupplung wirksam ist.
Theoretisch ist diese Blende in Ihrer Wirkung unabhängig von der Viskosität des
Fluids. In der Praxis kann aber durchaus eine Abhängigkeit bestehen.
Insbesondere ein "Hängenbleiben" des Pedals oder "Aufpumpen" der Strecke ist zu
vermeiden. Bei der Auslegung eines PTL (Festlegung des
Blendendurchmessers) kann die untere Grenze z. B. durch funktionale und herstellungsbedingte
Merkmale vorgegeben werden. Es ist möglich, dass z. B. deshalb eine
Reihenschaltung mehrer PTL's vorgesehen wird, um damit ein besseres
Ergebnis zu erzielen.
Zum Beispiel kann durch eine Reihenschaltung von z. B. zwei PTL mit einem
Durchmesser von etwa 1,16 mm bezogen auf die Einkuppelgeschwindigkeit
das gleiche Ergebnis erreicht werden, wie bei der Verwendung eines PTL mit
einem Blendendurchmesser von etwa 0,8 mm.
Es ist auch möglich, dass z. B. ein PTL mit sehr geringem
Blendendurchmesser durch eine Reihenschaltung mehrerer Blenden mit größerem
Durchmesser zur Optimierung der Eigenschaften vorgesehen wird. Dabei ergeben sich
u. a. folgende Vorteile:
- - Wirkung des PTL weitgehend unabhängig von der Fluidviskosität
- - Vereinfachte Herstellbarkeit der Blende
- - Vergrößerter Wirkungsbereich des PTL
- - Reduzierte Verschmutzungsempfindlichkeit.
Insbesondere ein schnelles Einkuppeln stellt für den Antriebsstrang allgemein
und speziell für das ZMS einen gefährlichen Betriebszustand dar. Eine
Möglichkeit die Drehmomentspitzen beim schnellen Einkuppeln zu reduzieren, kann wie
bereits erwähnt darin bestehen, dass zuminderst ein geeigneter Peak-Torque-
Limiter (PTL) verwendet wird. Der verwendete PTL kann einen Druckabfall in
der hydraulischen Strecke bewirken, der die Schließgeschwindigkeit der
Kupplung begrenzt. Beim Schließen der Kupplung sollte der PTL wie eine Blende
funktionieren. Beim Öffnen der Kupplung sollte er keinen Widerstand leisten.
Nach dem Durchflußgesetz für die Blende ist im Gegensatz zur Drossel der
Druckabfall unabhängig von der Zähigkeit und somit der Temperatur des Fluids.
Der erreichbare Mindestdurchmesser der Blende wird also von den
tolerierbaren Drosselverlusten bestimmt. Vorzugsweise werden PTL's bis zu einem
Blenden-Durchmesser von ca. 1,1 mm eingesetzt.
In Fig. 2 ist der errechnete Anpreßkraftaufbau über der Zeit bei RT für einen
PTL mit Blendendurchmesser 0,8 mm im Vergleich zu zwei in Reihe
geschalteten PTL mit Blendendurchmesser 1,16 mm dargestellt. Für eine
Reihenschaltung wurde der PTL derart abgestimmt, dass das gleiche Ergebnis erzielt
wird, wie bei der Verwendung einer kleineren Blende.
In Fig. 3 ist eine schematische Prinzipdarstellung für eine hydraulische
Übertragungsstrecke mit mehreren in Reihe geschalteten PTL's angedeutet.
In Fig. 4 ist ein Beispiel für eine mögliche konstruktive Ausführung
schematisch dargestellt. Der PTL kann ein Gehäuse, eine Feder und mehrere
hintereinandergelegte Scheiben mit den notwendigen Öffnungen für den Fluidstrom
umfassen. Die Blende kann vorzugsweise schaltbar ausgeführt sein. Beim
Öffnen der Kupplung wird der Fluidstrom um die Blende herum geführt. Beim
Schließen der Kupplung ist dieser Weg gesperrt. Das Fluid muss deshalb
durch die Blende strömen.
Die vorgeschlagene Ausgestaltung der Erfindung bietet zahlreiche Vorteile:
- - geringe Viskositätsabhängigkeit
- - einfache Herstellbarkeit
- - vergrößerter Einsatzbereich
- - geringe Schmutzempfindlichkeit (nimmt mit kleinerem Blendendurchmesser
zu).
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung
beschrieben, welche insbesondere eine Übertragungsstrecke zwischen einem
Pedal und einer Kupplung betrifft.
Die Übertragungsstrecke zwischen dem Pedal und der Kupplung setzt einen
Pedalweg in einen Ausrückweg um. Umgekehrt hat auch eine
Ausrückwegänderung (z. B. durch Schwingung des Ausrücklagers) afs Antwort eine
Pedalwegänderung zur Folge. Dieses "Pedalkribbeln" wird oft als störend
empfunden.
Mögliche Abhilfemaßnahmen betreffen meist die hydraulische
Übertragungsstrecke und sind mehr oder weniger effektiv und führen oft zu einer
Verschlechterung der Übertragungseigenschaften.
Demzufolge sollte ein geeigneter Mechanismus vorgegeben werden, der
vorteilhaft in die Pedalanlage oder in den mechanischen Zentralausrücker
integriert werden könnte und auf den Selbsthemmungseigenschaften von
hochübersetzenden Getrieben basiert.
Es ist denkbar, dass eine Entkopplung der Ausrücklagerschwingungen zum
Pedal durch eine rückwirkungsfreie Übertragung der Pedalwege auf die
Kupplung durch z. B. ein rückwärts selbsthemmendes Getriebe realisiert wird.
Damit verbunden ist auch eine Entkopplung der Ausrückkraftkennlinie der
Kupplung von der Pedalkraftkennlinie beim Schließen der Kupplung.
Bei der Entkopplung der Ausrückkraft der Kupplung von der
Pedalkraftkennlinie beim Schließen der Kupplung kann eventuell eine größere Krafthysterese
am Pedal vorliegen, jedoch werden aber große Freiheiten bei der Gestaltung
der Pedalkraft-Wunschkennlinie für das Schließen der Kupplung ermöglicht.
Die Pedalvibrationen, welche insbesondere durch Schwingungen am
Ausrücklager entstehen, werden oft als störend empfunden. Zur Verringerung der
Pedalvibrationen kann die Übertragungsstrecke derart abgestimmt werden, dass
die Eigenfrequenzen der Einzelkomponenten nicht mit den
Anregungsfrequenzen zusammentreffen. Damit wird die Übertragung der Schwingungen in
vorteilhafter Weise erschwert. Die Verschiebung der Eigenfrequenzen durch
Änderung von Masse und Steifigkeit der Systemkomponenten ist oft nur in
begrenztem Umfang möglich insbesondere dann, wenn die
Übertragungseigenschaften der Strecke nicht verschlechtert werden sollen. Oft sind diese
Schwingungsprobleme auch von Toleranzverhältnissen abhängig und werden
deshalb erst kurz vor dem Serienanlauf entdeckt. Als Abhilfemaßnahmen
können dann zum Beispiel Kribbelfilter eingesetzt werden.
Es ist deshalb besonders vorteilhaft, wenn ein anderer Mechanismus
eingesetzt wird. Hierbei wird der Pedalweg beim Öffnen der Kupplung "vorwärts"
über ein hochübersetzendes Getriebe mit gutem Wirkungsgrad übertragen.
Das Schließen der Kupplung kann durch das rückwärts selbsthemmende
Getriebe verhindert werden. Damit findet "rückwärts" auch keine
Kraftübertragung von der Kupplung zum Pedal hin statt. Um die Kupplung zu schließen,
muss das Pedal zurückgezogen werden oder durch eine Rückstellfeder
zurückgedrückt werden. Das Schließen der Kupplung erfolgt dann gegen diese
Federkraft.
Nachfolgend werden einige mögliche Ausführungsbeispiele angegeben. Zur
Umsetzung dieser Grundidee können zahlreiche Getriebevarianten eingesetzt
werden. Der EKM-Aktor kann zur Kupplungsbetätigung auch ein rückwärts
selbsthemmendes Getriebe verwenden.
In Fig. 5 werden die Kraftverhältnisse am Keil dargestellt. Dabei wird die
Grundidee an einem einfachen Modell gezeigt. F1 wird von A auf B
übertragen und dazwischen wird ein Keil mit einem Winkel α vorgesehen. Um ein
rückwärts selbsthemmenden Mechanismus zu erhalten, benötigt man einen
Keilwinkel α mit:
arctan α ≤ µ1 + µ2
für µ1 = µ3 (gleiche Reibverhältnisse an den äußeren Führungen).
Bei Vernachlässigung von µ1 und µ3 und mit einem µ2 = 0,1 erhält man als
Bedingung für die Selbsthemmung:
arctan α ≤ µ2 ≤ 0,1
daraus folgt α 5,7°)
Daraus berechnet sich eine Mindestübersetzung i > 10
daraus folgt i = 10.
Ein selbsthemmendes Getriebe lässt sich je nach Reibbeiwert µ ab
Übersetzungen von i > 5 realisieren. Mögliche Übersetzungen bei Ausrücksystemen
zwischen Pedal und Ausrücklager liegen zwischen 10 und 20. Damit sind die
Grundvoraussetzungen erfüllt.
Die Übersetzungsverteilung kann wie folgt angegeben werden:
In den Fig. 6 bis 8 werden mögliche Ausführungsbeispiele schematisch
dargestellt.
Fig. 6 zeigt nochmals das Keilgetriebe (Problemlösung in der Ebene
dargestellt) in Verbindung mit den beiden Kraftflussrichtungen.
Beim Öffnen der Kupplung wird der Kraftfluss ungehindert vom Pedal auf den
Geberzylinder übertragen, die Übersetzung wird durch den Keilwinkel
bestimmt. Die Mindest-Größe des Keilwinkels ist von den Reibverhältnissen
abhängig.
Beim Schließen der Kupplung wird der Kraftfluss vom Geberzylinder auf das
Pedal durch den Keil behindert. Ein Rückstellen des Pedals kann nur durch
die Rückstellfeder erfolgen.
In Fig. 7 ist eine andere Getriebevariante zur Reduktion der Querkräfte
vorgegeben. In Fig. 8 ist wieder eine andere Getriebevariante dargestellt, wobei
z. B. das Getriebe eine Kurvenscheibe aufweist.
Eine nächste Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann insbesondere ein
hydraulisches Ausrücksystem betreffen. Bei geschlossener Kupplung sollte das
Ausrücklager unter Vorlast stehen. Bei hydraulischen Ausrücksystemen kann
dies z. B. durch eine Vorlastfeder im Nehmerzylinder (NZ) gewährleistet werden.
Eine Vorlastfeder vergrößert allerdings den axialen und evtl. radialen Bauraum
und liefert über dem Ausrückweg keine konstante Vorlast.
Eine weitere Möglichkeit das Ausrücklager unter Vorlast zu halten, kann darin
bestehen, dass am Nehmerzylinder NZ ein permanenter Überdruck aufrecht
erhalten wird. Dies kann z. B. dadurch realisiert werden, dass ein primärseitig
(d. h. zwischen Geberzylinder und Nehmerzylinder NZ) liegendes Vorlastventil
vorgesehen wird. Allerdings kann das Vorlastventil erhöhte
Durchflußwiderstände verursachen. Des weiteren ist ohne konstruktive
Sondermaßnahmen am Vorlastventil keine Vakuum-Druckbefüllung möglich.
Es kann gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung vorgesehen
sein, dass eine Ausrücklagervorlast bei einem hydraulischen Ausrücksystem
z. B. durch einen sekundärseitigen Überdruck vorgesehen wird.
Ein geeignetes Vorlastventil kann sekundärseitig, z. B. zwischen den
Geberzylinder (GZ) und dem Ausgleichsbehälter, vorgegeben sein, wobei die
sekundärseitige Geberzylinder-Kolbenfläche > 0 sein sollte, damit beim
Rückhub Fluid in Richtung Ausgleichsbehälter verschoben wird. Es ist auch
möglich, dass ein Ausgleichsbehälter als Druckspeicher vorgesehen wird.
Daraus ergeben sich u. a. folgende Vorteile:
- - Keine Vorlastfeder → geringerer Bauraumbedarf
- - Konstante Vorlast über Ausrückweg.
- - Toleranzen der Vorlastkraft gering.
- - Geringe Volumenaufnahme, da das gesamte System vorgespannt ist.
- - Geringe Fluidverluste, da alle Dichtungen ständig angepresst werden.
- - Bei Nehmerzylinder NZ mit geteiltem Kolben liegt der innere Kolben
immer am äußeren an → kein Erststartfehler.
- - Eindringen von Luft unmöglich, da der Systemdruck immer größer als der
Umgebungsdruck ist.
- - Beliebige Leitungsverlegung.
- - Beliebige Lage GZ/NZ.
- - Beliebige Lage des Ausgleichsbehälters.
- - Auf Übertotpunktfeder könnte verzichtet werden. Aufpumpen des
hydraulischen Systems somit nicht möglich.
Es hat sich gezeigt, dass die Ausführung eines Ausgleichsbehälters als
Druckspeicher gegenüber dem sekundärseitigen Vorlastventil hinsichtlich
einer Vakuum-Druckbefüllung und zur Gewährleistung eines permanenten
Überdrucks vorteilhafter ist.
In Fig. 9 ist der Aufbau eines hydraulischen Ausrücksystems mit
sekundärseitig liegendem Vorlastventil bzw. Druckspeicher schematisch angedeutet.
Einem sekundärseitiges Vorlastventil liegt folgende Arbeitsweise zugrunde:
Beim Vorhub wird Fluid aus dem Ausgleichsbehälter in den Sekundärraum
des GZ gezogen. Beim Rückhub baut sich auf der Sekundärseite des GZ
der Druck so lange auf, bis der Vorlastdruck erreicht ist. Somit herrscht bei
Erreichen der Schnüffelbohrung im gesamten System der Vorlastdruck.
Mit einem Druckspeicher kann nahezu konstanter Vorlastdruck im
Sekundärraum aufrecht erhalten werden.
Beim Vorlastventil ist der Vorlastdruck GZ-wegabhängig. Die Vorlast im
Sekundärraum wird beim Rückhub nach dem Überfahren der Schnüffelbohrung
aufgrund einem Unterschied zwischen primärseitiger Geberzylinder GZ-
Kolbenfläche AP und sekundärseitiger Fläche AS durch Fluidverschiebung
vom Sekundär- in den Primärraum abgebaut (Fluidverschiebung: ΔV =
Schnüffelspiel (AP - AS)). Um eine sichere Funktion zu gewährleisten, sollte
der am Vorlastventil eingestellte Vorlastdruck größer als der gewünschte
Vorlastdruck sein:
gewünschter Vorlastdruck = (am Vorlastventil eingestellter Druck) -
(Druckabbau in Abhängigkeit von ΔV und
der Volumenaufnahme der hydraulischen
Strecke).
Wenn sich die hydraulische Strecke bei stehendem Geberzylinder abkühlt,
wird die Vorlast abgebaut (je größer die Volumenaufnahme der
hydraulischen Strecke bei Drücken kleiner als der Vorlastdruck, desto geringer ist
der Druckabbau) und dann erst wieder bei Betätigung der Kupplung oder bei
Erwärmung der Strecke aufgebaut.
Der Druckspeicher bewirkt einen konstanten, von der GZ-Bewegung
unabhängigen, Vorlastdruck im Sekundärraum. Die Volumenaufnahme des
Druckspeichers sollte so groß sein, dass sie einen nahezu konstanten Vorlastdruck
gewährleistet.
Dabei können z. B. folgende Kriterien berücksichtigt werden:
- - Änderung Fluidvolumen aufgrund Temperaturschwankungen.
- - Abnahme Fluidvolumen aufgrund von Fluidverlust.
- - Verschiebung der Nullage des Ausrückers aufgrund Kupplungsverschleiß.
Die mögliche konstruktive Ausführung des Druckspeichers kann z. B. einen
elastischen Behälter oder dergleichen vorsehen.
Bei der Verwendung von sekundärseitigem Überdruck kann z. B. auf
eine Übertotpunkfeder verzichtet werden. Da die primärseitige GZ-
Kolbenfläche AP größer als die sekundärseitige Fläche AS ist, wird bei einem
Vorlastdruck pV der Geberzylinder GZ immer mit einer Kraft ≥ pV.(AP - AS)
an seinen hinteren Anschlag gedrückt. Somit könnte, wenn pV und
(AP -AS) hinreichend großgewählt werden, auf eine Übertotpunktfeder in
vorteilhafter Weise verzichtet werden.
Bei fehlender Übertotpunktfeder kann der Geberzylinder GZ nicht mehr
gezogen werden, weshalb ein Nachsaugventil zum Vermeiden von Unterdruck
überflüssig ist. Wenn auf ein Nachsaugventil verzichtet wird, könnte allerdings
bei geöffneter Kupplung und starker Abkühlung der Fluidsäule (d. h. Abnahme
Flüssigkeitsvolumen in Primärraum und Verkürzung der Strecke) der
Geberzylinder GZ-Kolben bei geöffneter Kupplung vor der Schnüffelbohrung liegen
bleiben (je größer die Volumenaufnahme bei Drücken kleiner als Vorlastdruck
ist, desto unwahrscheinlicher ist, dass der Geberzylinder GZ vor
Schnüffelbohrung liegen bleiben kann). Ein Nachsaugventil kann dafür sorgen, dass
der Druck im Primärraum nie unter den Vorlastdruck fällt und der GZ-Kolben
somit immer in seine hinterste Position geschoben wird. Da ohne
Übertotpunktfeder der GZ nicht gezogen werden kann, ist ein Aufpumpen der hydrau-
lische Strecke nicht möglich.
Des weiteren ist eine geringere Volumenaufnahme möglich. Bei
sekundärseitigem Überdruck ist das gesamte System vorgespannt, d. h. mit Ausnahme
des Schnüffelspiels spielfrei. Die hydraulischen Ausrücksysteme besitzen bei
kleinen Drücken eine geringere Steifigkeit als bei höheren Drücken, wie in
Fig. 10 zu erkennen ist. Durch den Vorlastdruck ist somit der Bereich
geringster Steifigkeiten bereits überbrückt. Da keine Luft in das System
eindringen kann, sollte auch keine aus dem System transportiert werden
(vorausgesetzt Befüllung ohne Restluft). Aus diesem Grund kann die Leitungsverlegung
und Lage der Geberzylinder und Nehmerzylinder GZ/NZ beliebig sein. Somit
ist in vorteilhafter Weise eine beliebige Verlegung der hydraulischen
Komponenten möglich.
Bei einer hydraulischen Strecke kann das Vorlastventil (Vorlastdruck 1,3 bar)
z. B. durch ein Druckspeicher (Feder drückt im Ausgleichsbehälter über
Membran auf Fluidsäule) ersetzt werden.
Nachfolgend wird ein druckgesteuertes Ventil z. B. zur partiellen Begrenzung
der Kupplungsschließgeschwindigkeit für fußbetätigte hydraulische
Ausrücksysteme vorgeschlagen.
Heutige Fahrzeuge lassen sich schwerer anfahren, als es noch vor einigen
Jahren üblich war. Die Ursachen dafür können beispielsweise geringe
Leerlaufmomente und lange Achsübersetzungen sein. Daher ist es erstrebenswert,
Hilfsmittel zu entwickeln, die die Anfahrbarkeit von Fahrzeugen mit geringem
Aufwand verbessern können.
Durch die Kenntnis der Kennlinien von Kupplung und Ausrücksystem kann man
Methoden entwickeln, die in den für den Anfahrvorgang kritischen Situationen
eine Hilfe für den Fahrer darstellen.
Es kann z. B. versucht werden, die maximal mögliche
Einkuppelgeschwindigkeit, insbesondere bei hydraulischen und semihydraulischen
Ausrücksystemen, im kritischen Bereich des ersten Momentenaufbaus an der
Kupplung zu reduzieren und damit ein ungewolltes Abwürgen des Motors zu
verhindern.
Der Aufbau einer derartigen Steuerung kann z. B. durch eine Parallelschaltung
von einem Rückschlagventil, einer Blende und einem druckgesteuerten Ventil
zwischen dem Geber- und dem Nehmerzylinder ermöglicht werden. Das
Rückschlagventil kann dafür sorgen, dass das Fluid beim Vorhub ungehindert zum
Nehmerzylinder verschoben werden kann. Das druckgesteuerte Ventil schließt
oberhalb und öffnet unterhalb eines eingestellten Drucks. Beim Rückhub kann
somit die Blende in diesem Bereich die Schließgeschwindigkeit der Kupplung
verringern.
Nachfolgend werden zunächst grundsätzliche Betrachtungen der Funktionalität
einer Steuerung zur partiellen Begrenzung der Schließgeschwindigkeit eines
fußbetätigten hydraulischen Systems angegeben. Danach wird die
Funktionalität und die Möglichkeiten der Auslegung des Ventils und der Blende näher
betrachtet. Dabei zeigen Messungen an einem EKM-Funktionsprüfstand
(hydraulische Strecke) bei einem Funktionsmuster, dass die gewünschte partielle
Geschwindigkeitsreduzierung beim Rückhub erreicht werden kann. Abschließend
werden noch Probleme, die bei der druckgesteuerten Begrenzung der
Kupplungsschließgeschwindigkeit auftreten können, angesprochen und mögliche
Lösungsvorschläge gegeben.
Einige Fahrzeuge lassen sich schwer anfahren, welches mit der Auslegung von
Motoren auf Verringerung von Verbrauch und Verbesserung des
Abgasverhaltens zusammenhängen kann.
Beispielsweise haben kleinvolumige Motoren u. U. hohe Maximalmomente,
welches hohe Kupplungsmomente und -kräfte erfordert, aber nur geringe
Momente im Leerlauf. Dazu kommen lange Achsübersetzungen, die die auf die
Getriebeeingangswelle reduzierte Fahrzeugmasse stark erhöht. Motorseitige
Schwungmassen werden ebenso wie auch die Leerlaufdrehzahlen reduziert.
Um die daraus für das Anfahrverhalten entstehenden Nachteile zu reduzieren,
werden unterschiedliche Maßnahmen vorgeschlagen. Insbesondere können
Veränderungen am Ausrücksystem vorgesehen werden, wodurch ein
verbessertes Anfahrverhalten ermöglicht werden kann.
Eine Möglichkeit, die Einkuppelarbeit zu vereinfachen, wird in Fig. 11
angedeutet. Dort sind der Druck und das übertragbare Kupplungsmoment über dem
Ausrückweg aufgetragen. Innerhalb eines bestimmten Bereichs soll das
Moment an der Kupplung aufgebaut werden, ohne dass die Drehzahl des Motors
zu stark absinkt.
Der interessante Bereich des Momentenaufbaus ist durch einen Rahmen in
Fig. 11 hervorgehoben. In diesem Bereich sollte der Fahrer das Pedal sehr
langsam bewegen, um die Kupplungsschließgeschwindigkeit zu reduzieren.
Insbesondere in diesem Bereich sollen auch die beschriebenen Methoden
wirken, um dem Fahrer das Anfahren zu erleichtern und z. B. das Abwürgen des
Motors zu verhindern.
In Fig. 12 wird das gewünschte Verhalten über der Zeit dargestellt. Der
Geberzylinder (GZ) fährt einen Vollhub, der Nehmerzylinder (NZ) folgt und das
Moment wird durch das Öffnen der Kupplung bis auf Null abgebaut. Nach
kurzer Zeit (beispielsweise Gang einlegen) schließt der Fahrer die Kupplung,
indem er den Weg am GZ wieder zurücknimmt. Der NZ folgt der
Rückwärtsbewegung bis zum Beginn des Momentenaufbaus. Dort (und nur dort) soll das zu
entwickelnde System die Schließgeschwindigkeit und damit den weiteren
Momentenaufbau reduzieren. In Fig. 12 ist diese Stelle durch den Knick im
Ausrückweg angedeutet.
Durch diesen Knick verschiebt sich das weitere Schließen der Kupplung um
einen bestimmten Betrag, dadurch ist die Kupplung auch erst nach dieser Zeit
nach Überfahren der Schnüffelbohrung vollständig geschlossen. Durch diesen
Eingriff in das Ausrücksystem tritt in vorteilhafter Weise kein Momentensprung
auf.
Besonders vorteilhaft ist die Verwendung eines elektronischen
Kupplungsmanagements EKM, da dort die Funktion vom Aktor übernommen wird. Zudem
kann durch die Auswertung zahlreicher Fahrzustandsparameter der
Kuppelvorgang sehr genau auf die jeweils vorherrschende Situation abgestimmt werden.
Es ist auch denkbar, dass eine Methode für hydraulische Ausrücksysteme
vorgesehen werden, bei der die Kupplungsschließgeschwindigkeit z. B.
druckgesteuert eingestellt wird. Folgende Punkte sollten hierbei beachtet werden:
- - Wirksamkeit nur beim Rückhub (Kupplung schließen)
- - Die gesamte Einkuppelzeit soll nicht wesentlich verlängert werden. Es ist
also eine Beschränkung auf den Bereich des ersten Momentenaufbaus
notwendig.
- - Es sollen nach Möglichkeit keine Abhängigkeiten von Temperatur oder
anderen Parametern (z. B. Kupplungsverschleiß) entstehen.
- - Der Fahrer soll möglichst nichts merken.
Der prinzipielle Aufbau des Ausrücksystems mit druckgesteuertem Ventil zur
partiellen Begrenzung der Kupplungsschließgeschwindigkeit ist in Fig. 13
dargestellt. Dabei wird ein prinzipieller Aufbau eines Ausrücksystems mit
druckgesteuertem Ventil (Druckminderventil) zur partiellen Begrenzung der
Kupplungsschließgeschwindigkeit angedeutet.
Wird die Kupplung ausgerückt, strömt über das Rückschlagventil das Fluid
ungehindert vom Geberzylinder zum Nehmerzylinder. Beim Rückhub geht das
Rückschlagventil in seiner Sperrstellung. Das Fluid strömt ungehindert durch
das Druckminderventil. Oberhalb eines NZ-Drucks, der sich aus der Kraft der
Ventilfeder und den Flächenverhältnissen des Kolbens im Ventil ergibt, schaltet
das Ventil in seine Sperrstellung, wie in Fig. 14 angedeutet.
Das Fluid kann nur noch über die Blende abfließen und die
Schließgeschwindigkeit der Kupplung verringert sich. Fällt der Druck am NZ unterhalb eines
Drucks, der sich aus der Kraft der Ventilfeder und den Flächenverhältnissen
des Kolbens im Ventil ergibt, öffnet das Ventil wieder. Das Fluid kann nun
wieder ungehindert strömen.
Im folgenden wird die Wirkungsweise des Druckminderventils und die
Anforderungen an die Blende genauer beschrieben. Zur Untersuchung der
Funktionalität des Systems kann ein Ventil vorgesehen werden, dessen prinzipieller
Aufbau in Fig. 15 dargestellt ist.
Das Ventil kann z. B. als Sitzventil ausgeführt sein. Folgendes
Kräftegleichgewicht gilt am Kolben (Reibung am Dichtelement vernachlässigt):
Hierbei ist:
pNz: Druck am NZ-seitigem Abgang des Ventils [bar]
pGZ: Druck am GZ-seitigem Abgang des Ventils [bar]
(pGZ bzw. pNZ = 0 bei Athmosphärendruck)
d1 bzw. d2: siehe Fig. 15 [mm]
FFeder: Federkraft der Druckfeder im Ventil [N]
Wenn das Ventil schließt, ist pNZ = PGZ. Nach der vorgenannten Gleichung (1)
ergibt sich ein nehmerzylinderseitiger Schließdruck von:
Beim Öffnen des Ventils ist pNZ ≠ pGZ. Der nehmerzylinderseitige Öffnungsdruck
beträgt nach vorgenannter Gl. (1):
Durch Variation des d2/d1-Verhältnisses kann das pNZ,schließt/pNZ,öffnet-Verhältnis
folgendermaßen beeinflußt werden:
d2 < d1 ⇐ pNZ,schließt < pNZ,öffnet
d2 = d1 ⇐ PNZ,schließt = pNZ,öffnet
d2 > d1 ⇐ pNZ,schließt > pNZ,öffnet
Beim Schließen des Ventils fällt pGZ schlagartig ab und steigt beim Öffnen
wieder an. Diese Sprünge der Druckdifferenz zwischen pGZ und pNZ bewirken
bei d2 > d1 Kräfte entgegen der Bewegungsrichtung des Kolben. D. h. bei d2 >
d1 arbeitet das Ventil bei hinreichend großem d2/d1 und hinreichend kleiner
Schalthysterese instabil.
Ist d2 = d1 verursachen Drucksprünge von pGZ keine Kräfte auf den Kolben.
Das Verhalten ist neutral.
Für d2 < d1 wirken die Drucksprünge zwischen pGZ und pNZ in Richtung der
Kolbenbewegung. Sie haben einen Selbstverstärkungseffekt. Das System
arbeitet stabil.
Bei einer Blende ist der Durchflusswiderstand proportional zum Quadrat des
Volumenstroms und temperaturunabhängig. Der Druckabfall aufgrund der
Durchflusswiderstände ergibt sich bei einer laminaren Strömung aus:
Δp = kBlende.ρ.(i.vK.ANZ)2.10-2 [bar] (2)
Hierbei ist:
ρ: Dichte des Fluids [kg/mm3] (ATF-DOT4: 1,075.6 kg/mm3)
kBlende: Konstante in die die Geometrie der durchströmten Blende einfließt
i: Übersetzungsverhältnis zwischen NZ und Ausrücklager
vK: Schließgeschwindigkeit der Kupplung [mm/s]
ANZ: Kolbenfläche NZ [mm2]
Das Zusammenspiel von Durchflusswiderstand und Schließgeschwindigkeit der
Kupplung soll anhand eines Beispiels näher betrachtet werden:
Bei einem hydraulischen Ausrücksystem drückt die Kupplung in dem Bereich, in
dem nur die Blende wirksam ist, beim Rückhub mit einer Kraft von FK = 450 N auf
das Ausrücklager. Zwei Fälle sollen nun betrachtet werden.
Fall 1: Die Kolbenfläche des Zentralausrücker beträgt ANZ,1 = 380 mm2.
Fall 2: Die Kolbenfläche des Zentralausrücker beträgt ANZ,2 = 585 mm2.
In beiden Fällen sei im betrachteten Bereich die Reibung der Zentralausrücker
etwa gleich RNZ = 50 N. Der jeweilige Geberzylinder beider Systeme besitzt ein
Nachsaugventil. Wenn nur die Blenden durchströmt werden, saugt der
Geberzylinder nach, d. h. am Geberzylinder herrscht Atmosphärendruck. Folgende
Druckabfälle ergeben sich an der Blende:
Fall 1: Δp = (FK - RNZ)/ANZ,1.10 = 10,5 bar
Fall 2: Δp = (FK - RNZ)/ANZ,2.10 = 6,8 bar
Nach Gleichung (2) ergibt sich für die Schließgeschwindigkeit der Kupplung:
In Fig. 16 sind für die Blendendurchmesser Werte von d = 0,3 mm (kBlende =
100/mm-4, d = 0,5 mm (kBlende = 13/mm-4) und d = 0,7 mm (kBlende = 3, 4/mm-4)
dargestellt. Daraus ergibt sich, wieviele Blenden in Reihe geschaltet werden
müssen, um eine bestimmte Schließgeschwindigkeit der Kupplung zu realisieren.
Somit zeigt Fig. 16 insbesondere den Einfluss der Anzahl in Reihe
geschalteter Blenden mit 0,3 mm, 0,5 mm und 0,7 mm Blendendurchmesser auf die
Schließgeschwindigkeit der Kupplung. Um kleine Schließgeschwindigkeiten zu
realisieren, können vorzugsweise folgende Möglichkeiten vorgesehen werden:
- - Kleine Blendendurchmesser (wobei fertigungsbedingt Grenzen gesetzt
sind).
- - Reihenschaltung mehrerer Blenden, wobei zu beachten ist, dass ab einer
bestimmten Blendenzahl kaum noch eine Zunahme der
Durchflußwiderstände zu beobachten ist (Anzahl der Blenden proportional zu 1/v
2|K).
- - Große Volumenströme und kleines Druckniveau durch große NZ-
Kolbenfläche und bei semihydraulischem Systemen großes
Übersetzungsverhältnis zwischen NZ und Ausrücklager erzeugen.
Es kann z. B. ein Druckminderventil vorgesehen werden, wobei die Kolbenfläche
des Geberzylinders 198 mm2 und die Kolbenfläche des Zentralausrückers
380 mm2 beträgt. Das Druckminderventil ist derart ausgelegt, dass d1 = d2 = 13 mm
(s. Fig. 15) ist. Parallel zum Druckminderventil liegen drei in Reihe
geschaltete Blenden mit Blendendurchmesser 0,3 mm.
In Fig. 17 sind die Drücke pGZ und pNZ über dem Ausrückweg und dem GZ-
Weg sGZ bzw. dem Ausrückweg sAL über der Zeit bei einer GZ-
Schließgeschwindigkeit von 50 mm/s aufgetragen. Es wird der Druck am GZ
und NZ in Abhängigkeit vom Ausrückweg und GZ-Weg bzw. Ausrückweg über
der Zeit bei einer GZ-Schließgeschwindigkeit von 50 mm/s dargestellt.
Die Schließgeschwindigkeit der Kupplung wird im Bereich, in dem das Ventil
geschlossen ist, von 25 mm/s auf 4,4 mm/s reduziert. In diesem Bereich wird
Fluid über das Nachsaugventil nachgesaugt (pGZ ≍ 0). Das nachgesaugte Fluid
wird von der Kupplung nach Überfahren der Schnüffelbohrung wieder aus dem
System gedrückt.
In Fig. 18 wird dargestellt, wie sich aufgrund der Schaltzeit des Ventils der
Ausrückweg, ab welchem sich das Druckminderventil schließt, mit
zunehmender Schließgeschwindigkeit des Geberzylinder etwas verringert. Der
Ausrückweg, bei dem das Ventil schließt, ist unabhängig von der
Schließgeschwindigkeit:
Es hat sich gezeigt, dass das Druckminderventil oberhalb seines Schließdrucks
zu Schwingungen angeregt wird, d. h. es schließt und öffnet sich mehrfach bis
zum Erreichen seines Schließdrucks. Hierbei spielt es keine Rolle, ob die
Strecke zwischen dem Ventil und dem Zentralausrücker kurz oder fang ist und ob
die lange Strecke nur aus Metalleitung oder aus einem Schlauch- und einer
Metalleitung besteht. Erst als ein Dämpfer (Steifigkeit: 0,18 bar/mm3) vor den
nehmerzylinderseitigen Abgang des Ventils geschaltet wird, können die
Schwingungen vermieden werden (siehe Fig. 19).
In Fig. 19 wird der Druck beim Rückhub am geberzylinderseitigem bzw.
nehmerzylinderseitigem Abgang des Druckminderventils in Abhängigkeit
vom Ausrückweg für die beiden Fälle ohne und mit Dämpfer am
nehmerzylinderseitigem Abgang (GZ-Schließgeschwindigkeit 120/mms) dargestellt.
Dabei ist zu erkennen, dass beim Schließen des Ventils
nehmerzylinderseitig kurzzeitig eine Druckerhöhung auftritt, die die Kupplung sogar ein kleines
Stück in Richtung öffnen drückt. Ohne Dämpfer ist diese Druckerhöhung
wesentlich ausgeprägter, welches zu einem anschließenden Druckeinbruch
führt. Dieser Druckeinbruch ist so groß, dass das Ventil wieder öffnet. Beim
System mit Dämpfer ist die Druckschwingung abgeschwächt und wird
schnell abgebaut.
Grundsätzlich wird das Aufpumpen des Ausrücksystems durch die
vorgeschlagene Einrichtung begünstigt (der Geber saugt bei jeder Betätigung nach). Es
besteht aber die Möglichkeit, diesen Vorgang abzuschwächen, wenn das
Nachsaugventil entfernt wird (Achtung, Pedal-Rückholfeder muß entsprechend
stärker dimensioniert werden, um den GZ-Kolben auch bei Unterdruck hinter die
Schnüffelbohrung SB zu ziehen). Um die Auswirkung des Aufpumpens
(Zerstörung des Nehmerzylinders, oder der Kupplung) zu vermeiden, ist eine
Ausrückwegbegrenzung sinnvoll.
Der Druck, bei dem das Ventil schließt und öffnet, kann fest eingestellt werden.
Dies bedeutet, dass der Druckverlauf beim Rückhub möglichst gleichbleibend
sein sollte.
In Fig. 20 wird gezeigt, dass ein starker Abfall des Druckniveaus dazu führen
kann, dass das Ventil nicht schließt, weil der Schließdruck z. B. aufgrund
derartiger Hysterese nicht mehr erreicht wird.
Der Druckverlauf kann von folgenden Einflussfaktoren beeinflusst werden:
- - Kupplungskennlinie
- - Reibung der Kupplung
- - beim semihydraulischen System Reibung der mechanischen Komponenten
zwischen NZ und Ausrücklager
- - Reibung NZ
- - Fluidreibung zwischen Druckminderventil und NZ.
Insbesondere an diese Einflussfaktoren können folgende Anforderungen
gestellt werden:
- - geringe Fertigungsstreuungen der Funktionalitäten
- - geringe Veränderung über die Lebensdauer
- - geringe Änderung aufgrund von Umgebungseinflüssen (z. B. Temperatur).
Um den Verlauf der Ausrückkraft über der Lebensdauer konstant zu halten,
kann z. B. eine SAC-Kupplung verwendet werden. Um die Fluidreibung
(besonders bei tiefen Umgebungstemperaturen) klein zu halten, sollte das Ventil
möglichst nahe am Nehmerzylinder liegen.
Wenn das Minimum der Ausrückkraft klein gehalten und das Maximum
angehoben (großer Drop Off) wird, kann das Ventil auch noch bei größerem
Absinken des Drucks (s. Fig. 21) schalten. Somit wird in Fig. 21 eine Vergrößerung
des zulässigen Absinkens des Druckes beim Rückhub aufgrund einer
Vergrößerung des sogenannten Drop off's dargestellt.
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung
beschrieben, welche z. B. eine Servounterstützung des Kupplungspedals vorsieht.
Zur Betätigung von Kupplungen für sehr große Motormomente kann eine
Servounterstützung des Kupplungspedals vorteilhaft sein, um die Ausrückraft
geeignet zu reduzieren. Es könnte z. B. vorgesehen sein, dass bei einem
elektronischen Kupplungsmanagement (EKM) mit einem elektromotorischen Aktor ein
elektromotorischer Kupplungsservo verwendet wird.
Im dem Kupplungsservoaktor kann der E-Motor z. B. mittels einer
Rutschkupplung an das Ausrücksystem gekoppelt sein. Dieser kann parallel zum Pedal des
Fahrers wirken. Die im Ausrücksystem als Reaktion auf die
Kupplungsbetätigung wirkende Kraft kann sensiert und dazu eine proportionale Kraft als
Anpresskraft in der Rutschkupplung eingestellt werden. Damit ergibt sich eine
ebenfalls zur Ausrückkraft proportionale Reibkraft im Servoaktor, die den
Ausrückvorgang unterstützt. Dies bedeutet, dass der E-Motor sich schneller drehen
sollte, als wenn dieser starr angekoppelt wäre.
Das Kraftsignal kann z. B.:
- - direkt aus dem Druck eines hydraulischen Ausrücksystems erfasst und in
die Rutschkupplung eingeleitet werden, und/oder
- - mittels eines Kraftsensors in ein elektrisches Signal gewandelt und
einem elektrischen Hilfsaktor zur Betätigung der Rutschkupplung zugeführt
werden.
Diese Möglichkeit wird in Fig. 22 veranschaulicht, wo die Ausrückkraftkennlinie
und die Servokraft über dem Ausrückweg aufgetragen sind.
Ausführungsbeispiele und darauf angewandte Gleichungen, welche den Zusammenhang von
Ausrückkraft und Servokraft beschreiben, werden im weiteren Verlauf
behandelt.
Die schlupfende Ankoppelung des Servomotors bietet den Vorteil, dass das
System robust gegenüber Regelungseinflüssen ist, d. h. Abweichungen bei der
Lage- bzw. Geschwindigkeitsregelung des E-Motors stören nicht, weil, solange
die Rutschkupplung schlupft, die Servounterstützung proportional an die
Ausrückkraft gekoppelt sein kann.
In Fig. 23 ist ein Ausrücksystem mit hydr. Strecke dargestellt, wobei ein Servo
auf das Pedal wirken kann. Dabei zeigt Fig. 23 beispielhaft, wie der
Kupplungsservo bei einem hydraulischen Ausrücksystem an das
Kupplungspedal angebunden sein könnte. Es sind bei dem Ausrücksystem ein
Kupplungspedal (1), ein Geberzylinder (2), eine Leitung (3) und ein Nehmerzylinder (4)
vorhanden. Der Servoaktor (5) mit elektromotorischem Antrieb (6) ist nun durch
eine Druckleitung (7) mit der hydraulischen Strecke (3) und durch einen
mechanischen Abtrieb (8) mit dem Pedal (1) verbunden. Die notwendige
Pedalwegsensierung (9) kann somit im Servoaktor (5) erfolgen. Die Steuer- und
Leistungselektronik (10) ist in vorteilhafter Weise im Servoaktor integriert. Vom
Fahrzeug her wird der Servoaktor über einen Kabelanschluss (11) mit
elektrischer Energie versorgt. Der Fluidausgleich erfolgt auch für die Verzweigung (7)
zum Servoaktor (6) über eine Nachlaufleitung (12) und einen Nachlaufbehälter
(13) am Geberzylinder (2).
Die wesentlichen Elemente des Aktorinnenaufbaus werden in Fig. 24 gezeigt.
Der Antrieb erfolgt durch den E-Motor (1), welcher gleichzeitig mit dem Steuer-
und Leistungselektronikmodul (2) ausgestattet ist. Weiterhin verfügt er über
einen Inkrementalsensor (3) zur Drehrichtungs- und Drehzahl- bzw.
Positionserkennung. Im gezeigten Beispiel wird mittels einer Schnecke (4) ein
Schneckenrad (5) angetrieben, welches auf einer im Gehäuse fixierten Achse (6) gelagert
ist. Das Schneckenrad ist mit einem Reibbelag (7) versehen. Der
Gegenreibbelag (8) befindet sich auf dem Abtriebselement (9) des Aktors, wobei hier ein
Ritzel dargestellt ist. Die Anpressung der Reibbeläge erfolgt mittels des Fluids des
hydraulischen Ausrücksystems, welches über einen Druckanschluss (10) in
einen Hydraulikzylinder (11) gelangt und dort auf einen verschiebbaren Kolben
(12) wirkt. Dieser Kolben muss leckagefrei gedichtet sein (13). Eventuell sorgt
eine Vorlastfeder (14) dafür, dass die Reibbeläge (7, 8) in jeder Situation
anliegen. Die inneren Kräfte dieses Systems werden über Lager (15, 16),
vorzugsweise Axialwälzlager, am Gehäuse abgestützt. Das Innere des Servoaktors
wird durch eine weitere Dichtung (17) vor Schmutz und Feuchtigkeit geschützt.
Der Zusammenhang von Ausrückkraft und Servokraft kann für dieses System
durch folgende Gleichungen beschrieben werden:
und
Also gilt:
Bedeutung der Variablen
FServo: Servokraft bei Kupplungsbetätigung
FKupplung: Ausrückkraft der Kupplung
MReibServo: Reibmoment in der Rutschkupplung des Servoaktors
RReib: Reibradius der Rutschkupplung im Servoaktor
µ: Reibwert der Rutschkupplung im Servoaktor
AServo: Fläche des Hydraulikkolbens im Servoaktor
ANehmerzyl: Fläche des Hydraulikkolbens im Nehmerzylinder
PASystem: Druck im Ausrücksystem
Übersetzung Rutschkupplung Servoaktor zu
Ausrücklager
Wenn das Schneckengetriebe selbsthemmend ist, kann bei geöffneter
Kupplung das Haltemoment (Servo-Haltekraft) auch ohne Dauerbestromung aufrecht
erhalten werden.
Das hier vorgeschlagene System hat außerdem folgende Vorteile:
- - Es ist kein elektrischer Kraftsensor notwendig.
- - Der Pedalweg kann mittels eines im Servoaktor integrierten
Sensors am Aktorabtrieb gemessen werden.
- - Es genügt eine sehr einfache Regelungselektronik, die nur den
Pedalweg und den Sensor des E-Motors auswertet.
- - Der Servoaktor muss nicht direkt am Getriebe befestigt
werden.
- - Semihydraulisches Ausrücksystem und Zentralausrücker sind
möglich.
Im Falle eines Notlaufes, d. h. bei Ausfall des Servomotors, kann durch die
Reibung in der Rutschkupplung die Pedalkraft beim Ausrückvorgang erheblich
erhöhen werden, und zwar über die Ausrückkraft der Kupplung hinaus. Durch
einen Hilfsaktor kann das Anlegen der Rutschkupplung verhindert werden.
Eine Möglichkeit stellt der Einsatz eines Ventils (1) in der Druckleitung (2) zum
Servoaktor (3) dar, vgl. Fig. 25. Die beiden anderen Abgänge der
Hydraulikleitung führen zudem Geberzylinder (4) und zu dem Nehmerzylinder (5).
Das Ventil kann z. B. nur in folgenden Situationen geöffnet werden:
- - Kurzzeitiger Volumenausgleich im Servoaktor bei
geschlossener Kupplung.
- - Bei Kupplungsbetätigung, falls der Servomotor funktionsfähig
ist.
Die notwendige Diagnose des Servomotors ist bei geschlossener Kupplung gut
möglich, indem der Motor kurzzeitig bestromt und die Reaktion der
Inkrementalsensoren ausgewertet wird. Der Verfahrweg ist dabei so klein, dass weder
die Momentenübertragung der Kupplung beeinträchtigt wird, noch der Fahrer
einen Pedalweg wahrnehmen kann.
In Fig. 26 ist ein semihydraulisches Ausrücksystem dargestellt, wobei der
Servo auf eine Ausrückgabel wirkt. Das in Fig. 26 gezeigte System unterscheidet
sich von dem in Fig. 23 dargestellten System insbesondere in folgenden
Punkten:
- - Der Abtrieb (8) des Servoaktors wirkt auf die Ausrückgabel (14)
mit Ausrücklager (15).
- - Der Pedalweg wird über einen Pedalwegsensor (9) erfasst und
über ein Kabel (16) an die, auch hier vorzugsweise im Aktor
integrierte, Steuerelektronik (10) übermittelt.
Eine einfache Betätigungsstrategie wird in Fig. 27 beispielhaft vorgestellt. Sie
beruht auf der Auswertung des Pedalwegsensors (Weg sPedal und
Geschwindigkeit vPedal durch Zeitableitung) und leitet daraus eine Sollgeschwindigkeit vServo
für den Servomotor ab.
- - Bei unbetätigtem Pedal (SPedal = 0) soll auch der Servomotor
stehen.
- - Bei Betätigung des Pedals in Richtung Kupplung öffnen (vPedal
> 0) soll der Servomotor schneller drehen als es der
Pedalgeschwindigkeit entspricht, damit die Reibkraft den
Ausrückvorgang unterstützt.
(Anmerkung: Zu Beginn verschafft der Leerweg bis zum
Verschließen der Schnüffelbohrung und der langsame Kraftaufbau
dem E-Motor Zeit zum Hochlaufen, bis dann die
Servounterstützung spürbar wirkt.)
- - Beim Halten der Ausrückposition bzw. bei langsamer
Rückwärtsbewegung (vPedal ≥ -v1) soll der Servomotor stillstehen oder
sich ganz langsam (vServo = ε) in Richtung Kupplung öffnen
bewegen.
- - Beim schnellen Schließen der Kupplung (vPedal < -v1) soll sich
der Servoaktor langsamer als das Pedal in Richtung schließen
bewegen. Damit bleibt die Servounterstützung auch beim
Schließen der Kupplung erhalten und gleichzeitig wird mit der
Drehzahldifferenz auch der Energieeintrag in die
Rutschkupplung minimiert.
In den Fig. 28 bis 31 sind weitere mögliche Ausgestaltungen eines
Kupplungsservos angedeutet.
Nachfolgend werden gemäß einer weiteren Ausgestaltung der hier
vorgestellten Erfindung insbesondere Maßnahmen zum Vermeiden eines Aufpumpens
der Übertragungsstrecke bei einem Aktor vorgeschlagen.
Es hat sich gezeigt, dass Druckverluste in der Übertragungsstrecke meist
stark von der Viskosität und damit von der Temperatur von der Fluidsäule
abhängen. Ein Aufpumpen der Übertragungsstrecke kann über das
Nachsaugventil im Geberzylinder erfolgen und kann somit die Kupplungssteuerung und
eventuell auch die Betätigung des Zentralausrückers beeinflussen.
Um ein Aufpumpen der Übertragungsstrecke zu vermeiden, kann z. B.
vorgesehen sein, dass die Momentennachführung bei einer vorbestimmten
Temperatur abgeschaltet wird. Vorzugsweise kann bei einer Außentemperatur von
weniger als minus 15° Celsius die Momentennachführung beendet werden.
Dabei hat sich gezeigt, dass eventuelle Längenänderungen durch den
anschließenden Schnüffelvorgang sofort wieder kompensiert werden. Diese
Strategie kann allerdings nur durchgeführt werden, wenn entsprechende
Temperatursignale zur Verfügung stehen. Beispielsweise können diese
Temperatursignale in dem sogenannten CAN-BUS abgelegt werden. Die
Temperaturgrenze, bei der die Momentennachführung eventuell abgeschaltet werden
kann, ist stark abhängig von der Auslegung der Übertragungsstrecke und der
Kupplung.
Ein grundsätzlicher Verzicht sollte allerdings nicht angestrebt werden, wie
durch die folgende Rechnung gezeigt wird:
Druckabfall in der Leitung = Durchflusswiderstand.Volumenstrom
wobei gilt:
Durchflusswiderstand = Viskosität.Konstante
Die durchströmten Komponenten stellen eine Drossel und/oder Blende dar.
Der Druckabfall aufgrund der Durchflusswiderstände ergibt sich bei einer
laminaren Strömung aus:
Hierbei ist:
≙: Volumenstrom [mm3/s]
ρ: Dichte des Fluids [kg/mm3]
ν: kinematische Zähigkeit des Fluids [mm2/s]
kDrossel: Konstante, in die die Geometrie des durchströmten Drosselbereichs
einfließt
kBlende: Konstante, in die die Geometrie des durchströmten Blendenbereichs
einfließt
Für eine sehr kurze Kupplungsleitung ohne Blendencharakteristik ergeben sich
für -20°C beispielsweise folgende Werte:
Grenzwert KDrossel = maximal 70 mm3
Volumenstrom maximal 40 000 mm3/s
Zähigkeit des Fluids ca. 200 mm2/s
Dichte des Fluids ca. 1,075 × 10-6 kg/mm3
Aus der Rechnung ergeben sich alleine für die Kupplungsleitung Druckverluste
von ca. 6 bar. Dieser Wert überschreitet die zulässige Grenze, die je nach
Kupplungsauslegung im Bereich von ca. 4,5 bar liegt. Im konkreten Fall müssen
noch die Durchflusswiderstände der anderen Komponenten addiert werden. Bei
der Viskosität sind mit zunehmender Wasseraufnahme, höhere Werte zu
erwarten.
Es ergeben sich folgende Ergebnisse:
- - Auf eine Abschaltung der Momentennachführung kann unabhängig von
der Streckenauslegung nicht unbedingt verzichtet werden.
- - Ein Aufpumpen führt bei einer Verwendung einer sogenannten SAC-
Kupplung vor allem zu Komforteinbussen. Bei einer konventionellen
Kupplung kann dagegen der Zentralausrücker zerstört oder die Kupplung
beschädigt werden.
Demzufolge kann in vorteilhafter Weise z. B. vorgesehen werden, dass
wenigstens ein, vorzugsweise im Kupplungsaktor integrierter, Temperatursensor
verwendet wird. Besonders vorteilhaft ist es, wenn dabei ein sogenannter NTC-
Sensor verwendet wird. Dieser kann auch dazu verwendet werden, um die
Umlufttemperatur im Bereich des Bürstenträgers zu ermitteln.
Es kann vorgesehen sein, dass dieser Sensor nach einer längeren Standzeit
zumindest als Startwert die ungefähre Umlufttemperatur im Bereich des
Kupplungsaktors anzeigen kann. Ein tiefer Wert kann z. B. als Hinweis auf eine
niedrige Außentemperatur gewertet werden. In jedem Fall müsste auch die
Nachlaufzeit verlängert werden, damit hier korrekte Informationen vorliegen.
Selbstverständlich kann auch ein anderer geeigneter Sensor als Signalquelle
vorgesehen werden. Die Verwendung eines integrierten Temperatursensors hat
jedoch den Vorteil, das auf zusätzliche externe Sensoren verzichtet werden
kann.
Es ist auch möglich, dass die Signale von der Reibwert und/oder der
Greifpunktadaption (GP-Adaption) verwendet werden. Dabei kann z. B. ein Vergleich
der Momentanwerte mit den Langzeitwerten vorgesehen werden. Es hat sich
gezeigt, das ein Aufpumpen der Strecke immer zu einer positiven
Längenänderung führt, dies ergibt eine Verschiebung der Stellmomentenkennlinie in
Richtung größerer Werte. Diese Verschiebung kann wesentlich stärker und
schneller als eine Fluidausdehnung sein, und deshalb gut von einer Fluidausdehnung
unterschieden werden. Demnach können schnelle und starke Verschiebungen
der Stellmomentenkennlinie in positiver Richtung ausschließlich durch ein
Aufpumpen der Strecke erreicht werden.
Als weitere Signalquelle kann auch eine Anschlagserkennung als Hinweis auf
ein Aufpumpen der Übertragungsstrecke verwendet werden. Es ist dabei
möglich, dass die Anschlagserkennung auf eine Soll-Ist-Abweichung reagieren
kann, welche der Aktor nicht ausregeln kann.
In Fig. 32 ist beispielhaft eine Temperaturabhängigkeit der kinematischen
Zähigkeit insbesondere von einer vorbestimmten Bremsflüssigkeit angegeben.
Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann eine
Servo unterstützte Pedalkraftreduktion vorgesehen werden.
Es ist möglich, dass z. B. eine SAC-Kupplung zusammen mit einer geeigneten
Übertotpunktfeder, zu einer wesentlichen Pedalkraftreduktion verwendet
werden können. Um das Leistungsspektrum nach oben zu erweitern, kann z. B.
auch ein elektromotorischer Kupplungsaktor zur servounterstützten
Pedalkraftreduktion vorgeschlagen werden.
Zur Betätigung von Kupplungen für sehr große Motormomente, z. B. bis zu 800 Nm,
kann eine Servounterstützung des Kupplungspedals vorgesehen sein. Die
Ausrückkraftreduzierung der SAC Kupplung ist bei diesen Werten nicht mehr
ausreichend. Es stellt sich damit auch die Frage, wie in Anlehnung an das EKM
mit elektromotorischem Aktor ein elektromotorischer Kupplungsservo realisiert
werden könnte.
Für eine Servounterstützung könnte folgende Anordnung vorgesehen werden:
Pumpe mit Druckspeicher, Regelventil und Medientrennung, Geberzylinder,
Kupplungsleitung, Nehmerzylinder.
Die Medientrennung kann notwendig sein, weil hydraulische Ausrücksysteme
mit Bremsflüssigkeit betrieben werden müssen, und diese wegen ihrer
mangelhaften Schmierwirkung für den Betrieb von Pumpen ungeeignet sind.
Es ist auch denkbar, dass ein elektromotorisch betriebener Geberzylinder
(analog zum EKM-Kupplungssteller), verwendet wird. Dies hat den Vorteil, dass nur
ein Medium verwendet wird und diese Anordnung wesentlich kompakter,
leichter und kostengünstiger ausgeführt werden kann.
Für eine Servounterstützung kann z. B. ein "clutch by wire"-System vorgesehen
werden. Der Kupplungsaktor müßte dann die gesamte Arbeit zum Ausrücken
der Kupplung aufbringen. Deshalb kann hier auch ein Prinzip der Arbeitsteilung
vorgesehen werden, bei dem z. B. ein zweiter - das konventionelle
Ausrücksystem unterstützender - Geberzylinder verwendet wird. Um die Betriebssicherheit
weiter zu erhöhen, kann der zweite Geberzylinder z. B. in Reihe zu dem
vorhandenen Geberzylinder geschaltet werden.
Für eine besonders kostengünstige Ausführung des Kupplungsaktors kann eine
Reduzierung des Elektronikaufwands vorgesehen werden. Es ist möglich eine
Differenzmessung des Druckes von Primärseite zu Sekundärseite
durchzuführen. Bei einer Druckdifferenz größer Null kann der Aktor z. B. vorwärts, bei einer
Druckdifferenz kleiner Null kann dieser z. B. rückwärts bewegt werden und bei
einer Druckdifferenz gleich Null kann dieser die Position halten. Eine
Wegmessung im Aktor ist nicht notwendig, denn es genügen geeignete Endschalter.
Für einen geeigneten Längenausgleich kann z. B. eine Schnüffelstellung
vorgesehen werden. Als Signal kann z. B. ein Schalter im Kupplungspedal verwendet
werden.
Um die Pedalkraft zu reduzieren kann ein beliebiger, z. B. zum Leitungsdruck
proportionaler, Anteil durch eine Servounterstützung bereitgestellt werden.
Diese Servounterstützung funktioniert ohne Medientrennung mit einem
Kupplungsaktor analog zum EKM-System.
In Fig. 33 ist eine Ausrückkraft- und Servokraft-Kennlinie mit Hysterese
schematisch dargestellt.
In Fig. 34 ist ein Servo-Ausrücksystem (clutch by wire) dargestellt, bei dem der
Nehmerzylinder von einem Kupplungsaktor betätigt wird. Der Kupplungsaktor
wird elektronisch durch einen Pedalwegsensor angesteuert. Diese Anordnung
erlaubt eine maximale Entkopplung von der Pedalanlage und dem
Ausrücksystem. Eine geeignete Ansteuerung des Kupplungsaktors wird dabei vorgesehen.
In Fig. 35 ist ein Kupplungsaktor in Reihe geschaltet und wird über einen
Druckdifferenzsensor angesteuert. Dies entspricht einem Servo-
Unterstützungssystem, bei dem der Nehmerzylinder von einem herkömmlichen
Geberzylinder betätigt wird. Zur Reduktion der Pedalkraft wirkt auf die
Sekundärseite des Geberzylinderkolbens ein Druck, der z. B. von einem
Kupplungsaktor erzeugt wird. Der Kupplungsaktor wird derart angesteuert, dass der
Druckdifferenz-Sensor keinen Differenzdruck anzeigt. Über das Verhältnis der
Kolbenflächen von Primärseite und Sekundärseite kann ein beliebiges
Kraftverhältnis i (FStößel mit Servo/FStößel ohne Servo) eingestellt werden.
Folgende Funktionsweise liegt dem System zugrunde:
Fährt der Geberzylinder 1 GZ1 nach vorne, so wird auf der Primärseite ein
Druck aufgebaut. Auf der Sekundärseite entsteht ein Fehlvolumen. Der Druck
sinkt hier sehr schnell auf Null. Der Sensor zeigt eine positive Druckdifferenz,
welche den Aktor zu einer Vorwärtsbewegung des Geberzylinders GZ2
veranlasst. In Folge dessen steigt der Druck auf der Sekundärseite bis zum
Druckausgleich und der Aktor wird gestoppt. Dieser Mechanismus gilt für jede
Vorwärtsbewegung des Geberzylinder 1 GZ1, unabhängig, ob der Druck auf der
Primärseite ansteigt, konstant bleibt oder fällt. Es wird auf der Sekundärseite
immer ein Fehlvolumen erzeugt, das zu einer positiven Druckdifferenz führt.
Umgekehrt funktioniert dieser Ablauf beim Schließen der Kupplung ebenso
stabil. Hier wird auf der Sekundärseite sehr schnell ein extrem hoher Druck
aufgebaut, der den Drucksensor unabhängig vom Druckverhalten auf der Primärseite
eindeutig ansteuert.
Besonders einfach kann der Kupplungsaktor gestaltet werden, wenn der
Druckdifferenzsensor aus einem Kolben besteht, der in seinen beiden Endlagen
jeweils einen Schalter betätigt und im druckneutralen Zustand von zwei Federn in
einer Mittelstellung gehalten wird (s. Fig. 36). Dort wird ein einfacher
Druckdifferenzsensor mit 2 Schaltern und einer neutralen Mittelstellung gezeigt. Der
Aktor kann von diesen Signalen direkt angesteuert werden und folgt den
Befehlen vorwärts, rückwärts und Position halten. Ebenfalls benötigt der Aktor keine
interne Wegmessung, sodass zumindest ein Endschalter genügt.
Weil in bestimmten Situationen ein Längenausgleich in der
Übertragungsstrecke unumgänglich ist, und der dargestellte Sensor keine
Absolutdruckmessungen durchführen kann, könnte z. B. ein dritter Schalter vorgesehen sein, der
anzeigt, wann das System drucklos gemacht werden darf. Eine vorteilhafte
Möglichkeit kann zum Beispiel die Verwendung eines vorhandenen Schalters im
Kupplungspedal sein.
Das vorgeschlagene System bietet unter anderen folgende Vorteile:
- - Beliebige Pedalkraftreduktion realisierbar.
- - Elektromotorischer Kupplungsaktor mit geringer Leistung verwendbar,
wegen Prinzip der Arbeitsteilung.
- - Wenige, einfache Sensoren notwendig (Druckdifferenz-Sensor).
- - Dynamik des Ausrücksystems beim Auskuppeln bleibt weitgehend erhalten.
Wenn der Kupplungsaktor der Stellbewegung zu langsam folgt, dann steigt
die Pedalkraft entsprechend, das ist aber vom Fahrer bei extrem
dynamischen Aktionen subjektiv schwer nachvollziehbar.
- - Dynamik des Ausrücksystems beim Einkuppeln wird durch Trägheit und
Maximalgeschwindigkeit des Kupplungsaktors (integrierte Schutzfunktion)
reduziert.
- - Einfache Steuerung möglich, Kupplungsaktor benötigt keine eigene
Intelligenz.
- - Der Fahrer karin die Kupplung auch bei Ausfall des Systems bedienen
(Bedingung - Aktor steht im Nullpunkt).
Des weiteren sollte versucht werden, dass die Form der Ausrückkennlinie -
bezogen auf das Pedal geeignet beeinflusst und eine vollständige Entkopplung
der Schwingungsübertragung/Geräuschübertragung vom Nehmerzylinder auf
das Pedal erreicht wird.
Nachfolgend wird insbesondere ein Geberzylinder mit Parksperrfunktion für
hydr. Ausrücksysteme mit zugedrückter Kupplung beschrieben.
Für die Parkstellung wird neben der Handbremse/Feststellbremse eine zweite
Einrichtung gefordert, die als Bremse eingesetzt werden kann. In Verbindung
mit einer konventionellen Kupplung wird dazu das Schubmoment des
Verbrennungsmotors verwendet, wobei die Kupplung im neutralen Zustand
geschlossen und der 1. Gang oder der Rückwärtsgang eingelegt ist.
Die Verwendung einer zugedrückten Kupplung kann bei EKM/ASG-Systemen
vorteilhaft sein. Die zugedrückte Kupplung ist im unbetätigten Zustand geöffnet.
In der Kombination mit einem hydraulischen Ausrücksystem (kann nur drücken
und ist im neutralen Zustand drucklos) ist eine stabile Parksperrenfunktion
vorteilhaft. Nachfolgend wird eine Anordnung, welche die gewünschte Funktion mit
einem minimalen Mehraufwand erzielt, vorgeschlagen.
Ein weggesteuertes Ventil in der Übertragungsstrecke kann in einer definierten
Parkposition die hydraulische Verbindung zwischen Geber- und Nehmerzylinder
unterbrechen, wobei die Übertragungsstrecke bis zur Kupplung unter Druck
steht und die Kupplung geschlossen ist. Mit einem zweiten Ventil kann die
Betätigungseinrichtung anschließend kraftfrei gemacht werden.
Um den Aufwand zu minimieren kann das erste Ventil z. B. im Geberzylinder
integriert sein und mittels der Kolbenbewegung betätigt werden. Das Ventil
sollte vorzugsweise in axialer Richtung wirken.
Während des normalen Betriebs kann das erste Ventil immer geöffnet sein.
Die Parkstellung ist vom normalen Betriebsbereich getrennt. Beim Übergang
vom normalen Betriebsbereich in die Parkstellung können sehr hohe Drücke
entstehen (bedingt durch große Toleranzen an der Kupplung und in der
Übertragungsstrecke). Um Beschädigungen zu verhindern, wird das zweite Ventil
verwendet, welches z. B. als Überdruckventil arbeitet.
In der Parkstellung kann das erste Ventil geschlossen werden und damit der
Primärraum im Geberzylinder von der Kupplungsleitung getrennt werden. Um
die Betätigungseinrichtung zu entlasten, kann das zweite Ventil aufgedrückt
werden und damit der Primärraum mit dem Sekundärraum verbunden werden.
In der Parkstellung könnte z. B. die thermisch bedingte Verlängerung der
Übertragungsstrecke zu einem gefährlichen Druckanstieg in der
Übertragungsstrecke führen. Durch eine geeignete Auslegung kann in vorteilhafter Weise auch
das erste Ventil als Überdruckventil verwendet werden. Eine robuste Funktion,
insbesondere bei Verschmutzungen, kann z. B. durch die Verwendung von
EPDM-Dichtungen erreicht werden.
In Fig. 37 ist für eine konventionelle Kupplung der Druck und das übertragbare
Moment über den Stellweg am Geberzylinder dargestellt. Die Kupplung ist im
neutralen Zustand geschlossen und der 1. Gang oder der Rückwärtsgang
eingelegt. Längenänderungen in der Übertragungsstrecke haben keinen Einfluss,
weil diese drucklos ist und der Geberzylinder in der Schnüffelposition steht.
Aus zahlreichen Gründen ist für EKM- und ASG Anwendungen eine
zugedrückte Kupplung eine interessante Alternative. Die zugedrückte Kupplung ist im
neutralen Zustand geöffnet und kann deshalb kein Moment übertragen (s. Fig.
38). Die Realisierung scheitert deshalb oftmals an einem fehlenden Konzept für
die Parksperrenfunktion, das gilt insbesondere dann, wenn die
Kupplungsbetätigung mit einem hydraulischen Ausrücksystem durchgeführt werden soll.
Weil aber hydraulische Ausrücksysteme immer wieder eine notwendige
Randbedingung darstellen, werden hier die Möglichkeiten für eine Kombination einer
zugedrückten Kupplung mit einem hydraulischen Ausrücksystem beschrieben.
Eine einfache Ausgestaltungsmöglichkeit ist insbesondere dann möglich, wenn
der Kuppungsaktor rückwärts selbsthemmend ausgeführt ist, und damit eine
beliebige Stell-Position bei einem definierten Kraftniveau halten kann. Die
Selbsthemmung im Aktor kann jedoch u. U. den Wirkungsgrad beeinflussen.
In Fig. 38 wird für eine zugedrückte Kupplung der Druck und das übertragbare
Moment über den Stellweg am Geberzylinder dargestellt.
Wenn die Parksperre über eine Vorlastfeder an der Kupplung realisiert wird,
sollte ausgehend von diesem Zustand, das Ausrücksystem drücken und ziehen
können, wie dies auch in Fig. 39 dargestellt ist. Hydraulische Ausrücksysteme
und Seilzüge erfüllen diese Anforderung nicht, weil diese nur drücken oder
ziehen können.
In Fig. 39 ist für eine halbzugedrückte Kupplung der Druck und das zu
übertragene Moment über den Stellweg am Geberzylinder dargestellt. Die Wirkkette
der Übertragungsstrecke ist des weiteren in Fig. 40 schematisch dargestellt.
Folgende Randbedingungen können angegeben werden:
- - Die Parksperrenfunktion soll in einem Gleichgewichtszustand aktiviert
bleiben, der ohne Hilfsenergie stabil bleibt.
- - Die Parksperrenfunktion soll den normalen Betrieb nicht beeinflussen.
- - Die Parksperrenfunktion soll in Verbindung mit einer zugedrückten Kupplung
und jedem beliebigen Nehmerzylinder wirken.
- - In der Parksperrenfunktion muss die Kupplung wenigstens das
Schubmoment des Motors übertragen.
- - Das hydraulische Ausrücksystem ist dicht.
Zur Aktivierung der Parksperre kommen verschiedene Signale in Frage, die
jeweils ein wesentliches Unterscheidungsmerkmal zwischen der Parkstellung
und dem normalen Betriebsbereich aufweisen sollten.
Zur Aktivierung der Parksperre kann z. B. ein Ventil in der Übertragungsstrecke
vorgesehen werden. Um die Einflüsse der Übertragungsstrecke z. B. durch
Längenänderung der Fluidsäule zu minimieren, sollte das Verhältnis von
eingeschlossenem Fluidvolumen und hydraulischer Wirkfläche des Nehmerzylinders
möglichst gering sein. Das Ventil sollte also möglichst nah am Nehmerzylinder
platziert werden. Die Betätigung des Ventils kann entweder elektrisch,
mechanisch oder hydraulisch erfolgen. Ein elektrisch betätigtes Ventil in der
Übertragungsstrecke zwischen Geber und Nehmerzylinder ist in Fig. 41 schematisch
dargestellt.
Besonders wesentlich ist die Dichtheit von Ventil und Ausrücksystem. Im
Extremfall sollte das Ausrücksystem für unbestimmte Zeit die Steilposition halten.
Auch unter der Langzeitwirkung eines hohen Druckes ist bei dem
vorgeschlagenem System mit einem Fluidverlust nicht zu rechnen. Volumenänderungen
werden vor allem durch ein Setzen der Gummielemente und eine
Ausdehnung/Kontraktion der Fluidsäule auftreten. Diese sind in Ihrer Größenordnung
aber kalkulierbar und können durch konstruktive Maßnahmen minimiert werden.
Eine Leckage im Ausrücksystem ist nur bei Verschmutzungen zu erwarten,
wobei Sitzventile besonders empfindlich für Verschmutzungen sind. Deshalb
können z. B. Elastomerdichtungen oder dergleichen verwendet werden. Es ist
möglich, ein Vordruckventil (Sitzventil mit Vordruck ca. 1,5 bar) als Ersatz für die
Vorlastfeder im Zentralausrücker vorzusehen.
Das Ventil kann z. B. derart geschaltet werden, dass die Übertragungsstrecke
unterbrochen wird, wenn das Ventil nicht bestromt wird. Damit kann eine
vollständige Entkopplung von der Kupplungssteuerung erreicht und in vorteilhafter
Weise an der Kupplung jederzeit ein beliebiges Moment "eingefroren" werden.
Gleichzeitig kann dieses Ventil auch noch Zusatzfunktionen, wie
Volumenausgleich, Entlüftung etc. durchführen. Durch den Einsatz von elektrischen Ventilen
in der Übertragungsstrecke kann dies auf einfachste Weise realisiert werden.
Die Verwendung eines elektrischen Ventils, welches stromlos die
Übertragungsstrecke unterbricht, stellt eine besonders vorteilhafte Lösung dar.
Es ist auch denkbar, dass eine mechanische Betätigung (weggesteuert)
verwendet wird. Eine einfache, schematische Darstellung einer weggesteuerte
Betätigung ist in Fig. 42 dargestellt, wobei einerseits der Betriebsbereich (Ventil
offen) und andererseits die Parkstellung (Ventil geschlossen) in verschiedenen
Darstellungen gezeigt sind. Das Ventil wirkt in radialer Richtung und trennt den
Primärraum im Geberzylinder von der Kupplungsleitung. Das Ventil wird gegen
eine Federkraft durch den Kolben betätigt. Um den Betätigungsvorgang zu
entlasten, wird das im Primärraum eingeschlossene und unter Druck stehende
Fluidvolumen durch die Verschiebung des Kolbens expandiert, sodass der Druck
fällt bis die Nachsaugfunktion aktiviert wird. Dabei ist die Trennung der
Parkfunktion von der normalen Kupplungsbetätigung besonders vorteilhaft.
In Fig. 43 wird der Kraftverlauf am Kolben über den Stellerweg dargestellt.
Das weggesteuerte Ventil 1 arbeitet in axialer Richtung und wird in den
Geberzylinder-Kolben integriert. Beim Übergang vom normalen Betriebsbereich in die
Parkstellung können sehr hohe Drücke entstehen (bedingt durch große
Toleranzen an der Kupplung und in der Übertragungsstrecke). Um den Druck zu
begrenzen und Beschädigungen zu verhindern, wird ein Ventil 2 verwendet, das
zwischen Primär- und Sekundärraum sitzt, und als Überdruckventil arbeitet. In
der Parkstellung wird das Ventil 1 geschlossen und damit der Primärraum im
Geberzylinder von der Kupplungsleitung getrennt. Um die
Betätigungseinrichtung zu entlasten, wird das Ventil 2 mechanisch betätigt und damit der
Primärraum im Geberzylinder zum Sekundärraum geöffnet. In der Parkstellung könnte
z. B. die thermisch bedingte Verlängerung der Übertragungsstrecke zu einem
gefährlichen Druckanstieg in der Übertragungsstrecke führen. Durch eine
geeignete Auslegung wirkt auch das Ventil 1 als Überdruckventil.
Eine besonders vorteilhafte Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung ist in den
Fig. 44 bis 46 schematisch angedeutet, wobei der Geberzylinder in
verschiedenen Betriebsphasen dargestellt ist. In Fig. 44 ist der Geberzylinder im
normalen Betriebsbereich gezeigt, d. h. das Ventil 1 ist geöffnet, und das Ventil
2 ist geschlossen. In Fig. 45 ist der Geberzylinder in einer Parkstellung -
Phase 1 dargestellt, d. h. das Ventill und das Ventil 2 sind geschlossen. In Fig. 46
ist der Geberzylinder in einer Parkstellung - Phase 2 dargestellt, d. h. das
Ventill ist geschlossen und das Ventil 2 ist geöffnet.
In Fig. 44 wird das Nachsaugventil im Geberzylinder-Kolben durch ein
Überdruckventil (Ventil 2) ersetzt, die Funktion des Nachsaugventils wird in den
Nutring verlegt. Im normalen Betriebsbereich ist das Überdruckventil durch eine
Federvorlast geschlossen, d. h. es gibt keine störenden Beeinflussungen.
Bei einem möglichen Auslegungsbeispiel mit einer hydr. Wirkfläche A2 von
etwa 4 mm2 kann das Ventil 2 z. B. derart eingestellt werden, dass es bei einem
Druck von über 30 bar öffnet. Die Federvorlast F sollte dann nur etwa 12 N
betragen. Das Ventil 2 ist im normalen Betrieb (Druck 0 bis 20 bar) also immer
geschlossen.
Zur Aktivierung der Parksperrenfunktion, sollte der Kolben bis an den vorderen
Anschlag ausgerückt werden, so dass die Verbindung zum Nehmerzylinder
durch das Ventil 1 unterbrochen wird. Auf den Geberzylinderkolben wirkt der
Druck in der Leitung über die Wirkfläche A1 und der Druck im Primärraum. Um
die Betätigungseinrichtung zu entlasten, sollte der Druck im Primärraum
reduziert werden, dazu kann der Kolben weiter in Richtung öffnen verschoben
werden. Zunächst steigt der Druck im Primärraum schnell an, spätestens jetzt wird
die Ansprechschwelle des Druckbegrenzungsventils erreicht und der Druck
bleibt konstant bis das Ventil 2 mechanisch geöffnet wird. Der Druck im
Primärraum fällt dann auf Atmosphärendruck, sodass auf den Kolben nur noch eine
sehr geringe Kraft wirkt, die sich durch die Wirkfläche A1 und den in der Leitung
wirkenden Druck ergibt (Beispiel 20 bar × 3 mm2/10 = 6 N). Wenn sich diese
Kraft durch einen Druckanstieg in der Leitung erhöht und die an der Feder
voreingestellte Kraftschwelle überschreitet, kann sich das Ventil 1 kurzfristig öffnen
und der Druck wieder abgebaut werden.
Dabei können sich insbesondere folgende Vorteile ergeben:
- - Alle Ventile werden mit EPDM-Dichtungen ausgeführt, damit erhöht sich die
Funktionssicherheit bei Verschmutzungen.
- - Wenn Ventil 1 in axialer Richtung wirkt, genügt ein zusätzlicher Stellweg für
die Parkfunktion von ca. 1 mm, um alle Funktionen darzustellen.
- - Die gezeigte Ausgestaltung hat keine Nachteile auf andere Funktionen, wie
z. B. Entlüftung, Vakuumbefüllbarkeit, Reibungseigenschaften,
Volumenausgleich, Volumenaufnahme etc.
- - Eine Erwärmung der Fluidsäule kann vermieden werden, sodass es zu
keinem Druckanstieg und zu keiner Zerstörung des Ausrücksystems kommt.
- - Starke Streuungen bezüglich des Druck/Kraftniveaus in der Parkstellung
können verhindert werden.
- - Ungewollte Stellbewegung am Nehmerzylinder werden vermieden.
- - Einfacher Aufbau.
- - Der Kuppungsaktor weist einen vorteilhaft geringen Stellbereich zur
Aktivierung der Parkfunktion auf.
Die Funktion des Ausrücksystems wird auch unter Extrembedingungen
ermöglicht. Bei einer Fluidausdehnung wird der Druck im Ausrücksystem ansteigen,
bis das Druckbegrenzungsventil geöffnet wird. Bei einer Fluidkontraktion öffnet
sich die Kupplung selbständig, hier muss durch eine geeignete
Volumenauslegung ein ausreichender Sicherheitsabstand vorgesehen sein. Eine
Stellbewegung an der Kupplung ist unbedeutend, solange das Schubmoment des Motors
übertragen werden kann. Eine hydraulische Betätigung des Ventils kann zum
Beispiel über einen Volumenstrom oder einen Druck erfolgen. Mit dem
vorgeschlagenen System kann auf besonders vorteilhafte Weise die gewünschte
Funktionalität sichergestellt werden.
Nachfolgend wird gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden
Erfindung eine Erkennung von Flüssigkeitsverlusten in der hydraulischen Strecke
z. B. zwischen dem Geber- und dem Nehmerzylinder vorgeschlagen, um daraus
resultierende gefährliche Situationen zu vermeiden.
Insbesondere bei Fahrzeugen mit einer automatisierten Kupplung und/oder mit
einem automatisierten Getriebe können z. B. durch Korrosion und
Beschädigungen, z. B. am Geberzylinder und/oder an der Dichtung, verursachte
Flüssigkeitsverluste bzw. Leckage vorkommen. Dies kann insbesondere dazu führen,
dass die Kupplung zum Gangwechsel bzw. zum Anhalten nicht mehr vollständig
geöffnet werden kann. Insbesondere wenn keine Momentennachführung
vorgesehen ist, kann dadurch die Schnüffelbohrung bis zur Auslösung der
Schaltabsicht geöffnet bleiben. Dieser Fehler kann bei bekannten Steuerungen nicht
erkannt werden. Der Kupplungswegsensor im Medientrenner zeigt dabei ein
plausibles Signal, sodass der Sollweg entsprechend eingeregelt wird. Auch das
bekannte elektronische System kann diesen Fehler nicht erkennen.
Es gibt unter anderen drei Situationen, die als äußerst gefährlich bis kritisch
einzustufen sind.
- 1. Das Fahrzeug steht, der Motor läuft, der Fahrer ist ausgestiegen und hat
die Kriechfunktion über den Handbremsschalter deaktiviert. Das
Fahrzeug könnte sich bei obigen Fehler selbständig in Bewegung setzten.
- 2. Die Kupplung kann zum Anhalten nicht richtig getrennt werden. Der
Fahrer muss im schlimmsten Fall über die Betriebsbremse den Motor
abwürgen.
- 3. Beim Schalten kann kein neuer Gang eingelegt werden oder aber die
Synchronisierung wird beschädigt.
Der unter 1 genannte Fall ist sicherlich als der gefährlichste einzustufen, da
keine Reaktion seitens des Fahrers möglich ist. Um diese Situation zu
vermeiden, kann z. B. vorgesehen werden, dass die Steuerung in bestimmten
Situationen auf Neutral geschaltet wird. Diese Situation kann z. B. vorliegen, wenn das
Fahrzeug steht (Fahrzeuggeschwindigkeit kleiner als eine vorbestimmte
Geschwindigkeit), wenn die Gangstufe gewählt ist, d. h. der Wählhebel nicht auf
der Neutralstellung steht, wenn die Handbremse bzw. die Betriebsbremse
betätigt wird, und/oder wenn der Zustand für bestimmte Zeit z. B. länger als 5 sec.,
aktiviert wird.
Bei diesen vorbeschriebenen Situation kann bei dem ASG-System die
Getriebesteuerung die Neutralstellung in vorteilhafter Weise wählen.
Eine weitere Möglichkeit kann dadurch vorgesehen werden, dass die
Auswertung des Türsignals der Fahrertür verwendet wird, um dann wiederum nach
einer bestimmten Zeit die Neutralstellung zu wählen. Es ist auch denkbar, dass
die Funktion bei betätigter Betriebsbremse aktiviert wird.
Eine Rückkehr zur Normalfunktion kann z. B. vorgesehen werden, wenn der
Fahrer im Fahrzeug erkannt wird, z. B. durch das Loslassen der Betriebsbremse
insbesondere bei zweipoligem Schalter, oder wenn das Gaspedal betätigt wird.
In diesem Fall wird der Gang eingelegt und es erfolgt das Anfahren bzw.
Ankriechen. Ein Lösen der Handbremse sollte als zweipoliges Signal nicht zur
Fahrererkennung herangezogen werden, denn ein Kabelbruch bei der
Übertragungsleitung des Handbremssignals könnte somit in dieser Situation auch kein
Risiko mehr darstellen.
In der Regel wird der Fahrer die Verzögerung bis zum Einlegen des Ganges
kaum wahrnehmen. Es ist denkbar, dass der Wählaktor im Getriebe bereits
zuvor in der Gasse vor dem ersten Gang stehen bleibt, um die Zeitverzögerung
möglichst kurz zu halten. Außerdem sollte über das Display ein blinkendes "N"
angezeigt werden.
Der unter 2. genannte Fall ist als nicht so gefährlich einzustufen, da der Fahrer
die Möglichkeit hat, das Fahrzeug mit der Bremse entgegen des sich
aufbauenden Leerlaufreglermoments zum Stillstand zu bringen. Eine Erkennung mit
nachfolgendem aktiven Abschalten des Motors könnte auch durchgeführt
werden. Besonders vorteilhaft ist es dabei, wenn die Funktion in die
Motorsteuerung integriert wird, da diese am besten erkennt, wann über den Leerlaufregler
ein Motormoment aufgebaut werden soll und mit den Informationen der
Kupplungssteuerung auch in der Lage ist, den Motor aktiv auszuschalten.
Diese Vorgehensweise, dass der Motor aktiv ausgeschaltet wird kann
vorzugsweise in der Situation vorgesehen werden, wenn die Betriebsbremse betätigt,
die Kupplung den Status offen sendet, die Motordrehzahl unter der
Leerlaufsolldrehzahl ist, und/oder das Moment des Leerlaufreglers erhöht wurde,
insbesondere über einen vorbestimmten Grenzwert.
Es kann auch vorgesehen werden, dass der Motor nur dann aktiv über das
EKM-Steuergerät ausgeschaltet wird, wenn bei betätigter Betriebsbremse und
zu tiefer Motordrehzahl zusätzlich der Druck im Primärkreis nicht ausreichend
ist, um die Kupplung zu öffnen oder aber bereits ein Fehler im Lageregler
erkannt wurde (unabhängig vom Motormoment).
Der unter 3. genannte Punkt führt schlimmstenfalls zum Liegenbleiben oder zu
einem defekten Getriebe. Um diesen Zustand trotzdem zu überwachen, könnte
z. B. vorgesehen werden, dass eine geeignete Statistik bei der Synchronisierzeit
geführt wird. Somit wäre zuminderst ein schleichender Fehler erkennbar.
Eine weitere Ausgestaltung dpr hier vorgestellten Erfindung kann eine
Entlüftung z. B. einer hydraulische Übertragungsstrecke bei einem EKM- oder ASG-
System vorsieht.
Bei einem EKM- oder ASG-System kann Luft in die hydraulische Strecke
gelangen, welches sich z. B. dadurch äußert, das fälschlicherweise zuviel
Kupplungsmoment eingestellt wird. Die hydraulischen Systeme sowie die Software
sind derart ausgelegt, dass sich das System entlüften kann.
Es hat sich gezeigt, das diese Entlüftung eine gewisse Zeit in Anspruch nimmt.
Bis die vollständige Entlüftung durchgeführt ist, können u. U. Komforteinbussen
bei dem bekannten System auftreten.
Um dies zu vermeiden, kann gemäß einer Weiterbildung der Erfindung
vorgesehen sein, diese Situation zu erkennen und durch geeignete Maßnahmen ein
schnelleres Entlüften zu gewährleisten.
Zum Erkennen dieser Situation können beispielhaft die folgenden Möglichkeiten
angegeben werden:
- 1. Bei der Einstellung eines zu hohen Kupplungsmomentes kann dies z. B.
beim Kriechen des Fahrzeuges dadurch erkannt werden, dass die
Motordrehzahl stärker einbricht als bei einem Kriechvorgang mit korrektem
Greifpunkt. Das heißt die Situation wird erkannt, wenn gilt:
nMotor < nLeerlauf - K;
dabei kann K jeden positiven Wert annehmen, wobei besonders sinnvoll
ist, wenn K einen Wert in der Größenordnung von etwa 200 U/min
annimmt.
- 2. Insbesondere bei EKM-Systemen wird der Greifpunkt der Kupplung
regelmäßig adaptiert. Zum Erkennen der Situation kann die Veränderung
des Greifpunktes bei einer einzelnen Adaption herangezogen werden.
Wenn die Veränderung größer als ein vorbestimmter Grenzwert von z. B.
1 mm ist, kann erkannt werden, das Luft im System ist und eine
Entlüftung durchgeführt werden sollte.
Selbstverständlich kann eine derartige Situation auch noch auf andere Art und
Weise erkannt werden.
Wenn die Situation (eine Entlüftung ist notwendig) erkannt wird, kann z. B.
vorgesehen werden, dass die Luft aus dem System herausgepumpt wird. Dabei
kann vorgesehen sein, dass die Kupplung z. B. zyklisch geschlossen und
geöffnet wird, wobei vorzugsweise geeignete Rampenfunktion verwendet werden
können. Dieser rampenförmige Betrieb der Kupplung ist vorzugsweise in den
zwei nachfolgend beschriebenen Situationen denkbar:
- 1. In der Neutralstellung.
- 2. Bei einer Fahrt, bei der über die Kupplung nur relativ wenig Moment
übertragen werden muss. In einer derartigen Situation kann die Kupplung
zyklisch vollständig geschlossen werden. Nach dem Schließen kann eine
Position bei der Kupplung angefahren werden, bei der noch genügend
Moment übertragen wird, sodass es nicht zum Schlupf an der Kupplung
kommt.
Eine weitere Möglichkeit kann darin bestehen, dass vorbestimmte Funktionen,
wie z. B. "Schnüffeln bei Neutral", mehrfach hintereinander vorgesehen wird. Es
ist auch denkbar, dass die Schnüffelfunktion im normalen Fahrbetrieb zyklisch
nach dem Verstreichen eines vorbestimmten Zeitintervalls angestoßen wird. In
diesem Fall kann bei einer zu entlüftenden Übertragungsstrecke die Zeit
herabgesetzt werden, um eine höhere Schnüffelhäufigkeit zu erreichen (z. B. 10 sec.
statt 60 sec.). Selbstverständlich sind auch andere Zeitintervalle möglich.
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung
beschrieben, bei der insbesondere eine mögliche Blockadebehebung bei einer
Inbetriebnahme eines Getriebe vorgesehen wird.
Bei einer Inbetriebnahme eines Getriebes, z. B. im Getriebewerk oder bei der
Endmontage, kann es beim Anfahren der Gangendlagen zum Blockieren des
Getriebes kommen, falls sich das Getriebe nicht dreht. Es hat sich gezeigt, das
eine derartige Blockade, z. B. durch klebende Synchronringe oder bei einer
Zahn-Zahn-Stellung, auftreten kann.
Es kann gemäß einer Weiterbildung der vorliegenden Erfindung vorgesehen
werden, dass im Fall einer Blockade einer Gangendlage das Getriebe intern
derart gedreht wird, dass sich die vorherige Stellung der Getriebe-Zahnräder
zueinander verändert. Bereits durch geringfügige Stellungskorrekturen können
ausreichende Veränderungen erzeugt werden, um die vorher blockierte
Gangendlage entsprechend anfahren zu können. Die Stellungskorrektur kann z. B.
durch das Lernen bzw. Einlegen eines anderen Ganges erfolgen. Anschließend
kann der vorher blockierte Gang gelernt bzw. eingelegt werden.
Die Wahl des zu korrigierenden Ganges ist abhängig von der Übersetzung, d. h.
dass der korrigierende Gang eine möglichst große Verdrehung innerhalb des
Getriebes bewirken sollte. Des weiteren kann dieser Gang eine
Synchronisierung aufweisen, welche beim Einlegen des Ganges unterstützend wirken kann.
Dadurch kann eine Zahn-Zahn-Stellung in vorteilhafter Weise vermieden
werden.
Eine mögliche Reihenfolge beim Lernen der Gangendlagen kann z. B. R-1-2-3-
4-5 sein. Wenn beispielsweise der Gang 2 blockiert ist, kann vorzugsweise
folgende Reihenfolge gewählt werden: R-1-2-3-2-4-5. Wenn auch beim zweiten
Einlernversuch des Ganges 2 eine Blockierstellung auftritt, könnte folgende
Reihenfolge vorgesehen sein: R-1-2-3-2-4-2-5. Anschließend könnte eventuell
wieder Gang 2 gewählt werden.
Diese Reihenfolge hat den Vorteil, das zum Verdrehen des Getriebes Gänge
verwendet werden, die noch nicht gelernt wurden. Somit kann sich ein
Zeitvorteil ergeben (im Vergleich bei der Verwendung eines bereits gelernten Ganges).
Dies ist besonders hinsichtlich der Herstellungskosten ein besonderer Vorteil.
Es ist auch möglich, dass zum Verdrehen des Getriebes der Gang mit der
höchsten Übersetzung, im allgemeinen der Gang 1, verwendet wird. Dies
insbesondere dann, wenn auch nach den vorgenannten Maßnahmen der Gang
nicht eingelegt werden kann. Der Gang mit der höchsten Übersetzung erzielt
die größte Verdrehung an der Getriebeeingangswelle (GE), da die
Getriebeausgangswelle (GA) im Vergleich zur Getriebeeinganswelle eine größere
Massenträgheit aufweist, d. h. es wird sich die Getriebeeingangswelle verdrehen und
nicht die Getriebeausgangswelle.
Nachfolgend werden beispielhaft die Übersetzung der Gänge 1 und 5
angegeben:
Übersetzung Gang 1: 10 : 1, d. h. eine Umdrehung an der
Getriebeausgangswelle entsprechen 10 Umdrehungen an der
Getriebeeinganswelle
Übersetzung Gang 5: 1 : 1, d. h. eine Umdrehung an der
Getriebeausgangswelle entspricht einer Umdrehung an der
Getriebeeingangswelle.
Daraus ergibt sich folgende Lernreihenfolge:
R-1-2-3-2-4-2-5-2-1-2
Bei einer Blockadestellung im letzten zu lernenden Gang, z. B. Gang 5, kann
folgende Reihenfolge gewählt werden:
R-1-2-3-4-5-1-5-2-5-3-5
Es kann des weiteren vorgesehen sein, dass z. B. nach 5 wiederholten
Einlernversuchen die Inbetriebnahme abgebrochen wird, da dann ein Vorliegen eines
mechanischen Problems sehr wahrscheinlich ist, welches nur durch eine
geeignete Reparatur zu beheben ist.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind
Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die
Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder
Zeichnungen offenbarte Merkmalskombination zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere
Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des
jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines
selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmalskombination der
rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Da die Gegenstände der Unteransprüche im Hinblick auf den Stand der Technik
am Prioritätstag eigene und unabhängige Erfindungen bilden können, behält die
Anmelderin sich vor, sie zum Gegenstand unabhängiger Ansprüche oder
Teilungserklärungen zu machen. Sie können weiterhin auch selbständige
Erfindungen enthalten, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden
Unteransprüchen unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Ausführungsbeispiele sind nicht als Einschränkung der Erfindung zu
verstehen. Vielmehr sind im Rahmen der vorliegenden Offenbarung zahlreiche
Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente
und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination
oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen
Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in
den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder
Verfahrensschritten für den Fachmann im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe entnehmbar sind
und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen
Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-,
Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.